tác dụng, quỹ đạo của mặt phẳng quay của bánh xe trùng với đường thẳng AA. Đường giữa của vết tiếp.

tác dụng, quỹ đạo của mặt phẳng quay của bánh xe trùng với đường thẳng AA. Đường giữa của vết tiếp xúc trùng với hướng chuyển động làm với mặt phẳng quay của bánh xe một góc l[r]

Chƣơng 1: LỰC VÀ MÔ MEN TÁC DỤNG LÊN Ơ TƠ

TRONG Q TRÌNH CHUYỂN ĐỘNG

1.1 ĐƢỜNG ĐẶC TÍNH TỐC ĐỘ CỦA ĐỘNG CƠ

Đường đặc tính tốc độ động đồ thị biểu thị phụ thuộc cơng suất có ích Ne, mơ men xoắn có ích Me, tiêu hao nhiên liệu suất tiêu hao nhiên liệu ge theo số vịng quay n theo tốc độ góc  trục khuỷu

Có hai loại đường đặc tính tốc độ động cơ:

- Đường đặc tính tốc độ cục

- Đường đặc tính tốc độ ngồi, gọi tắt đường đặc tính ngồi động

Đường đặc tính ngồi nhận lượng nhiên liệu cấp cho động cực đại, tức bướm ga mở hoàn toàn động xăng bơm cao áp ứng với chế độ cấp nhiên liệu hoàn toàn động diesel Còn bướm ga bơm cao áp vị trí trung gian ta nhận đường đặc tính cục

0 20 40 60 80 100 120 140

0 10 20 30 40 50 60

0 1000 2000 3000 4000 5000 6000 7000

M

e

(N

.m

)

N

e

(K

W

)

ne (vịng/phút) ĐẶC TÍNH NGỒI ĐỘNG CƠ

Ne Me

Số vòng quay nmin trục khuỷu số vòng quay nhỏ mà động làm việc ổn định chế độ tồn tải Khi tăng số vịng quay cơng suất mơ men tăng lên Mơ men xoắn đạt giá trị cực đại Mmax số vịng quay nM cơng suất đạt giá trị cực đại Nmax số vòng quay nN Động làm việc chủ yếu vùng nM – nN

Khi tăng số vòng quay trục khuỷu lớn giá trị nN cơng suất giảm, chủ yếu nạp hỗn hợp khí tăng số vòng quay làm tăng tải trọng động gây hao mịn nhanh chi tiết

Hình 1.1.b đường đặc tính ngồi động xăng có phận hạn chế tốc độ động Bộ phận có tác dụng làm giảm lượng nhiên liệu cung cấp cho động cơng suất mơ men động giảm, số vịng quay trục khuỷu giá trị nN

Đối với động diesel thường trang bị điều tốc động làm việc vùng có suất tiêu hao nhiên liệu Ở hành trình khơng tải, động có số vịng quay chạy khơng nck, xuất tải điều tốc tăng lượng nhiên liệu cung cấp vào xi lanh động cơ, nhờ công suất mô men động tăng lên, đồng thời số vòng quay trục khuỷu giảm Thanh bơm cap áp dịch chuyển đến vị trí tính tốn định tương ứng với điểm tiêu hao nhiên liệu

Công suất cực đại động làm việc có điều tốc gọi cơng suất định mức động Nn, mô men xoắn ứng với cơng suất gọi mơ men định mức Mn

Khi khơng có đường đặc tính ngồi động thực nghiệm, ta xây dựng đường đặc tính nhờ cơng thức kinh nghiệm Lây-Đécman

Cơng thức Lây-Đécman có

dạng sau: Hình 1.2 Đường đặc tính tốc độ ngồi động diesel

    

  

              

3 N e

N e N

e max e

n n c n

n b n

n a N N

Trong đó:

- Ne, ne: cơng suất hữu ích động số vòng quay trục khuỷu ứng với điểm đồ thị đặc tính ngồi

- nemax: số vịng quay lớn ứng với vận tốc lớn ô tô

N max

e n

n 

- a, b, c: hệ số xác định thực nghiệm

Bảng 0.1 Các hệ số thực nghiệm Lây- Đec-man

Loại động a b c

Động xăng 1

Động diesel buồng cháy thống 0,87 1,13

Động diesel buồng cháy ngăn cách 0,6 1,4

Động diesel buồng cháy xoáy lốc 0,7 1,3

Cho trị số ne khác nhau, dựa theo cơng thức ta tính Ne tương ứng từ xây dựng đồ thị Ne = f(ne)

Từ ta xác định gía trị mơ men xoắn động ứng với tốc độ khác

e e e

n 047 , 1

N 10

M 

Ne =e.Me

1.2 TỶ SỐ TRUYỀN CỦA HỆ THỐNG TRUYỀN LỰC

b e

b e t

n n i

  

 ;

60 n

2 e

e

  

Trong đó:

ne, nb- Tốc độ động bánh xe

b e,

 - Vận tốc góc động bánh xe

Nếu xét kết cấu bố trí hệ thống truyền lực tơ thì:

it = ih ip io

ih- Tỷ số truyền hộp số

ip- Tỷ số truyền hộp số phụ có io- Tỷ số truyền truyền lực

Tỷ số truyền it hệ thống truyền lực phụ thuộc vào ih, ip, ih, ip thay đổi it thay đổi theo

ĐỘNG

Công suất động truyền đến bánh xe chủ động bị tổn thất ma sát chi tiết hệ thống truyền lực lực cản chuyển động dầu bôi trơn Do vậy, công suất truyền đến bánh xe chủ động là:

Nk = Ne- Nt

Trong đó:

Nk - Công suất truyền đến bánh xe chủ động Ne- Công suất động

Nt - Công suất tiêu hao ma sát khuấy dầu hệ thống truyền lực

1.4 HIỆU SUẤT CỦA HỆ THỐNG TRUYỀN LỰC - Hiệu suất hệ thống truyền lực

N N N

N N N N

e t e

t e e k

t   

   

- Hiệu suất hệ thống truyền lực t phụ thuộc vào nhiều thông số phụ thuộc vào điều kiện làm việc ô tô trình hoạt động như: chế độ tải trọng, vận tốc chuyển động ô tô, độ nhớt dầu bôi trơn, chất lượng chế tạo chi tiết

Hiệu suất t xác định sau:

o cd hs lh

t  . . .



Trong đó:

lh- Hiệu suất ly hợp (lh=1) hs- Hiệu suất hộp số

cd- Hiệu suất truyền động đăng

0- Hiệu suất truyền lực

Thơng thường hiệu suất truyền lực t xác định thực nghiệm

Loại ô tô t

Ơ tơ du lịch 0,93

Ơ tơ tải có truyền lực cấp 0,89

1.5 MÔ MEN XOẮN Ở BÁNH XE CHỦ ĐỘNG MK VÀ LỰC KÉO TIẾP

TUYẾN PK

a Khi chuyển động ổn định

Mô men xoắn Mk bánh xe chủ động tác dụng vào mặt đường lực P ngược chiều chuyển động ô tô

t t e k M .i .

M  

Nhờ tác dụng hỗ tương mặt đường bánh xe mà bánh xe chịu lực Pk tác dụng có giá trị tương đương với P có chiều chiều chuyển động ô tô Lực Pk gọi lực kéo tiếp tuyến bánh xe chủ động Do đó, lực Pk phản lực từ mặt đường tác dụng lên bánh xe chủ động với chiều chiều chuyển đông ô tô, nhờ lực kéo Pk mà tơ thắng lực cản chuyển động để chạy đường Lực Pk tính theo cơng thức sau đây:

k t t e k

k k

r i M r

M

P   

Trong rk bán kính đặt lực Pk sai số khơng lớn nên lấy rk  rb, mặt khác điều kiện làm việc lốp xe với mặt

đường nên rb b.rk Hình 1.3 Lực kéo tiếp tuyến bánh xe chủ động

b - hệ số kể đến biến dạng lốp Lốp có áp suất thấp: b= 0,93  0,935 Lốp có áp suất cao: b= 0,945  0,950

rb - bán kính làm việc bánh xe

b t o p h e b

k k

r i i i M

r M

P   

b Khi chuyển động không ổn định

    

    

 e t t e e t t n n n n b b

k M i I i I i I M

Trong đó:

- Ie: Mơ men qn tính bánh đà động chi tiết quay khác động quy dẫn trục khuỷu

- Ib: mơ men qn tính bánh xe chủ động trục quay

- e, n, b: lần lựơc gia tốc góc trục khuỷu động cơ, chi tiết quay thứ n, bánh xe chủ động

- it: tỷ số truyền hệ thống truyền lực

- in tỷ số truyền chi tiết quay thứ n hệ thống truyền lực so với bánh xe chủ động

- t, n: hiệu suất hệ thống truyền lực chi tiết quay thứ n đến bánh xe chủ động

Gia tốc góc xác định sau:

b t t b b b t b e r i .j i . r r . dt d i .       b n n b b n n b n r i .j i . r r . dt d i .       b t b b b e r 1 . j i . r r . dt

d 

 

1.6 HỆ SỐ BÁM GIỮA BÁNH XE CHỦ ĐỘNG VỚI MẶT ĐƢỜNG

1.6.1 Lực bám hệ số bám bánh xe chủ động với mặt đƣờng

Để tơ chuyển động vùng tiếp xúc bánh xe với mặt đường phải có độ bám định đặc trưng hệ số bám  Nếu hệ số bám  thấp bánh xe bị trượt quay có mơ men xoắn lớn truyền từ động đến bánh xe chủ động, nghĩa ô tơ khơng thể tiến phía trước

Hệ số bám  tỷ số lực kéo tiếp tuyến cực đại Pkmax sinh điểm tiếp

xúc tải trọng thẳng đứng tác dụng lên bánh xe chủ động, trọng lượng bám G

Do hệ số bám



 

G Pkmax

Pkmax .G

Gọi Z phản lực thẳng góc từ mặt đường tác dụng lên bánh xe chủ động điều kiện ô tô đường phẳng Z = G

Do lực bám xác định theo:

Z . P  

Để tơ chuyển động có nghĩa bánh xe khơng bị trượt quay thì:





P P

Pk kmax

Tương đương:

Z . r

M

b max

k 

Tổng quát: Nếu ô tô chuyển động mặt đường khơng phẳng vùng tiếp xúc bánh xe chủ động có lực tiếp tuyến X phản lực ngang Y mặt đường tác dụng lên bánh xe điều kiện để bánh xe chủ động không bị trượt



 Y P'

X2

Và P' '.Z

': Hệ số bám bánh xe chủ động với mặt đường theo hướng véc tơ hợp lực X Y

1.6.2 Các yếu tố ảnh hƣởng đến hệ số bám

1 Vật liệu chế tạo bề mặt đường lốp

2 Tình trạng mặt đường kết cấu dạng hoa lốp

3 Áp suất lốp (Hình 1.4.a)

Khi tăng áp suất lốp hệ số bám lúc đầu tăng lên sau lại giảm xuống Giá trị hệ số bám cực đại tương ứng với áp suất khuyên để dùng cho lốp

4 Tốc độ chuyển động tơ (Hình 1.4.b)

Khi tăng tốc độ chuyển động hệ số bám giảm từ từ theo dạng đường cong

5 Tải trọng thẳng đứng

Khi tăng tải trọng thẳng đứng hệ số bám giảm đồ thị có dạng tuyến tính

Khi tăng độ trượt bánh xe chủ động hệ số bám ban đầu tăng lên nhanh chóng đạt cực đại torng khoảng độ trượt 15÷25 % Khi tiếp tục tăng độ trượt hệ số bám giảm, s = 100%  giảm 2030 % so với cực đại Đối với đường ướt giảm đến 50÷60 %

Đối với hệ số bám ngang chịu tác dụng tương tự yếu tố Giá trị trung bình có bảng tra

Hình 1.4 Các yếu tố ảnh hưởng đến hệ số bám 1 Đường khô, Đường ướt

a Ảnh hưởng áp suất lốp,

b Ảnh hưởng tốc độ chuyển động ô tô

c Ảnh hưởng tải trọng thẳng đứng tác dụng lên bánh xe

d Ảnh hưởng độ trượt bánh xe với mặt đường

Do hệ số bám  phụ thuộc vào nhiều yếu tố khác nên tính tốn gặp nhiều khó khăn, để áp dụng tính toán thường sử dụng giá trị hệ số bám  trung bình sau:

Loại đƣờng tình trạng mặt đƣờng Hệ số bám dọc x

* Đường nhựa (bêtông) - Khô - Ướt

0,7  0,8 0,35  0,45 * Đường đất:

- Pha sét, khô - Ướt

0,5  0,6 0,2  0,4 * Đường cát

- Ướt 0,4  0,5

Nếu xét theo chiều dọc chiều chuyển động xe lực kéo cực đại Pkmax bị giới hạn lực bám Px Nếu muốn sử dụng toàn lực kéo từ động truyền xuống để thắng lực cản chuyển động cần phải tăng lực bám Để tăng lực bám, phải tăng hệ số bám trọng lượng bám, tốt tăng hai yếu tố

Để tăng hệ số bám, người ta thường sử dụng lốp có vấu cao Để tăng trọng lượng bám, người ta thiết kế xe có nhiều cầu chủ động nhằm sử dụng toàn trọng lượng xe làm trọng lượng bám

1.7 CÁC LỰC CẢN CHUYỂN ĐỘNG TÁC DỤNG LÊN Ô TÔ

1.7.1 Lực cản lên dốc Pi

Hình 1.5 Khái niệm độ dốc đường

Hình 1.6 Tác dụng trọng lực ô tô đường dốc

Góc dốc  độ dốc i có mối quan hệ sau:

G.sin

G.cos

G

D

i T D

tg 

D,T - kích thước đường dốc

Lực cản lên dốc:

Pi = G sin (N) ; G(N)

Khi góc dốc nhỏ:  < 50 ta xem i = tg = sin Do ta có: Pi = G sin = G.i

Khi xe xuống dốc lực Pi chiều chuyển động xe -) Khi xe lên dốc lực Pi ngược chiều chuyển động xe +

1.7.2 Lực cản lăn Pf lực cản tổng cộng P

a Lực cản lăn hệ số cản lăn

Khi xe chuyển động mặt đường, điểm tiếp xúc bánh xe với mặt đường có lực tác dụng song song với mặt đường ngược chiều chuyển động Lực sinh biến dạng lốp mặt đường, tạo thành vết bánh xe đường ma sát bề mặt tiếp xúc lốp với đường

Để đơn giản người ta coi lực cản lăn ngoại lực tác dụng lên bánh xe chuyển động xác định theo cơng thức:

Pf = Pf1 + Pf2 (N)

Pf - lực cản lăn ôtô-máy kéo Pf1 - lực cản lăn bánh trước Pf2 - lực cản lăn bánh sau Và đựơc xác định sau:

2 2 f

1 1 f

f . Z P

f . Z P

 

f1, f2 - hệ số cản lăn bánh trước bánh sau Nếu xem hai giá trị lúc đó: f1 = f2 = f

    

 Z Z .f f.G.cos

Pf 1 2 (N)

 - góc dốc mặt đường

Loại đƣờng Hệ số cản lăn f = f0

ứng với vận tốc  80km/h

Nhựa bêtông Rải đá

Đất khô

Đất sau mưa Cát

Đất sau cày

0,012  0,015 0,023  0,030 0,025  0,035 0,050  0,150 0,100  0,300

0,120

Bằng thực nghiệm người ta tìm cơng thức xác định hệ số cản lăn theo vận tốc v > 80 km/h)

   

 

 

1500 v f f

2

f0: Hệ số cản lăn ứng với vận tốc  80km/h, tra theo bảng v: Vận tốc chuyển động ô tô (m/s)

b Các nhân tố ảnh hưởng đến hệ số cản lăn f

- Tính chất lý trạng thái mặt đường;

- Tải trọng tác dụng lên bánh xe Gb;

- Vật liệu chế tạo lốp áp suất khơng khí lốp;

- Mơ men xoắn tác dụng lên bánh xe chủ động tăng hệ số cản lăn tăng;

- Những yếu tố gây biến dạng bên bánh xe lực ngang Py, góc lệch bên 1 góc nghiêng bánh xe so với mặt phẳng thẳng đứng, có ảnh hưởng xấu đến hệ số cản lăn

- Tốc độ xe, tốc độ xe nhỏ 80km/h 22 m/s hệ số cản lăn số, lớn tốc độ hệ số cản lăn tăng lên rõ rệt

c Lực cản tổng cộng hệ số cản tổng cộng

Lực cản tổng cộng hợp hai lực Pf Pi gọi lực cản đường P:

f.cos sin  Gf i

G P P

P  f  i     

Dấu -) ôtô - máy kéo xuống dốc, + xe lên dốc

Đại lượng f  i gọi hệ số cản tổng cộng đường ký hiệu 

i f 

 

 P G.f.CosSinG. 1.7.3 Lực cản gió P

chuyển phần tử khơng khí bao quanh gây nên ma sát khơng khí với bề mặt vật thể Lực cản khơng khí P đặt tâm diện tích cản diện

của ơtơ cách mặt đường độ cao h

Thực nghiệm chứng tỏ rằng:

2 v F K P 

K- Hệ số cản khơng khí, Ns2/m4, phụ thuộc vào dạng ô tô chất lượng bề mặt Phụ thuộc vào mật độ khơng khí, có bảng tra Khi có móc kéo theo sau hệ số cản khơng khí K tăng lên từ 9÷32 % tuỳ theo mc bố trí xa gần tơ kéo

F- diện tích cản diện ơtơ-máy kéo, tức diện tích hình chiếu ơtơ-máy kéo mặt phẳng vng góc với trục dọc chúng, m2

v0: tốc độ tương đối tơ khơng khí

Hình 1.7 Sơ đồ xác định lực cản diện ôtô

Trong thực tế người ta xác định F sau:

- Đối với ô tô vận tải: F=B.H

- Đối với ô tô du lịch: F=0,8.Bo.H

Đối với tơ du lịch có tốc độ chuyển động cao nên lực cản khơng khí có giá trị lớn Cịn máy kéo có tốc độ chuyển động tương đối thấp nên q trình tính tốn bỏ qua

Tích số W=K.F gọi nhân tố cản khơng khí có đơn vị N.s2 /m2



o v W P

Bảng 1.1 Hệ số khí động diện tích cản diện loại ô tô

Loại ô tô K (Ns2/m4) F (m2) W (Ns2/m2)

Du lịch vỏ kín Du lịch vỏ hở Tải

Ơ tơ khách Ơ tô đua

0,2  0,35 0,4  0,5 0,6  0,7 0,25  0,4 0,13  0,15

1,6  2,8 1,5  2,0

3  4,5  6,5 1,0  1,3

0,3  0,9 0,6  1,0 1,8  3,5 1,8  2,6 0,13  0,18 Bảng 1.2 Hệ số khí động diện tích cản diện số tơ

Citroen 2CV 0,51 1,65 0,85

VW Beetle 0,48 1,80 0,87

VW Polo 0,32 1,90 0,61

VW Golf 0,30 1,99 0,60

Ford Mondeo 0,32 2,00 0,64

BMW series 0,27 2,17 0,59

MB S-class 0,31 2,38 0,74

1.7.4 Lực quán tính ô tô Pj

Khi ô tô chuyển động khơng ổn định xuất lực qn tính Pj bao gồm thành phần sau:

- Lực quán tính gia tốc khối lượng chuyển động tịnh tiến ô tô, P’j:

j g G Pj' 

Hình 1.8 Thành phần lực qn tính chuyển động tịnh tiến

- Lực quán tính gia tốc khối lượng chuyển động quay ôtô-máy kéo gồm khối lượng chuyển động quay động cơ, hệ thống truyền lực bánh xe , P”j

Hình 1.9 Thành phần lực qn tính chuyển động quay khơng

Người ta chứng minh rằng:

j g G " P ' P

Pj j jj

Ở đây:

j: hệ số tính đến ảnh hưởng khối lượng chuyển động quay, i lấy theo công thức gần sau đây:

2 h j 1,050,05.i 

ih: tỷ số truyền hộp số

Do theo công thức lực qn tính tơ:

  j

g G i 05 , 05 ,

Pj   2h

1.7.5 Lực cản mc kéo Pm

Khi tơ có kéo rơ mc lực mc kéo Pm theo phương nằm ngang xác

định sau theo công thức:

