HOC PHAN LY THUYET O TO MAY KEO

Xác định phản lực thẳng góc của đường tác dụng lên bánh xe trong mặt phẳng dọc Trong quá trình ôtô chuyển động, các phản lực thẳng góc tác dụng từ đường lên bánh xe luôn thay đổi theo ng[r]

BỘ CÔNG THƯƠNG TRƯỜNG CĐCN VIỆT ĐỨC TÀI LIỆU HỌC TẬP Học phần LÝ THUYẾT Ô TÔ – MÁY KÉO (Lưu hành nội bộ) Năm 2012 MỤC LỤC LỜI NÓI ĐẦU……………………………………………………………………………… CHƯƠNG LỰC VÀ MÔ MEN TÁC DỤNG LÊN Ô TÔ……………………………….4 1.1.Đường đặc tính tốc độ động 1.2 Lực kéo tiếp tuyến ô tô 1.3 Lực bám bánh xe chủ động và hệ số bám 1.4 Lực cản chuyển động ô tô 10 CHƯƠNG ĐỘNG LỰC HỌC TỔNG QUÁT CỦA BÁNH XE……………………… 16 2.1 Khái niệm các loại bán kính bánh xe và lốp 16 2.3 Xác định phản lực thẳng góc đường tác dụng lên bánh xe mặt phẳng dọc 19 2.4 Hệ số phân bố tải trọng lên ô tô 21 2.5 Xác định phản lực thẳng góc đường tác dụng mặt phẳng ngang 22 CHƯƠNG TÍNH TOÁN SỨC KÉO CỦA Ô TÔ……………………………………….32 3.1 Cân sức kéo ô tô 32 3.2 Sự cân bằn công suất ô tô 34 3.3 Nhân tố động lực học ô tô 37 3.4 Sự tăng tốc ô tô 39 3.5 Tính toán sức kéo ô tô 43 CHƯƠNG PHANH Ô TÔ……………………………………………………………… 46 4.1 Giới thiệu chung 46 4.2 Lực tác dụng lên ô tô phanh 46 4.3 Điều kiện đảm bảo phanh tối ưu 47 4.4 Các tiêu đánh giá chất lượng quá trình phanh 48 4.5 Điều hòa lực phanh – Phanh không mở ly hợp 50 CHƯƠNG TÍNH ỔN ĐỊNH CỦA Ô TÔ……………………………………………… 60 5.1 Tính ổn định dọc ô tô 60 5.2 Tính ổn định ngang ô tô 62 CHƯƠNG TÍNH NĂNG DẪN HƯỚNG CỦA ÔTÔ………………………………… 66 6.1 Động học và động lực học quay vòng ô tô 66 6.2 Ảnh hưởng đàn hồi lốp đến tính quay vòng ô tô 68 6.3 Tính ổn định bánh xe dẫn hướng 71 6.4 Góc doãng và độ chụm bánh xe dẫn hướng 73 CHƯƠNG DAO ĐỘNG CỦA Ô TÔ…………………………………………………….75 7.1 Tính êm dịu chuyển động ô tô 75 7.2 Sơ đồ dao động tương đương ô tô 76 7.3 Phương trình dao động ô tô 78 7.4 Dao động cầu dẫn hướng 83 TÀI LIỆU THAM KHẢO………………………………………………………………… 86 LỜI NÓI ĐẦU Trong đào tạo kỹ sư và cử nhân cao đẳng nghành Công nghệ ô tô Học phần: Lý thuyết Ô tô – Máy kéo là học phần bắt buộc Với mục tiêu trang bị cho người học kiến thức các thành phần lực và mô men tác động lên Ô tô – Máy kéo, các vấn đề động học, động lực học các hệ thống, cấu trên xe Ngoài còn đánh giá các tính động cơ, tính ổn định, tính dẫn hướng và mức độ dao động Ô tô – Máy kéo Trong điều kiện nay, trường CĐCN Việt Đức có các giáo trình Lý thuyết Ô tô – Máy kéo mang tính chất là tài liệu tham khảo (Dùng cho đào tạo kỹ sư ô tô) các trường Đại học Nên không phù hợp với trình độ đào tạo cho đối tượng là sinh viên hệ Cao đẳng theo học trường Đứng trước nhu cầu cấp bách: Sinh viên cần trang bị tài liệu học tập phù hợp với trình độ đào tạo Nên tác giả đã lựa chọn biên soạn tài liệu học tập học phần: LÝ THUYẾT Ô TÔ – MÁY KÉO Nhằm giúp cho quá trình dạy và học, quá trình tự nghiên cứu sinh viên nghành công nghệ ô tô học tập trường có tài liệu học tập phù hợp, là với đối tượng đào tạo theo hệ thống tín Cấu trúc sản phẩm: Gồm 07 chương phân bổ theo chương trình chi tiết có thời lượng 03 tín chỉ, nội dung sàng lọc và biên soạn cách dễ hiểu, lô gic CHƯƠNG I LỰC VÀ MÔ MEN TÁC DỤNG LÊN Ô TÔ CHƯƠNG II ĐỘNG LỰC HỌC TỔNG QUÁT CỦA BÁNH XE CHƯƠNG III TÍNH TOÁN SỨC KÉO CỦA Ô TÔ CHƯƠNG IV.PHANH Ô TÔ CHƯƠNG V TÍNH ỔN ĐỊNH CỦA Ô TÔ CHƯƠNG VI TÍNH NĂNG DẪN HƯỚNG CỦA Ô TÔ CHƯƠNG VII DAO ĐỘNG CỦA Ô TÔ Trong quá trình biên soạn tài liệu, tác giả xin chân thành cảm ơn đóng góp quý báu các thầy cô giáo Khoa Cơ khí động lực – Trường CĐCN Việt Đức, hội đồng khoa học nhà trường Tuy nhiên nội dung tài liệu không tránh khỏi thiếu sót, mong nhận góp ý các thầy cô giáo và các bạn đồng nghiệp Mọi ý kiến góp ý xin gửi địa chỉ: anhtinhvd@gmail.com Bộ môn Lý thuyết – Khoa Cơ khí động lực – Trường CĐCN Việt Đức Xin chân thành cảm ơn CHƯƠNG LỰC VÀ MÔ MEN TÁC DỤNG LÊN Ô TÔ 1.1.Đường đặc tính tốc độ động Động đặt trên các máy kéo và ô tô chủ yếu là động đốt loại pitông Các tiêu l-ợng và tính kinh tế động đ-ợc thể rõ trên đ-ờng đặc tính làm việc nó Đ-ờng đặc tính động chi phối đặc điểm cấu tạo và tính sử dụng ô tô máy kéo Vì cần thiết phải nắm vững các đ-ờng đặc tính động để giúp cho việc giải vấn đề lý thuyết ô tô máy kéo nh- nghiên cứu các tính kéo và tính động lực học máy kéo Các đ-ờng đặc tính động có thể chia làm loại : đ-ờng đặc tính tốc độ và đ-ờng đặc tính tải trọng Đ-ờng đặc tính tốc độ là đồ thị phụ thuộc công suất hiệu dụng Ne, mô men quay Me, chi phí nhiên liệu GT và chi phí nhiên liệu riêng ge (l-ợng chi phí nhiên liệu để sản đơn vị công suất hiệu dụng) theo số vòng quay n theo tốc độ góc  trục khuûu Các loại động Diesel lắp trên máy kéo có điều tốc (máy điều chỉnh tốc độ) để trì tốc độ quay trục khuỷu tải trọng ngoài (mô men cản M c) thay đổi Đ-ờng đặc tính tốc độ động Diesel phụ thuộc lớn vào đặc ítnh điều tốc, đó nó còn gọi là đ-ờng đặc tính tự điều chỉnh Có hai loại đường đặc tính tốc độ:  Đ-ờng đặc tính tốc độ ngoài, gọi tắt là đ-ờng đặc tính ngoài  Đ-ờng đặc tính cục Các đ-ờng đặc tính động nhận đ-ợc cách khảo nghiệm trên các thiết bị chuyên dùng (bàn khảo nghiệm động cơ) Đ-ờng đặc tính ngoài động nhận đ-ợc khảo nghiệm động chế độ cung cấp nhiên liệu cực đại, tức là đặt tay th-ớc nhiên liệu (ở động điêden) vị trí cực đại mở hoàn toàn b-ớm ga (ở động xăng) Nếu tay th-ớc (Thanh răng) nhiên liệu b-ớm ga đặt vị trí trung gian nhận đ-ợc đ-ờng đặc tính cục Nh- các động lắp điều tốc đa chế độ (máy điều chỉnh chế độ) có đ-ờng đặc tính ngoài và vô vàn đ-ờng đặc tính cục tùy thuộc vào vị trí tay ga 1.1.1 Đường đặc tính tốc độ ngoài động Xăng Hình 1.1 Đường đặc tính ngoài động xăng a Không có hạn chế số vòng quay b Có hạn chế số vòng quay Loại động này thường dùng trên xe du lịch và đôi dùng trên xe khách Số vòng quay nmin trục khuỷu là số vòng quay nhỏ mà động có thể làm việc ổn định chế độ toàn tải Khi tăng số vòng quay thì mô men và công suất động tăng lên Mômen xoắn đạt giá trị cực đại Mmax số vòng quay nM và công suất đạt giá trị cực đại Nmax , Mmax số vòng quay nN và nM Các giá trị Nmax , Mmax và số vòng quay tương ứng với các giá trị trên nN và nM dẫn các đặc tính kỹ thuật động Động ô tô làm việc chủ yếu vùng nM - nN Khi tăng số vòng quay Trục khuỷu lớn giá trị nN công suất giảm, chủ yếu là khả nạp hỗn hợp khí cháy kém và tổn thất ma sát động Ngoài tăng số vòng quay làm tăng tải trọng động gây hao mòn nhanh các chi tiết động Vì thiết kế ô tô du lịch thì số vòng quay Trục khuỷu động tương ứng với tốc độ cực đại xe trên đường nhựa tốt nằm ngang không quá 10 ÷ 20% so với số vòng quay nN Đối với động Xăng đặt trên xe tải thường có phận hạn chế số vòng quay Trục khuỷu nhằm tăng tuổi thọ động Bộ hạn chế số vòng quay làm giảm lượng nhiên liệu cung cấp cho động cơ, đó công suất và mômen động giảm và số vòng quay Trục khuỷu nhỏ giá trị nN Trên đồ thị b: Đường nét đứt ứng với động không có hạn chế số vòng quay, còn nét liền ứng với động có phận hạn chế số vòng quay 1.1.2 Đường đặc tính tốc độ ngoài động Diesel Động Diesel thường dùng trên xe tải, xe khách và ngày dùng cho xe du lịch Trên động này thường dùng điều tốc hai chế dộ nhiều chế độ (Đa chế độ) Với điều tốc nhiều chế độ giữ cho chế độ làm việc động vùng tiêu hao nhiên liệu riêng ít nhất.(hình 1.2) Ở hành trình không tải động có số vòng quay chạy không nck Khi xuất tải trọng thì điều tốc tăng lượng nhiên liệu cung cấp vào các xi lanh động cơ, nhờ công suất và mômen quay động tăng lên, đồng thời số vòng quay Trục khuỷu động có giảm Khi Bơm cao áp dịch chuyển tới vị trí tính toán định (Do tác dụng điều tốc) tương ứng với điểm tiêu hao nhiên liệu riêng ít thì công suất động đạt giá trị cực đại (Điểm b trên đồ thị) Hình 1.2: Đường đặc tính tốc độ ngoài động Diesel Công suất cực đại động làm việc có điều tốc gọi là công suất định mức động Nn còn mômen xoắn ứng với công suất cực đại gọi là mômen xoắn định mức Mn, số vòng quay ứng với công suất cực đại là số vòng quay định mức nn Khoảng biến thiên tốc độ nck – nn phụ thuộc vào độ không đồng điều tốc Các đường đồ thị nằm khoảng tốc độ từ nck – nn gọi các đường đồ thị có điều tốc, còn các đường nằm khoảng tốc độ nn – nM gọi đường đồ thị không có điều tốc Ở vùng tốc độ từ nck – nn các đường Ne và Me có dạng đường thẳng Đối với máy kéo động làm việc gần vùng công suất định mức Để xét khả thích ứng động tăng tải ngoại lực tác dụng ô tô, máy kéo làm việc người ta đưa hệ số thích ứng động theo mômen xoắn và xác định công thức: k M max Mn (1-1) đó : k – Hệ số thích ứng động theo mômen xoắn Mmax - Mô men quay cực đại động cơ; Mn - Mô men quay định mức động Đối với loại động động cơ, hệ số thích ứng theo mômen xoắn sau: Các động Diesel không có phun đậm đặc: k = 1.1  1,15 Các động Diesel có phun đậm đặc: k = 1.1  1,25 Động Xăng kM = 1,1  1,35 Lưu ý: Tiêu chuẩn thử động để nhận đường đặc tính ngoài nước khác, vì cùng loại động thử các tiêu chuẩn khác cho giá trị công suất khác Bảng 1.1 Trình bày tiêu chuẩn thử động số nước phát triển Điều kiện thử Ký hiệu tiêu Các thiết bị tháo thử Áp suất Nhiệt Độ ẩm o chuẩn thử và mmHg độ C tương tên nước đối % ГOCT ( Nga ) Bộ tiêu âm, két nước , quạt