Pm = n.Q 

Trong Q: Trọng lượng tồn mc kéo

n: Số lượng moóc kéo

: Hệ số cản tổng cộng đường

1.8 CÂN BẰNG LỰC KÉO VÀ LỰC CẢN CỦA Ô TÔ

Điều kiện xe di chuyển mà khơng bị trượt đường lực kéo tiếp tuyến Pk sinh vùng tiếp xúc bánh xe với mặt đường phải có trị số lớn tổng lực cản chuyển động xe phải nhỏ lực bám P

Do đó, điều kiện để ô tô chuyển động là:

P  Pk Pi + Pf + P Pj + Pm

Pi: có dấu (+) tơ lên dốc, dấu (-) tơ xuống dốc Pj: có dấu (+) ô tô tăng tốc, dấu (-) ô tô giảm tốc

* Khi ô tô không kéo móc, ta có phương trình cân lực kéo lực cản sau:

j g G v W sin

G cos fG r

i M

j

b t t

e      

Tương đương:

j g G v W G r

i M

j

b t t

e     

Tương đương:

   



 

       



j g G

j g G G v W r

i

M j

j

Chƣơng 2: ĐỘNG LỰC HỌC TỔNG QUÁT CỦA Ô TÔ

2.1 KHÁI NIỆM VỀ CÁC LOẠI BÁN KÍNH BÁNH XE, KÝ HIỆU LỐP

2.1.1 Các loại bán kính bánh xe

- Bán kính thiết kế, r0 xác định theo kích thước tiêu chuẩn lốp

- Bán kính tĩnh, rt khoảng cách trục bánh xe đến mặt đường xe không chuyển động

- Bán kính động lực, rd (rdyn) khoảng cách trục bánh xe lăn đến mặt đường Nó phụ thuộc tải trọng thẳng đứng, áp suất hơi, lực ly tâm bánh xe, mô men xoắn mô men phanh

- Bán kính lăn, rl bán kính bánh xe tưởng tượng mà không bị biến dạng làm việc, không bị trượt lết trượt quay, có tốc độ tịnh tiến quay bánh xe thực tế

b b

l

n

S = V = r



 2-1

Bán kính lăn phụ thuộc tải trọng, khả bám bánh xe với đường, độ đàn hồi áp suất lốp

Khi trượt quay hoàn toàn (100% ):

  

 

0 n

0 S

b

 rl =

Khi trượt lê hoàn toàn (100% ):

  

 

0 n

0 S

b

 rl = 

- Bán kính làm việc trung bình rb:

Trong thực tế tính tốn, người ta dùng bán kính bánh xe có kể đến biến dạng lốp ảnh hưởng thơng số kể Bán kính so với thực tế sai lệch không lớn lắm, gọi bán kính làm việc trung bình rb = b.r0

Hệ số b kể đến biến dạng lốp, phụ thuộc vào loại lốp:

- Lốp áp suất thấp: b = (0,930 - 0,935)

- Lốp áp suất cao: b = (0,945 - 0,950)

2.1.2 Ký hiệu lốp

Kích cỡ kiểu bánh “bias-ply” biểu thị số; số thứ đơn vị inch chiều rộng số thứ hai inch đường kính vành bánh Ví dụ: 6.95-14

Kích cỡ kiểu “radial-ply” biểu thị với số thứ mm chiều rộng lốp số thứ hai inch đường kính vành bánh Ví dụ: 175R14

Gần đây, kích cỡ bánh xe cịn biểu thị theo cơng dụng, cách ký hiệu bánh xe phụ thuộc tiêu chuẩn Dưới ví dụ ký hiệu lốp xe du lịch - theo tiêu chuẩn ETRTO hành European Tire and Rime Technical Organization :

175 / 65 R 14 82 H

175 chiều rộng lốp mới, đo với áp suất 1,8 bar, mm

65 tỷ lệ profile chiều cao/rộng lốp theo %

R mã loại lốp, Radial

14 đường kính vành, inch

82 số tải trọng, tối đa 475 kg điều kiện 2,5 bar, 160 km/h

H số mã tốc độ, đến 210 km/h

Một ví dụ ký hiệu lốp ô tô du lịch, theo tiêu chuẩn Mỹ nước châu Âu, sau:

P 175 / 70 R14

P Passenger, lốp ô tô du lịch;

175 Chiều rộng lốp, mm;

70 Tỷ lệ profile chiều cao/rộng lốp;

14 Đường kính vành, inch;

R Radial Đối với ký hiệu khác, B – từ belted, D – bias)

* Phân loại lốp

- Lốp chịu áp suất thấp:

Loại lốp có áp suất lốp p = 0,08 - 0,5 MN/m2

Ký hiệu: W - d

W bề rộng lốp inch mm

d đường kính vành bánh xe inch

Ví dụ: 6.00-16; 12.00-20

- Lốp chịu áp suất cao:

Loại lốp có áp suất lốp p = 0,5 - 0,7 MN/m2

Ký hiệu: W x d ODT x H

W bề rộng lốp inch mm

ODT đường kính ngồi lốp mm

H chiều cao lốp

Ví dụ: 34x17; 880x35

2.2 ĐỘNG LỰC HỌC CỦA BÁNH XE BỊ ĐỘNG

2.2.1 Động lực học bánh xe đàn hồi lăn mặt đƣờng cứng

Khi bánh xe lăn lực tác dụng lên bánh xe gồm:

- Tải trọng tác dụng lên bánh xe Gb1 - Lực đẩy từ khung đặt vào tâm trục bánh xe, hướng theo chiều chuyền động, Px

- Hợp lực phản lực tiếp tuyến từ đường tác dụng lên bánh xe đặt điểm tiếp xúc bánh xe đường, Z1

- Hợp lực phản lực tiếp tuyến song song với mặt đường ngược chiều chuyển động xe, Pf1

Hình 2.2 Sơ đồ lực tác dụng lên bánh xe đàn hồi trên đường cứng

Ngồi ra, cịn có lực mô men ma sát ổ trục, mô men qn tính, lực có trị số nhỏ nên bỏ qua

chuyển động Nếu lốp có độ đàn hồi lý tưởng lượng tiêu hao cho biến dạng lốp trả lại hồn tồn phục hồi trạng thái ban đầu Nhưng thực tế phần lượng tiêu hao cho biến dạng khơng trả lại hồn tồn mà phần biến thành nhiệt tỏa môi trường xung quanh

Trên đồ thị đặc tính biến dạng bánh xe đàn hồi cho thấy: lượng làm biến dạng theo đường OkA lượng phục hồi AmB Phần lượng OAB

Để xác định Pf1 hệ số cản lăn ta lập phương trình mơ men tất lực tâm trục bánh xe sau:

d f

1.a P r

Z  Hình 2.3 Đồ thị đặc tính biến dạng bánh xe đàn hồi

Hoặc Z1.a1 Gb1.a1 Px.rd

Rút gọn cơng thức ta có:

d 1 b d

1 1 f

r a G r a Z

P  

rđ - bán kính động học bánh xe;

a1 - khoảng cách từ điểm đạt hợp lực Z1 đến giao điểm đường thẳng góc qua tâm trục bánh xe với đường

Hệ số cản lăn:

d 1

r a f 

Mô men cản lăn: Mf1 Pf1.rd

Lực cản lăn: Pf1 Z1.f1

2.2.2 Động lực hóc bánh xe cứng lăn đƣờng mềm

Tương tự trường hợp

2.2.3 Động lực học bánh xe đàn hồi lăn đƣờng biến dạng

Khi bánh xe đàn hồi lăn đường nhựa tốt, muốn giảm lực cản lăn tăng áp suất khơng khí lốp

Khi bánh xe đàn hồi lăn đường mềm để giảm tổn thất cản lăn phải giảm áp suất khơng khí bên lốp

Hình 2.5 Sơ đồ lực tác dụng lên bánh xe đàn hồi trên đường đàn hồi

2.2.4 Biến dạng bánh xe đàn hồi chịu lực ngang, góc lệch hƣớng

Khi bánh xe lăn khơng có lực ngang Py tác dụng, bánh xe chịu tác dụng lực Gb, lực đẩy Px, lực cản lăn Pf Điểm B lốp tiếp xúc với đường B1, điểm C C1… Quỹ đạo mặt phẳng quay bánh xe trùng với đường thẳng AA1 Vết tiếp xúc bánh xe trùng với đường đối xứng qua mặt phẳng dọc bánh xe phần gạch chéo hình 2.6a)

Khi có lực ngang tác dụng lực Py hình 2.6b , bánh xe lăn bị biến dạng, thớ lốp bị uốn cong, mặt phẳng bánh xe bị dịch chuyển so với tâm vết tiếp xúc đoạn b1 Khi bánh xe lăn, điểm B lốp tiếp xúc với đường điểm B2, điểm C điểm C2… Kết bánh xe lăn lệch theo hướng AA2, mặt phẳng quay bánh xe giữ nguyên vị trí mình, tạo với hướng chuyển động bánh xe góc , đường tâm vết tiếp xúc trùng với hướng chuyển động tạo với mặt phẳng quay bánh xe góc  Sự lăn bánh xe gọi lăn lệch góc  gọi góc lệch hướng góc lệch bên

Trong trình bánh xe lăn lệch, phần tử lốp khu vực phía trước vết tiếp xúc khu vực kk hình 2.6b bị biến dạng ngang nhỏ so với phần tử lốp phía sau khu vực nn phản lực ngang riêng phần phần trước vết tiếp xúc nhỏ phần sau Hợp lực Yb phản lực ngang có trị số Py bị dịch chuyển phía sau so với tâm vết tiếp xúc đoạn c1

Do bánh xe đàn hồi lăn có tác dụng lực ngang Py chịu thêm mô men dịch chuyển phản lực Xb Yb so với tâm vết tiếp xúc lốp

Hình 2.6 Sơ đồ minh họa lăn bánh xe đàn hồi a Khi khơng có lực ngang tác dụng

Ml = M ’

y – M ’

x (2.2)

Góc lệch hướng  phụ thuộc vào trị số lực ngang phản lực ngang Yb Py = Yb góc nghiêng bánh xe so với mặt phẳng thẳng đứng Khi lực ngang Py hướng theo phía nghiêng bánh xe góc lệch hướng tăng ngược lại góc lệch hướng giảm xuống

Khi lực ngang Py có giá trị nhỏ thay đổi hướng chuyển động bánh xe biến dạng đàn hồi lốp Nếu lực ngang tăng dần lên gần giá trị lực bám ngang lốp bắt đầu trượt ngang cục chủ yếu phần sau vết tiếp xúc Nếu lực ngang tăng lên lớn Py lốp bị trượt ngang hồn tồn

Góc lệch hướng  lực ngang Py có quan hệ với biểu thức sau ứng với Py < Py):

  c y k

P

Hoặc Ybkc

Trong đó:

Py – Lực ngang tác dụng lên bánh xe N

 – Góc lệch hướng bánh xe góc lệch bên độ

kc – Hệ số chống lệch bên Hệ số phụ thuộc vào kích thước lốp, kết cấu áp suất lốp N/độ

Sự lăn lệch bánh xe tác dụng lực ngang ảnh hưởng lớn đến tính dẫn hướng tính ổn định xe chuyển động

2.3 ĐỘNG LỰC HỌC CỦA BÁNH XE CHỦ ĐỘNG Trong phần nghiên cứu

trường hợp bánh xe đàn hồi lăn đường mềm đường biến dạng

Nhiệm vụ: xác định mô men kéo Mk hệ số cản lăn

Hợp lực pháp tuyến R:

R R X Z R    

Hợp lực tiếp tuyến T

T T X Z

T     Hình 2.7 Sơ đồ lực tác dụng lên bánh xe chủ động

Phương trình cân mơ men tâm trục bánh xe:

d R T T R

K (Z Z ).a (X X ).r

M    

Tương đương:

d K 2

K Z a X r

M  

Với:

T R Z Z

Z  

R T K X X

X  

Để xác định hệ số cản lăn, ta có:

2 f d f 2 b

2.a G a P r M

Z   

Suy ra:

Tỷ số:

d 2

r a

f  gọi hệ số cản lăn bánh xe với mặt đường

Do a2 > a1 ảnh hưởng Mk nên f2 > f1 Tuy nhiên, để đơn giản tính tốn:

f f f1 2 

2.4 SỰ TRƢỢT CỦA BÁNH XE CHỦ ĐỘNG

2.4.1 Sự trƣợt bánh xe chủ động

Khi bánh xe lăn, tác dụng mô men xoắn chủ động, bánh xe có mấu bám lên đất, ép đất theo phương nằm ngang có chiều ngược với chiều chuyển động xe Đất bị nén lại đoạn b hình 2.9 làm cho trục bánh xe lùi sau đoạn so với trường hợp không biến dạng Vì làm cho xe giảm vận tốc tịnh tiến chất tượng trượt quay

Ngoài ra, biến dạng theo hướng tiếp tuyến thớ lốp tác dụng mô men xoắn Mk làm giảm vận tốc tịnh tiến xe, gây nên tượng trượt Điều giải thích sau: phần tử lốp vào khu vực tiếp xúc bị nén lại làm cho bán kính thực tế bánh xe nhỏ lại, quãng đường xe sau vịng quay giảm Do mơ men xoắn ngun nhân gây trượt bánh xe chủ động

ở bánh xe phanh

Ngoài ra, tải trọng, vật liệu chế tạo lốp, áp suất lốp điều kiện mặt đường nguyên nhân gây nên trượt bánh xe

Hình 2.8: Sơ đồ biến dạng đất bánh xe chủ động lăn 2.4.1 Phƣơng pháp xác định hệ số trƣợt

- Hệ số trượt độ trượt kéo:

Sự trượt bánh xe thể thông qua hệ số trượt k:

0

0

0 k

v v 1 v

v v v

v    



 

(2.4)

Mức độ trượt bánh xe đánh giá thông qua độ trượt k:

% 100 k k

 (2.5)

- Hệ số trượt độ trượt phanh:

Trong trường hợp phanh ta có hệ số trượt độ trượt sau:

1 v v v

v v v

v 0

k  

  

 

(2.6)

% 100

p p

 (2.7)

Trong đó:

v: vận tốc bị trượt, m/s

v0 vận tốc dài tính bánh xe, m/s v: vận tốc xe, m/s

2.5 XÁC ĐỊNH PHẢN LỰC THẲNG GÓC CỦA ĐƢỜNG TÁC DỤNG LÊN BÁNH XE TRONG MẶT PHẲNG DỌC

2.5.1 Trƣờng hợp tổng quát

Hình 2.9 Sơ đồ lực mô men tác dụng lên ô tô chuyển động lên dốc

Trong đó:

G – Trọng lượng tồn ơtơ

Pk – Lực kéo tiếp tuyến bánh xe chủ động Pf1 – Lực cản lăn bánh xe cầu trước Pf2 – Lực cản lăn bánh xe cầu sau

P– Lực cản không khí

Pi – Lực cản lên dốc

Pj – Lực cản qn tính xe chuyển động khơng ổn định có gia tốc Pm – Lực cản móc kéo

Mf1 – Mơ men cản lăn bánh xe cầu trước Mf2 – Mô men cản lăn bánh xe cầu sau

Mf1 + Mf2 = Mf =G.f.rb.cos  – Góc dốc mặt đường

f – Hệ số cản lăn

rb – Bán kính tính tốn bánh xe

m l

Pm hm hg

h





Mk Mf1

Mj1

Gcos

Gsin=Pi

Pf1 O1

Pk G Z1

P

v

b a

O2 Pf2 Z2 Mj2

Mf2 L

hg – Tọa độ trọng tâm xe theo chiều cao

hm – Khoảng cách từ điểm đặt lực kéo móc đến mặt đường L – Chiều dài sở ô tô

lm – Khoảng cách từ tâm bánh xe sau đến điểm đặt lực kéo móc

Z1, Z2 – Phản lực pháp tuyến mặt đường tác dụng lên bánh xe cầu trước cầu sau

Mj1, Mj2 – Mô men cản qn tính bánh xe, thơng thường trị số nhỏ nên bỏ qua

Qua việc lấy mô men điểm O2, O1 (O1, O2 giao điểm mặt đường với mặt phẳng thẳng đứng qua trục bánh xe cầu trước, cầu sau rút gọn ta được:     L h . P h . P P sin . G r . f b cos . G

Z1    b   j  g  m m

    L h . P h . P P sin . G r . f a cos . G

Z2    b   j  g  m m

2.5.2 Trƣờng hợp xe chuyển động ổn định đƣờng nằm ngang, khơng kéo rơmóc

Trong trường hợp thì: Xe chuyển động ổn định nên Pj = 0; khơng kéo rơmóc nên Pm = 0, xe chuyển động đường  = nên Pi = Gsin =

Để xác định lực Z1k, Z2k ta lập phương trình mơ men điểm O2 O1 rút gọn, ta được:

L h P ) r f b ( G

Z1k b g

    L h P ) r f a ( G

Z2k b g

Hình 2.10 Sơ đồ mơ men lực tác dụng lên ô tô chuyển động đường nằm ngang

2.5.3 Trƣờng hợp xe phanh đƣờng nằm ngang, khơng kéo rơmóc

Hình 2.11 Sơ đồ lực tác dụng lên ô tô phanh đường nằm ngang, khơng kéo rơ móc

Trong trường hợp ta coi lực cản không khí Pω 0, mơ men cản lăn Mf 0, lực quán tính chiều chuyển động xe

Tương tự ta xác định Z1p Z2p thông qua việc lấy mô men điểm O2 O1, rút gọn ta được:

j g 1p

j g 2p

Gb + P h Z =

L Ga P h Z =

L -O2

T

Z2

G

a b

L

P

Pk Pf2

Mk

Mf2

v

hg

rb h

Mf1 Z1

O1 Pf1

O1

rb Pp1 Z1p T

O2 Pp2

  

Pj

Z2p

G

a b

L

2.5.4 Trƣờng hợp xe đứng yên đƣờng nằm ngang, không kéo rơmóc

Trong trường hợp cịn ba lực tác dụng lên xe: Trọng lượng toàn xe G phản lực thẳng đứng tác dụng lên bánh xe cầu trước cầu sau trạng thái tĩnh Z1t Z2t

Hình 2.12 Sơ đồ lực tác dụng lên xe đứng yên

Z1t Z2t xác định cách lấy mô men điểm O2 O1:

1t Gb Z =

L ; 2t Ga Z =

L

2.5.5 Hệ số phân bố tải trọng lên bánh xe ô tô

Trong thực tế, ô tô làm việc điều kiện khác tùy thuộc vào điều kiện đường xá điều khiển người lái Do trị số phản lực thẳng góc từ đường tác dụng lên bánh xe bị thay đổi theo Tuy nhiên, hợp lực Z1 + Z2 trọng lượng xe Nghĩa chuyển động tiến, trọng lượng phân cầu trước giảm trọng lượng phân cầu sau tăng lên Khi phanh ô tô, trọng lượng phân cầu sau giảm đi, phần trọng lượng phân cầu trước tăng lên

Để đánh giá phân bố tải trọng người ta đưa khái niệm hệ số phân bố tải trọng đặc trưng tỉ số:

G Z

n

1

G Z

n

2 

Trong đó:

Z1, Z2 - Phản lực thẳng đứng từ đường tác dụng lên bánh xe n1, n2 - Hệ số phân bố tải trọng lên bánh xe cầu trước cầu sau G - Trọng lượng tồn tơ

O2

T

Z2t

G

a b

hg

Hệ số phân bố tải trọng xác định ứng với trường hợp cụ thể sau:

a Xe đứng yên đường nằm ngang, khơng kéo rơmóc

Thay giá trị Z1 Z2 2.5) vào (2.6 ta được:

1t 1t

2t 2t

Z Gb b

n = = =

G GL L

Z Ga a

n = = =

G GL L

  

Trong đó:

n1t, n2t - Hệ số phân bố tải trọng tĩnh lên bánh xe cầu trước cầu sau

b Xe chuyển động ổn định đường nằm ngang, khơng kéo rơmóc

Thay giá trị Z1 Z2 biểu thức 5.3 vào 5.6 ta được:

b ω g b ω g

1k

1k 1t

b ω g b ω g

2k

2k 2t

Gfr + P h Gfr + P h

Z Gb

n = = = n

G GL GL GL

Gfr + P h Gfr + P h

Z Gb

n = = + = n +

G GL GL GL

-

-  

Trong đó:

n1k , n2k - Hệ số phân bố tải trọng lên bánh xe trước sau xe chuyển động tịnh tiến

c Xe phanh đường nằm ngang khơng kéo rơmóc

Thay giá trị Z1p Z2p biểu thức 5.4 vào 5.6 ta được:

1p j g j g

1p 1t

2p j g j g

2p 2t

Z Gb P h P h

n = = + = n +

G GL GL GL

Z Ga P h P h

n = = = n

G GL - GL - GL

  

Trong đó:

n1p, n2p - Hệ số phân bố tải trọng cầu trước cầu sau phanh xe Pj - Lực qn tính tơ phanh

Qua trường hợp nghiên cứu ta có nhận xét sau:

- Sự phân bố tải trọng lên bánh xe phụ thuộc vào tọa độ trọng tâm xe

- Khi phanh ô tơ, lực qn tính hướng phía trước nên phản lực tác dụng lên cầu trước lớn cầu sau

- Đối với ô tô du lịch, thông thường: Z1 = Z2 = 0,5G - Đối với xe tải, thông thường: Z2 = (0,70,75)G

2.5.6 Hệ số thay đổi tải trọng lên bánh xe ô tô

Khi xe chuyển động, trạng thái điều kiện chuyển động thay đổi, tải trọng tác dụng lên bánh xe cầu trước cầu sau thay đổi so với xe đứng yên đường nằm ngang Để thấy tải trọng động thay đổi tăng hay giảm so với tải trọng tĩnh, đưa khái niệm: Hệ số thay đổi tải trọng (hoặc là: hệ số thay đổi phản lực lên bánh xe tính sau:

t

đ 1

Z Z m 

t

đ 2

Z Z

m 

Ở đây:

m1, m2 – Hệ số thay đổi tải trọng lên bánh xe cầu trước cầu sau Z1đ, Z2đ – Tải trọng động tác dụng lên bánh xe cầu trước cầu sau Z1t, Z2t – Tải trọng tĩnh tác dụng lên bánh xe cầu trước cầu sau Khi xe tăng tốc lên dốc, chuyển động ngược chiều gió) m1 < 1, m2 >1 kí hiệu m1k, m2k

Khi xe phanh xuống dốc, chuyển động thuận chiều gió m1 > 1, m2 < ký hiệu m1p, m2p

Các hệ số m1, m2 sử dụng thường xun tính tốn hệ thống phanh, treo, lái cầu xe

2.7 XÁC ĐỊNH PHẢN LỰC THẲNG GÓC CỦA ĐƢỜNG TÁC DỤNG LÊN BÁNH XE TRONG MẶT PHẲNG NGANG

2.7.1 Trƣờng hợp chuyển động tổng qt

Ơ tơ chuyển động quay vòng đường nghiêng ngang:

Trong trường hợp ta giả thuyết vết bánh xe trước sau trùng nhau, trọng tâm xe nằm mặt phẳng đối xứng dọc, lực mô men tác dụng lên ô tô gồm:

nghiêng ngang 

Mjn – Mô men lực quán tính tiếp tuyến phần quay động hệ thống truyền lực tác dụng mặt phẳng ngang xe chuyển động không ổn định

Pm – Lực kéo móc kéo phương lực Pm trùng với phương nằm ngang mặt đường

PL – Lực ly tâm

R g

v G P

2

L  =m.R.

2

Ở đây:

v – Vận tốc chuyển động xe

R – Bán kính quay vịng tơ

g – Gia tốc trọng trường Hình 2.13 Sơ đồ lực mô men tác dụng lên ô tô quay vòng đường nghiêng ngang

Z’1, Z”1 Z’2, Z”2 – Các phản lực thẳng góc đường tác dụng lên bánh xe bên phải bên trái cầu trước cầu sau

Y’1, Y”1 Y’2 Y”2 – Các phản lực ngang từ đường tác dụng lên bánh xe bên phải bên trái cầu trước cầu sau

C – Chiều rộng sở ô tô

YY – Trục quay vịng tơ

β – Góc nghiêng ngang đường

Để xác định trị số phản lực bên trái, ta lập phương trình cân mô men đường thẳng qua hai điểm tiếp xúc hai điểm O1 O2 – hình 2.13 bánh xe bên phải với mặt đường, ta được:

Z” = Z”1 + Z”2 =

= G(ccosβ h sinβ) P (h cosβ + g m m csinβ) M P (h cosβ + sinβ)jn l g c

2 2

 

 

 

1 - - -

-c (2.12)

Tương tự, ta lập phương trình cân mô men đường thẳng qua hai điểm tiếp xúc hai điểm O1,O2 bánh xe bên trái với mặt đường, ta xác định trị số phản lực bên phải:

= g m m jn l g

c c c

G( cosβ + h sinβ) + P (h cosβ sinβ) + M + P (h cosβ sinβ)

2 2

 

 

 

1 -

-c (2.13)

Muốn xác định phản lực ngang Y1, ta lập phương trình mơ men đường thẳng qua hai điểm tiếp xúc hai điểm O2 – hình 2.13 bánh xe sau với mặt đường, ta được:

Y1 = Y’1 + Y”1 =

c cos l P cos b P sin

Gb  1  m m 

(3.14)

Tương tự trên, ta lập phương trình mơ men đường thẳng qua hai điểm tiếp xúc hai điểm O1 bánh xe trước với mặt đường để xác định phản lực ngang Y2:

Y2 = Y’2 + Y”2 = l m m

Gasinβ + P acosβ + P (l + L)cosβ

L (2.15)

c cos l P cos a P sin

Ga  1  m m 

Trong đó:

Y1 – Phản lực ngang đường tác dụng lên bánh xe trước Y2 – Phản lực ngang đường tác dụng lên bánh xe sau

lm – Khoảng cách từ điểm đặt lực kéo móc đến điểm O2 (xem hình 2.13)

2.7.2 Trƣờng hợp xe đứng n dốc nghiêng ngang, khơng kéo rơmóc

Trong trường hợp lực ly tâm Pl = lực kéo móc Pm =

Rút gọn biểu thức 5.12 5.13 ta xác định phản lực thẳng góc đường tác dụng lên bánh xe bên trái bên phải sau:

                        sin h cos C C G ' Z sin h cos C C G ' ' Z g g

Từ biểu thức tính tốn trên, ta có nhận xét sau:

- Trị số phản lực thẳng góc phản lực ngang từ đường tác dụng lên bánh xe phụ thuộc vào trị số, điểm đặt chiều tác dụng ngoại lực tác dụng mặt phẳng ô tô

Chƣơng 3: TÍNH TỐN SỨC KÉO CỦA Ô TÔ

3.1 MỤC ĐÍCH

Khi thiết kế ô tô, việc cần thiết trước tiên phải tiến hành tính tốn sức kéo Tính tốn sức kéo nhằm mục đích: xác định thơng số động hệ thống truyền lực để đảm bảo cho ô tô đạt yêu cầu sức kéo đề thiết kế, là:

- Tốc độ cực đại mà ô tô phải đạt đường tốt nằm ngang

- Hệ số cản lớn đường mà xe khắc phục

Những thơng số gồm:

- Công suất cực đại (Nemax , số vịng quay trục khuyủ động ứng với cơng suất cực đại (nN), dung tích làm việc động Vh) tỷ số truyền hộp số phụ hay hộp số phân phối truyền lực (io)

Tính tốn sức kéo cịn nhằm mục đích xây dựng số đồ thị quan trọng đồ thị cân công suất N=f v , cân lực kéo P=f v , đồ thị đặc tính động lực D=f v , đồ thị tính gia tốc J=f v , đồ thị quãng đường tăng tốc S=f v

Nhờ tiến hành phân tích, đánh giá, so sánh khả chất lượng động ô tô giải nhanh chóng nhiệm vụ tính kéo như:

1 Tìm tốc độ chuyển động lớn ô tô loại đường cho ngược lại: Tìm loại đường mà tơ hoạt động số truyền cho biết vận tốc chuyển động tải trọng xe

2 Tìm số truyền sử dụng hợp lý ứng với loại đường

3 Xác định khả tăng tốc, leo dốc kéo mc tơ xác định sức cản lớn đường mà xe vượt qua số truyền ứng với tải trọng

4 Xác định mức tiêu hao nhiên liệu ô tô ứng với giá trị  v biết

Tính tốn sức kéo tiến hành để kiểm tra ô tô chế tạo lưu hành, cần nghiên cứu chất lượng tính kinh tế nhiên liệu

3.2 THƠNG SỐ CHO TRƢỚC VÀ THƠNG SỐ CHỌN

3.2.1 Thơng số cho trƣớc tính tốn

Thơng số Ký hiệu Giá trị Đơn vị

Loại tơ Du lịch

Tải trọng tồn G 1500+STT kg

Tốc độ cực đại vmax 120+STT/10 km/h

Hệ số cản cực đại max 0.57

Loại động Xăng

3.2.2 Thông số chọn

Là thông số không cho trước, khơng tính tốn mà phải chọn Trên sở loại ô tô, loại động số liệu kỹ thuật cho ta tiến hành chọn thông số cần thiết cho tính tốn sau:

Thơng số Ký hiệu Đơn vị

Hệ số dạng khí động K

Diện tích cản diện F

Hiệu suất truyền lực t

3.3 XÁC ĐỊNH TRỌNG LƢỢNG TỒN BỘ CỦA Ơ TƠ * Đối với ô tô du lịch ô tô khách:

) G (G n G

G o  p  l 0-1

* Đối với ô tô tải:

GGo n (Gp Gl)Q 0-2 Trong đó:

Go - Trọng lượng thân tự trọng ô tô Gp - Trọng lượng người

Gl - Trọng lượng hành lý cho người n - Số người chở, kể người lái

Q - Tải trọng định mức ô tô tải

3.4 CHỌN LỐP

- Loại lốp;

- Phạm vi sử dụng;

- Vận tốc lớn ô tô;

- Tải trọng hướng kính tĩnh tác dụng lên lốp;

- Khả cung ứng

Cỡ lốp chọn, thơng thường loại có cỡ nhỏ tất cỡ thỏa mãn tiêu chí Sau chọn cỡ lốp xe cụ thể, xác định thông số liên quan khác lốp xe, bán kính thiết kế

3.5 XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT CỰC ĐẠI VÀ XÂY DỰNG ĐỒ THỊ CÂN BẰNG CÔNG SUẤT CỦA Ô TÔ

3.5.1 Xác định công suất cực đại đồ thị đặc tính ngồi động

Ta có:

t e k N

N   (3-1)

Mặt khác:

t e k N N

N   (3-2)

Suy ra:

) ( N Nt  e t

Phương trình cân cơng suất:

c e N N 

N N N N N

Ne  t  f  i    j

Trong đó:

Ne: Cơng suất động phát Nc: Công suất cản

Nt: Công suất tổn hao ma sát hệ thống truyền lực Nf: Công suất tiêu hao cho cản lăn

N: Công suất tiêu hao cho lực cản khơng khí

Ni: Công suất tiêu hao cho lực cản dốc Nj: Công suất tiêu hao cho lực cản tăng tốc Nm: Công suất cản moóc kéo

Được khai triển sau: vj g G Wv sin Gv cos Gfv ) ( N N i t e

e       

Phương trình cân cơng suất khai triển viết lại sau:

              vj g G KFv sin Gv cos Gfv

N i

t e

Hoặc: vj

g G KFv sin Gv cos Gfv N i

k     

Hoặc: vj

g G KFv v G N i k     

Thành phần vj

g G KFv v

G i

3 



 cơng cản q trình chuyển

động Nc

Ơ tơ đạt tốc độ vmax chuyển động đường tốt, phẳng khơng kéo mc truyền cơng suất cho thiết bị phụ Công suất động ô tô chuyển động với vận tốc lớn nhất:

  t max max v 1000 v F K v G N   

 kW; G(N)

Sau tính Nv, vào loại động ta xác định cơng suất cực đại theo công thức kinh nghiệm Lây đec man:

3 v max e c b a N N      

a,b,c hệ số kinh nghiệm phụ thuộc chủng loại động cơ, xem mục 1.1 Hệ số tỷ lệ tốc độ lớn tương ứng vận tốc lớn ô tô công suất lớn động

N max e n n  

nemax- số vòng quay lớn động ứng với vận tốc lớn tơ nN- số vịng quay ứng với công suất lớn động

Loại động 

Động xăng không hạn chế số vòng quay 1,1-1,3

Động xăng có hạn chế số vịng quay 0,8-0,9

Động diesel 0,8-0,9

dựng đồ thị đặc tính vận tốc động

3.5.2 Chọn động lắp tơ đồ thị đặc tính động

Động lắp ô tô lớn 1020)Nemax để bù cho phần công suất lắp phận phụ tiêu âm, quạt gió, máy phát

Sau chọn động ta có thơng số:

Cơng suất cực đại ứng số vịng quay nN (v/p)

Mơ men cực đại ứng với số vịng quay nM(v/p)

Đặc tính tốc độ động đường biểu diễn quan hệ công suất mô men động theo số quay

Các đường đặc tính phụ thuộc loại động Các điểm quan trọng đường đặc tính là:

- Điểm ứng với công suất cực đại: Nemax, nN - Điểm ứng với mô men xoắn cực đại: Memax, nM - Điểm ứng với tốc độ quay lớn cuả trục khuỷu

- Điểm ứng với tốc độ quay nhỏ trục khuỷu

- Điểm hạn chế số vòng quay

Chọn emax  N

M max e N

N 10 M



 (N.m)

- Hệ số thích ứng theo mơ men:

N max e M

M M K 

- Hệ số thích ứng theo số vịng quay:

M N K

  



Ở phân ta tính Nv, Nemaxvà biết nv, nN Những điểm lại ta xác định tiếp nhờ cơng thức Lây đéc man

    

  

              

3

N e

N e N

e max e

n n c n

n b n

                                   N e N e N e max e

e N a b c

N

3.5.4 Đồ thị cân công suất ô tô

Đồ thị biểu thị mối quan hệ công suất phát động công cản q trình tơ chuyển động phụ thuộc với vận tốc chuyển động tơ số vịng quay trục khủyu động gọi đồ thị cân cơng suất tơ

Hình 3.1 Đồ thị cân công suât ô tô 3.5.5 Mức độ sử dụng công suất động

Mức độ sử dụng công suất động tỷ số công suất cần thiết để ô tô chuyển động với công suất phát bánh xe chủ động mở bướm ga hoàn toàn kéo hết

K N

N N N

Y    

Mức độ sử dụng công suất động giảm xuống gây tăng tiêu hao nhiên liệu ô tô

3.5.6 Xác định thể tích cơng tác động

N eN max e h n p N 10 , 17

V   (lít)

- số kỳ động

peN- áp suất có ích trung bình ứng với công suất lớn động

MPa , 45 , peN  

nN - số vòng quay động ứng với công suất định mức

3.6 XÁC ĐỊNH TỶ SỐ TRUYỀN

3.6.1 Tỷ số truyền số truyền cao hộp số

Có hai phương án chọn số truyền cao nhất:

- Phương án số truyền “tăng”: Tỷ số truyền số cao ihn < Giá trị chọn khoảng 0,75-0,85

Đối với ô tô tải ô tô khách, tải trọng thay đổi phạm vi lớn Để sử dụng tốt cơng suất động ô tô chạy non không tải, phương án số truyền tăng sử dụng Khi đó, tơ chạy với vận tốc cao Tuy nhiên, việc tính chọn động thực ứng với vận tốc lớn yêu cầu Vmax, ô tô hoạt động tải định mức hoạt động số truyền kế cuối số truyền thẳng

Đối với ô tô du lịch, phương án số truyền tăng chọn với mục đích giảm số vịng quay lớn động Do đó, tuổi thọ động tăng giảm yêu cầu khắt khe dao động Trái lại với ô tô tải khách, chọn số truyền tăng việc tính chọn cơng suất động thực ô tô hoạt động số cao

3.6.2 Tỷ số truyền truyền lực

Tỷ số truyền io truyền lực xác định từ điều kiện đảm bảo vận tốc lớn vmax theo yêu cầu

max pc hn

max e b

v . i . i 60

n . r 2

i  

ihn - tỷ số truyền hộp số số truyền cao

ipc - tỷ số truyền hộp số phụ hay hộp phân phối số cao, sơ chọn ipc = ÷ 1,5

nemax - Số vòng quay lớn động ứng với vận tốc lớn ô tô Đối với ô tô con, thông thường lấy:

5500 5000

nemax   v/ph

Đối với ô tô vận tải chở khách dùng động xăng:

3500 2600

nemax   v/ph

Đối với ô tô vận tải chở khách dùng động diesel:

2600 2000

nemax   v/ph

3.6.3 Xác định tỷ số truyền hộp số hộp số phụ

a Tỷ số truyền số I

Nhắc lại: Phương trình cân lực kéo lực cản:

Tỷ số truyền số xác định theo điều kiện sau:

- Khả thắng sức cản lớn điều kiện sử dụng cho trước, số I xem lực cản gió khơng đáng kể:

G Pkmax max

Tương đương: G r i i I M max b t pc hI max

e  

Suy ra: t pc max e b max hI . i . i . M r . G . I    Trong đó:

max - hệ số cản lớn đường

G - trọng lượng toàn xe N

Memax: Mô men cực đại động N.m t -hiệu suất truyền lực

ipc - tỷ số truyền số phụ số cao

- Khả tạo lực kéo lớn theo điều kiện bám:

 m.G. PKmax

Tương đương:     G m r i i I M b t pc hI max e Suy ra: t pc max e b hI i i M r G m I     Ở đây:

- hệ số bám chọn

m- hệ số phân bố lại tải trọng lên cầu chủ động xe chuyển động Với cầu sau chọn m = 1,2

Như vậy, số I xác định khoảng sau:

0 t pc max e

b hI

t pc max e

b max

i i M

r G m I

i i M

r G

 

  

 

Nếu không thỏa mãn điều kiện cần xác định lại m, nghĩa bố trí lại trọng lượng tác dụng lên tô

b Tỷ số truyền số lùi

Tỷ số truyền số lùi thông thường chọn sau:

  h1

hL 1,2 1,3I

I  

c Xác định số cấp hộp số tỷ số truyền số trung gian

Số cấp hộp số xác định phụ thuộc vào yếu tố:

- Loại công dụng ô tô;

- Giá trị khoảng tỷ số truyền ki = ih1 / ihn ;

Nói chung, tăng số cấp hộp số tăng mức độ sử dụng công suất động cơ, tăng tính kinh tế nhiên liệu, tốc độ trung bình, nhờ tăng suất giảm giá thành vận chuyển Tuy tăng số cấp làm phức tạp kết cấu q trình điều khiển, tăng kích thước giá thành hộp số

Tỷ số truyền tay số trung gian:

Hộp số cấp (số số truyền tiến không 6):

Trong đa số trường hợp, tỷ số truyền tay số trung gian xác định theo qui luật cấp số nhân để đảm bảo cho động làm việc chế độ tăng tốc ô tô tay số khác

Khi số cấp hộp số ít, xác định tỷ số truyền tay số trung gian theo qui luật cấp số điều hồ hay tính theo hai qui luật chọn giá trị trung bình Khi tính theo cấp số điều hoà, khoảng biến thiên tốc độ tay số xe tăng tốc bước số truyền cao nhỏ nhiều so với số truyền thấp

Hộp số nhiều cấp (số số truyền tiến 6):

Hộp số nhiều cấp thường gồm hộp số hộp số phụ bố trí chung cụm Do dãy tỷ số truyền hộp số nhiều cấp xác định bởi:

- Qui luật phân phối tỷ số truyền hộp số chính;

- Quan hệ vị trí phân phối khoảng tỷ số truyền hộp số hộp số phụ

- Hộp số phụ đặt trước hộp số

- Hộp số phụ đặt sau hộp số

Tuỳ theo yêu cầu điều kiện làm việc cụ thể ô tô mà chọn phương án phù hợp

Phân phối tỉ số truyền theo cấp số nhân:

Cấp số nhân cơng bội q :

Ví dụ: 16 32 -q=2 Cấp số cộng công sai d :

Ví dụ: 10 -d(a)=2 Hình 3.2 Đồ thị sang số tơ có hộp số cấp bố trí theo cấp số nhân

Dựa sở sử dụng công suất trung bình động làm việc chế độ tồn tải khơng thay đổi q trình gia tốc ô tô