gió, các thiết bị phục vụ cho gầm xe ( máy 760 20 50 nén khí , bơm cường hóa lái v.v) DIN Két nước, các thiết bị phục vụ cho 760 20 50 (CHLB Đức) gầm xe SAE ( Mý Bộ tiêu âm, lọc không khí, máy trước 1974 ) phát điện , két nước, quạt gió, các 746,5 29,4 50 thiết bị phục vụ cho gầm xe SAE ( Mỹ Két nước, các thiết bị phục vụ cho 729 29,4 50 sau năm 1974) gầm xe BS ( Anh ) Két nước , các thiệt bị phục vụ cho 749 29,4 50 gầm xe CSN (Tiệp Két nước Khắc cũ ) 760 20 Không tính đến JIS ( Nhật ) Bộ tiêu âm, két nước , các thiết bị 760 15 50 phục vụ cho gầm xe Từ bảng 1.1 ta thấy rằng, thử động xăng theo ГOCT ( Nga ): Công suất cực đại lớn khoảng 10% so với thử theo DIN (CHKLB Đức), và lớn 12% so với thử theo SAE ( Mỹ sau năm 1974 ) Công suất cực đại động Diesel thử theo ГOCT lớn % so với thử theo DIN (CHLB Đức), % so với thử theo BS (Anh) và % so với thử theo JIS (Nhật ) Như sử dụng đường đặc tính ngoài nhận thực nghiệm để tính toán sức kéo cần biết rõ các đường đặc tính đó nhận theo tiêu chuẩn thử nào Trên thực tế, động đặt đặt trên ô tô, máy kéo phát công suất thấp công suất cực đại nhận trên bệ thử Công suất thực tế công suất nhận trên bệ thử nhân với hệ số α Hệ số này có giá trị nhỏ và nó phụ thuộc vào loại tiêu chuẩn thừa nhận thử, loại động dùng, loại xe cần đặt động cơ, điều kiện sử dụng và chế độ tải trọng Khi tính toán gần đúng có thể lấy: α = 0,8 ÷ 0,9 1.1.3 Xây dựng đường đặc tính theo công thức S.R LAY DECMAN Đường đặc tính tốc độ ngoài sử dụng tài liệu kỹ thuật để đánh giá tính kinh tế - kỹ thuật động Trong lý thuyết ô tô - máy kéo thường sử dụng để tính toán tính kéo và tính động lực học sử dụng để tính toán các tiêu sử dụng các liên hợp máy kéo (máy kéo liên hợp, máy công tác) Việc xây dựng chính xác đường đặc tính động có thể tiến hành thực nghiệm Tuy nhiên, chấp nhận độ chính xác tương đối có thể sử dụng phương pháp giải tích kết hợp sử dụng số công thức hệ số thực nghiệm Một công thức hay sử dụng là công thức S.R Lay Đecman, có dạng sau :  n  n  n  N e  N n a  b   c   (1 - 2)  nn   nn    nn Trong đó : Ne, n - Công suất hiệu dụng và tốc độ quay động ứng với điểm trên đường đặc tính ngoài Nn, nn - Công suất định mức (công suất cực đại) và số vòng quay định mức a, b, c - Các hệ số thực nghiệm chọn theo loại động cơ; Động Xăng: a = b = c = Động Diesel kỳ a = 0,87; b = 1,13; c = 1; Động Diesel kỳ có buồng cháy trực tiếp: a = 0,5; b = 1,5; c = Động Diesel kỳ có buồng cháy dự bị: a = 0,6; b = 1,4; c = Động Diesel kỳ có buồng cháy xoáy lốc: a = 0,7; b = 1,3; c = Cho các trị số ne khác nhau, dựa theo công thức ( 1-2 ) tính công suất Ne tương ứng và từ đó vẽ đồ thị Ne = f(ne) Có các giá trị Ne và ne có thể tính các giá trị mômen xoắn Me động theo công thức sau : 10 N e Me  1,047 n (1 - 3) Trong đó : Ne - Công suất động cơ, KW n - Số vòng quay trục khuỷu, v/ph Me - Mô men xoắn động cơ, Nm Nhờ có các giá trị Ne, Me tương ứng với các giá trị n ta có thể vẽ đồ thị hàm N e = f(n) và Me = f’(n) thông qua công thức (1 - 2) và (1 - 3) Như vậy, sau xây dựng đường đặc tính tốc độ ngoài động chúng ta có sở để nghiên cứu tính chất động lực học ô tô , máy kéo 1.2 Lực kéo tiếp tuyến ô tô Công suất động truyền đến bánh xe chủ động ô tô, máy kéo thông qua hệ thống truyền lực Khi truyền công suất bị tổn hao ma sát hệ thống truyền lực và công suất bánh xe chủ động nhỏ công suất động phát Công suất bánh xe chủ động thể qua thông số là mômen xoắn và số vòng quay bánh xe chủ động Nhờ có mômen xoắn truyền tới bánh xe chủ động và nhờ tiếp xúc bánh xe chủ động với mặt đường phát sinh lực kéo tiếp tuyến hướng theo chiều chuyển động Lực kéo tiếp tuyến Pk chính là lực mà mặt đường tác dụng lên bánh xe 1.2.1 Tỷ số truyền hệ thống truyền lực Tỷ số truyền hệ thống truyền lực xác định theo công thức sau : ne  e  n bhệ thống truyền lực it- Tỷ số truyền b it  (1 – 4) ne, ωe- Số vòng quay và tốc độ góc trục khuỷu động nb, ωb- Số vòng quay và tốc độ góc bánh xe chủ động Về mặt kết cấu ôtô thì tỷ số truyền hệ thống truyền lực tích các tỷ số truyền các cụm hệ thống truyền lực: it = ih ip io ic ih- Tỷ số truyền hộp số chính ip- Tỷ số truyền hộp số phụ io- Tỷ số truyền truyền lực chính ic- Tỷ số truyền truyền lực cuối cùng (thường có máy kéo) Hộp số chính ô tô, máy kéo thường có nhiều cấp số, còn hộp số phụ thường có cấp Tùy theo vị trí cần số hộp số chính và hộp số phụ ta có các tỷ số truyền it khác 1.2.2 Hiệu suất hệ thống truyền lực Công suất động truyền đến bánh xe chủ động bị mát ma sát các chi tiết và khuấy dầu Công suất truyền đến bánh xe chủ động là: Nk = Ne - Nt Nk- Công suất truyền đến bánh xe chủ động Nt- Công suất tiêu hao ma sát và khuấy dầu Hiệu suất hệ thống truyền lực là tỷ số công suất truyền tới bánh xe chủ động và công suất hữu ích động Ne: ηt= Nk/Ne = (Ne- Nt)/Ne = 1- Nt/Ne Hiệu suất của hệ thống truyền lực phụ thuộc vào nhiều thông số và điều kiện làm việc ô tô, : Chế độ tải trọng, tốc độ chuyển động, chất lượng chế tạo chi tiết, độ nhớt dầu bôi trơn Hiệu suất hệ thống truyền lực có thể xác định tích số hiệu suất các cụm hệ thống truyền lực: ηt = ηl ηh ηp ηcd ηo ηc ηl - Hiệu suất ly hợp (coi = 1), ηh - Hiệu suất hộp số chính ηp- Hiệu suất hộp số phụ ηcd- Hiệu suất các đăng ηo - Hiệu suất cầu chủ động ηc - Hiệu suất truyền lực cuối cùng Thường hiệu suất hệ thống truyền lực ηt xác định thực nghiệm Loại xe Giá trị trung bình ηt Ô tô du lịch 0,93 Ô tô tải với truyền lực chính cấp 0,89 Ô tô tải với truyền lực chính cấp 0,85 Máy kéo 0,88 1.2.3 Mômen xoắn bánh xe chủ động và lực kéo tiếp tuyến Khi ôtô chuyển động ổn định, mômen xoắn bánh xe chủ động Mk xác định sau: Mk= Me.it ηt Quá trình tác động tương hỗ bánh xe với mặt đường đất xảy phức tạp, song nguyên lý làm việc bánh xe chủ động có thể biểu diễn hình bên Dưới tác dụng mô men chủ động Mk bánh xe tác động lên mặt đường lực tiếp tuyến P (không vẽ trên hình), ngược lại mặt đường tác dụng lên bánh xe phản lực tiếp tuyến Pk cùng chiều chuyển động với máy kéo và có giá trị lực P (Pk = P) Phản lực Pk có tác dụng làm cho máy chuyển động Do phản lực tiếp tuyến Pk gọi là lực kéo tiếp tuyến, đôi còn gọi là lực chủ động Về chất, lực kéo tiếp tuyến là phản lực đất tác dụng lên bánh xe mô men chủ động gây ra, có chiều cùng với chiều chuyển động máy kéo Giá trị lực kéo tiếp tuyến máy kéo chuyển động ổn định xác định theo công thức M M i Pk= k  e m (1 - 5) rk rk Trong đó : M k  Mô men chủ động Me  Mô men quay động i, m Tỷ số truyền và hiệu suất học hệ thống truyền lực rk  Bán kính bánh xe chủ động Lực kéo tiếp tuyến đạt giá trị cực đại Pkmax sử dụng số truyền có tỷ số truyền lớn i = imax và mô men quay động đạt giá trị lớn Me = Mmax, nghĩa là : M e max i max m Pkmax = (1 - 6) rk Nhờ có lực kéo tiếp tuyến Pk nên ô tô, máy kéo có thể thắng lực cản để chuyển động 1.3 Lực bám bánh xe chủ động và hệ số bám Như đã phân tích trên, xuất lực kéo tiếp tuyến Pk là kết tác động tương hỗ bánh xe và mặt đường Do đó giá trị lớn lực kéo tiếp tuyến không phụ thuộc vào khả cung cấp mô men quay từ động mà còn phụ thuộc vào khả bám bánh xe với đất mặt đường Khi bánh xe không còn khả bám xảy tượng trượt quay hoàn toàn, lúc đó trị số lực kéo tiếp tuyến đạt đến giá trị cực đại Giá trị cực đại lực kéo tiếp tuyến theo khả bám bánh xe gọi là lực bám P , nghĩa là: P = Pkmax Về chất, lực bám tạo thành thành phần chính : Lực ma sát bánh xe và mặt đường; sức chống cắt đất sinh tác động các mấu bám Khi chuyển động trên đường cứng, lực bám tạo tành lực ma sát, còn chuyển động trên đất mềm lực bám tạo thành lực ma sát và lực chống cắt đất Do lực bám phụ thuộc vào đặc điểm cấu tạo bánh xe, tính chất lý đất và tải trọng pháp tuyến Khi chuyển động trên mặt phẳng ngang tải trọng pháp tuyến G k là phần trọng lượng máy kéo tác động lên bánh xe bao gồm trọng lượng thân bánh xe Tải trọng pháp tuyến Gk cân với phản lực pháp tuyến Zk Thực nghiệm đã khẳng định: Lực bám phụ thuộc lớn vào tải trọng pháp tuyến và có mối quan hệ tỷ lệ thuận Do đó mối quan hệ này thường hay sử dụng nghiên cứu khả bám bánh xe Tỷ số lực bám P và tải trọng pháp tuyến Gk gọi là hệ số bám và ký hiệu là , nghĩa là : = P Gk (1 - 7) Hệ số bám là thông số quan trọng dùng để đánh giá tính chất bám máy kéo Nó phụ thuộc vào kết cấu hệ thống di động và trạng thái mặt đường Do tính chất phức tạp và đa dạng điều kiện sử dụng máy kéo phức tạp các mối quan hệ hệ số bám và các yếu tố ảnh hưởng cho nên giá trị hệ số bám xác định thực nghiệm và độ chính xác các số liệu mang tính tương đối Trên sở công thức (1 - 7) ta có thể viết : P  =  Gk =  Z k (1 - 8) Như điều kiện cần để máy kéo có thể chuyển động là : PK < Pj (1 - 9) Điều kiện trên nói lên khả chuyển động máy kéo bị giới hạn khả bám các bánh xe chủ động Tóm lại, tính toán lực kéo tiếp tuyến lực chủ động máy kéo cần phải xem xét cho trường hợp : Khi đủ hệ số bám tính theo mô men động cơ, có thể sử dụng công thức (1-5) (1-6) Khi không đủ hệ số bám tính theo lực bám : Pkmax = P (1 - 10) 1.4 Lực cản chuyển động ô tô 1.4.1 Sơ đồ lực và mômen tác dụng lên ô tô Các lực cản chuyển động máy kéo sinh nhiều nguyên nhân khác