Ở tất số truyền khoảng biến thiên số vịng quay động từ ne’→ ne’’ không đổi

Giả thiết: Khi chuyển số tơ khơng bị ngắt dịng cơng suất, khơng bị mát vận tốc xem thời gian chuyển số không hay vận tốc cuối số thấp vận tốc số cao tiếp theo, tức là:

v’’1 = v’2 ; v”2 = v’3 … v’’n-1 = v’n

Vận tốc cuối xe số truyền khác tính: Số thứ (n -1)

pc 1) h(n ' ' e b '' n i i 60i n r 2π v 

  (3.33)

Tốc độ gia tốc số truyền khác tính:

Số thứ n

pc hn ' e b ' n i i 60i n r 2π

v  (3.34)

Kết hợp biểu thức ta có:

Vậy ta có:

q n

n i

i i

i i

i

' e

'' e

hn 1) -h(n

h3 h2

h2

h1     

Với:

v’,v’’– Vận tốc ô tô tương ứng với số vòng quay ne’, ne’’ n– Số lượng số truyền hộp số

q– Công bội cấp số nhân

Từ biểu thức ta thấy tỷ số truyền hộp số xếp theo cấp số nhân với công bội q:

q i i

; ; q i i

; q i

i h2 hn h(n-1)

h3 h1

h2   

Hay:

1) -(n

h1 hn

2 h1 h3

q i i

; ; q

i

i  

 (n-1) hn h1 i i

q  (3.35)

* Để xác định công bội q ta cần biết tỉ số truyền ih1, số lượng số truyền n tỉ số truyền số cuối ihn Thông thường người ta chọn ihn = số truyền thẳng Do q tính sau:

1 n

h1 i

q   (3.36) Vậy tỉ số truyền tay số trung gian:

1 n n-2

h1

h2 i

i  

1 n n-3

h1

h3 i

i  

n n-k

h1

hk i

i  

* Với hộp số có số truyền tăng ihn < số truyền trước ih (n-1)=1 Lúc công thức tổng quát để xác định tỷ số truyền cịn lại là:

Cơng bội q cấp số:

2 n

h1

i

q   (3.37)

Tỷ số truyền thứ k là:

ihk n2inh1-(k 1)



 (3.38)

Qua biểu thức ta có nhận xét:

+ Ơ tơ thơng thường sử dụng số cao hộp số, khu vực số lượng số truyền so với số lượng số truyền có số thấp, nhược điểm chọn hệ thống tỷ số truyền cho số trung gian theo cấp số nhân

+ Đối với hộp số có cấp số lượng số truyền bị hạn chế trình bày chọn số lượng số truyền hộp số, hạn chế khả tăng vận tốc trung bình tơ hệ số sử dụng tải trọng động

Phân phối tỉ số truyền theo cấp số điều hoà:

Nhằm mục đích khắc phục nhược điểm hệ thống tỷ số truyền chọn theo cấp số nhân khu vực số cao số lượng số truyền ít, người ta chọn hệ thống tỷ số truyền cho khoảng tốc độ số truyền hình 3.2 , nghĩa là:

v2 – v1 = v3 – v2 = … = – vn-1 =

const Hình 3.2: Đồ thị sang số ô tô tỉ số

truyền bố trí theo cấp số điều hịa

Tương ứng với vận tốc số truyền khác số vòng quay n’’e động hình 3.2 , ta có:

pc h2

' ' e b ''

2 pc

h1

' ' e b ''

1

i i 60i

n r 2π v

; i i 60i

n r 2π

v  

pc hn ' ' e b '' n pc 1) h(n ' ' e b '' n i i 60i n r π v ; i i 60i n r π

v  

 

Như ta có:

a i -i i -i i -i 1) -h(n hn h2 h3 h1 h2   

 (3.40)

Với:

a – Hằng số điều hoà

n – Số lượng số truyền hộp số

Từ công thức 3.40 , ta xác định tỷ số truyền số trung gian hộp số biết tỷ số truyền số ih1 số điều hòa a

h1 h1 h2

h1

h2 1 a.i

i i a i 1 -i 1     h1 h1 h3 h2

h3 1 2a.i

i i a i 1 -i 1   

 (3.41)

= h1 h1 hn 1) -h(n

hn (n 1).a.i

i i a i -i     

Nếu số truyền cuối hộp số số truyền thẳng ih.n = ta có:

a i -1 a i -i 1) -(n h 1) -h(n hn    Và h1 h1 1).a.i (n i    Vậy: h1 h1 1).i (n -i a 

 (3.42)

Hằng số điều hòa a phụ thuộc vào tỷ số truyền số ih1 hộp số số lượng số truyền chúng Khi xác định số điều hòa a, ta xác định tỷ số truyền số trung gian hộp số kết hợp biểu thức 3.41 3.42 , ta có: h1 h1 h2 i 2) -(n 1).i -(n i   h1 h1 h3 i 3) -(n 1).i -(n i 

= h1 h1 hk 1)i -(k k) -(n 1).i -(n i 

 (3.44)

h1 h1 1) -h(n 2)i -(n 1).i -(n i 

 (số kế cuối

Và tỷ số truyền số thứ k hộp số:

Đồ thị chuyển số ô tô tỷ số truyền hộp số phân bố theo cấp số điều hòa biểu thị hình 3.2 Khác với cấp số nhân, cấp số điều hòa, chuyển từ số sang số khác số vịng quay nhỏ động trị số cố định, mà số truyền cao số vòng quay nhỏ lớn:

n’en > > n’e2 > n’e1

Do số truyền cao, động làm việc gần trị số công suất lớn thời gian tăng tốc ngắn Đó ưu điểm có cấp số điều hòa

3.6.4 Tỷ số truyền hộp số phụ

Hộp số phụ hay gọi hộp phân phối, thường có số truyền: cao thấp

- Tỷ số truyền số cao thường chọn sau:

5 , 1 0 , 1 ipc  

- Tỷ số truyền số thấp xác định theo điều kiện khơng có trượt quay bánh xe chủ động:

t hI max e b pt i i M r G i   

 - hệ số bám, 0,60,8

Kiểm tra lại điều kiện ô tô chuyển động ổn định tốc độ nhỏ nhất:

pt hI b e i i i 60 r n

v  

5

vmin   km/h 0,831,38m/s

3.7 LẬP ĐỒ THỊ CÂN BẰNG LỰC KÉO Phương trình lực kéo tổng qt có dạng:

m j i f

K P P P P P

P      

PK - Lực kéo tiếp tuyến bánh xe chủ động Pf=f.Gn.cos - Lực cản lăn

P=K.F.v2 - Lực cản khơng khí

Pi=Gn.sin - Lực cản dốc Pj - Lực cản tăng tốc Pm - Lực cản moóc kéo

Tính trị số PK số truyền khác theo công thức:

b t t P max e K

r i M

P    (N)

Hay:

b e

t t P e K

r

i N P

  

 (N)

Tính trị số P=f(v2 , lập bảng biến thiên P khơng tính theo số

truyền mà tính theo biến thiên tốc độ nói chung

Bảng giá trị lực kéo ứng với tốc độ (giá trị bảng để tham khảo)

e/N 0.2 0.3 0.4 0.5 0.6 0.7 0.8 0.9

v1 2.4 3.7 4.9 6.2 7.4 8.7 9.9 11.2

v2 3.4 5.2 6.9 8.7 10.4 12.1 13.9 15.6

v3 4.8 7.2 9.7 12.1 14.5 17.0 19.4 21.8

v4 6.7 10.1 13.5 16.9 20.3 23.7 27.1 30.5

Pk1 7344.5 7846.5 8187.8 8368.6 8388.7 8248.1 7946.9 7485.0

Pk2 5261.1 5620.7 5865.2 5994.7 6009.1 5908.4 5692.6 5361.8

Pk3 3768.7 4026.3 4201.4 4294.2 4304.5 4232.3 4077.8 3840.8

Đường P=Pf+Pj không đổi song song với trục hoành giá trị v=22m/s

- Đặt đường P lên đường Pta

đường công lực cản tổng P+P

Điều kiện thỏa mãn cho ô tô chuyển động không bị trượt quay là:

c k P P P  

Trong đó:

  

P P Pc

Hinh 3.3 Đồ thị cân lực kéo ô tô

3.8 NHÂN TỐ ĐỘNG LỰC Ô TÔ

3.8.1 Đồ thị nhân tố động lực ô tô đầy tải

Chỉ tiêu lực kéo PK chưa đánh giá chất lượng động lực ô tô với ô tô khác, hai tơ lực kéo tơ có nhân tố cản khơng khí bé hơn, trọng lượng bé chất lượng động lực tơ tốt

Vì vậy, để đánh giá chất lượng động học ô tô so với ô tô khác người ta đưa hệ số nhân tố động học ô tô:

G P P D K  

Trong đó:

Pk - Lực kéo tiếp tuyến bánh xe chủ động P - Lực cản không khí

G - Trọng lượng tồn cuả xe

Theo phương trình cân lực kéo tô mục 1.5:

                j g G j g G G v W r i M i i b t t e Ta có: j g G v W r i M G P P

D i

b t t e

K 

           

Nếu tính đến khả bị trượt quay bánh xe chủ động nhân tố động lực học bị giới hạn theo điều kiện bám:

max k

P P 

Tương đương:

max k

P G

. .

m  

Nhân tố động lực học theo điều kiện bám:

 

G v W G

m G

P P

D        

Để trì cho tơ chuyển động, cần phải tỏa mãn điều kiện:

  

 D

D Hình 3.4 Đồ thị nhân tố động lực học ô tô

Lập đƣợc D cho tay số

Lập đồ thị theo mối quan hệ D = f v , ô tô có tải trọng đầy động làm việc chế độ tồn dựa vào cơng thức

Huớng dẫn: mục 3.7 ta tính Pk P theo tay số khác tốc độ ô tô

Bảng giá trị D theo vận tốc (giá trị bảng để tham khảo)

N e

 

0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0.8 0.9

v1 2.65127 3.9769 5.3025342 6.62817 7.95380136 9.27943492 10.6051 11.9307

v2 3.62718 5.44076 7.2543508 9.06794 10.8815262 12.6951139 14.5087 16.3223

v3 4.96231 7.44346 9.924614 12.4058 14.886921 17.3680745 19.8492 22.3304

v4 6.78889 10.1833 13.577778 16.9722 20.3666667 23.7611111 27.1556 30.56

P1 16.8701 37.9578 67.480486 105.438 151.831095 206.65899 269.922 341.62

P2 31.5754 71.0446 126.30145 197.346 284.17827 386.798201 505.206 639.401

P3 59.0988 132.972 236.39511 369.367 531.889001 723.960029 945.58 1196.75

P4 110.614 248.881 442.45452 691.335 995.522667 1355.01696 1769.82 2241.39

Pk1-P1 7327.65 7808.57 8120.4186 8263.19 8236.87359 8041.48176 7677.01 7143.46

Pk2-P2 5336.86 5664.34 5858.6056 5919.66 5847.5067 5642.14222 5303.57 4831.78

Pk3-P3 3864.94 4059.28 4138.2451 4101.83 3950.03783 3682.86614 3300.32 2802.39

D1 0.26677 0.28428 0.295632 0.30083 0.29987162 0.29275818 0.27949 0.26006

D2 0.19429 0.20622 0.2132884 0.21551 0.21288433 0.20540783 0.19308 0.17591

D3 0.14071 0.14778 0.1506569 0.14933 0.14380508 0.13407842 0.12015 0.10202

D4 0.10039 0.1025 0.1003047 0.09381 0.08302465 0.06793841 0.04855 0.02435

3.8.2 Đồ thị nhân tô động lực ô tô tải trọng thay đổi

Giá trị nhân tố động lực học ô tô tỷ lệ nghịch với trọng lượng toàn Điều cho phép tính nhân tố động lực học ô tô tương ứng với trọng lượng theo công thức:

DG G

Dx x 

hay

x x

G G D D 

Gx - trọng lượng ô tô

Dx - nhân tố động lực học ô tô Cần thay đổi tỷ lệ xích trục tung để xác định giá trị Dx

Hình 3.5 Đồ thị nhân tố động lực học tơ có số truyền chuyển động với tải trọng đầy G có Gx = 0,5G

Với tải trọng khác ta xác định Dx đồ thị tia theo nhân tố động lực học tải trọng thay đổi:

Nếu tia làm với trục hồnh góc  khác ta có:

G G D D

tg x

x

  

DXD.cotg

Từ ta suy cách xây dựng đồ thị sau;

Góc phần tư bên phải đồ thị biểu diển đường đặc tính động lực học ứng với trường hợp tơ đủ tải Góc phần tư bên trái đồ thị ta dựng từ gốc toạ độ tia làm với trục hồnh góc  khác nhau, ta có:

tg=

G GX

Suy ra:

G G arctg X

Như vậy, tia đồ thị ứng với trọng lượng toàn xe trọng tải có ích tính phân trăm so với trọng tải định mức ô tô cho phép xác định DX tương ứng với giá trị D Muốn tính giá trị DX ta việc kẻ từ giá trị đường song song với trục hồnh

Hình 3.6 Đồ thị tia theo nhân tố động lực học tải trọng thay đổi

Bảng tính D tải trọng thay đổi (giá trị bảng để tham khảo)

% 100 G Gx

x

G Gx G0Gx

G

Gx =tang 

độ

0 1260 0,45 24,22

40 504 2044 0,73 36,13

100 1260 2800 45

150 1890 3430 1,225 50,77

3.8.3 Giới hạn đồ thị nhân tố động lực ô tô

Giới hạn sử dụng đường cong nằm đường cong D = f(v)

nằm đường  = f(v)

Hình 3.7 Vùng sử dụng đồ thị nhân tố động lực học theo điều kiện bám bánh xe chủ động điều

3.8.4 Sử dụng đồ thị nhân tố động lực học

a Xác định vận tốc lớn ô tô

Giao điểm đường D =  với đường Dn nhân tố động lực học số truyền n có vận tốc khác

Ví dụ: j = 0, đường nằm ngang  = Như  = f Giao điểm A với D3 có tốc độ lớn vmax

Hình 3.8 Xác định tốc độ lớn ô tô đồ thị nhân tố động lực học

b Xác định độ dốc lớn ô tô

Trong trường hợp ô tô chuyển động ổn định lên dốc

i f D 

Suy ra:

f D imax  max 

c Xác định tăng tốc ô tô

Từ đồ thị nhân tố động lực học ô tô D = f v ta xác định tăng tốc ô tô hệ số cản mặt đường biết chuyển động với số truyền cho trước

Từ công thức tính nhân tố động lực học:

j g Di

Ta suy ra:

j = (D-)

i g



Hình 3.10 Xác định khả tăng tốc ô tô theo đồ thị nhân tố động lực học

- Hệ số cản tổng cộng đường, =f=0,015(1+ )

1500 v2i

i- Hệ số tính đến khối lượng chuyển động quay, i tính theo cơng thức kinh nghiệm: i=1,05+0,05

h i ih- tỷ số truyền hộp số

Bảng tính giá trị j tốc độ v tay số (giá trị bảng để tham khảo)

v1 2.65127 3.9769 5.3025342 6.62817 7.95380136 9.27943492 10.6051 11.9307

v2 3.62718 5.44076 7.2543508 9.06794 10.8815262 12.6951139 14.5087 16.3223

v3 4.96231 7.44346 9.924614 12.4058 14.886921 17.3680745 19.8492 22.3304

v4 6.78889 10.1833 13.577778 16.9722 20.3666667 23.7611111 27.1556 30.56

D1 0.26677 0.28428 0.295632 0.30083 0.29987162 0.29275818 0.27949 0.26006

D2 0.19429 0.20622 0.2132884 0.21551 0.21288433 0.20540783 0.19308 0.17591

D3 0.14071 0.14778 0.1506569 0.14933 0.14380508 0.13407842 0.12015 0.10202

D4 0.10039 0.1025 0.1003047 0.09381 0.08302465 0.06793841 0.04855 0.02435

j1 1.78243 1.90709 1.9879217 2.02493 2.01810743 1.96746088 1.87299 1.73469

j2 1.4143 1.50976 1.5663885 1.58419 1.56315311 1.50328781 1.40459 1.26706

j3 1.03558 1.09627 1.1209302 1.10956 1.06215281 0.97871471 0.85924 0.70374

j4 0.67828 0.69704 0.6774744 0.61958 0.52336808 0.38882627 0.21596 0.000021

v(m/s) jtb(m/s 2

) ti(s) t(s)

12.858 14.6954 1.42603 1.28847 10.11671

14.6954 16.5324 1.31711 1.39472 11.51143

v2 = 0.49475 tc=3 14.51143

Hình 3.11 Đồ thị biểu diễn gia tốc tơ có số truyền

d Xác định thời gian tăng tốc ô tô

Ta có: dv

j dt dt dv

j   , xét thời gian tăng tốc ô tô từ v1 đến v2:

dv

j t

2 v

1 v



Tích phân khơng giải phương pháp giải tích khơng có mối quan hệ giải tích xác gia tốc j tốc độ v xe, ta phải xác định phương pháp đồ thị sở đồ thị j-v Chia đường cong gia tốc nhiều đoạn nhỏ coi tốc độ ứng với đoạn đường cong tơ tăng tốc với gia tốc trung bình khơng đổi:

Hình 3.12 Đồ thị thời gian quãng đường tăng tốc ô tô

có kể đến giảm tốc độ chuyển động chuyển số

) j j ( ,

jtb  i1 i2

itb i itb

1 i i i

j v j

v v

t    



Thời gian tăng tốc:

         

 n

1 i n

3

1 t t t t t

t

Đối với hệ thống truyền lực tơ với hộp số có cấp, thời gian chuyển từ số thấp lên số cao có xảy giảm vận tốc chuyển động ô tô khoảng v, trị số giảm vận tốc xác định nhờ công thức:

i l t g v

   

tl - thời gian chuyển số, tùy trình độ người lái xe, chọn tl = 0,5 ÷ (s) Bảng tính thời gian tay số I (giá trị bảng để tham khảo)

v(m/s) jtb(m/s2) ti(s) t(s)

2.70262 4.05393 1.84476 0.7325117 0.73251

4.05393 5.40523 1.94751 0.6938663 1.42638

5.40523 6.75654 2.00642 0.6734907 2.09987

6.75654 8.10785 2.02152 0.6684624 2.76833

8.10785 9.45916 1.99278 0.6781007 3.44643

9.45916 10.81047 1.92022 0.7037242 4.150156

10.81047 12.16178 1.80384 0.7491294 4.899285

V1 = 0.458213 tc=3 7.899285

Bảng tính thời gian tay số II (giá trị bảng để tham khảo)

v(m/s) Jtb(m/s 2

) ti(s) t(s)

11.7081183 12.858 1.43363 0.80208 8.828241

12.858 14.6954 1.42603 1.28847 10.11671

14.6954 16.5324 1.31711 1.39472 11.51143

v2 = 0.49475 tc=3 14.51143

Bảng tính thời gian ứng với tay số III (giá trị bảng để tham khảo)

v(m/s) Jtb(m/s 2

) ti(s) t(s)

16.03 17.479 0.76344 1.8979779 16.3299

17.479 19.9766 0.9074 2.7524647 19.0824

19.9766 22.473 0.76923 3.2453263 22.3277

v3 0,55941 tc=3 25,3277

Bảng tính thời gian ứng với tay số IV (giá trị bảng để tham khảo)

v(m/s) Jtb(m/s 2

21.913 23.761 0.3737 4.94515 30.3701

23.761 27.1556 0.29282 11.5927 41.9628

27.1556 30.55 0.11573 29.3299 71.2927

d Lập đồ thị quãng đường tăng tốc

Từ công thức:

dt ds v

Suy ra:

ds=v.dt

Như quãng đường tăng tốc ô tô từ v1 đến v2 là:

s=

2 v

1 v

dt v

Tích phân khơng giải giải tích lại áp dụng phương pháp đồ thị tương tự trên, dựa vào đồ thị t-v vừa lập

Chia đường cong thời gian tăng tốc nhiều đoạn nhỏ thừa nhận khoảng thay đổi tốc độ ứng với đoạn ô tô chuyển động với vận tốc trung bình là:

vtb=0,5(vi1+vi2)

Lúc qng đường xe khoảng là:

i tb t V si 



và quãng đường tăng tốc tổng cộng ô tô từ tốc độ cực tiểu đến tốc độ cực đại là:

n

2

1 s s s s

s   

Sau sang số ta phải cộng thêm quãng đường thời gian chuyển số Quãng đường thời gian chuyển số tính theo cơng thức:

l l i

i

c (v 4,73.t )t

s   

vi- vận tốc lớn ô tô ứng với tay số trước sang số

Ta có quãng đường ô tô thời gian chuyển số, tính sau:

Bảng giá trị quãng đường tăng tốc ứng với tay số I (giá trị bảng để tham khảo)

v(m/s) vtb(m/s) ti(s) si(m) s(m)

2.70262 4.05393 3.37827 0.7412533 2.50415 2.5041545

4.05393 5.40523 4.72958 0.7022248 3.32123 5.82538262

6.75654 8.10785 7.4322 0.6706959 4.98474 14.9177042

8.10785 9.45916 8.7835 0.6869123 6.0335 20.9512018

9.45916 10.8104 10.1348 0.7132799 7.22896 28.1801607

10.81047 12.1617 11.4861 0.7599017 8.72832 36.9084841

SCI 35.78 72.6884841

Bảng giá trị quãng đường tăng tốc ứng với tay số II

v(m/s) vtb(m/s) ti(s) si(m) s(m)

11.7020334 12.858 12.28 0.4909 6.028222 78.71671

12.858 14.6954 13.7767 0.8635 11.89617 90.61287

14.6954 16.5324 15.6139 0.92099 14.38022 104.9931

SCII 48.84 153.8331

Bảng giá trị quãng đường tăng tốc ứng với tay số III

v(m/s) vtb(m/s) ti(s) si(m) s(m)

16.03 17.479 16.7545 0.835453 13.9976 167.8306917

17.479 19.9766 18.7278 2.1142883 39.59597 207.4266601

19.9766 22.473 21.2248 2.3367595 49.59725 257.0239141

SCIII 66.56 323.5839141

Bảng giá trị quãng đường tăng tốc ứng với tay số IV:

v(m/s) vtb(m/s) ti(s) si(m) s(m)

21.913 23.761 22.837 2.246844 51.31118 374.8951

23.761 27.1556 25.4583 7.384911 188.0073 562.9024

27.1556 30.55 28.8528 8.981464 259.1404 822.0428

Hình 3.13 Đồ thị quãng đường tăng tốc ô tô

TRÌNH TỰ TÍNH TỐN -BTL MỤC ĐÍCH

3 XÁC ĐỊNH TRỌNG LƯỢNG THÀNH PHẦN CỦA Ô TÔ CHỌN LỐP

5 CÔNG SUẤT CỰC ĐẠI

t e k N

N  

v 3.33 6.66 9.99 13.32 16.65 19.98 23.31 26.64 29.97 33.33 36.63 39.96

Nk 5.7 12.1 18.9 25.9 32.6 38.8 44.1 48.4 51.1 52.1 51 47.5

Nc 2.9 5.9 9.1 12.8 17 21.9 27.5 34.1 41.8 50.7 60.8 72.5

ĐỒ THỊ CÂN BẰNG CÔNG SUẤT

0 10 20 30 40 50 60 70 80

0 10 20 30 40 50

v (m/s)

N

(

k

W

)

Nk

Nc

KFv v G

Nc  

6 TỶ SỐ TRUYỀN CỦA TRUYỀN LỰC CHÍNH TỶ SỐ TRUYỀN CỦA HỘP SỐ

8 ĐỒ THỊ CÂN BẰNG LỰC KÉO

Chƣơng 4: TÍNH KINH TẾ NHIÊN LIỆU CỦA Ô TÔ

Tính kinh tế nhiên liệu lượng tiêu hao nhiên liệu xe, máy đơn vị: quãng đường xe chạy, khối lượng công việc, ca máy

4.1 CÁC CHỈ TIÊU ĐÁNH GIÁ

4.1.1 Mức tiêu hao nhiên liệu quãng đƣờng 100km

   

  

km 100

l S

Q 100

qd * (4.1)

Q - Lượng nhiên liệu tiêu thụ (l)

S* - Quãng đường ô tô.(km)

Mức tiêu hao nhiên liệu tính theo qd khơng kể đến khối lượng hàng hố tơ vận chuyển Vì vậy, cần đánh giá tính kinh tế nhiên liệu tơ theo đơn vị hàng hoá vận chuyển

4.1.2 Mức tiêu hao nhiên liệu cho tấn.km

   

   

km t

kg S G

Q q

t t

n

c (4.2)

Gt- Khối lượng hàng hoá chuyên chở t n- Khối lượng riêng nhiên liệu kg/l

St- Quãng đường chun chở tơ có hàng (km)

4.2 PHƢƠNG TRÌNH TIÊU HAO NHIÊN LIỆU Mức tiêu hao nhiên liệu theo thời gian

được tính sau:

       

h kg t Q

G n

t (4.3)

t: thời gian làm việc động h Suất tiêu hao nhiên liệu có ích ge

t n

e

e e

G Q kg

g

N N t kW.h

  

   

  (4.4)

Từ 4.1) (4.4 mức tiêu hao nhiên

          km 100 l v N g 100 S t N g 100 q n e e n * e e d Với t S v *

 : Vận tốc chuyển động ô tô (km/h)

Mà công suất động dùng để thắng lực cản chuyển động

 j  

e

t P P P v

N kW

1000

  





v: Vận tốc chuyển động tơ tính theo đơn vị m/s

                km 100 l g P P P 36 , q t n e j

d (5)

Đây phương trình đánh giá mức tiêu hao nhiên liệu tô chuyển động không ổn định

Khi chuyển động ổn định Pj =

               km 100 l g P P 36 , q t n e d Nhận xét:

- qd tăng ge tăng t tăng  qd tăng

Lực cản tăng  qd tăng

4.3 ĐƢỜNG ĐẶC TÍNH KINH TẾ NHIÊN LIỆU CỦA Ô TÔ KHI CHUYỂN ĐỘNG ỔN ĐỊNH

Hình 4.2 Đồ thị đặc tính tải trọng động

Sử dụng phương trình tiêu hao nhiên liệu để phân tích mức tiêu hao nhiên liệu tơ gặp nhiều khó khăn ge phụ thuộc vào ne mức độ sử dụng công suất động

Trước tiên thông qua thực nghiệm ta xây dựng đồ thị tiêu hao nhiên liệu có ích động theo mức độ sử dụng công suất ge = f(YN tương ứng với số vòng quay khác động

Mức độ sử dụng công suất động tăng số vòng quay trục khuỷu động giảm suất tiêu hao nhiên liệu giảm

Tiếp theo ta dựng đồ thị cân công suất ô tô chuyển động ổn định với giá trị khác  để tìm YN ứng với tỷ số truyền hộp số

Công suất cản quy động cơ:

t C

N N N

 

  

Quá trình xây dựng nhƣ sau:

Vẽ đường Ne=f(v)

Xây dựng phía đường Ne đường cơng suất cản gió quy động

 

t

t

v W v f N

  





Xây dựng đường cong biểu diển công suast61 cản mặt đường ứng với hệ số cản  khác nhau;

 v f N

t  



Từ ta xác định mức độ sử dụng công suất cảu động ứng với số vòng quay khác động điều kiện đường xá

Hình 4.3 Đồ thị cân cơng suất ô tô ứng với các hệ số cản khác mặt đường

Ví dụ: để đảm bảo cho ô tô chuyển động tốc độ v1 loại đường có hệ số cản 1 cần phải có cơng suất xác định tổng hai đoạn a+c Cịn cơng suất động phát vận tốc tổng số hai đoạn a+b từ ta xác định mức độ sử dụng công suất động YN theo tỉ số:

b a

c a YN

  

4.4 KHÁI NIỆM VỀ ĐỊNH MỨC TIÊU HAO NHIÊN LIỆU

Định mức tiêu hao nhiên liệu có ý nghĩa quan trọng việc sử dụng hợp lý vật tư giảm giá thành vận chuyển

Những công thức trình bày thuận lợi cho việc phân tích ảnh hưởng yếu tố tới mức tiêu hao nhiên liệu, chúng dùng vào việc định mức, ngồi cơng thức khơng tính đến nhiều nhân tố làm tăng lượng tiêu hao nhiên liệu điều kiện sử dụng số lần đỗ, khởi động, quay đầu …

Qua phân tích cơng thức lý thuyết kết hợp với điều kiện sử dụng thực tế mức tiêu hao nhiên liệu cho 100 km quãng đường chạy biểu thị theo công thức sau:

   

     



  



km 100

l ; z K 100

P K 100

S K

qd 1 2 3

Ở đây:

K1: định mức tiêu hao nhiên liệu di chuyển thân ô tô tổn thất bên động cơ; l/100km

K2: định mức tiêu hao nhiên liệu cho hàng hoá vận chuyển 100km; (l/t.100km)

K3: định mức tiêu hao nhiên liệu phụ cho lần vận chuyển Trong điều kiện sử dụng ta cần phải tính đến lượng tiêu hao nhiên liệu cho địa điểm ô tô chất dỡ tải, vị trí ô tô cần phải dừng xe, tắt máy, quay đầu tắt máy động cơ, hộp số, cầu chủ động … khởi động lại ta phải tiêu tốn phần lượng để hâm nóng

P: Công vận tải; t.km

S: Quãng đường xe được, km

Chƣơng 5: TÍNH ỔN ĐỊNH CỦA Ơ TƠ

5.1 TÍNH ỔN ĐỊNH DỌC

5.1.1 Tính ổn định dọc tĩnh

Tính ổn định dọc tĩnh khả đảm bảo cho xe không bị lật trượt đứng yên đường dốc dọc

Hình 5.1 Sơ đồ lực mô men tác dụng lên ô tơ đứng n a- Ơ tơ đứng quay đầu lên dốc

b- Ơ tơ đứng quay đầu xuống dốc

a Xét trường hợp xe bị lật

* Khi đứng dốc nghiêng quay đầu lên xe chịu tác dụng lực sau:

- Trọng lượng ô tô kéo đặt trọng tâm bánh xe G

- Hợp lực phản lực thẳng đứng tác dụng lên bánh xe trước Z1 sau Z2, ta có Z1+Z2=G.cos

O2

t

Mf

Pp

Gsin

Gcos

a

L b

G

Z1

T

O1

t

Z2

hg

O2

t

Mf

Pp

G

a

Gsin

Gcos

a

L b G

Z2

Z1

T

O1

Gsin

Gcos

' t α

t

L b

Pp

Z1

O1

O2

Mf

Z2

T

' t α

hg

hg

- Mô men phanh đặt bánh sau

Tăng dần góc dốc  bánh xe trước nhấc khỏi mặt đường lúc Z1=0 xe bắt đầu lật quanh điểm O2 ta được:

g l

l g

l

h b tg

0 sin

. h . G cos

. b . G

  

  



l: góc dốc giới hạn mà xe bị lật đứng quay đầu lên dốc

* Trƣờng hợp xe quay đầu xuống dốc ta làm tƣơng tự ta đƣợc:

g l '

h a

tg 

’l: góc dốc giới hạn mà xe bị lật đứng quay đầu xuống dốc

Qua ta thấy góc dốc giới hạn lật đổ tĩnh phụ thuộc vào toạ độ trọng tâm xe

Ta có bảng trị số giới hạn góc dốc 

Loại xe Lên dốc Xuống dốc

Xe du lịch, xe tải không tải 60o 600

Xe tải đầy tải 350 - 400 600

Xe tự đổ không tải 200 - 350 > 600

b Xét trường hợp xe bị trượt

Sự ổn định không lật đổ mà trượt dốc không đủ lực bám xe với mặt đường Trong trường hợp này, để tránh cho xe khỏi bị trượt xuống dốc người ta bố trí phanh bánh xe

b1 Ơ tơ phanh bánh sau

Góc dốc giới hạn xe quay đầu lên dốc bị trượt xác định sau phanh bố trí bánh sau :

2 t

max

p G.sin .Z

P   

Ppmax: lực phanh lớn đặt bánh xe sau

L

sin . h . G cos

. a . G

Z2  t g t

g t

h . L

a . tg

    

Đối với trường hợp xe quay đầu xuống dốc, phanh bố trí bánh sau tương tự ta có:

g t

h L

a ' tg

    

b2 Ơ tơ phanh tất bánh

Trong trường hợp phanh đặt tất bánh xe xe quay đầu lên xuống ta có góc dốc giới hạn để xe khơng bị trượt:

  t

tg

Để đảm bảo an toàn xe đứng dốc thường sử dụng điều kiện xe bị trượt trước bị lật đổ:

l

t tg

tg  

Tuỳ theo trường hợp mà ta đưa công thức cụ thể

5.1.2 Ổn định dọc động

a Trường hợp tổng quát

Hình 5.2 Sơ đồ lực tác dụng lên ô tô chuyển động lên dốc

Sử dụng cơng thức tính phản lực thẳng góc tác dụng lên bánh xe ta có:

   

L

h . P h . P P sin . G r

. f b cos . G

    L h . P h . P P sin . G r . f a cos . G

Z2    b   j  g  m m

Khi góc dốc đến giá trị giới hạn xe bị lật đổ ứng với Z1 = 0, từ ta tìm góc dốc giới hạn xe bị lật đổ lên dốc

Để đơn giản ta xét trường hợp ô tô chuyển động ổn định lên dốc không kéo móc: d g b d cos . G P h r . f b tg      

góc dốc giới hạn xem cos 1)

Ta có: G P h r f b tg g b d     

b Khi xe chuyển động lên dốc với vận tốc nhỏ, khơng kéo móc chuyển động ổn định

Ta có: P  ; Pm = 0; Pj = Pf = Như vậy:

g d

h b tg 

Tương tự xe chuyển động xuống dốc:

Như vậy: g d h a ' tg 

* Xác định điều kiện giới hạn để xe bị trượt dốc:

Bánh chủ động bố trí bánh xe sau trị số lực kéo xác định sau:

            

 G.sin

L ) sin . h cos . a ( G . . Z P

Pkmax 2 g

 Góc dốc giới hạn mà xe bị trượt:

g h . L a . tg     

Điều kiện để đảm bảo xe bị trượt trước lúc bị lật giống

c Trường hợp xe kéo móc chuyển động lên dốc với vận tốc nhỏ ổn định

Đoàn xe chuyển động ổn định Pj = 0; vận tốc nhỏ nên P lực cản lăn nhỏ Pf =

) h . L ( G ) h . L ( G

G . a . tg

m m

g  

 

 



Gm: trọng lượng tồn mc

d Trường hợp xe chuyển động ổn định với vận tốc cao đường nằm ngang khơng kéo móc

Hình 5.3 Sơ đồ lực tác dụng lên tô chuyển động tốc độ cao

Trong trường hợp xe có khả bị lật bị lực cản khơng khí gây chuyển động với vận tốc lớn Khi tăng lực cản đến trị số giới hạn xe bị lật quanh điểm O2, lúc Z1=0

Ở chương trước ta có:  

L

h P r f b G

Z1   b   g

Ta xem Mf = trị số nhỏ so với P Ta có P K.F.v /12

2 n



 vận tốc

tính km/h)

Thế vào phương trình cho Z1 = ta rút vận tốc nguy hiểm xe bị lật đổ là:

g n

h F k

b G ,

v  (km/h)

Từ công thức ta nhận xét rằng: vận tốc nguy hiểm mà xe chuyển động bị ổn định phụ thuộc vào trọng tâm nhân tố cản khơng khí W

Vì thiết kế loại xe có vận tốc lớn người ta cố gắng hạn chế chiều cao xe hình dạng xe có dạng đặc biệt để phần P có tác dụng ép bánh

5.2 TÍNH ỔN ĐỊNH NGANG CỦA ƠTƠ

5.2.1 Tính ổn định ngang ô tô chuyển động đƣờng nghiêng ngang (khơng kéo mc)

Góc giới hạn lật đổ xe chuyển động đƣờng nghiêng ngang:

Giả thiết: vết bánh trước sau trùng nhau, trọng tâm xe nằm mặt phẳng đối xứng dọc Lúc lực mơ men tác dụng vào ô tô gồm:

- Trọng lượng G ôtô, phân thành thành phần theo góc nghiêng  đường

- Mơ men lực quán tính tiếp tuyến Mjn tác dụng mặt phẳng ngang xe chuyển động không ổn định

- Phản lực thẳng góc từ mặt đường tác dụng lên bánh xe

- Các phản lực ngang Y’ Y”

Hình 5.4 Sơ đồ lực tác dụng lên ô tô chuyển động trên đường nghiêng ngang

Dưới tác dụng lực xe bị lật quanh điểm A, lúc Z” =0

0 C

M sin

h G cos C G " Z

jn d g d

   

 

Ta xem Mjn  trị số nhỏ nên bỏ qua, xe khơng kéo móc Góc giới hạn lật đổ xe chuyển động đường nghiêng ngang:

g d

h

C tg 

Góc giới hạn trƣợt ngang xe chuyển động đƣờng nghiêng ngang:

Khi chất lượng bám bánh xe với mặt đường kém, xe bị trượt chuyển động đường nghiêng ngang

Chiếu lực lên mặt phẳng nghiêng:



      

 Y' Y" (Z' Z") .G.cos sin

.

G y y

y: Hệ số bám ngang đường

y

tg 

 

Điều kiện để xe bị trượt trước bị lật chuyển động đường nghiêng ngang là:

d

tg

tg   hay

g y

h

C

 

5.2.2 Tính ổn định ngang tơ chuyển động quay vòng đƣờng nghiêng ngang

a Điều kiện lật đổ

Ta xem xe chuyển động quay vịng quanh sườn đồi Ngồi lực xe tác dụng lực ly tâm Pl đặt trọng tâm xe, lực kéo móoc Pm, lực có phương nằm ngang

Theo mục 2.7 ta có:

Z” = g m m jn l g

c c c

G( cosβ h sinβ) P (h cosβ + sinβ) M P (h cosβ + sinβ)

2 2

 

 

 

1 - - -

-c

Z’ = g m m jn l g

c c c

G( cosβ + h sinβ) + P (h cosβ sinβ) + M + P (h cosβ sinβ)

2 2

 

 

 

1 -

-c

Hình 5.5 Sơ đồ lực mô men tác dụng lên ô tô khi chuyển động quay vòng đường nghiêng ngang

" Y ' Y sin

G cos

Pl   

Khi góc  tăng dần đồng thời tác dụng lực Pl xe bị lật đổ quanh O1 ứng với vận tốc giới hạn hợp lực Z” =

Ta có lực ly tâm xác định sau:

R v g G mR

P n

2

                                    d d g d d m m d g d n sin C cos h G R g sin C cos h P Sin h cos C G v

Trong trường hợp tơ khơng kéo móc vận tốc giới hạn bị lật xác định sau:                           d d g d g d n sin C cos h G R g sin h cos C G v d g d g n tg h C ) tg h C ( R g v      

Khi hướng nghiêng đường phía với trục quay vịng vận tốc nguy hiểm tô lật đổ là:

d g d g n tg h C ) tg h C ( R g v      

b Điều kiện xe bị trượt bên

Khi xe quay vòng trượt bên lực G.sin; Pl.cos lực bám ngang đường bánh xe không đảm bảo " Y ' Y sin . G cos .