Thành phần và tính chất các lực cản phụ thuộc vào tính chất công việc, địa hình và chế độ chuyển động Trường hợp tổng quát là máy kéo chuyển động lên dốc với tốc độ nhanh dần Các ký hiệu trên hình, bao gồm: G – Trọng lượng toàn ô tô; Pk – Lực kéo tiếp tuyến bánh xe chủ động 10 Pf1 – Lực cản lăn bánh xe bị động ; Pf2 – Lực cản lăn bánh xe chủ động P - Lực cản không khí; Pi – Lực cản dốc; Pj – Lực quán tính ô tô chuyển động Pm – Lực cản móoc; Z1, Z2 – Phản lực pháp tuyến mặt đường tác dụng lên bánh xe trước và sau Mf1, Mf2 – Mômen cản lăn bánh xe bị động và chủ động Khi ô tô chuyển động có các lực cản sau đây: - Lực cản lăn - Lực cản lên dốc - Lực cản không khí - Lực cản quán tính chuyển động không ổn định ( có gia tốc ) - Lực cản móc kéo 1.4.2 Lực cản lăn Lực cản lăn các bánh xe xuất là tiêu hao lượng bên lốp nó bị biến dạng, xuất các lực ma sát bánh xe và mặt đường, các ổ trục bánh xe ma sát phận di động xích, lực cản không khí chống lại quay bánh xe và tiêu hao lượng cho việc tạo thành vết bánh xe Do phụ thuộc đồng thời vào nhiều yếu tố nên việc xác định mức độ tiêu hao lượng thành phần riêng khó khăn Bởi người ta qui tất các thành phần tiêu hao lượng cho quá trình lăn bánh xe thành lực cản và gọi là lực cản lăn Như vậy, có nhiều yếu tố ảnh hưởng đến lực cản lăn máy kéo Thực nghiệm đã chứng tỏ rằng, phản lực pháp tuyến mặt đường là yếu tố ảnh hưởng lớn Do đó có thể xác định lực cản lăn theo phản lực pháp tuyến Z theo trọng lương máy G, ảnh hưởng các yếu tố còn lại qui thành hệ số f và có thể viết : Pf = P1 + P2 = Z = G (1 - 11) đó : P1 , P2 lực cản lăn các bánh chủ động và bánh bị động;  - hệ số cản lăn; các lực cản lăn Pf1 Và Pf2 bánh xe trước và sau có giá trị sau: Pf1 = Z1f1 và Pf2 = Z2f2 Ở đây f1 , f2 là hệ số cản lăn tương ứng bánh xe trước và bánh xe sau G - trọng lượng máy kéo;  - độ dốc mặt đường; Z - phản lực pháp tuyến: Z = Gcos Trường hợp f1 = f2 = f ta có thể viết lại cách tổng quát : Pf = f.Gcos (1 - 12) Khi xe chuyển động trên đường nằm ngang: Pf = fG Về chất lực cản lăn, hệ số cản lăn tiếp tục nghiên cứu cụ thể phần sau 1.4.3 Lực cản dốc Pi Khi máy kéo lên dốc xuống dốc xuất thành phần lực Gcosα vuông góc với mặt đường tác dụng lên mặt đường tạo nên phản lực vuông góc Z1 và Z2, còn Gsin có phương song song với mặt đường, cản lại chuyển động xe lên dốc và goi là lực cản dốc, ký hiệu là Pi : Pi = Gsin (1 -13) Trong đó : G - Trọng lượng máy kéo;  - Góc dốc mặt đường Độ dốc mặt đường thể qua góc dốc  độ dốc i = D/T = tg Trong đó: D và T là chiều cao và độ dài đường dốc Khi góc dốc nhỏ 50 coi: i = tg = sin và lúc này: Pi = Gsin ≈ Gi Tuy nhiên lực P gây cản chuyển động máy kéo lên dốc, còn xuống dốc nó có tác dụng hỗ trợ chuyển động Song để tiện cho việc nghiên cứu, lý thuyết ô tô 11 qui ước chung cho hai trường hợp cùng sử dụng thuật ngữ Do đó xe lên dốc Pi là lực cản nên mang dấu (+), còn xuống dốc mang dấu (-) Trong Lý thuyết ô tô thường sử dụng khái niệm lực cản tổng cộng mặt đường P ψ tổng lực cản lăn và lực cản dốc: Pψ = Pf ± Pi = G(fcos ± sin) ≈ G(f ± i) (1 – 14) Dấu cộng xe lên dốc, dấu trừ xe xuống dốc Đại lượng f ± i gọi là hệ số cản tổng cộng đường gọi là: ψ = f ± i Vì vậy: Pψ = Pf ± Pi = G(fcos ± sin) ≈ Gψ Kết luận: Hệ số cản tổng cộng ψ hệ số cản lăn f cộng (khi lên dốc) trừ (khi xuống dốc) độ dốc i Lực cản tổng cộng trọng lượng ô tô nhân với hệ số cản tổng cộng đường 1.4.4 Lực cản không khí P Một vật thể chuyển động môi trường không khí gây lên chuyển dịch các phần tử không khí bao quanh nó và gây lên ma sát không khí với bề mặt mặt thẳng đó Khi ôtô chuyển động xẽ làm thay đổi áp suất không khí trên bề mặt nó, làm suất các dòng xoáy khí phần sau ôtô và gây ma sát không khí với bề mặt chúng, đó xẽ phát sinh lực cản không khí P Lực cản không khí đặt tâm diện tích cản chính diện ôtô cách mặt đường độ cao h Thực nghiệm đã chứng tỏ lực cản không khí ôtô có thể sác định biểu thức sau: P  K F v0 (1 – 15) Trong đó: K – Hệ số cản không khí phụ thuộc vào dạng ôtô và chất lượng bề mặt nó, phụ thuộc vào mặt độ không khí, Ns / m4 F – Diện tích chính diện ôtô, m V0 - Vận tốc tương đối ôtô và không khí, m/s Hệ số không khí K ôtô thay đổi phạm vi rộng tùy theo dạng khí động chúng Ôtô vận tải và máy kéo thường có dạng khí động xấu Đối với ôtô là ôtô du lịch có tốc độ chuyển động cao cho nên lực cản không khí khá lớn Cần chú ý lực cản môi trường không khí phụ thuộc vào tốc độ tương đối ôtô và không khí, vì công thức trên thành phần vận tốc V o phải tính đến ảnh hưởng gió (tốc độ và chiều gió so vối tốc độ và chiều chuyển động ôtô) Tốc độ chuyển động tương đối vo ôtô: Vo = v  vg (1 - 16) Trong đó: v – Vận tốc ôtô Vg – Vận tốc gió Dấu (+) tốc độ ôtô và tốc độ gió ngược chiều , dấu (-) cung chiều tích số K.F còn gọi là nhân tố cản không khí, ký hiệu là W, tính theo Ns / m4 W=K.F (1 - 17) Từ đây ta có thể tính : P  W.vo (1 - 18) Việc xác định diện tích cản chính diện môtị cách chính xác gặp nhiều khó khăn, vì thực tế người ta sử dụng công thức gần đúng sau đây Đối với ôtô vận tải F=B.H Đối với ôtô du lịch F= 0.8 Bo.H Trong đó: B - Chiều rộng sở ôtô Bo – Chiều rộng lớn nhâts ôtô 12 H – Chiều cao lớn ôtô Giá trị trung bình hệ số cản không khí K, diện tích cản chính diện F và nhân tố cản không khí W các loại ôtô khác trình bày bảng Khi có kéo móoc thì theo hệ số cản không khí K tăng lên 9% - 32% moóc bố trí gần xa ôtô Các ôtô ngày chạy với tốc độ cao, vì để giảm lực cản không khí người ta làm vỏ dạng hình thoi để có hình dạng khí động học tốt K (N2s/m4) Loại xe F( m ) W (N2s/m2) - Ôtô du lịch + Vỏ kín 0.2-0.35 1.6-1.28 0.3-0.9 + Vỏ hở 0.4-0.5 1.5-2.0 0.6-1.0 - Ô tô tải 0.6-0.7 3.0-5.0 1.8-3.5 - Ô tô khách 0.25-0.4 4.5-6.5 1.0-2.6 - Ô tô đua 0.13-0.015 1.0-1.3 0.13-0.18 1.4.5 Lực quán tính Khi Ôtô - Máy kéo chuyển động ổn định (lúc tăng tốc giảm tốc) suất lực quán tính , lực quán tính Pj gồm lực sau - Lực quán tính gia tốc các khối lượng chuyển động tịnh tiến ôtô, ký hiệu là Pj’ - Lực quán tính gia tốc các khối lượng chuyển động quay ôtô, ký hiệu là Pj” Như lực quán tính Pj tác dụng lên Ôtô - Máy kéo chuyển động: Pi = Pj’+Pj” (1 - 19) Lực quán tính Pj xác định theo biểu thức Pj  G j g (1 - 20) Trong đó: G – Trọng luợng toàn Ôtô - Máy kéo j dv - Gia tốc tịnh tiến Ôtô - Máy kéo dt Để xác định lực quán tính gia tốc các khối lượng chuyển động ôtô gây nên cần phải xét mômen xoắn truyền đến bánh xe chủ động chuyển động không ổn định Ta có mômen xoắn tác dụng lên bánh xe chủ động chuyển động không ổn định: Mk=Me.it.nt Khi ôtô máy kéo chuyển động không ổn định thì mô men xoắn tác dụng lên bánh xe chủ động tính sau : M k  M e it t  I e  e it t   I n  n inn   Ib  b (1 - 21) Trong đó: Ie - Mômen quán tính bánh đà động và các chi tiết quay khác động quy đẫn trục khuỷu In – Mômen quán tính chi tiết quay thứ n nào đó hệ thống truyền lực trục quay Ib – Mômen quán tính bánh xe chủ động trục quay nó gia tốc góc trục khuỷu động  e - Gia tốc góc của chi tiết quay thứ n nào đó hệ thống truyền lực  n - Gia tốc góc bánh xe chủ động it - Tỷ số truyền lực hệ thống truyền lực in- Tỷ số truyền tính từ chi tiết quay thứ n nào đó hệ thống truyền lực tới bánh xe chủ động 13 t - Hiệu suất hệ thống truyền lực  n - Hiệu suất tính từ chi tiết quay thứ n nào đó hệ thống truyền lực tới bánh xe chủ động Có thể xác định gia tốc góc các chi tiết từ gia tốc tịnh tiến ôtô sau: d  r i i  e   b it  b b t  j t dt rb rb d  r i i  n   b it  b b t  j t dt rb rb d r  b  b b  j dt rb rb Trong đó: b - Tốc độ bánh xe chủ động j – Gia tốc tịnh tiến ôtô Rb – Bán kính làm việc bánh xe Thay các giá trị vừa xác định vào công thức (1 - 21) ta có :  I e it2 t   I n it2 t   I b  (1 - 22) M k  M e it t  j       rb Thành phần thứ biểu thức (1 - 22) là chuyển động không ổn định gây nên và biểu thị Mj nghĩa là Mk = Mk-Mj (1 - 23) 2  I i   I i   I  Trong đó: M j  j  e t t  n t t  b  (1 - 24)     rb Như Mj là mômen các lực quán tính các chi tiết quay động cơ, hệ thống truyền lực quy dẫn trục bánh xe chủ động kể mômen các lực quán tính các bánh xe chủ động ôtô chuyển động không ổn định Cần chú ý mômen này luôn có chiều ngược với chiều gia tốc bánh xe chủ động Lực quán tính gia tốc các khối lượng vận động quay gây nên xác định theo công thức  I e it2 t   I n it2 t   I b  (1 - 25) Pj''  j       rb Mômen quán tính các chi tiết vận động quay hệ thống truyền lực có thể bỏ qua khối lượng chúng nhỏ nhiều so với khối lượng bánh đà và khối lượng bánh xe vì biểu thức (1 - 25) có thể viết dạng sau  I e it2 t   I b  (1 - 26) Pj''  j       rb Từ các biểu thức (1 - 19), (1 - 20), (1 - 26) ta có:   I e it2 t   I b   G  I e it2 t   I n it2 t   I b  '' Pj  j    rb  I e it2 t   I b  t     j  G.rb2   G Như vậy: Pj   t P' j   i j g  j  1      rb  g  j   g (1 - 27) (1 - 28) (1 - 29) Trong đó: 1 - Hệ số tính đến ảnh hưởng các khối lượng chuyển động quay 14 Hệ số 1 có thể xác định theo cộng thức kinh nghiệm sau: I e i02  g g I 1  và    b  i    i ih   2 t G.rb G.rb Trong các công thức nói trên: ih - Tỷ số truyền hộp số io - Tỷ số truyền truyền lực chính Các hệ số 1 và  có giá trị gần đúng