Pl     

Mà: ) sin P cos . G .( ) " Z ' Z ( " Y '

Y y  y   l 

              sin . cos ) sin cos . .( R . g v y y

Hình 5.6 Sơ đồ lực tác dụng lên

bánh xe chủ động có lực ngang tác dụng hay           tg . 1 ) tg .( R . g v y y

Nếu hướng nghiêng đường trùng với trục quay ta có:

          tg . 1 ) tg .( R . g v y y

Chƣơng 6: TÍNH NĂNG DẪN HƢỚNG CỦA Ô TÔ

6.1 ĐỘNG HỌC VÀ ĐỘNG LỰC HỌC QUAY VÕNG CỦA Ô TÔ

Khi xe vào đường vòng để đảm bảo bánh xe dẫn hướng khơng bị trượt lết trượt quay đường vng góc với véc tơ vận tốc chuyển động tất bánh xe phải gặp điểm tâm quay vịng tức thời xe O

Hình 6.1 Các trường hợp quay vịng tơ

Theo hình 6.2 ta có:

L 2 / B R g

cot 1  

L 2 / B R g

cot 2  

Từ hình vẽ  quan hệ góc quay vịng hai bánh xe dẫn hướng chúng không bị trựơt là:

L B g

cot g

cot 1  2 

B: khoảng cách hai đường tâm trục đứng

L: chiều dài sở xe

Hình 6.2 Sơ đồ quay vịng tơ có hai bánh xe dẫn hướng phía trước

Hình 6.3 Đồ thị lý thuyết thực tế mối quan hệ góc quay vịng hai bánh xe dẫn

hướng

Bán kính quay vịng chiều dài sở có quan hệ sau:

 

tg L R

 Vận tốc góc xe quay vịng xác định theo biểu thức:

 



 tg

L v R

v

v: vận tốc tịnh tiến tâm trục sau xe  Gia tốc góc xe xác định sau:

dt d . cos

1 . L v dt dv . L tg dt d

2

  

Ta có: 2 2 L R R cos                  dt d . R . L R L . v dt dr R 1 dt

d 2

Xác định gia tốc xe quay vòng

Gia tốc tâm trục sau A trục O chuyển động theo :

dt dv . R dt d R . R J J

JA  doA  Ato  2    2 

Gia tốc trọng tâm C điểm A: chuyển động tương đối

dt d b b J J

JC  dAC  tAC  2  

Từ hình vẽ ta có được:

- Gia tốc trọng tâm ô tô hướng theo dọc trục xe:

2 dA

C to A

x b.

dt dv J

J

J     

- Gia tốc trọng tâm hướng vng góc dọc trục xe

dt d . R J J

Jy  doA  CtA  2  

Từ ta suy giá trị lực quán tính theo phương x y, tích khối lượng m tơ gia tốc tương ứng

Trong trường hợp ôtô-máy kéo chuyển động quỹ đạo tròn 0;

dt dv  =const) 2 jx R . g v . b . G

P  

Hình 6.4 Hình thang lái

6.2 SỰ LĂN CỦA BÁNH XE ĐÀN HỒI DƢỚI TÁC DỤNG CỦA LỰC NGANG Nếu bánh xe khơng có lực ngang

tác dụng, quỹ đạo mặt phẳng quay bánh xe trùng với đường thẳng AA Nếu bánh xe chịu lực ngang Py lốp bị uốn cong mặt phẳng bánh xe bị dịch chuyển so với tâm O vết tiếp xúc đoạn, hình b Kết làm bánh se lăn theo hướng AA2 Đường vết tiếp xúc trùng với hướng chuyển động làm với mặt phẳng quay bánh xe góc l

Sự lăn bánh xe lệch góc với mặt phẳng quay gọi lăn lệch bánh xe góc l gọi góc lệch

Hình 6.5 Sơ đồ minh họa lăn bánh xe đàn hồi a Khi khơng có lực ngang tác dụng

Trong trình lăn lệch phần tử phía trước vết tiếp xúc bị biến dạng phía sau, phản lực ngang riêng phần phần trước vết tiếp xúc nhỏ so với phần sau

Góc lệch phụ thuộc vào lực ngang góc nghiêng bánh xe so với mặt phẳng thẳng đứng Nếu Py hướng theo góc nghiêng bánh xe góc lệch tăng lên ngược lại

Sự lăn lệch bánh xe đàn hồi làm thay đổi đặc tính chuyển động tơ Khi chuyển động đường vịng, thành phần bên Pjy lực qn tính đặt trọng tâm xe Dưới tác dụng lực bánh xe trước sau bị lệch góc tương ứng 1 2 Ở bánh xe trước ngồi góc lệch 1 chúng cịn quay góc  hướng vectơ vận tốc trục trước tạo với trục dọc bánh xe góc -1

Bán kính quay vòng xe sử dụng lốp đàn hồi:

 

1 tg

tg

L R

     

Nếu góc có gía trị nhỏ ta viết:

 1

2

L R

     

Cịn xe sử dụng lốp cứng bán kính quay vịng là:

  

 L

tg L R

Như vậy, quỹ đạo ô tô ứng với lốp cứng phụ thuộc vào góc quay vịng  bánh xe trước, cịn tơ lắp lốp đàn hồi cịn phụ thuộc vào 1 2

- Trường hợp 1 = 2: xe có tình quay vịng định mức, trường hợp để giữ cho xe chuyển động thẳng có lực bên tác dụng người lái cần quay vành tay lái cho để xe lệch khỏi trục đường góc  = 1 = 2

Hình 6.6 Sơ đồ chuyển động tơ có tính quay vịng thiếu

- Trướng hợp 1 < 2: xe có tình quay vòng thừa, muốn quay vòng bán kính xe phải quay bánh xe góc lớn Trong trường hợp chiều lực ly tâm trùng với chiều lực ngang làm tăng độ lệch bánh xe, làm xe khả chuỷên động ổn định Điều làm tăng lực ly tâm người lái không kịp thời quay bánh xe dẫn hướng trở lại xe chuyển động theo đường cong có bán kính giảm liên tục làm xe bị trượt ngang hay bị lật đổ

Hình 6.7 Sơ đồ chuyển động tơ có tính quay vịng thừa

6.3 TÍNH ỔN ĐỊNH CỦA BÁNH XE DẪN HƢỚNG

chuyển động thẳng tự quay trở vị trí xe bị lệch Các nhân tố đảm bảo tính ổn định bánh xe dẫn hướng

Hình 6.8 Các nhân tố đảm bảo tính ổn định bánh xe dẫn hướng 6.3.1 Góc nghiêng ngang trụ đứng - cam quay

Hình 6.9 Góc nghiêng ngang trục quay đứng trong mặt phẳng ngang xe

Hình 6.10 Sơ đồ phân tích phản lực đường tạo nên mô men ổn định

Xem bánh xe khơng có góc dỗng ta chia lực Zb thành hai thành phần: - Zb.cos // với trụ đứng

- Zb.sin vng góc với trụ đứng

- Zb.sin.cos: tác dụng mặt phẳng qua đường tâm cam quay - Zb.sin.sin: tác dụng mặt phẳng bánh xe

Hình 6.11 Tác dụng góc nghiêng ngang trụ quay đứng

 Mô men ổn định: Mz  Zb.l.Sin.Sin

l: khoản cách từ tâm mặt tựa bánh xe đến đường tâm trụ đứng

Qua cơng thức ta thấy MZb có giá trị lớn ứng với góc  lớn; MZb =  = tức vị trí cân Mà chiều quay MZb chống lại chiều quay  mơ men có ý nghĩa làm cho bánh xe dẫn hướng tự động quay vị trí trung gian thực quay vịng Trị số góc nghiêng ngang trụ đứng tơ 08)0

6.3.2 Góc nghiêng dọc trụ quay đứng

Trụ đứng cịn đặt nghiêng phía sau so với chiều chuyển động tịnh tiến xe góc 

Dưới tác dụng lực ly tâm xe vào đường vịng, lực gió bên thành phần trọng lực bên xe chạy vào đường nghiêng khu vực tiếp xúc bánh xe mặt đường có lực nghiêng Yb

Mô men tạo lực bên Yb độ nghiêng sau trụ đứng là:

 



 Y .C Y .r .sin

MY b b b

lệch khỏi vị trí

Trị số  tơ khoản 03)0

Hình 6.12 Góc nghiêng trụ quay đứng mặt phẳng dọc xe

Hình 6.14 Một số cách đặt trụ quay đứng

6.3.3 Độ đàn hồi lốp theo hƣớng ngang

Đối với bánh xe lắp lốp đàn hồi, tác dụng phản lực bên, bánh xe bị lệch bên vết tiếp xúc lốp với mặt đường bị lệch so với mặt phẳng bánh xe góc 

Phần trước vết tiếp xúc, lốp chịu biến dạng không lớn, độ biến dạng tăng dần mép sau vết Do điểm đặt lực O1 dời sau tâm tiếp xúc O khoảng S

Như vậy, độ đàn hồi bên lốp, mô men ổn định tạo nên bánh xe là:

S Y My  b

6.3.4 Các góc đặt bánh xe

a Góc dỗng 

Hình 6.16 a) Góc dỗng bánh xe dẫn hướng phía trước

Tác dụng góc dỗng:

- Ngăn ngừa bánh xe bị nghiêng ngược lại tác dụng trọng lượng xe khe hở biến dạng trục trước hệ thống treo trước

- Tạo nên thành phần chiều trục từ trọng lượng xe chống lại lực Zb.sin.cos giữ cho bánh xe nằm trục cam quay

- Giảm cánh tay đòn C phản lực tiếp tuyến trụ đứng Làm giảm bớt tải trọng tác dụng lên dẫn động lái giảm lực lên vành tay lái

b Góc chụm c

Hình 6.18 Góc chụm (độ chụm) bánh xe dẫn hướng phía trước

Tác dụng góc chụm:

- Ngăn ngừa khả gây độ chụm âm tác dụng lực cản lăn xuất khe hở đàn hồi hệ thống trục trước dẫn động lái

- Làm giảm ứng suất vùng tiếp xúc bánh xe với mặt đường góc dỗng gây nên Thực tế cho ứng suất nhỏ vùng tiếp xúc đạt góc chụm 0,150,2) góc dỗng

- Khi chạy đường nghiêng, phần phía trước bánh xe chụm vào trong, xe có khuynh hướng chạy theo hướng ngược lại hướng nghiêng Vì vậy, độ ổn định chạy thẳng trì

6.4 KHÁI NIỆM VỀ SỰ DAO ĐỘNG CỦA BÁNH XE DẪN HƢỚNG

Những bánh xe dẫn hướng ô tô số điều kiện định bị dao động có tính chu kỳ quanh trụ đứng, tượng cảm nhận tay người lái Những dao động mạnh làm tính dẫn hướng ôtô-máy kéo

- Sự khác hệ số cản lăn: Do khác hệ số cản lăn dẫn đến lực cản lăn hai bên bánh xe khác trị số, lực với cánh tay địn a tạo nên mơ men làm bánh xe có xu hướng quay quanh trụ đứng

và tạo nên dao động góc Hình 6.19 Sơ đồ lực cản lăn có trị số khác tác dụng lên bánh xe dẫn hướng

- Trường hợp bánh xe không cân tốt

Khi quay phát sinh lực ly tâm Pj, lực phân tích thành hai phần, nằm ngang thẳng đứng, thành phần nằm ngang hợp với cánh tay địn a có xu hướng quay quanh trụ đứng Nếu bánh xe dẫn hướng quay mà khối lượng không cân chúng nằm hai phía đối diện trục trước bánh xe bánh xe dẫn hướng bị

dao động góc Hình 6.20 Sơ đồ lực ly tâm tác động lên

- Nguyên nhân khác gây nên dao động góc bánh dẫn hướng xe chạy đường gồ ghề phối hợp không động học di chuyển kéo lái nhíp

Hình 6.21 Sơ đồ thành phần nằm ngang lực ly tâm tác động vào hai bánh dẫn hướng

Những dao động góc mạnh làm phá vỡ tính dẫn hướng xe Những dao động có tần số thấp <1Hz biên độ lớn (23o có hại Những dao động có tần số cao >10Hz biên độ nhỏ nguy hiểm

Khi thiết kế trình sử dụng, người ta cố gắng tìm biện pháp để làm giảm dao động góc bánh xe dẫn hướng như: tăng độ cứng hệ thống dẫn động lái, đảm bảo độ cân động bánh xe, điều chỉnh dẫn động lái, giảm tối đa khe hở mài mòn chi tiết cầu trước

Chƣơng 7: ĐỘNG LỰC HỌC PHANH CỦA ƠTƠ

Hệ thống phanh tơ có nhiệm vụ giảm vận tốc xe chạy dừng hẳn cần thiết Lúc phanh người lái giảm lượng nhiên liệu cung cấp vào động đồng thời đạp bàn đạp phanh để hãm xe lại

7.1 LỰC PHANH SINH RA Ở BÁNH XE

Hình 7.1 Sơ đồ lực mô men tác dụng lên bánh xe phanh

Khi người lái bàn đạp phanh cấu phanh tạo mơ men ma sát gọi mô men phanh MP để hãm xe lại Lúc chỗ tiếp xúc bánh xe mặt đường xuất phản lực PP ngược với chiều chuyển động PP đựơc gọi lực phanh xác định theo biểu thức:

b P P

r M P 

Trong đó:

PP: lực phanh điềm tiếp xúc bánh xe mặt đường MP: mô men phanh tác dụng lên bánh xe

Lực phanh lớn giới hạn điều kiện bám bánh xe mặt đường 

 P Z .

PPmax b

PPmax: lực phanh cực đại sinh từ khả bám bánh xe với mặt đường

Zb: phản lực pháp tuyến tác dụng lên bánh xe có lực phanh

Khi phanh bánh xe chuyển động với gia tốc chậm dần nên bánh xe có mơ men qn tính Mjb tác dụng, mơ men có chiều với chiều chuyển động bánh xe, mô men cản lăn Mf ngược với chiều chuyển động

 Lực phanh tổng cộng là:

b jb f P b

jb f P P o

r M M P r

M M M

P      

Từ biểu thức tính lực phanh, để tăng lực phanh bên cạnh tăng  ta phải tăng Zb để sử dụng toàn trọng lượng bám ô tô ta phải bố trí cấu phanh tất bánh xe

Trong phanh, biến thành nhiệt má phanh trống phanh, chỗ tiếp xúc bánh xe mặt đường Khi bị trượt lê hoàn toàn, tất lượng biến thành nhiệt khu vực tiếp xúc bánh xe với mặt đường Công ma sát má phanh trống phanh khơng cịn

7.2 ĐIỀU KIỆN ĐẢM BẢO SỰ PHANH TỐI ƢU Các lực tác dụng lên ô tô phanh:

- Lực cản lăn bánh xe trước Pf1 sau Pf2; - Lực cản khơng

khí P;

Trong lúc phanh, hai lực không đáng kể ta bỏ qua gây sai số 1,52%)

- Phản lực pháp tuyến Z1, Z2;

- Lực phanh Pp1; Pp2;

Hình 7.2 Lực tác dụng lên ô tô phanh

- Lực quán tính sinh ô tô chuyển động chậm dần Pj

P

j j

g G

P 

G(N)

g = 9,81 (m/s2) j = (m/s2)

Lập phương trình mơ men hai điểm A B ta đựơc:

L h P b G

Z1 j g



 

  

 

 



g h j b L G

Z1 P g

và

L h P a G

Z2   j g 

  

 

 



g h j a L G

Z2 P g

Trường hợp phanh có hiệu lực phanh sinh bánh xe phải sử dụng hết trọng lượng bám Tức PP1 = .Z1 PP2 =.Z2

g j g j 2 P P h P a G h P b G Z Z P P     

Trong trình phanh ảnh hưởng Pf khơng đáng kể nên:

2 P p

j P P

P  

Phanh tối ưu thì: Pjmax PPmax G.

g g P P h . a h . b P P      

Như vậy, để phanh có hiệu trình phanh Pp1; Pp2 phải thoã mãn biểu thức phụ thuộc vào a, b, hg, )

Nhưng trình sử dụng toạ độ trọng tâm thay đổi chạy nhiều

loại đường khác hệ số bám khác

2 P P P P

ln thay đổi Vì vậy, để

phù hợp với điều kiện sử dụng ta phải thay đổi mô men phanh MP1 MP2 sinh cấu phanh cách thay đổi áp suất dầu khí nén dẫn đến xilanh phanh bầu phanh

7.3 CHỈ TIÊU ĐÁNH GIÁ CHẤT LƢỢNG QUÁ TRÌNH PHANH

7.3.1 Gia tốc chậm dần phanh

Phương trình cân lực tác dụng lên ô tô phanh

i f

P

j P P P P P

P       

Khai triển      

 j G f.G KFv Gsin

g

G

max

i

P- lực để phanh tiêu hao cho ma sát khí ma sát ổ bi , bé, thường bỏ qua

Pf = f0.G P = k.F.V

2 max i j j g G P  

Pi = ±Gsin cộng lên dốc, trừ xuống dốc

max

i j

g G

 =.G+f

0.G + k.F.V

±Gsin

Suy ra: gia tốc phanh:

jmax=

G g

i

 (f0.G + k.F.V

+.G±Gsin)

*** Thực nghiệm chứng tỏ lực Pf, P, P có giá trị bé so với PP nên trình tính tốn ta bỏ qua

Khi phanh tơ đường nằm ngang Pi =

p j P P 

Lực phanh xác định theo điều kiện bám xe bị phanh hoàn toàn:

max p i max P j g G G G

P   

i max P g . j    

Để tăng gia tốc chậm dần cực đại ta phải giảm hệ số i phanh gấp người lái cần đạp ly hợp

jpmax phụ thuộc vào  Khi đường tốt  = 0,750,8, xem i g = 10m/s2 jpmax đạt 7,58)m/s

2

7.3.2 Thời gian phanh

Thời gian phanh nhỏ chất lượng phanh tốt

Ta có: dv . g . dt g . dt dv j i i        

Thời gian nhỏ để xe phanh từ v1 đến v2 là:

) v v ( g . dv . g .

t i 1 2

v v i        

g .

v .

t i

min     Đầy đủ: dt dv j =

G . g

i

 (f0.G + k.F.V

+.G)

Suy ra: dt = j 1 dv = g G i  . ) G . .F.v k .G (f 1

0   

dv

tmin=  v V g G i  ) G F.v k G (f

0   

dv

7.3.3 Quãng đƣờng phanh

Quãng đường phanh tiêu mà người lái xe nhận biết cách trực quan dể dàng tạo điều kiện cho người lái xe xử lý tốt phanh ô tô đường

Ta có: dS . g . dv . v dS . g . dS dt dv g . dt dv i i i           

Tích phân hai vế ứng với điểm bắt đầu phanh v1 đến tốc độ v2

) v v ( g . . 2 dv . v g .

S i 21 22

v v i        

Khi phanh đến lúc dừng hẵn v2 =

g v S i     dt dv

dS = .G

g

i

 (f0.G + k.F.V

+.G).dS

v.dv =

G . g

i

 (f0.G + k.F.V

+.G).dS

7.3.4 Lực phanh riêng

G P P P

Lực phanh riêng cực đại ứng với lực phanh cực đại:

    

G G G

P

P Pmax

max

 Lực phanh riêng cực đại hệ số bám  Thực tế lực phanh khoản 4565%

Trạng thái kỹ thuật hệ thống phanh không tốt nguyên nhân chủ yếu gây tai nạn ô tô đường Theo thống kê Mỹ tai nạn giao thông hệ thống phanh chiếm đến 12%

Các yếu tố ảnh hƣởng đến lực phanh riêng:

- Khe hở má phanh trống phanh, tăng khe hở má phanh trống phanh làm giảm hiệu phanh Ví dụ: tốc độ lúc phanh từ 2030km/h tăng khe hở tang trống má phanh lên 0,5mm quãng đường hãm tăng từ 1020%

- Áp lực dẫn động phanh: giảm áp lực dẫn động phanh làm tăng thời gian dẫn động hãm quãng đường hãm Ví dụ: tơ có tải trọng tấn, phanh tốc độ 30km/h, áp lực dầu 50kg/cm2

Sp = 11,5m; cịn áp lực 30kg/cm

Sp = 20m

- Trọng lượng ô tô ảnh hưởng đến động học phanh Ví dụ: hệ thống dẫn động khí, tăng trọng lượng tơ lên 1tấn tốc độ phanh ban đầu 30km/h quãng đường phanh tăng trung bình 0,5m Đối với phanh dẫn động dầu tăng 1m áp lực dầu 50kg/cm2

)

- Tình trạng mặt đường lốp, định hệ số bám 

7.4 VẤN ĐỀ CHỐNG HÃM CỨNG BÁNH XE KHI PHANH (PHANH ABS) Trong thực tế, hệ số bám bánh xe với mặt đường việc phụ thuộc vào loại đường sá tình trạng mặt đường phụ thuộc nhiều vào độ trượt tương đối bánh xe với mặt đường trình phanh

Độ trượt tương đối xác định theo biểu thức:

% 100 v

r . vb b

 

Trong đó:

v: vận tốc ô tô

Rb: bán kính làm việc bánh xe

Hệ số bám dọc hiểu tỷ số lực phanh tiếp tuyến PP tải trọng Gb tác dụng lên bánh xe:

b P x

G P  

với khái niệm hệ số bám dọc không lực phanh tiếp tuyến không nghĩa lúc chưa phanh

Hệ số bám dọc xmax giá trị độ trượt tối ưu 0, thực nghiệm chứng tỏ độ trượt tối ưu nằm khoản 1525% Tại giá trị này, đảm bảo cho hệ số bám dọc đạt giá trị cực đại mà cịn trì cho hệ số bám ngang y đạt giá trị cao

Hình 7.3 Sự thay đổi hệ số bám dọc x hệ số

bám ngang y theo độ trượt tương đối 

bánh xe phang Hình 7.4 Hệ số bám ứng với loại đường khác

Vì vậy, giữ cho trình phanh xảy độ trượt bánh xe 0 lực phanh đạt cực đại PPmax xmax.Gb nghĩa đảm bảo hiệu phanh cao độ ổn định phanh

Qua phân tích trên, hệ thống chống hãm cứng bánh xe phanh có nhiệm vụ giữ cho bánh xe trì độ trượt bánh xe phanh khoảng lân cận 0 Vì vậy, cần phải điều chỉnh áp suất hệ thống dẫn động phanh cho độ trượt bánh xe với mặt đường thay đổi quanh gía trị 0 giới hạn hẹp

Việc điều chỉnh dựa nguyên lý sau:

- Theo gia tốc chậm dần

L

ực

p

ha

nh

L

ực

q

ua

y

vò

ng

Nhựa asphalt ướt Bê tông khô Nhựa asphalt ướt Bê tông khô

Tuyết Tuyết

Dung sai trượt ABS :Lực phanh :Lực quay vòng

20 40 60 80 100

- Theo giá trị độ trượt cho trước

- Theo giá trị tỷ số vận tốc góc bánh xe với gia tốc chậm dần

Hình 7.5 Phạm vi điều khiển hệ thống ABS 1/ Lốp bố tròn (radial-ply) chạy đường bê

tông khô; 2/ Lốp bố chéo (bias-ply) chạy đường nhựa ướt; 3/ Lốp bố tròn chạy đường tuyết; 4/ Lốp bố trịn chạy đường đóng băng.