sau đây: 1    0.05 Vậy : 1 = 1,05 + 0,05 i 2h 1.4.6 Lực cản móoc kéo Khi ôtô kéo theo móoc thì lực cản Rơ móoc kéo theo phương nằm ngang Pm xác định sau: Pm = n.Q. (1 - 30) Trong đó: Q – Trọng lượng toàn Rơ moóc kéo, gồm lượng thân moóc và tải trọng đặt lên nó n – Số lượng Rơ moóc kéo theo sau ôtô  - Hệ số tổng cộng đường Đối với máy kéo dùng nông nghiệp thì lực cản lớn là lực kéo cày: Pm = K0ab (1 - 31) Ở đây : K0 - Hệ số cản chính diện đất a - Độ sâu luống cày b - Chiều rộng làm việc lưỡi cày Hệ số cản chính diện đất k0 có giá trị trung bình sau : K0 (MN/m2) - Đất pha cát 0,020  0.035 - Đất nặng 0.035  0.055 - Đất sét 0.055  0.080 - Đất nặng 0.080  0.100 1.4.7 Điều kiện ôtô có thể chuyển động Để ôtô có thể chuyển động mà không bị trượt quay thì lực kéo tiếp tuyến sinh vùng tiếp xúc hai bánh xe chủ động và mặt đường phải lớn tổng các lực cản chuyển động phải nhỏ lực bám bánh xe với mặt đường, nghĩa là: Pf ± Pi + Pω ± Pj + Pm ≤ Pk ≤ Pφ (1 - 32) Thành phần Pi dấu (+) ôtô lên dốc, còn dấu (-) ôtô xuống dốc Thành phần Pj dấu (+) ôtô tăng tốc, dấu (-) ôtô giảm tốc 15 CHƯƠNG ĐỘNG LỰC HỌC TỔNG QUÁT CỦA BÁNH XE 2.1 Khái niệm các loại bán kính bánh xe và lốp 2.1.1 Các loại bán kính bánh xe Khi nghiên cứu động lực học bánh xe ôtô, máy kéo người ta đưa số khái niệm bán kính bánh xe sau: Bán kính thiết kế, bán kính tính toán , bán kính động lực học, bán kính lăn và bán kính làm việc trung bình Sau đây ta khảo sát loại bán kính trên a.Bán kính thiết kế Là bán kính xác định theo kích thước tiêu chuẩn, thường giới thiệu các sổ tay kỹ thuật và ký hiệu ro Ví dụ: Một loại lốp thường sử dụng có ký hiệu B-d, đó: B- Bề rộng lốp tính theo đơn vị đo Anh (in sơ) d- Đường kính đường vành bánh tính theo đơn vị đo Anh Với ký hiệu lốp trên, ta có thể xác định bán kính thiết kế lốp theo công thức sau: d r0  ( B  )25,4 mm (2 – 1) b Bán kính tĩnh bánh xe Là bán kính đo khoảng cách từ tâm trục bánh xe đến mặt phẳng đường bánh xe đứng yên là chịu tải trọng thẳng đứng bán kính tính ký hiệu là rt c Bán kính động lực học bánh xe Là bán kính đo khoảng cách từ tâm trục bánh xe đến mặt phẳng đường bánh xe lăn, ký hiệu là rđ Trị số bán kính này phụ thuộc vào các thông số sau , tải trọng thẳng đứng, áp suất không khí lốp, mômen xoắn Mk mônen phanh Mp và lực ly tâm bánh xe quay d Bán kính bánh xe Là bán kính bánh xe giả định là rl Bánh xe giả định này không bị biến dạng làm việc, không bị trượt lết, trượt quay và có cùng tốc độ tịnh tiến với tốc độ quay bánh xe thực tế Qua nghiên cứu trị số bán kính động lực học và bán kính lăn phụ thuộc vào nhiều thông số tải dụng, áp suất lốp, độ đàn hồi vật liệu lốp và khả bám bánh xe với đường Những thông số này luôn thay đổi quá trình ôtô chuyển động Vì vậy, thực tế trị số các bán kính này có thể xác định thực nghiệm e Bán kính làm việc trung bình bánh xe Trong tính toán thực tế, người ta thường sử dụng bán kính bánh xe có kể đến biến dạng lốp ảnh hưởng các thông số đã trình bày trên Trị số bán kính này so với bán kính thực tế sai lệch không lớn và gọi là bán kính làm việc trung bình bánh xe , ký hiệu là rb và tính theo công thức sau: rb =λ.ro (2 – 2) Trong đó: ro – Bán kính thiết kế bánh xe λ - Hệ số kể biến dạng lốp, chọn phụ thuộc vào loại lốp Với lốp áp suất thấp: λ = 0,930  0.935 Với lốp áp suất cao: λ = 0,945  0,950 2.1.2 Ký hiệu lốp Sử dụng các loại ký hiệu lốp khác nhau, tuỳ thuộc vào nước hệ thống ký hiệu lốp Châu Âu (ECE), Mỹ, Nga 16 Hình 2.1 Sơ đồ kích thước hình học lốp xe Với hệ thống ký hiệu Nga, lốp chia làm hai loại: - Lốp có áp suất thấp: Có áp suất không khí chứa lốp P = (0,8 – 5,0 KG/cm2) và ký hiệu là (B-d) B, d - Bề rộng lốp và đường kính vành bánh xe (đơn vị Anh mm) - Lốp có áp suất cao: Có áp suất không khí chứa lốp P = (5- KG/cm2) và ký hiệu là D x B D x H (với B = H) D- Đường kính ngoài lốp B- Bề rộng lốp H- Chiều cao phần đầu lốp Ký hiệu Châu Âu, ví dụ: 185/70 H R14 185- Bề rộng lốp, mm 70- Chỉ số prôfin H- Tiêu chuẩn tốc độ ôtô ứng với v = 220 km/h R- Cấu trúc xương lốp; 14- Đường kính vành bánh xe tính theo inch Ký hiệu lốp - Kích thước lốp (Hình - 2) + Chiều rộng lốp thường ký hiệu (B); + Chiều cao lốp ký hiệu (H); + Đường kính vành ký hiệu (d1); + Đường kíng ngoài lốp ký hiệu (D) Kích thước H, B và D định hình dáng (profin) lốp Trong đó kích thước ký hiệu trên bề mặt lốp là B, H và d1 Hiện hình dáng lốp có xu hướng giảm nhỏ chiều cao (H) và tăng chiều rộng (B) mục đích tăng diện tích tiếp xúc trên mặt đường, tăng chất lượng bảm cho bánh xe, đồng thời áp suất lốp lại thấp Hình 2- 2:Thông số lốp - Ký hiệu lốp: + PLY – Ký hiệu lốp bố vải Ngoài thông số chính trên lốp còn có ký hiệu khác: 17 + Treadwear: Khả chịu mòn lốp, giá trị tiêu chuẩn là 100, số này càng cao thì khả chống mòn càng tốt + Traction: Đo khả bám đường lốp Theo thứ tự từ cao xuống thấp: AA, A, B, C… + Temperature:Khả chịu nhiệt lốp Thuờng từ cao xuống thấp: A, B, C + M + S: Ký hiệu này đảm bảo lốp xe đạt yêu cầu tối thiểu trên đường lầy lội tuyết phủ + Maximum load: Tải trọng tối đa lốp xe ( Pound kg) Một số ký hiệu khác trên lốp là TL (Tubless - Lốp không xăm) SSR(Runflat tire-lốp runflat, cho phép xe chạy tốc độ cao thêm quãng đường dài lốp đã bị thủng, nhờ cấu tạo thành lốp đặc biệt vững chắc) 2.2 Các phản lực tác dụng lên bánh xe Khi ôtô chuyển động, bề mặt lốp tiếp xúc với đường nhiều và điểm tạo thành khu vực tiếp xúc Do tác dụng tương hỗ bánh xe và đường, khu vực tiếp xúc suất các phản lực riêng phần từ đường tác dụng lên bánh xe, gọi là các phản lực đường Các phản lực này biểu thị dạng thành phần sau: - Phản lực pháp tuyến là phần thẳng góc với mặt đường, ký hiệu hợp lực Z - Phản lực tiếp tuyến tác dụng mặt phẳng bánh xe ký hiệu là: Pf - Phản lực ngang nằm mặt phẳng đường và vuông góc mặt phẳng bánh xe, ký hiệu Y Ngoài bánh xe còn chịu tác dụng tải trọng thẳng đứng, ký hiệu là Gb và lực đẩy từ khung tác dụng lên trục bánh xe, ký hiệu là Px Sự lăn bánh xe trình bầy các trường hợp sau: 2.2.1 Sự lăn bánh xe không có lực ngang tác dụng Khi bánh xe lăn không 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 AA1 Vết tiếp xúc bánh xe trùng với đường đối xứng qua mặt phẳng dọc bánh xe ( Phần diện tích gạch chéo) 2.2.2 Sự lăn bánh xe có lực ngang tác dụng Khi có lực ngang Py tác dụng, bánh xe bị lăn biến dạng, các 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, C C2 Kết là bánh xe lăn lệch Theo hướng AA2, mặt phẳng quay bánh xe giữ nguyên vị trí, đó tạo với hướng chuyển động bánh xe góc δl, đường tâm vết tiếp xúc trùng với hướng chuyển động tạo với mặt phẳng quay bánh xe góc δl Sự lăn bánh xe gọi là lăn lệch và góc δl gọi là góc lệch bên Trong quá trình bánh xe lăn lệch, các phần tử lốp khu vực phía trước vết tiếp xúc (khu vực kk) bị biến dạng ngang nhỏ so với các phần tử lốp phía sau (khu vực nn) Vì các phản lực ngang riêng phần phía trước vết tiếp xúc nhỏ phần phía sau Hợp lực Y phản lực ngang có trị số lực P y và bị dịch chuyển phía sau so với tâm vết tiếp xúc đoạn cl Do đó bánh xe đàn hồi lăn có tác dụng lực Py chịu thêm mômen dịch chuyển các phản lực X và Y so với tâm vết tiếp xúc lốp: Ml = M’Y – M’X 18 Góc lệch δl phụ thuộc vào trị số lực ngang và góc nghiêng bánh xe so với mặt phẳng thẳng đứng Khi lực ngang Py hướng theo phía nghiêng bánh xe thì góc lệch tăng và ngược lại thì góc lệch giảm Chú ý: Khi lực ngang có giá trị nhỏ thì thay đổi hướng chuyển động bánh xe là biến dạng đàn hồi lốp Nhưng Py tăng dần lên gần tới giá trị lực bám ngang thì lốp bắt đầu bị trượt( chủ yếu phần sau vết tiếp xúc) Nếu lực ngang lớn lực bám ngang thì lốp bị trượt hoàn toàn Góc lệch δl và lực ngang Py biểu thị biểu thức sau (Khi trị số P y nhỏ lực bám ngang): Py = kδ δl (2 – 3) Trong đó: Py - Lực ngang tác dụng lên bánh xe δl - Góc lệch bên bánh xe lăn kδ - Hệ số chống lệch bên (Hệ số này phụ thuộc vào kích thước, kết cấu và áp suất lốp) Sự lăn lệch bánh xe đàn hồi có lực ngang tác dụng ảnh hưởng trực tiếp đến tính dẫn hướng và tính ổn định xe) 2.3 Xác định phản lực thẳng góc đường tác dụng lên bánh xe mặt phẳng dọc Trong quá trình ôtô chuyển động, các phản lực thẳng góc tác dụng từ đường lên bánh xe luôn thay đổi theo ngoại lực và mômen tác dụng lên chúng trị số các phản lực này ảnh hưởng đến số tiêu kỹ thuật ôtô như: Chất lượng kéo và bám, chất lượng phanh, tính ổn định tuổi thọ chi tiết cụm chi tiết Dưới đây ta xác định các phản lực đó trường hợp cụ thể: 2.3.1.Trường hợp tổng quát Xác định các phản lực thẳng góc đựờng tác dụng lên bánh xe ôtô chuyển động lên dốc, không ổn định và có kéo theo Rơ moóc (chỉ xét xe cầu chủ động) Theo sơ đồ, xe chuyển động lên dốc chịu tất các lực và mômen sau: Trọng lượng toàn G xe các lực Pk, Pf, Pw,Pf’.Pm và các mômen Mk, Mf, Mj các lực mômen này sác định mục 1.1 Riêng hợp lực các lực thẳng góc Z1, Z2 dời dao điểm đường thẳng đứng qua tâm trục bánh xe với đường và mômen Mf Để xác định hợp lực thẳng góc bánh trước Z1, ta việc lập phương trình mômen tất các ngoại lực điểm A (A là giao điểm đường vói mặt phẳng thẳng đứng qua trục bánh xe sau) ∑MA = Z1L + Zω.hω + ( Pi + Pj )hg - G.bcosα (2– 4) 19 Trong đó : G - Trọng lượng toàn xe L - Chiều dài sở xe a,b - Khoảng cách từ trục tâm đến trục bánh xe trước và sau hω- Khoảng cách từ điểm đặt lực cản không khí đến mặt đường tính toán để đơn giản coi h  hg hg – Tọa độ trọng tâm xe theo chiều cao hm- Khoảng cách từ điểm đặt lực kéo Rơ moóc tới mặt phẳng a - Góc dốc đường mặt phẳng dọc Pi- Lực cản lên dốc, Pi  G.sin  Pm- Lực cản Rơ moóc Z1, Z2 - Hợp lực các phản lực thẳng góc từ đường tác dụng lên bánh xe trước và sau Mf1,Mf2 - Mômen quán tính bánh xe trước và sau: Mf1 + Mf2= Mf = G f rb cos  (2 – 5) Khi xe kéo Rơ moóc xác định theo công thức: (2 - 6) pm  Gm ( f cos   sin  ) Thay biểu thức (2- 4) và (2-5) vào (2-6) và rút gọn ta được: G.cos (b-f.rb )-(G.sin +Pj +P )h g  Pm hm (2 - 7) Z1  L Muốn xác định hợp lực phản lực thẳng góc bánh xe sau ta có thể dùng phương trình hình chiếu (chiếu tất các lực lên phương vuông góc với mặt đường) lập phương trình mômen điểm B Điểm B là giao điểm mặt phẳng thẳng đứng qua trục bánh xe trước Phương pháp làm tương tự Z1, ta xác định Z2 sau: G.cos (b-f.rb )-(G.sin +Pj +P )h g  Pm hm (2 - 8) Z2  L 2.3.2 Trường hợp xe chuyển động ổn định trên đường nằm ngang không kéo Rơ móoc Ta có điều kiện sau: Xe chuyển động ổn định Pi = 0; không kéo theo moóc Pm = 0; và loại xe chuyển động trên đường   nên Pi = Sơ đồ khảo sát sau : Để xác định hợp lực Z1, Z2, ta việc lập phương trình mômen điểm A và B rút gọn ta có công thức (2 - 7): Z1  G(b  f rb )  P hg L 20 Z2  G(a  f rb )  P hg L 2.3.3 Trường hợp xe đứng yên trên đường nằm ngang Ở trường hợp ta có   và Pω =0 , rút gọn hai biểu thức trên ta có công thức (2 - 8) G.b L G.a Z2  L Z1  2.4 Hệ số phân bố tải trọng lên ô tô Trong thực tế ô tô làm việc điều kiện khác tùy thuộc vào chất lượng mặt đường và điều khiển người lái Do đó trị số các hợp lực thẳng góc từ đường tác dụng lên bánh xe bị thay đổi Tuy nhiên, các trường hợp lực này phân bố theo quy luật nào đó mà tổng các hợp lực Z1 + Z2 Vẫn luôn trọng lượng xe Điều đó có nghĩa là xe chuyển động tiến, trọng lượng phân cầu trước giảm đi, trọng lượng phân cầu sau tăng lên Ngược lại, xe trạng thái phanh thì phần trọng lượng phân cầu sau giảm còn phần trọng lượng phân cầu trước tăng lên Để thuận lợi cho việc tính toán và so sánh các cụm, người ta đưa khái niệm hệ số phân bố và đặc trưng tỉ số: m1  Z1 Z và m2  G G (2 – 9) Trong đó : m1 – Hệ số phân bố tải trọng lên các bánh xe trước m2 – Hệ số phân bố tải trọng lên bánh xe sau Các hệ số m1, m2 xác định cụ thể các trường hợp sau 2.4.1 Xe đứng yên trên đường nằm ngang không kéo Rơ móoc Thay giá trị Z1 Z2 (2 – 8)vào công thức (2 – 9) ta có : Z1T Gb b   G GL L Z Ga a m2T 2T   G GL L m1T (2 -10) Trong đó : m1T, m2T – Hệ số phân bố tải trọng tĩnh lên các bánh xe trước và sau 2.4.2 Xe chuyển động ổn định với vận tốc lớn trên đường bằng, không kéo Rơ móoc Thay giá trị Z1 , Z2 ( – 7) Vào công thức ( – ) ta có: Gf rb  P hg Z1K Gb Gfrb  P hg    m1T  G GL GL GL Gfrb  P hg Z Ga Gfrb  P hg  2K    m2T  G GL GL GL m1k  m2 k - Trong đó: m1k – Hệ số phân bố tải trọng các bánh xe trước xe chuyển động tiến m2k – Hệ số phân bố tải trọng các bánh xe sau xe chuyển động tiến 2.4.3 Khi phanh xe trên đường bằng, không kéo Rơ móoc Để xác định hệ số phân bổ tải trọng các cầu phanh xe tới trạng thái dừng hẳn , cần xác định các phản lực thẳng góc các bánh xe trước và sau trường hợp phanh xe Ở trường hợp này , có thể coi lực cản không khí Pω ≈ mômen cản lăn M f ≈ Lực quán tính Pj cùng chiều chuyển động xe Các phản lực Z1, Z2 xác định theo công thức : Z1 p  Gb  Pj hg L 21 Z2p  Ga  Pj hg L (2 - 11) Thay trị số Z1p và Z2p vào biểu thức (2- 9), ta xác định hệ số phân bổ tải trọng lên cầu trước và cầu sau: Pj hg Gb Pj hg   m1T  G LG LG LG Z p Ga Pj hg Pj hg     m2T  G LG LG LG m1 p  m2 p Z1 p  (2 -12) đó : m1p - Hệ số phân bố tải trọng cầu trước phanh xe m2p – Hệ số phân bố tải trọng cầu sau phanh xe Qua các trường hợp nghiên cứu trên ta thấy phân bổ tải trọng lên các bánh xe phụ thuộc vào tọa độ trọng tâm xe Tọa độ trọng tâm xe ảnh hưởng lớn đến chất lượng bám bánh xe với đường tính ổn định và tính dẫn hướng xe Ở các loại xe vận tải , người ta thường bố trí trọng tâm xe cho chở đầy tải thì phản lực Z2 = (0,70  0,75)G Đối với xe du lịch thì Z2 =Z1  0,5 G Trên các máy kéo bánh xe, trọng tâm thường bố trí phía sau xe để phản lực Z2 = (0,65  0,70) G làm tăng khả bám và giảm trượt bánh xe chủ động Trong lý thuyết ô tô người ta đưa khái niệm hệ số thay đổi phản lực thẳng góc lên các bánh xe , hiểu sau: m’1 = Z1D/Z1T ; m’2 = Z2D/Z2T Trong đó: m’1, m’2 – Hệ số thay đổi phản lực các bánh xe trục trước và trục sau Z1D ,Z2D - Tải trọng tác dụng lên câc bánh xe trục trước và trục sau ô tô chuyển động ( tải trọng động ) Z1T ,Z2T - Tải trọng tính tác dụng lên các bánh xe ổ trục trước và ổ trục sau (khi ô tô không chuyển động) Khi ô tô tăng tốc thì m1’ và m2’ có thể đạt các giá trị sau: m’1 = 0,65  0,70 ; m’2 = 1,20  1,35 Khi phanh thì có tượng ngược lại , nghĩa là tải trọng lên các bánh xe trước tăng lên còn tải trọng lên các bánh xe sau giảm 2.5 Xác định phản lực thẳng góc đường tác dụng mặt phẳng ngang 2.5.1 Trường hợp tổng quát: Ôtô chuyển động quay vòng trên đường nghiêng ngang Sơ đồ lực và mômen tác dụng lên ôtômáy kéo mặt phẳng ngang Khi ôtô – máy kéo chuyển động trên đường ngang nghiêng chịu tác động mômen sau -Trọng lượng xe đặt trọng tâm G -Lực kéo moóc theo Pm (phương lực Pm trùng với phương nằm ngang mặt đường) -Lực ly tâm xuất ôtô –máy kéo quay vòng P1  G v2 g R (2 - 13) Trong đó: v- Tốc độ chuyển động 22 xe R- Bán kính quay vòng g- Gia tốc trọng trường Gọi:  - Góc nghiêng mặt đường Z1’, Z1” và Z2’, Z2”- Các phản lực thẳng góc đường tác dụng lên bánh xe phải và bánh xe trái cầu truớc và cầu sau Y1’, Y1” và Y2’, Y2”- Các phản lực ngang từ đường tác dụng lên bánh xe phải và bánh xe trái cầu truớc và cầu sau C- Chiều rộng sở xe YY - Trục quay vòng Mjn- Mômen các lực quán tính tiếp các vòng quay động và hệ thống truyền lực, tác dụng mặt phẳng nằm ngang Để xác định trị số các phản lực bên trái, ta lập phương trình cân mômen O1 (O1 là giao tuyến mặt đường với mặt phẳng đứng qua trục bánh xe bên phải) ta có phương trình (2 - 14 ) 1 C C C  Z "  Z1"  Z 2"  G( cos  hg sin  )  Pm (hm cos  sin  )  M jn  Pl hg (cos )  sin  )  c 2  Tương tự ta lập phương trình cân mômen O2 (O2 là giao tuyến mặt đường với mặt phẳng đứng qua trục bánh xe bên trái) ta có phương trình (2 – 15) Z1'  Z 2'   C C C      G cos   hg sin    Pm hm cos   sin    M jn  Pl  hg cos   sin    C 2 2      Muốn xác định lực ngang Yl ta cần lập phương trình mô men điểm A( A là giao tuyến đường với mặt phẳng thẳng đứng qua trục bánh xe sau), ta có: G sin   Pl b cos   Pm l m cos  Y1  Y1'  Y1''  b (2 – 16) L Tương tự, ta lập phương trình mô men điểm B( B là giao tuyến đường với mặt phẳng thẳng đứng qua trục bánh xe trước) để xác định lực ngang Y2, ta có: Ga sin   Pl a cos   Pm  l m  L  cos  Y2  Y2'  Y2'''  (2 – 17) L Trong đó: Y1 – Phản lực ngang đường tác dụng lên các bánh xe trước Y2 – Phản lực ngang đường tác dụng lên các bánh xe sau lm – Khoảng cách từ điểm đặt lực kéo móoc đến điểm A 2.5.2 Trường hợp xe đứng yên trên đường nghiêng ngang, không kéo Rơ móoc Trong trường hợp này: Lực ly tâm Pl = và lực kéo rơ moóc Pm = Rút gọn biểu thức (2 – 10) và (2 – 11) ta xác định các phản lực thẳng góc đường tác dụng lên các bánh xe bên phải và bên trái: Z ''  G C   cos   hg sin   C2  G C  Z   cos   hg sin   C2  (2 – 18) ' Nhận xét: Trị số các phản lực thẳng góc các phản lực ngang từ mặt đường tác dụng lên bánh xe phụ thuộc vào trị số, điểm đặt và chiều tác dụng các ngoại lực tác dụng mặt phẳng ô tô- máy kéo Các phản lực này ảnh hưởng đến tính ổn định và tính dẫn hướng ô tô –máy kéo 2.6 Động lực học máy kéo xích 2.6.1 Các ngoại lực tác dụng lên máy kéo xích 23 a Lực kéo tiếp tuyến Lực kéo tiếp tuyến là phản lực đất tác dụng lên dải xích Khi chuyển động dải xích tác dụng lên làm đất biến dạng và đất có tác dụng lên dải xích lực ngược lại, theo chiều chuyển động máy, đẩy máy phía trước Lực này gọi là lực kéo tiếp tuyến Lực tác dụng dải xích lên đất là bánh xích chủ động ( còn gọi là bánh sao) tạo Mômen từ bánh chủ động truyền xuống mặt đất thông qua dải xích phải chịu lực tổn thất lực ma sát dải xích , lực quán tính bánh và các khâu dải xích Do đó Pk tính theo công thức sau Pk  M k  M rl  M jl (2 - 19) rl Trong đó : Mk – Mômen động truyền đến bánh chủ động Mrl - Mômen ma sát các khâu khớp nhánh xích chủ động mômen xoắn bánh chủ động gây nên Mjk - Mômen các lực quán tính bánh chủ động và các khâu xích Rl - Bán kính lăn bánh chủ động Mômen Mrl tính sau: Khi bánh xe đè cuối cùng chuyển động từ khâu xích A sang khâu thì khâu A quay cùng chiều kim đồng hồ quanh khớp góc là ψ1; đồng thời khớp quay ngược chiều kim đồng hồ góc là ψ1 còn khâu B chạy quanh bánh chủ động quay quanh khớp gócβ Như công ma sát các khớp 1,2,3, là: (2 - 20) L  f r Trc (2   ) Trong đó : Fr - Hệ số ma sát chốt và khâu xích T – Lực căng nhánh xích chủ động : T  Mk rl Rc – Bán kính chốt xích Ψ1, β - Các góc quay khâu xích chuyển động Nếu gọi z là số bánh chủ động ( z = số khâu xích bao kín vòng quanh bánh sao)thì bánh quay vòng , công ma sát theo công thức (2- 16) tăng lên z lần Do đó mômen ma sát thu gọn trục bánh xe chủ động: 24 M rl  f r Trc (2   ) z 2 (2 - 21) b Phản lực thẳng đứng đất Phản lực thẳng đứng đất tác dụng lên dải xích chủ yếu trọng lượng máy kéo gây Ngoài lực này còn tạo nên lực kéo Rơ móoc trường hợp phương lực kéo Rơ móoc không song song với mặt địa hình máy kéo làm việc Phản lực này xác định sau: Z = Gcos  + Pm sin  (2 - 22) Trong trường hợp máy kéo làm việc trên mặt phẳng nằm ngang và phương lực kéo Rơ móoc song song với mặt phẳng địa hình thì tổng phản lực thẳng đứng đất tác dụng lên xích cân với trọng lượng máy kéo Z=G (2 - 23) c Lực kéo Rơ móoc Lực kéo Rơ móoc Pm là lực kéo rơ móoc trường hợp máy kéo có kéo theo rơ móoc và là lực kéo máy công cụ trường hợp máy kéo làm việc với máy nông cụ Trường hợp này, lực kéo rơ móoc tính toán giống ô tô máy kéo bánh bơm Trường hợp máy kéo làm việc liên hợp máy nông cụ: Cày, phay đất, đập đất tùy thuộc vào liên hợp máy cụ thể để tính lực kéo móoc Tuy nhiên cần chú ý đến phản lực đất tác dụng lên liên hợp máy nông cụ , vì lực này thông qua khớp nối tác dụng vào máy kéo Khác với ô tô và máy kéo bánh bơm, điểm đặt lực kéo móoc quy định giao điểm nó với mặt phẳng vuông góc với mặt địa hình qua tâm bánh chủ động và gọi là điểm đặt lực kéo giả định d Lực quán tính máy kéo Lực quán tính xuất máy kéo chuyển động có gia tốc Trong trường hợp tổng quát bao gồm lực quán tính khối lượng chuyển động tịnh tiến và khối lượng chuyển động quay Lực quán tính tổng cộng thu gọn thành lực đặt trọng tâm máy kéo và xác định công thức sau: Pj =δMj (2 - 24) Trong đó: M – Khối lượng liên hợp máy J – Gia tốc tịnh tiến liên hợp máy δ - Hệ số ảnh hưởng các chi tiết quay Phương Pj song song với mặt phẳng địa hình chiều pj xác định sau: Khi máy kéo chuyển động nhanh dần , Pj có hướng ngược chiều chuyển động ; ngược lại máy kéo chuyển động chậm dần pj có hướng cùng chiều chuyển động e Lực cản lăn Lực cản lăn máy kéo xích gồm lực cản lăn chèn dập đất (nhóm 1) và lực cản ma sát các bánh xe đè với dải xích và ma sát lực căng ban đầu gây các khâu xích ( nhóm 2) Lực cản chèn dập đất Trong quá trình chuyển động dải xích đè đất lún xuống làm cho các lớp đất bề mặt bị chèn dập, kết là tạo thành vết xích trên mặt địa hình Trong quá trình biến dạng, đất đá làm cản trở chuyển động dải xích và xuất lực cản chèn dập Lực cản chèn dập sinh không lực cản tiết diện mặt đầu (tiết diện phần xích trước bị lún xuống đất) dải xích mà còn sinh trên tiết diện dải xích các bánh đè phía sau tiếp tục làm biến dạng đất Quá trình sinh lực cản chèn dập đất minh họa hình sau 25 Khi bánh xe đè thứ qua, đất bị lún xuống độ sâu h0 Sau đó chỗ lún phục hồi lại mức độ nào đó, lại bị bánh xe đè thứ hai tác dụng làm cho lún sâu Quá trình tiếp diễn bánh xe đè cuối cùng qua Kết đất bị lún xuống độ sâu h ( h >h0) Trong quá trình chuyển động máy kéo đã sinh công nào đó để làm biến dạng đất Công đó tính: Lcd = Pfl.S ; (2 - 25) Trong đó :Pfl - Lực cản chèn dập đất S – Quãng đường máy kéo Mặt khác công đó chính là công máy kéo cần sinh để làm biến dạng đất tạo nên vết xích trên mặt đường Công này tính cho hai bánh xe đè thứ sau: L’cdl = 2p.b.S.h0 (2 - 26) Trong đó: p- Áp suất trung bình dải xích tác dụng lên đất b – Chiều rộng dải xích h0 – Độ lún đất bánh xe đè thứ gây Khi các bánh xe đè thứ qua , các bánh xe đè lại tác dụng lên đất làm lún sâu thêm Do đó công các bánh xe đè còn lại sinh sau quãng đường S tính: n L'cd  2 p.b.S hi (2 - 27) i 1 Trong đó: n – Số nhịp bề mặt tựa xích chính là số bánh xe đè còn lại sau bánh xe đè dầu tiên hi – Độ lún đất bánh xe đè thứ i gây Công chủ động công cản nên có phương trình: Lcd = L’cdl + L’cd2; n Pfl S  pbSh0  2 p.b.S hi Và : (2 - 28) i 1 Để đơn giản cho quá trình tính toán, coi độ vòng nhịp xích và 1/2 độ lún bánh xe đè thứ hi =0,5ho (2 - 29) thay (2-25) vào (2-24 ) và biến đổi ta có: Pfl = pbho(2 + n) (2 - 30) Hệ số cản chèn dập đất f1 tính sau: f1  Pfl G  pbho (2  n) ho n  (1  ) pbl l (2 - 31) Trong đó : 26 l - Chiều dài mặt tựa xích G – Trọng lượng máy kéo G = 2pbl Kết nghiên cứu cho thấy giới hạn đàn hồi đất nghĩa là phạm vi biến dạng không lớn thì biến dạng đất có quan hệ bậc với tải trọng Mặt khác hình dạng bề mặt tiếp xúc ảnh hưởng đến quan hệ biến dạng và lực tác dụng Đối với bề mặt tiếp xúc hình chữ nhật ( tương tự bề mặt tựa xích ) thì quan hệ đó (theo Ôpâycô) sau: p3 lb E H0  (2 - 32) Trong đó: E – Môđun đàn hồi đất Thay (2-28) vào (2-27) ta có: f1  G (  n) (2 - 33) 4E l 5b Như hệ số f1 phụ thuộc vào: Trọng lượng máy kéo; kích thước bề mặt tựa xích ( áp suất lên đất) tính chất lý đất và số lượng bánh xe đè Lực cản ma sát hệ thống xích Lực cản ma sát hệ thống xích gồm: Lực cản ma sát các bánh xe đè với dải xích, ma sát lực căng ban đầu gây các khớp nhánh xích bị động Hệ số cản lăn ma sát bánh xe đè với dải xích và ma sát lực căng ban đầu gây các khớp nhánh xích bị động ký hiệu là f2 Gọi lực căng ban đầu dải xích là To Lực To gây mômen cản ma sát các khớp nhánh xích bị động chuyển động Mômen này thu gọn trục bánh sau tính sau: M ' r2  f r To zrc (    1   ) 2 (2 - 34) Mômen cản ma sát bánh xe đè, dải xích và ma sát ổ lăn bánh xe đè quy dẫn trục bánh chủ động xác định: M '' r2  Gf o rl ro (2 - 35) Trong đó : fo – Hệ số ma sát thu gọn (cánh tay đòn) tính đến ma sát lăn các bánh xe đè trên dải xích và ma sát ổ bi các bánh đè ( hệ số này có thứ nguyên là mm) ro – Bán kính bánh xe đè rl – Bán kính lăn bánh chủ động    M rk  C  T   B A PK Hình 2.1 Sơ đồ hệ thống xích Ta có: Mr2 = M’r2 + M”r2 Thay M’r2 và M”r2 các biểu thức (2-30) và (2-31) vào công thức trên ta có: 27 Mr2  f r To zrc r (    1   )  Gf l 2 r0 (2 - 36) Hệ số cản ma sát hệ thống xích là : f2  r Mr2 f r To zrc  (    1   )  Gf l rlG 2 rl G rl Gr0 f r To rc f (    1   )  tG r0 2rl Trong đó : t – Bước xích ; t  z Rút gọn ta có : f2  (2 - 37) (2 - 38) Hệ số cản lăn f: f = f + f2 Thay các giá trị f1 và f2 từ các công thức (2-29) và (2-34) ta có : f  G2  n  E bl  f r To rc f (    1   )  tG r0 (2 - 39) Lực cản lăn máy kéo xích: Pf = G.f (2 - 40) Do hệ số cản lăn máy kéo xích f tính theo công thức (2-35) phức tạp vì người ta xác định f thực nghiệm Dưới đây là giá trị hệ số cản lăn máy kéo xích xác định thực nghiệm cho số loại đất Bảng hệ số cản lăn f máy kéo xích Loại đất Hệ số cản lăn Đường nhựa 0.06 Đường đất khô cứng 0.06  0.07 Đường cát mềm 0.10 Đồng cỏ 0.07 Ruộng gốc rạ ẩm 0.08 Ruộng cấy 0.10  0.12 Cát ẩm 0.10 Cát khô 0.15 Đất lầy 0.15  0.20 2.6.2 Xác định tâm áp lực máy kéo xích Tâm áp lực máy kéo xích chính là điểm đặt lực tổng hợp áp lực mặt đất tác dụng lên dải xích xét mặt phẳng dọc Nghĩa là mômen phản lực đất tác dụng lên dải xích tâm áp lực không Xét máy kéo làm việc trường hợp tổng quát Tâm áp lực điểm C, tọa độ điểm C xác định khoảng cách b0 Phương trình mômen các ngoại lực tâm áp lực C sau: Gcos (b0+ a0) – (Gsinα+ Pj)hg - PmhmcosγPflhl -Pmsinγ (b- a0 –b0 ) = (2 - 41) Trong đó: b0 - Khoảng cách từ trọng tâm máy đế tâm bánh chủ động (hoành độ trọng tâm máy) a0 – Khoảng cách trọng tâm máy và tâm đối xứng mặt tựa xích a0,b0 - Tính theo phương song song với mặt phẳng địa hình hg,hm – Tung độ trọng tâm máy kéo và điểm đặt lực kéo Rơ móoc giả định h1 – Cánh tay đòn lực cản chèn dập đất Pfl Các kích thước hg,hm, hl tính theo phương vuông góc với mặt phẳng địa hình Biến đổi (2-37) và bỏ qua thành phần Pflhl ta có: 28 b0  (G sin   Pj )  Pm (hm cos   b sin  ) G cos   Pm sin   a0 (2 - 42) Trong trường hợp tổng quát b0 = nghĩa là tâm áp lực lệch khỏi tâm đối xứng mặt tựa xích thì b0 tính theo công thức(2-38) Trong trường hợp máy kéo chuyển động ổn định trên mặt phẳng nằm ngang: P (h cos   b sin  ) b0  m m  a0 (2 - 43) G  Pm sin  b0 càng lớn khả bám máy kéo càng giảm và lực cản lăn càng tăng Nhìn vào công thức có thể thấy b0 phụ thuộc nhiều vào a0 Đối với máy kéo nông nghiệp thiết kế nên trì khoảng cách a0 vào khoảng: a0 = ( 0,05 ÷ 0,08) l (2 - 44) Đối với máy kéo làm việc với nông cụ canh tác (cày,phay đất ) thì cách tìm tâm áp lực tương tự trên Tuy nhiên chú ý ngoài các lực tác dụng lên máy kéo còn có phản lực đất tác dụng lên nông cụ canh tác 2.6.3 Sự phân bố phản lực pháp tuyến lên chiều dài bề mặt tựa xích a Phân bố áp suất Trường hợp phân bố áp suất lên mặt tựa xích là trường hợp đơn giản và lý tưởng máy kéo xích Trong trường hợp này, tọa độ tâm áp lực: xc = ll + 0,5l = b – a0 (2 - 45) b0 = cho nên từ (2-39) ta có: P (h cos   b sin  ) a0  m m (2 - 46) G  Pm sin  Nếu coi góc γ là nhỏ ta có: a0  Pm hm G (2 - 47) thay a0 vào (2-41) ta có: b  l1  0,5l  Pm hm G (2 - 48) b Phân bố áp suất theo quy luật hình thang 29 Hình 2.3 Phân bố áp suất trên mặt tựa xích theo quy luật hình thang Khi điều kiện làm việc thay đổi tâm áp lực không nằm điểm mặt tựa xích nữa, đó tải trọng phân bố không trên mặt tựa xích Trường hợp này phân bố đơn giản là phân bố hình thang Tọa độ trọng tâm hình thang xác định sau: xc  l  l1  l ( 2q s  q t ) q s  qt (2 - 49) Trong đó : qs - Áp lực cuối dải xích ( áp lực lớn nhất) qt - Áp lực đầu dải xích (áp lực nhỏ nhất) Nếu gọi q0 là tải trọng trung bình trên đơn vị chiều dài mặt tựa xích máy chuyển động trên mặt phẳng ngang: q0  G l Mặt khác ta có: q0  q s  qt (2 - 50) Thay (2 – 46 ) vào (2 – 45 ) và biến đổi ta được:  3( x  l )   qt  2q   1  l     ( x0  l1 )    q s  2q    l   (2 - 51) Đối chiếu với công thức (2 – 47) ta có: qt ≥ x0  l1  l (2 - 52) Nếu không thảo mãn điều kiện công thức ( – 48 ) thì máy kéo bị hẫng bánh xe đè thứ nhất, máy kéo không sử dụng hết chiều dài mặt tựa xích và đó lực bám giảm Điều này không có lợi sử dụng máy thực tế c Phân bố áp suất có hệ thống treo điều hòa Trong trường hợp máy kéo dùng loại hệ thống treo cân (hay hệ thống treo điều hòa) tải trọng lên mặt tựa xích phân bố 30 Giả sử xích có hai treo điều hòa và áp lực treo sau là qs’ treo trước là ql’ phản lực thẳng đứng đất tác dụng lên xích thu gọn hai lực Zt và Zs tác dụng lên điều hòa trước và sau Zt và Zs xác định sau: x`0 l s  l t  l s   lt  x0  Zs  G lt  l s  Zt  G (2 – 53) Hình 2.4 Tải trọng phân bố trên mặt tựa xích có hệ thống treo điều hòa Các đại lượng qt, qs tính cách dễ dàng biết Z1, Z2 và kích thước các treo Tuy nhiên trên thực tế tải trọng phân bố trên mặt tựa xích còn phụ thuộc vào nhiều yếu tố tính chất không đồng đất, độ nhấp nhô bề mặt đất Khi biết quy luật phân bố tải trọng máy lên đất có thể tìm biện pháp để làm cho tải trọng phân bố Ví dụ: Khi làm việc với nông cụ treo người ta thường dùng bánh xe phụ nông cụ, bánh xe này vừa có tác dụng chịu phần tác dụng đất tác dụng lên máy kéo vừa có tác dụng làm cho tải trọng phân bố Câu hỏi thảo luận chương và Câu Vẽ sơ đồ Lực và Mômen tác dụng lên ôtô chuyển động tăng tốc lên dốc và trình bày công thức tính toán thành phần Lực cản lăn? Câu Vẽ sơ đồ Lực và Mômen tác dụng lên ôtô bánh xe chuyển động trên đường nằm ngang và trình bày công thức tính toán cho trường hợp xe chuyển động ổn định trên đường nằm ngang, không kéo Moóc? Câu Trình bày nội dung tính toán tỷ số truyền hệ thống truyền lực? Câu Trình bày nội dung tính toán Lực cản gió Pω? Câu Vẽ sơ đồ Lực và Mômen tác dụng lên ôtô chuyển động tăng tốc lên dốc và trình bày công thức tính toán thành phần Lực cản lên dốc? Câu Vẽ sơ đồ Lực và Mômen tác dụng lên ôtô bánh xe chuyển động trên đường nằm ngang và trình bày công thức tính toán cho trường hợp xe đứng yên trên đường nằm ngang? 31 CHƯƠNG TÍNH TOÁN SỨC KÉO CỦA Ô TÔ 3.1 Cân sức kéo ô tô 3.1.1 Phương trình cân lực kéo Lực kéo tiếp tuyến các bánh xe chủ động ôtô sử dụng để khắc phục các lực cản chyển động sau đây: Lực cản lăn, lực cản lên dốc, lực cản không khí , lực cản quán tính Biểu thức cân lực kéo tiếp tuyến các bánh xe chủ động và tất các lực cản riêng biệt gọi là phương trình cân lực kéo ôtô (3 – 1) Pk  Pf  Pi  P  Pj Trong đó : Pk – Lực kéo tiếp tuyến phát bánh xe chủ động Pf – Lực cản lăn Pi – Lực cản lên dốc Pw – Lực cản không khí Pj – Lực cản quán tính Trong phương trình, lực cản lăn luôn có giá trị dương, lực cản dốc có giá trị “dương” ôtô chuyển động lên dốc và có giá trị “âm” ôtô chuyển động xuống dốc Lực cản không khí có giá trị “dương” ôtô chuyển động không có gió có gió ngược chiều với chiều chuyển động với ôtô vận tốc gió nhỏ vận tốc thân ôtô Lực cản quán tính có giá trị dương ôtô chuyển động tăng tốc và có giá trị âm ôtô chuyển động giảm tốc Phương trình biểu thị dạng sau: M e it t G  f G cos   G.sin   W v3   t j (3 – 2) rb g Trong đó : Me – Mômen xoắn động rb - Bán kính bánh xe chủ động Theo phương trình (2.47) ta tổng hợp lực cản lăn Pf và lực cản dốc Pj có lực cản tổng hợp đường biểu thị sau: P  Pf Pi (3 – 3) Hay : P   f G.cos   G sin   G( f cos   sin  ) (3 – 4) (3 – 5) P   G Trong đó : Pψ- Lực cản tổng cộng đường Ψ - Hệ số cản tổng cộng đường: với ψ = f ± i i- Độ dốc mặt đường: i = tgα Trong biểu thức, độ dốc i có giá trị “dương” ôtô chuyển động lên dốc và có giá trị “âm” ôtô chuyển động xuống dốc Vì giá trị hệ số cản tổng cộng mặt đường ψ có giá trị “dương” ôtô chuyển động trên mặt phẳng nằm ngang (α = 0) lên dốc xuống dốc giá trị hệ cản lăn lớn hớn giá trị độ dốc i và hệ số cản ψ có giá trị “âm” ôtô chuyển động xuống mà giá trị độ dốc i lớn hệ số giá trị cản lăn f, nghĩa là i > f Ta xét trường hợp ôtô chuyển động (ổn định), trên mặt phẳng nằm ngang là j = 0, α = thì phương trình cân lực kéo biểu thị sau: Pk = Pf + Pω (3 – 6) me' it   f G  W.v Hay : rb (3 – 7) 3.1.2 Đồ thị cân lực kéo Phương trình cân lực kéo ôtô có thể biểu diễn đồ thị Xây dựng quan hệ lực kéo phát các bánh xe chủ động Pk và các lực cản chuyển động phụ thuộc vào vận tốc chuyển động ôtô V, nghĩa là: P = f(v) 32 Trên trục tung ta đặt các giá trị lực, trên trục hoành ta đặt các giá trị vận tốc Đồ thị biểu diễn quan hệ các lực nói trên và vận tốc chuyển động ôtô, gọi là đồ thị cân lực kéo ôtô Trên trục hoành đồ thị, ta đặt các giá trị vận tốc chuyển động ôtô M i  pkn  e tn t (3 – 8) rb Trong đó: Pkn- Lực kéo tiếp tuyến phát các bánh xe chủ động số thứ n hộp số im - Tỷ số truyền hệ thống truyền lực số thứ n Sau đó xây dựng lực cản mặt đường Pψ = f(v) Nếu hệ số cản lăn độ dốc mặt đường không đổi thì đường lực cản tổng cộng mặt đường Pψ là đường nằm ngang vì chúng không phụ thuộc vào vận tốc chuyển động ôtô (đường song song với trục hoành) Nếu hệ số cản lăn thay đổi ôtô chuyển động với vận tốc lớn 16,7 ÷ 22m/s thì đường cong lực cản tổng cộng mặt đường phụ thuộc với vận tốc chuyển động ôtô, đó v > 16,7 ÷ 22m/s phần này là đường cong tiếp tuyến Từ đó, xây dựng đường cong lực cản không khí, đây là đường cong bậc hai phụ thuộc vào vận tốc chuyển động ôtô, các giá trị đường cong lực cản tổng cộng mặt đường Pψ Như vậy, ta đường cong tổng hợp là tổng số lực cản mặt đường Pψ và lực cản không khí Pω nghĩa là Pψ + Pω Đường cong lực kéo tiếp tuyến Pk = f(v) và đường cong Pψ + Pω = f(v) cắt điểm A chiếu xuống trục hoành, ta vận tốc lớn Tương ứng với các vận tốc khác ôtô thì các tung độ nằm đường lực kéo tiếp tuyến Pk và đường cong lực cản tổng cộng Pψ + Pω nằm ngoài bên trái điểm A và lực kéo dư ôtô, ký hiệu là Pd, lực kéo dư nhằm để tăng tốc ôtô chuyển động lên dốc độ dốc tăng lên Giao điểm A lúc này chiếu xuống trục hoành vận tốc lớn ôtô chuyển động đường cong α = và số truyền cao hộp số lúc đó lực kéo dư không (Pd=0) Sử dụng đồ thị cân lực kéo ôtô có thể xác định các tiêu động lực học ôtô chuyển động ổn định Ví dụ: Chuyển động lớn ôtô vmax, các lực cản thành phần vận tốc nào đó, cụ thể vận tốc v1 thì tung độ bc là lực cản không khí Pω còn tung độ ad là lực kéo dư Pd và tung độ cd là lực kéo tiếp tuyến Pk Để xem xét khả có thể xảy trượt quay các bánh xe chủ động trên đồ thị ta xây dựng đường lực bám phụ thuộc vào tốc độ chuyển động ôtô P k nghĩa là:Pψ = f(v) Lực bám Pφ tính theo công thức: P  m.G  (3 – 9) Trong đó: Gφ – Trọng lượng ô tô phân bố lên cầu chủ động φ – Hệ số bám m – Hệ số phân bố tải trọng động Lực bám Pφ biểu diễn trên đồ thị là đường nằm ngang song song với trục hoành Khu vực các đường cong lực kéo tiếp tuyến Pk nằm đường lực bám Pφ thỏa mãn điều kiện Pk > Pφ 33 Nghĩa là khu vực ô tô chuyển động không bị trượt quay các bánh xe chủ động, còn phần đường nào Pk nằm trên đường Pφ thì ô tô không thể khởi hành và xe chuyển động vào loại đường đó thì các bánh xe chủ động bị trượt quay Như điều kiện để thỏa mãn cho ô tô chuyển động ổn định, không bị trượt quay là: Pφ ˃ Pk > Pc (3 – 10) Trong đó: Pc = Pφ + P 3.2 Sự cân bằn công suất ô tô 3.2.1 Phương trình cân công suất Công suất động phát sau đã tiêu tốn phần cho ma sát hệ thống truyền lực, phần còn lại dùng để khắc phục lực cản lăn, lực cản không khí, lực cản dốc, lực cản quán tính Biểu thức cân công suất phát động và các dạng công suất cản kể trên gọi là “phương trình cân công suất động ô tô” xe chuyển động Phương trình cân công suất tổng quát biểu thị sau: (3 – 11) N e  N t  N f  N  N i  N j Ở đây: Ne – Công suất phát động Nt – Công suất tiêu hao cho ma sát hệ thống truyền lực Nf- Công suất tiêu hao để thắng lực cản lăn Nω - Công suất tiêu hao để thắng lực cản không khí Ni - Công suất tiêu hao để thắng lực cản dốc Nj – Công suất tiêu hao để thắng lực cản quán tính Trong phương trình (3-11) công suất tiêu hao cho ma sát hệ thống truyền lực Nt và công suất tiêu hao cho lực cản lăn Nf luôn luôn có giá trị dương, còn ô tô chuyển động lên dốc: Công suất tiêu hao cho lực cản dốc Ni có giá trị “dương” và ngược lại chuyển động xuống dốc thì có giá trị “âm” Công suất tiêu hao cho lực cản quán tính Nj có giá trị “dương” chuyển động tăng tốc và ngược lại là “âm” ô tô chuyển động giảm tốc Công suất tiêu hao cho lực cản không khí Nω có giá trị “dương” ô tô chuyển động không có gió và có gió ngược chiều cùng chiều gió vận tốc ô tô lớn vận tốc gió Phương trình (3 - 11) có thể biểu thị cân công suất bánh xe chủ động ô tô sau: (3 – 12) N k  N e  N t  N f  N  N i  N j Trong đó: Nk – Công suất động phát bánh xe chủ động N k  ( N e  N t )  N e  t (3 – 13) Trong đó : ηt – hiệu suất hệ thống truyền lực Phương trình ( – 11) biểu thị dạng khai