Hình 7.6.: Chu trình điều khiển kín ABS 1 - Bộ chấp hành thủy lực; - Xy lanh phanh chính;

3- Xy lanh làm việc; - Bộ điều khiển (ECU); 5- Cảm biến tốc độ bánh xe

Hệ thống chống hãm cứng bánh xe phanh gồm phần tử sau:

- Cảm biến: để phát tín hiệu tình trạng bánh xe phanh Tuỳ theo nguyên lý điều chỉnh dùng cảm biến vận tốc góc, cảm biến áp suất dẫn động phanh, cảm biến gia tốc ô tô cảm biến khác

5

3

4

2 2

1

1

1

Hình 7.7 Sơ đồ hệ thống phanh ABS xe

1 Cảm biến tốc độ bánh xe ; Xi lanh; Xi lanh cụm thủy lực; 4 Hộp điều khiển; Đèn báo ABS

Đối tượng điều khiển

Tín hiệu điều khiển Tín hiệu đầu vào Tín hiệu tác động

Nhân tố ảnh hưởng

H

ệ

số

bám

dọc

- Bộ điều khiển: để xử lý thông tin phát lệnh nhả phanh phanh bánh xe

- Bộ thực hiện: để thực lệnh điều khiển phát

Các hệ thống chống hãm cứng bánh xe thường sử dụng nguyên lý điều chỉnh áp suất dẫn động phanh theo gia tốc chậm dần bánh xe bánh xe có bố trí cảm biến vận tốc góc

7.5 GIẢN ĐỒ PHANH

Giản đồ phanh đồ thị thể mối quan hệ lực phanh Pp sinh bánh xe mô men phanh Mp với thời gian t, quan hệ gia tốc chậm dần thời gian t Giản đồ phanh xây dựng từ thực nghiệm dùng để xác định quãng đường phanh thực tế

Hình 7.8 Giản đồ phanh

Điểm O hình ứng với lúc người lái nhìn thấy chướng ngại vật phía trước nhận thấy cần phải phanh

t1 - Thời gian phản xạ người lái, tức từ lúc thấy chướng vật lúc tác dụng vào bàn đạp phanh thời gian phụ thuộc vào trình độ người lái , t1 nằm giới hạn t1 = 0,30,8s

t2 - Thời gian chậm tác dụng dẫn động phanh, tức từ lúc người lái tác dụng vào bàn đạp phanh má phanh ép sát vào trống phanh Đối với phanh dầu t2 = 0,03s; phanh khí t2 = 0,3s

t3 - Thời gian tăng lực phanh tăng gia tốc chậm dần, phanh dầu t3 = 0,2s; phanh khí t3 = 0,51s

t4 - Thời gian phanh hoàn toàn, ứng với lực phanh cực đại thời gian xác định theo công thức:

i

δ v t =

φg

Trong đó:

v1 - Vận tốc ô tô ứng với thời điểm bắt đầu phanh

i

δ - Hệ số tính đến ảnh hưởng trọng lượng chi tiết chuyển động quay ô tô

Trong thời gian này, lực phanh gia tốc chậm dần có giá trị không đổi

t1 j Pp

O A B

t2 t3 t4 t5

t5 - Thời gian nhả phanh, lực phanh giảm 0, phanh dầu t5 = 0,2s; phanh khí t5 =1,52s

Nếu tơ dừng hồn tồn nhả phanh thời gian trình phanh là:

t = t1 + t2 + t3 + t4

Cần ý rằng, giản đồ phanh trình bày hình đơn giản hố cịn giản đồ phanh lấy từ thực nghiệm có dạng đường gợn sóng, nhấp nhơ

Nếu kể đến thời gian chậm tác dụng t2 dẫn động phanh quãng đường phanh thực tế tính sau:

1

2 s

k v S = v t +

2φg

Ở đây:

ks - Hệ số hiệu đính quãng đường phanh, xác định thực nghiệm,đối với ô tô du lịch ks =1,11,2; xe tải xe khách ks =1,41,6

Chƣơng 8: TÍNH NĂNG CƠ ĐỘNG CỦA Ơ TƠ

8.1 KHÁI NIỆM VỀ TÍNH CƠ ĐỘNG CỦA Ơ TƠ

Tính động hiểu khả chuyển động ô tơ điều kiện đường xá khó khăn địa hình phức tạp Tuỳ theo ý đồ sử dụng người ta thiết kế tơ có mức độ phức tạp khác tính động Ơ tơ có tính động thấp sử dụng thành phố đường quốc lộ, loại có tính động cao ô tô làm việc lĩnh vực nơng lâm nghiệp quốc phịng

Tính động phụ thuộc vào nhiều nhân tố, chủ yếu chất lượng kéo – bám thơng số hình học tơ Ngồi ra, đặc điểm cấu tạo cụm riêng biệt tơ-máy kéo trình độ điều khiển người lái ảnh hưởng đến tính động

8.2 CÁC NHÂN TỐ ẢNH HƢỞNG TỚI TÍNH NĂNG CƠ ĐỘNG CỦA Ô TÔ

8.2.1 Ảnh hƣởng thơng số hình học

a Khoảng sáng gầm xe

Là khoảng cách điểm thấp gầm xe với mặt đường, kí hiệu K Khoảng cách đặc trưng cho độ nhấp nhơ lớn mặt đường mà xe vượt qua

Xe có tính động thấp:

K = 175210 (mm), đối vơi ô tơ du lịch

K= 240275 (mm)

Hình 8.1 Các thơng số hình học tính động tơ

Xe có tính động cao, K thường lớn xe có tính động thấp từ 2050 mm Những xe đặc biệt K đến 400mm cao

b Bán kính động dọc ngang

là bán kính vịng trịn tiếp xúc với bánh xe điểm thấp gầm xe mặt phẳng dọc ngang Bán kính dọc 1 ngang 2 nhỏ tính động xe tốt

Đối với xe có cơng thức bánh xe 4x2, 1 thường nằm giới hạn sau:

- Ơ tơ du lịch loại nhỏ 1= 2,53,5m, loại trung bình 1= 3,55,5m, loại lớn 1= 5,58,5m

- Đối với ô tô tải loại nhỏ 1= 2,53,5m; loại trung bình 1= 3,05,5m; loại lớn 1=5,06,0m

c Góc động trước sau

Khi ô tô cần phải vượt qua chướng ngại vật lớn hào, gò đống, bờ ruộng, phà … phần nhơ xe va quệt vào vật cản Tính động tô máy kéo để vựơt qua chướng ngại phụ thuộc vào trị số góc động trước  sau  Để nâng cao tính động xe người ta mong muốn làm để góc có gía trị lớn theo khả

Loại tơ  

Ở tơ du lịch có tính động thấp 20300 15200

Ở ô tô tải có tính động thấp 40500 20400

Ở tơ tải có tính động cao Khơng nhỏ 45500 35400

8.2.2 Ảnh hƣởng kết cấu đến tính động

a Ảnh hưởng bánh xe bị động chủ động

Hình biểu thị sơ đồ lực tác dụng lên bánh xe bị động a) chủ động b phía trước khắc phục chướng ngại vật thẳng đứng có độ cao h

Các lực tác dụng lên bánh xe gồm:

T: Lực đẩy từ khung tới bánh xe

Hình 8.2 Sơ đồ lực tác động lên bánh xe trước khắc phục trở ngại thẳng đứng

a- Bánh bị động; b- Bánh chủ động

R: phản lực chướng ngại vật

Trong trường hợp a :

T X ; G

Z b 

theo sơ đồ tác dụng lực hình ta có:

b

1 T.tg G

tg . X

Z    

1



tg G

T  b

 ta có: h rh h r tg     h r h hr G T b    

từ công thức ta thấy: h = r T = , tức gặp chướng ngại vật có chiều cao h = r ơtơ-máy kéo khơng thể vượt qua bánh xe chủ động có lực kéo cực đại

Khi bánh xe trước chủ động, lực T Gb bánh xe cịn có mơ men Mk xuất lực Pk

' k P X T 

 Gb ZP"k

do có lực phụ P”k nên cho phép bánh xe chủ động dể dàng khắc phục chướng ngại vật có độ cao bán kính xe Còn lực P’k làm giảm lực cản chuyển động X

b Ảnh hưởng vi sai

Bố trí vi sai cho phép bánh xe chủ động quay với vận tốc khác Khi ma sát nhỏ xem vi sai phân bố cho bán trục giá trị mô men mà nhận đựơc Giá trị bị giới hạn trượt quay bánh xe chủ động nằm đường có hệ số bám nhỏ

Như vậy, vi sai đơn giản cầu chủ động làm xấu tính động ơtơ-máy kéo, trị số lực kéo tiếp tuyến bánh xe chủ động xác định bánh xe có lực bám nhỏ với đất, lực kéo tiếp tuyến khơng đủ để khắc phục lực cản chuyển động

Khi có khác tốc hai bánh xe mơ men xoắn bánh xe sau:

) M M ( 5 , 0 M ) M M ( 5 , 0 M r r    

M1; M2: mô men xoắn bánh xe chủ động quay chậm quay nhanh

M: mô men xoắn bánh bị động truỳên lực

Hình 8.3 Cấu tạo vi sai có ma sát lớn nhờ ly hợp ma sát và sờ đồ phân bố mô men cho bán trục

Như nhờ có Mr mà mơ men bánh xe bị trượt tăng lên nhờ mà khắc phục trượt quay Lực kéo tiếp tuyến tổng cộng hai bánh xe chủ động trường hợp tính sau:

b r max

k

r M P

P   

Pmin: lực kéo bánh xe có hệ số bám nhỏ

Ma sát vi sai đơn không lớn, lực kéo tổng cộng tăng khoảng (46 % Đối với vi sai ma sát cao lực kéo tổng cộng tăng đến 1015)%

Trên số ơtơ-máy kéo người ta cịn sử dụng loại vi sai gài cưỡng bức, việc gài thực có chênh lệch lớn hệ số bám bánh xe chủ động bên phải bên trái Sau qua chỗ trơn lầy ta cần phải mở phận gài để tránh tượng lưu thơng cơng suất có hại mài mịn lốp

c Sử dụng nhiều cầu chủ động tượng lưu thông công suất

Để nâng cao chất lượng kéo ôtô-máy kéo, người ta sử dụng xe có nhiều cầu chủ động để tăng trọng lượng bám

hiện hai cách: dẫn động cứng dẫn động vi sai  Dẫn động cứng:

Hình 8.4 Sơ đồ dẫn động trục chủ động a- Dẫn động cứng; b- Dẫn động qua vi sai

Cả hai trục máy kéo nối động học cứng với hộp số thơng qua hộp phân phối, vận gốc góc hai cầu khơng thay đổi q trình làm việc

Nhưng trình làm việc, đảm bảo đồng tuyệt đối vận tốc vòng bánh xe trước sau thực tế thực do: sai số chế tạo, độ mài mòn lốp, áp suất khơng khí lốp, dao động tải trọng thẳng đứng tác động lên bánh xe … đường vịng qng đường di chuyển cầu lại khác

Chƣơng 9: DAO ĐỘNG CỦA Ô TÔ

9.1 KHÁI NIỆM

Sự dao động thân ô tô kéo dài, gây chuyển động nó, làm mệt mỏi hành khách lái xe mức, gây chóng mặt nơn, gây tác hại đến sức khỏe Đồng thời, làm giảm hiệu cơng việc người lái Những rung động ảnh hưởng đến tải trọng vận chuyển ảnh hưởng đến thân tơ Do đó, êm dịu chuyển động tiện nghi tốt yêu cầu ô tô đại

Sự dao động chủ yếu không phẳng mặt đường Sự nhấp nhô bề mặt đường gồm hai loại: nhấp nhô nhỏ 35 mm theo chiều cao 8-10 mm theo chiều dài sóng 1012 mm theo chiều cao 58 mm theo chiều dài

Khi đường có mật độ giao thơng lớn, nhấp nhơ dạng sóng thường xuất sau khoảng 12 năm sử dụng, gây xấu đến tính êm dịu chuyển động ô tô

9.2 THỬ NGHIỆM TÍNH ÊM DỊU CHUYỂN ĐỘNG CỦA Ơ TƠ

Thí nghiệm nghiên cứu dao động tơ thực phịng thí nghiệm đường, nhiều biện pháp Các nhân tố, thông số khảo sát gồm: đánh giá chung, biên độ dao động, vận tốc dao động, gia tốc dao động, tần số dao động khối lượng treo không treo

Có thể kích thích dao động biện pháp:  Kéo thân xe xuống nhanh chóng thả

 Nâng tơ lên bệ nâng đặc biệt đến độ cao khoảng 50-60 mm nhanh chóng thả xuống Hai biện pháp áp dụng để thử tần số dao động tính chất giảm dao động, xác định tâm dao động

 Lắp bánh xe ô tô thử vào băng thử với trống quay có chỗ nhơ lệch tâm Trống quay lắp vào hay nhiều trục bánh xe

 Gây dao động tuần hồn sàn đỗ tơ thử

 Đặt tơ thử băng vơ tận có nhấp nhô bề mặt tiếp xúc

góc tơ mặt phẳng dọc Oxz xác định

Khi nghiên cứu độ êm dịu tơ tính tốn hệ thống treo, cần thiết phải xác định mơ men qn tính Ib khối lượng treo, trục qua trọng tâm song song với phương Oy Phương pháp thực xác định mơ men qn tính trục tơ

Hình 9.1 Xác định mơ men qn tính khối lượng treo

Mơ men qn tính khối lượng treo O1:

2 2

4 T L c I



 9-1

Với: c – độ cứng lò xo

L – khoảng cách lò xo đến tâm quay O1 T1 – chu kỳ dao động

Mơ men qn tính khối lượng treo trọng tâm O:

2 o b

b I -m R

I  9-2

9.3 CÁC ĐẶC TRƢNG ÊM DỊU CHUYỂN ĐỘNG CỦA Ô TÔ

Sự ảnh hưởng dao động ô tô người đánh giá cách chủ quan Sự dao động ô tô đánh giá đặc trưng sau

 Chu kỳ dao động, T khoảng thời gian mà ô tô thực đầy đủ dao động Tần số dao động, n số dao động đơn vị thời gian

 Vận tốc dao động đạo hàm bậc theo thời gian chuyển động dao động  Gia tốc dao động đạo hàm bậc hai theo thời gian chuyển động dao động

ô tô

 Tốc độ thay đổi, gia tốc dao động đạo hàm bậc ba theo thời gian chuyển động dao động ô tô

Dao động tơ phân tích thành dao động tần số cao 513 Hz) dao động có tần số thấp 0,82,0 Hz Các khối lượng không treo thường dao động với tần số cao khối lượng treo dao động với tần số thấp

Dao động tần số cao, xuất với biên độ nhỏ gây cảm giác khó chịu Dao động tần số thấp gây cảm giác khó chịu gây cảm giác say xe Con người khơng có cảm giác dao động quen với dao động có tần số 1,171,66 Hz từ cịn nhỏ Do đó, tần số dao động ô tô nên khống chế phù hợp với vùng này; thông thường khoảng 11,3 Hz

Sự thay đổi tần số dao động ảnh hưởng mạnh đến người thay đổi biên độ dao động

Khi tốc độ dao động tăng, êm dịu chuyển động Tính chất rung động vận tốc dao động diễn tả bảng sau

Bảng 9.1 Tính chất rung động vận tốc dao động

Tính chất dao động Vận tốc dao động [m/s]

Không cảm nhận 0,035

Khó cảm nhận 0,035  0,1

Cảm nhận 0,1  0,2

Cảm nhận rõ 0,2  0,3

Khó chịu, khó chịu 0,3  0,4

Bảng 9.2 Giới hạn gia tốc dao động cảm giác ngƣời

Tần số dao động [Hz] Gia tốc dao động [m/s2] tạo cảm giác

Khó chịu Bệnh tật

1 2,3 2,7

1,5 2,1 2,5

2 1,9 2,3

3 1,7 2,0

Bảng 9.3 Gia tốc cho phép [m/s2] dạng dao động

Điều kiện Dao động

Thẳng đứng Dọc, ngang Nghiêng

Đi chậm 1,0 0,6 0,5

Đi xe 2,5 1,0 0,7

Khi tần số dao động tăng, dao động với gia tốc nhỏ gây cảm giác khó chịu gây bệnh

Với tần số mà thân xe dao động, tốc độ thay đổi gia tốc dao động có ảnh hưởng lớn đến êm dịu chuyển động ô tô Cảm giác bứt rứt xuất tốc độ thay đổi gia tốc khoảng 25 m/s3

cảm giác khó chịu, khoảng 40 m/s3 Do đó, tốc độ thay đổi gia tốc dao động ô tô không nên 25 m/s3

Bảng 9.3 mô tả giá trị gia tốc cho phép sức khỏe người tuổi trung niên

Sau ta xây dựng mối quan hệ đặc trưng êm dịu chuyển động ô tơ Với mục đích này, ta khảo sát dao động điều hòa hệ dao động bậc tự có trọng lượng G Độ cứng hệ dao động c

Ở trạng thái tự lị xo, hệ có vị trí I Khi hệ trạng thái cân II, lò xo chịu biến dạng tĩnh tác dụng trọng lượng G Chuyển vị lò xo xác định

c G

zo  9-1

Nén lò xo để đưa hệ vị trí III, xa vị trí cân thả ra, hệ dao động Bằng thiết bị ghi dao động, ta có đồ thị quan hệ vị trí hệ theo thời gian xác định biên độ zmax, chu kỳ T dao động Phương trình vi phân mơ tả dao động có dạng:

0 z c dt

z d

m 2

2



 9-2

Nghiệm phương trình:

 .t sin z t m

c sin z

z max  max  9-3

Với

m c



 tần số góc dao động

- Vận tốc dao động:

 .t cos z dt dz

v  max   9-4

- Gia tốc dao động:

 .t sin z -dt

z d

j 2 max 2

 



 9-5

 .t cos z -dt

z d '

j 3 max

3

 



 9-6

Tần số góc  tần số dao động n liện hệ với bởi:

o z

g

1 m

c

1 T n

  

   

 9-7

Như vậy, độ biến dạng tĩnh hệ lớn tần số dao động hệ nhỏ Với mục đích này, hệ thống treo giảm độ cứng để giảm tần số dao động tự ô tô

9.4 DAO ĐỘNG Ơ TƠ

Mơ hình đơn giản dao động tơ mơ tả hình, c1 c2 độ cứng tương đương hệ thống treo trước sau

Hình 9.2 Mơ hình dao động đơn giản hệ dao động tương đương

Độ cứng tương đương ceff hệ thống treo độ cứng phần tử đàn hồi mà biến dạng tương đương biến dạng tổng hệ thống treo có độ cứng cs) bánh xe có độ cứng ct chịu tải trọng

Trọng lượng G gây biến dạng hệ đàn hồi lượng tổng biến dạng phần tử đàn hồi hệ thống treo lốp Do đó,

t s eff c

G c G c

G  

t s

t s eff

c c

c c c



 9-1

Hình 9.3 Các dao động thành phần

Thân tơ có bậc tự thực dao động khác Các chuyển động thẳng theo trục xx, yy zz ký hiệu Sx, Sy, Sz, chuyển động quay tương ứng ký hiệu x, y, z

Việc nghiên cứu dao động đồng thời thành phần phức tạp Để đơn giản hóa, ta nghiên cứu dao động với bậc tự Sz y Các thành phần dao động ảnh hưởng chủ yếu đến tính êm dịu ô tô tác động đến cảm giác người ô tô

Dao động thẳng đứng xuất bánh xe lăn qua nhấp nhô mặt đường Nếu tơ trang bị hệ thống treo có độ cứng nhỏ, biến dạng lớn phần tử đàn hồi hệ thống treo dễ dàng dập tắt dao động Đôi khi, dao động thẳng đứng tăng vọt tần số ngoại lực kích thích trùng với tần số dao động riêng hệ thống treo

Hệ thống treo với độ cứng thấp giảm chấn sử dụng để giảm dao động thẳng đứng mà tác động đến cảm giác khó chịu hành khách

Tâm đàn hồi hệ điểm mà tồn chuyển động tịnh tiến tác dụng ngoại lực kích thích Để xác định tâm đàn hồi, ta khảo sát nằm phần tử đàn hồi mô tả Hình 9.1

Khi ngoại lực kích thích P tác dụng vào điểm khác với tâm đàn hồi c.e , thực chuyển động: tịnh tiến xoay, vị trí Khi ngoại lực kích thích tác dụng tâm đàn hồi c.e , chuyển động tịnh tiến đến vị trí Trong trường hợp này, độ biến dạng hệ thống treo trước sau giống góc xoay không

Sau ta xác định khoảng cách x từ trọng tâm c.g đến tâm đàn hồi c.e Từ phương trình cân mơ men, ta có

0 b R x P -a

R1 2 

P b R -a R

x

Đồng thời, ta lại có:

1 1 c f

R  và R2c2 f2

2 1

1 R c f c f R

P   

Do vậy: 2 1 2 1 f c f c b f c -a f c x   2 c c b c -a c x   9-3

Khối lượng treo ô tô thay hệ tương đương khối lượng m1, m2, m3 liên kết với không trọng lượng Khối lượng m1 m2 đặt vị trí ab bb khối lượng m3 đặt trọng tâm phần khối lượng treo Các điều kiện sau cần thỏa mãn hệ tương đương: (a) Cân

khối lượng, (b) Trọng tâm hệ thực trùng trọng tâm hệ tương đương, (c) Cùng mô men quán tính trục yy qua trọng tâm hệ thực Ba điều kiện dẫn

đến hệ ba phương trình sau:

            b b b 2 b b b b m b m a m b m a m m m m m 9-4

Với b bán kính quán tính khối lượng treo ô tô trục yy Giải phương trình trên, ta được:

                         b b b b b b b b b b b a -1 m m L b m m L a m m 9-5

Khi nối đẩy xa vị trí cân thả ra, hệ dao động Ta khảo sát tác dụng khối lượng m3 vị trí tâm đàn hồi đến dao động Khi dao động, lực quán tính tác dụng lên trọng tâm xác định bởi:

j m Fin 3

Lực gây mơ men qn tính Min tâm đàn hồi

x j m x F

Min in  3

ra cánh tay đòn x khối lượng m3

Hình 9.1 Mơ hình dao động tự tơ tương đương

# Nếu m3 = 0:

1 b a m

b b

2 b

3 

 

 9-6

Điều đạt cách phân bố hợp lý khối lượng cụm chi tiết ô tô

# Nếu x = 0:

b b

1 a c b c

x  

b b

a b c c

 9-7

Như vậy, độ cứng hệ thống treo cần thiết kế cho tỷ lệ nghịch với trọng tâm khối lượng khơng treo Khi đó, hệ thống treo trước sau có biến dạng ô tô không bị xoay quanh trục yy

trong khoảng cho phép 1,1-1,3 Hz

Dao động góc x sinh nhấp nhơ khơng hai bên mặt đường Khi đó, mơ men gây dao động ngang xuất triệt tiêu Dao động góc khử cách sử dụng ổn định ngang, có tác dụng tăng độ cứng chống biến dạng xoắn hệ thống treo

Bên cạnh dao động nhấp nhơ đường, tơ cịn chịu rung động phát sinh từ động cơ, hệ thống truyền lực bánh xe Sự rung động thực tế không ảnh hưởng đến độ êm dịu chuyển động gây ồn phá hủy liên kết tổng thành, phận ô tô Sự rung động giảm bớt khử nhờ sử dụng biện pháp dùng phận giảm rung, phận che đặc biệt, nâng cao chất lượng chế tạo lắp ráp, cân tốt để tránh cộng hưởng Các ghế ngồi với lưng tựa thiết kế đặc biệt giảm hay khử dao động rung động ô tô

9.5 ẢNH HƢỞNG CỦA CÁC THÔNG SỐ ĐẾN SỰ DAO ĐỘNG

9.5.1 Ảnh hƣởng lốp xe

Bánh bổ sung thêm phần tử đàn hồi với hệ thống treo có tác dụng lớn đến êm dịu chuyển động ô tơ Là phần tử đàn hồi tốt, có biến dạng ta-lông nên lốp xe loại trừ giảm tiếng ồn sinh chuyển động đường nhấp nhô hấp thụ nhấp nhô nhỏ mặt đường

Lốp xe ảnh hưởng không đáng kể đến dao động tần số thấp biến dạng nhỏ 1535 mm so với biến dạng cần thiết hệ thống treo độ êm dịu chuyển động 100250 mm Trái lại, lốp xe có tác dụng lớn dao động tần số cao giảm độ cứng lốp xe dẫn đến giảm độ dịch chuyển thẳng đứng bánh xe gia tốc dao động ô tô Do vậy, tốt sử dụng lốp xe có độ cứng giảm nhiều để tăng độ êm dịu chuyển động Với mục đích này, khuynh hướng chế tạo lốp xe đại giảm độ cứng lốp xe cách giảm áp suất lốp tăng chiều rộng lốp

Tuy vậy, sai lầm cho lốp xe mềm cho phép người thiết kế bỏ qua phần tử đàn hồi hệ thống treo Điều giải thích thực tế để giảm tổn thất cản lăn cần thiết phải giảm nội ma sát lốp, trái lại làm tăng độ cứng lốp xe Bên cạnh đó, độ nhấp nhô mặt đường tồn gây dao động ô tô nên dao động mạnh khơng có hệ thống treo

9.5.2 Hệ thống treo độc lập

Xét quan điểm êm dịu chuyển động ô tô, hệ thống treo độc lập có nhiều ưu điểm so với hệ thống treo phụ thuộc

theo Điều không xảy không đáng kể hệ thống treo độc lập

Hệ thống treo độc lập trục trước tạo độ võng tĩnh lớn đảm bảo tỷ số độ võng tĩnh trục gần Do ô tô chuyển động, dao động x giảm nhiều

Do hệ thống treo độc lập khơng có dầm cầu nối hai bánh xe hai bên nên trọng lượng phần không treo giảm đáng kể, tần số dao động riêng thân xe tăng lên Do giảm tải trọng tác dụng lên giảm chấn

Ở hệ thống treo độc lập, phần tử đàn hồi lị xo, đệm khí, xoắn Khi sử dụng xoắn, phần khối lượng xoắn khối lượng treo phân bố tải trọng lên khung xe Khi sử dụng, xoắn khơng địi hỏi bảo dưỡng nhiều nhíp Tuy nhiên, xoắn khó chế tạo có tuổi thọ thấp

Hệ thống treo với đệm khí có nhiều ưu điểm: độ êm dịu cao độ cứng thấp thay đổi đặc tính đàn hồi với phạm vi rộng trình vận hành, giữ cố định thay đổi độ võng hệ thống treo tải trọng thay đổi, tuổi thọ hệ thống treo dài, góp phần làm tăng tuổi thọ tơ Tuy nhiên, thiết kế, chế tạo hệ thống treo với đệm khí phức tạp hơn, giá thành chế tạo cao

CÂU HỎI GỢI Ý

Chƣơng 1: LỰC VÀ MÔ MEN TÁC DỤNG LÊN Ô TÔ TRONG QUÁ TRÌNH CHUYỂN ĐỘNG

1 Nêu khái niệm đường đặc tính động Cho cơng thức Lây-Đécman:

    

  

              

3 N e

N e N

e max e

n n c n

n b n

n a N N

a Giải thích thành phần công thức Lây-Đécman

b Trình bày cách vẽ đường đặc tính động theo cơng thức Lây-Đécman Viết giải thích cơng thức tính tỷ số truyền hệ thống truyền lực

4 Viết giải thích cơng thức tính mơ men xoắn bánh xe chủ động Mk lực kéo tiếp tuyến Pk chuyển động ổn định

5 Nêu khái niệm hệ số bám, viết giải thích cơng thức tính lực bám Viết giải thích phương trình cân lực kéo lực cản

7 Nêu nhân tố ảnh hưởng đến hệ số cản lăn

Chƣơng 2: ĐỘNG LỰC HỌC TỔNG QUÁT CỦA Ô TÔ

8 Nêu giải thích loại bán kính bánh xe

9 Trình bày cách xác định hệ số trượt độ trượt bánh xe chủ động kéo 10 Trình bày cách xác định hệ số trượt độ trượt bánh xe phanh

Chƣơng 3: TÍNH TỐN SỨC KÉO CỦA Ơ TƠ

12 Trình bày phương pháp xác định tỷ số truyền số 1, giải thích thành phần cơng thức tính

13 Vẽ sơ đồ truyền động từ động đến bánh xe, khơng hộp số phụ Trình bày phương pháp xác định tỷ số truyền truyền lực

14 Vẽ sơ đồ truyền động từ động đến bánh xe, khơng hộp số phụ Trình bày cụ thể phương pháp xác định tỷ số truyền số

15 Trình bày cách xác định số trung gian hộp số theo cấp số nhân Để xác định số truyền trung gian cần biết trước thơng số

16 Trình bày phương pháp xác định hệ số nhân tố động lực học tơ, giải thích thành phần cơng thức tính

17 Vẽ dạng đồ thị cân công suất kéo công suất cản tơ có cấp số, giải thích thành phần điểm đặc biệt đồ thị

18 Vẽ dạng đồ thị cân công suất kéo cơng suất cản tơ có cấp số, giải thích thành phần điểm đặc biệt đồ thị

Chƣơng 4: TÍNH KINH TẾ NHIÊN LIỆU CỦA Ơ TƠ

19 Phân tích tiêu đánh giá mức tiêu hao nhiên liệu tơ?

20 Viết cơng thức tính định mức tiêu hao nhiên liệu sử dụng thực tế, giải thích thành phần cơng thức

Chƣơng 5: TÍNH ỔN ĐỊNH CỦA Ơ TƠ

21 Tính ổn định tơ gì? Vẽ hình xác định giới hạn ô tô tải quay đầu lên dốc khơng bị lật

22 Vẽ hình xác định giới hạn ô tô du lịch quay đầu lên dốc không bị trượt Để đảm bảo ô tô bị trượt trước bị lật cần điều kiện gì?

23 Từ phương trình chuyển động tơ đường dốc, góc dốc α, khơng kéo móc

Pk = P + P

Trọng lượng toàn G = 9810 N

Hệ số cản lăn f = 0.015

Hệ số cản khơng khí K = 0.3

Diện tích cản diện F = m2

Vận tốc xe v = 36 km/h

Chiều cao trọng tâm hg = 1.5 m

Chiều dài sở L = m

Hệ số phân bố tải trọng n1 = 0.5

Bán kính bánh xe rb = 0.3 m

hệ số bám phanh p = 0.7

a Tính góc dốc giới hạn đường αmax để xe lên dốc an tồn khơng bị lật đổ?

b Tính góc dốc giới hạn đường αmax để xe phanh đột ngột xuống dốc mà không bị lật đổ

24 Từ phương trình chuyển động tơ vào đường vịng có bán kính trung bình đường Rqv, đường nằm ngang, góc dốc α = 0, khơng kéo móc

a Hãy xác định tốc độ lớn cho phép ô tô vqvmax để ô tô không bị lật đỗ? b Hãy xác định tốc độ lớn cho phép ô tô vqvmax để ô tô không bị trượt ngang?

25 Trình bày phương pháp vẽ đồ thị lý thuyết mối quan hệ góc quay vịng hai bánh xe dẫn hướng

26 Vẽ hình trình bày ưu nhược điểm tơ có tính quay vịng thừa 27 Vẽ hình trình bày ưu nhược điểm tơ có tính quay vịng thiếu

28 Tính ổn định bánh xe dẫn hướng gì? Vẽ hình mơ tả yếu tố ảnh hưởng đến tính ổn định bánh xe dẫn hướng

29 Vẽ sơ đồ bố trí hình thang lái tơ, nêu tác dụng hình thang lái tơ

30 Sự dao động bánh xe

Chƣơng 8: TÍNH NĂNG CƠ ĐỘNG CỦA Ơ TƠ

31 Trình bày khái niệm tính động tơ Liệt kê nhân tố ảnh hưởng đến tính động tơ

32 Vẽ hình thể thơng số hình học ảnh hưởng đến tính động ô tô 33 thông số hình học ảnh hưởng đến tính động ô tô

Chƣơng 7: ĐỘNG LỰC HỌC PHANH CỦA Ô TÔ

34 Lực mô men sinh bánh xe phanh 35 Các tiêu phanh lý thuyết

36 Giản đồ phanh tiêu phanh thực tế

37 Cho ô tô du lịch có trọng lượng tồn G = 2000 kg, phân bố lên cầu trước 1200kg Xe có chiều dài sở Lcs = 2000mm, chiều cao trọng tâm hg = 500 mm Bán kính bánh xe Rbx = 330mm

a Vẽ hình lực tác dụng lên tơ phanh Tính tọa độ trọng tâm theo chiều dọc xe a, b?

b Tính lực phanh cầu trước Pp1, cầu sau Pp2 cho hệ số bám  = 0,8) c Tính mơmen phanh cầu trước Mp1, cầu sau Mp1

Chƣơng 9: DAO ĐỘNG CỦA Ơ TƠ

38 Dao động tơ yếu tố nào? Nêu tác hại dao động tơ đến người hàng hóa?

MỤC LỤC

Chƣơng 1: LỰC VÀ MÔ MEN TÁC DỤNG LÊN Ô TÔ 1

TRONG QUÁ TRÌNH CHUYỂN ĐỘNG 1

1.1 ĐƢỜNG ĐẶC TÍNH TỐC ĐỘ CỦA ĐỘNG CƠ 1

1.2 TỶ SỐ TRUYỀN CỦA HỆ THỐNG TRUYỀN LỰC 3

1.3 CÔNG SUẤT CỦA ĐỘNG CƠ TRUYỀN ĐẾN CÁC BÁNH XE CHỦ ĐỘNG 3

1.4 HIỆU SUẤT CỦA HỆ THỐNG TRUYỀN LỰC 4

1.5 MÔ MEN XOẮN Ở BÁNH XE CHỦ ĐỘNG MK VÀ LỰC KÉO TIẾP TUYẾN PK 5

1.6 HỆ SỐ BÁM GIỮA BÁNH XE CHỦ ĐỘNG VỚI MẶT ĐƢỜNG 6

1.7 CÁC LỰC CẢN CHUYỂN ĐỘNG TÁC DỤNG LÊN Ô TÔ 9

1.8 CÂN BẰNG LỰC KÉO VÀ LỰC CẢN CỦA Ô TÔ 14

Chƣơng 2: ĐỘNG LỰC HỌC TỔNG QUÁT CỦA Ô TÔ 16

2.1 KHÁI NIỆM VỀ CÁC LOẠI BÁN KÍNH BÁNH XE, KÝ HIỆU LỐP 16

2.2 ĐỘNG LỰC HỌC CỦA BÁNH XE BỊ ĐỘNG 18

2.3 ĐỘNG LỰC HỌC CỦA BÁNH XE CHỦ ĐỘNG 21

2.4 SỰ TRƢỢT CỦA BÁNH XE CHỦ ĐỘNG 22

2.5 XÁC ĐỊNH PHẢN LỰC THẲNG GÓC CỦA ĐƢỜNG TÁC DỤNG LÊN BÁNH XE TRONG MẶT PHẲNG DỌC 24

2.7 XÁC ĐỊNH PHẢN LỰC THẲNG GÓC CỦA ĐƢỜNG TÁC DỤNG LÊN BÁNH XE TRONG MẶT PHẲNG NGANG 29

Chƣơng 3: TÍNH TỐN SỨC KÉO CỦA Ơ TƠ 32

3.1 MỤC ĐÍCH 32

3.2 THÔNG SỐ CHO TRƢỚC VÀ THÔNG SỐ CHỌN 32

3.3 XÁC ĐỊNH TRỌNG LƢỢNG TỒN BỘ CỦA Ơ TÔ 33

3.4 CHỌN LỐP 33

3.5 XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT CỰC ĐẠI VÀ XÂY DỰNG ĐỒ THỊ CÂN BẰNG CÔNG SUẤT CỦA Ô TÔ 34

3.6 XÁC ĐỊNH TỶ SỐ TRUYỀN 37

3.7 LẬP ĐỒ THỊ CÂN BẰNG LỰC KÉO 45

3.8 NHÂN TỐ ĐỘNG LỰC Ô TÔ 47

TRÌNH TỰ TÍNH TỐN -BTL 56

Chƣơng 4: TÍNH KINH TẾ NHIÊN LIỆU CỦA Ơ TÔ 58

4.1 CÁC CHỈ TIÊU ĐÁNH GIÁ 58

4.2 PHƢƠNG TRÌNH TIÊU HAO NHIÊN LIỆU 58

4.3 ĐƢỜNG ĐẶC TÍNH KINH TẾ NHIÊN LIỆU CỦA Ô TÔ KHI CHUYỂN ĐỘNG ỔN ĐỊNH 59

4.4 KHÁI NIỆM VỀ ĐỊNH MỨC TIÊU HAO NHIÊN LIỆU 61

Chƣơng 5: TÍNH ỔN ĐỊNH CỦA Ơ TƠ 62

5.1 TÍNH ỔN ĐỊNH DỌC 62

5.2 TÍNH ỔN ĐỊNH NGANG CỦA ÔTÔ 67

Chƣơng 6: TÍNH NĂNG DẪN HƢỚNG CỦA Ô TÔ 70

6.1 ĐỘNG HỌC VÀ ĐỘNG LỰC HỌC QUAY VÕNG CỦA Ô TÔ 70

6.2 SỰ LĂN CỦA BÁNH XE ĐÀN HỒI DƢỚI TÁC DỤNG CỦA LỰC NGANG 73

6.3 TÍNH ỔN ĐỊNH CỦA BÁNH XE DẪN HƢỚNG 75

Chƣơng 7: ĐỘNG LỰC HỌC PHANH CỦA ÔTÔ 84

7.1 LỰC PHANH SINH RA Ở BÁNH XE 84

7.2 ĐIỀU KIỆN ĐẢM BẢO SỰ PHANH TỐI ƢU 85

7.3 CHỈ TIÊU ĐÁNH GIÁ CHẤT LƢỢNG QUÁ TRÌNH PHANH 86

7.4 VẤN ĐỀ CHỐNG HÃM CỨNG BÁNH XE KHI PHANH 89

7.5 GIẢN ĐỒ PHANH 92

Chƣơng 8: TÍNH NĂNG CƠ ĐỘNG CỦA Ô TÔ 94

8.1 KHÁI NIỆM VỀ TÍNH CƠ ĐỘNG CỦA Ơ TƠ 94

8.2 CÁC NHÂN TỐ ẢNH HƢỞNG TỚI TÍNH NĂNG CƠ ĐỘNG CỦA Ô TÔ 94

Chƣơng 9: DAO ĐỘNG CỦA Ô TÔ 99

9.1 KHÁI NIỆM 99

9.2 THỬ NGHIỆM TÍNH ÊM DỊU CHUYỂN ĐỘNG CỦA Ô TÔ 99

9.3 CÁC ĐẶC TRƢNG ÊM DỊU CHUYỂN ĐỘNG CỦA Ô TÔ 100

9.4 DAO ĐỘNG Ô TÔ 103

9.5 ẢNH HƢỞNG CỦA CÁC THÔNG SỐ ĐẾN SỰ DAO ĐỘNG 107