triển sau: N e  N e (1  t )  Gfv cos   Gv sin   Wv  G iv j g (3 – 14) Trong đó: Công suất tiêu hao cho lực cản lăn Nf : Nf = G f v cos  Trong đó: G – Trọng lượng ô tô F – Hệ số cản lăn V – Vận tốc ô tô α – Góc dốc mặt đường Công suất tiêu hao cho lực cản không khí Nω: 34 Nω = W.v3 Trong đó : W – Nhân tố cản không khí Công suất tiêu hao cho lực cản dốc Ni: Ni = G.v.sinα Tổng công suất tiêu hao cho lực cản lăn và lực cản dốc gọi là công suất tiêu hao cho lực cản mặt đường : N  N f  Ni Công suất tiêu hao cho lực cản quán tính Nj là: Nj  G iv j g Trong đó : G/g = m - Khối lượng ô tô g – Gia tốc trọng trường j – Gia tốc ô tô δi - Hệ số tính đến ảnh hưởng các khối lượng quay các chi tiết động cơ, hệ thống truyền lực và các bánh xe gọi là hệ số khối lượng quay Trong trường hợp ô tô chuyển động trên đường ( α = ), không có gia tốc ( j = ) thì phương trình cân công suất (3 – 11) có dạng sau: (3 – 15) ( N f  N ) t Phương trình ( – 15 ) có dạng khai triển sau : Ne= ( f.G.v + Wv3 ) /ηt (3 – 16) 3.2.2 Đồ thị cân công suất Phương trình cân công suất ô tô có thể biểu diển đồ thị Được xây dựng theo quan hệ công suất phát động và công suất cản quá trình ô tô chuyển động, phụ thuộc vào vận tốc chuyển động ô tô, nghĩa là N = f(v) Ta đã biết số vòng quay trục khuỷu động ne và vận tốc chuyển động ô tô có quan hệ phụ thuộc bậc và biểu thị biểu thức: 2ne rb m V ; (3 – 17) 60it s Trong đó: ne – Số vòng quay trục khuỷu động (v/ph) rb – Bán kính bánh xe (m) it - Tỷ số truyền hệ thống truyền lực Vì có thể biểu thị quan hệ công suất theo số vòng quay trục khuỷu động cơ, nghĩa là N = f(ne) N e  N t  N f  N  Hình 3.1 Đồ thị cân lực kéo ô tô Đồ thị biểu thị quan hệ công suất phát động và các công suất cản quá trình ô tô chuyển động phụ thuộc vào vận tốc chuyển động ô tô số vòng quay trục khủyu động gọi là đồ thị cân công suất ô tô hình 3.1 Trên trục hoành đồ thị, đặt các giá trị vận tốc chuyển động v các số vòng quay chuyển động động cơ, trên trục tung đặt các giá trị công suất phát động Ne công suất phát bánh xe chủ động Nk các tỷ số truyền khác hộp 35 số( giả sử xây dựng đồ thị có số truyền hộp số) Sau đó lập đường cong các công suất cản ô tô chuyển động Nψvà Nα Nếu hệ số cản lăn mặt đường f không đổi ô tô chuyển động với vận tốc v ≤ 16,7 ÷ 22 m/s và góc dốc mặt đường α không đổi thì đường công suất cản Nψ là đường bậc phụ thuộc vào vận tốc v, hệ số cản lăn thay đổi phụ thuộc vào vận tốc chuyển động ô tô thì đường Nψ là đường cong Nψ = f (v) Đường công suất cản không khí Nω là đường cong bậc ba theo vận tốc v và tương ứng với ô tô thì nhân tố cản không khí W là không đổi Nếu đặt các giá trị đường cong Nω = f(v) lên trên đường cong Nψ = f (v) Ta đường cong tổng công suất cản ô tô chuyển động Nψ = f(v) và có đường cong tổng công suất cản ô tô chuyển động (Nψ + Nω ) Như ứng với các vận tốc khác thì các tung độ nằm đường cong tổng công suất cản và trục hoành tương ứng với công suất tiêu hao để khắc phục sức cản mặt đường và sức cản không khí Các tung độ nằm đường cong tổng công suất cản Nψ + Nω và đường cong công suất động phát bánh xe chủ động Nk là công suất dự trữ ô tô và gọi là công suất dư Nd nhằm để khắc phục sức cản dốc độ dốc tăng lên để tăng tốc ô tô Giao điểm A đường cong công suất động phát bánh xe chủ động Nk và đường cong tổng công suất cản Nψ + Nω chiếu xuống trục hoành cho ta vận tốc lớn ô tô vmax loại đường đã cho, đó công suất dự trữ ô tô không còn, nghĩa là ô tô không còn khả tăng tốc Cần chú ý: Vận tốc lớn ô tô đạt ô tô chuyển động trên đường (α = 0) và bướm ga đã mở hết bơm cao áp đã kéo hết và số truyền cao hộp số Nếu ô tô muốn chuyển động ( ổn định), trên loại đường đó với vận tốc nhỏ vận tốc lớn vmax người lái cần đóng bớt bướm ga trả kéo nhiên liệu cho tương ứng, mặt khác có thể phải chuyển số thấp hộp số Ví dụ: Để ô tô chuyển động với vận tốc v1 thì người lái cần phải giảm ga trả bớt về, nhằm cho đường cong Nk giảm xuống và cắt đường cong tổng công suất điểm A’ Khi chiếu xuống trục hoành, ta vận tốc v1, đường chấm chấm trên đồ thị là đương cong N’k đã giảm bướm ga trả bớt vị trí cung cấp ít nhiên liệu Hình 3.2 Đồ thị cân công suất ô tô 3.2.3 Mức độ sử dụng công suất động Nhằm nâng cao chất lượng sử dụng ô tô và giảm tiêu hao nhiên liệu, cần lưu ý đến việc sử dụng công suất động điều kiện chuyển động khác ô tô Về phương diện này người ta đưa khái niệm “ mức độ sử dụng công suất động cơ” và ký hiệu chữ YN Mức độ sử dụng công suất động là tỷ số cần thiết để ô tô chuyển động 36 (ổn định) với công suất động phát các bánh xe chủ động N k mở hoàn toàn bướm ga kéo hết nhiên liệu Ta có: YN  N  N   Nk N  N  (3 - 18) N e.t Nhận xét: Chất lượng mặt đường càng tốt (hệ số cản tổng cộng ψ đường giảm và vận tốc ô tô càng nhỏ) thì công suất động sử dụng càng nhỏ tỷ số truyền hộp số càng lớn, đó hệ số sử dụng công suất động YN càng nhỏ Ví dụ: Ô tô chuyển động vận tốc v’ thì tổng công suất cản mặt đường và và công suất cản không khí là N1 còn công suất phát bánh xe chủ động mở hoàn toàn bướm ga kéo hết nhiên liệu là N’KIII số truyền thẳng và N’KII số hai Mức độ sử dụng công suất động số truyền thẳng là YNHI  N1 N và số hai là YNH  N’KII > N’KIII đó YNH < YNH N ' KIII N ' KII Mức độ sử dụng công suất động càng giảm xuống càng gây tăng tiêu hao nhiên liệu ô tô 3.3 Nhân tố động lực học ô tô 3.3.1 Nhân tố động lực học Khi so sánh tính chất động lực học các loại ô tô khác và ứng với các điều kiện làm việc ô tô trên các loại đường khác người ta mong muốn có thông số mà nó thể tính chất động lực học ô tô Nhân tố động lực học ô tô là tỷ số lực kéo tiếp tuyến P k trừ lực cản không khí Pω và chia cho trọng lượng ôtô, ký hiệu là D: 1 P  P  M e it t D k    W.v  (3 – 19) G  rb G Qua biểu thức ( – 19 ) thấy trị số nhân tố động lực học D phụ thuộc vào các thông số kết cấu ô tô, vì nó có thể xác định cho ô tô cụ thể 3.3.2 Đồ thị nhân tố động lực học Nhân tố động lực học ô tô D có thể biểu diễn đồ thị Đồ thị nhân tố động lực học D biểu thị mối quan hệ phụ thuộc nhân tố động lực học và vận tốc chuyển động ô tô Nghĩa là D = f(v) , ô tô có tải trọng đầy và động làm việc với chế độ toàn tải thể trên hình ( – 20 ) Hình 3.3 Đồ thị nhân tố động lực học Trên trục tung , đặt các giá trị nhân tố động lực học D, trên trục hoành đặt các giá trị vận tốc chuyển động ô tô Điều kiện bám bánh xe chủ động và điều kiện sức cản mặt đường 37 Hình 3.4 Vùng sử dụng đồ thị nhân tố động lực học D theo điều kiện bám 3.3.3 Giới hạn đồ thị nhân tố động lực học Trên đồ thị nhân tố động lực học D ta xây dựng các đường cong D  = f(v) và   f (v) để xét mối quan hệ nhân tố động lực học ô tô theo điều kiện bám các bánh xe chủ động với mặt đường và điều kiện lực cản mặt đường Vậy tương ứng với điều kiện ô tô chuyển động, trên loại đường xác định, ta đã biết các hệ số bám  và hệ số cản tổng cộng  việc sử dụng nhân tố động lực học ô tô phải thỏa mãn điều kiện D  D   trên đồ thị nhân tố động lực học khu vực sử dụng tương ứng với điều kiện biểu thức D  D   là phần đường cong D = f(v) và nằm trên đường   f (v) 3.3.4 Nhân tố động lực học ô tô tải trọng thay đổi Trong thực tế, không phải lúc nào ô tô chở đủ tải và tải trọng hàng hóa hành khách thay đổi phạm vi lớn các loại ô tô vận tải và chí còn có thể thay đổi nhiều nữa, ô tô có kéo Rơ móoc Từ biểu thức tính toán nhân tố động lực học ô tô tỷ lệ nghịch với trọng lượng toàn xe Điều này cho phép chúng ta tính nhân tố động lực học ô tô tương ứng với trọng lượng nào đó theo công thức: DxGx = DG hay Dx = D G Gx (3 - 20) Trong đó: Gx- Trọng lượng ô tô Dx - Nhân tố động lực học ô tô tương ứng với trọng lượng G – Trọng lượng ô tô đủ tải D – Nhân tố động lực học ô tô tương ứng với đủ tải Hình 3.5.Đồ thị nhân tố động lực học ô tô,có số truyền chuyển động với tải trọng đầy G và có Gx = 0.5G Về phương diện đồ thị nhân tố động lực học ô tô tải trọng thay đổi , ta vào nhận xét trên và thấy cần thay đổi tỷ lệ xích trên trục tung đồ thị 38 nhân tố động lực học ô tô tải trọng đầy là có đồ thị nhân tố động lực học ô tô có tải trọng Ví dụ: Ứng với trường hợp ô tô có tải trọng đầy G, ta có nhân tố động lực học là D ứng với trường họp ô tô có tải trọng Gx= 0,5 G thì theo biểu thức (3- 20) ta có Dx = 2D giá trị trục tung gấp hai lần so với trường hợp ô tô có đủ tải trọng ô tô làm việc với tải trọng bất kỳ, ví dụ 25%, 50%, 75% tải trọng đủ ta phải lập số lớn tỷ lệ nhân tố động lực học tương ứng Để tránh tình trạng phải lập quá nhiều tỷ lệ trên trục tung đồ thị nhân tố động lực học, ta có thể xây dựng đồ thị đặc tính động lực học ô tô ứng với các tải trọng thay đổi và gọi là đồ thị tia Hình 3-6 Đồ thị tia theo nhân tố động lực học tải trọng thay đổi Những đặc tính động lực học ô tô lập góc phần tư bên phải đồ thị tương ứng với trường hợp ô tô có tải trọng đầy, còn góc phần tư bên trái đồ thị , ta vạch từ gốc tọa độ tia làm với trục hoành các góc α khác mà: tg  D Gx  Dx G (3 – 21) Như tia ứng với tải trọng Gx nào đó tính phần trăm so với tải trọng đầy ô tô Trong trường hợp Gx = G thì tg  = lúc này tia làm với trục hoành góc  = 45 các tia có  > 45 ứng với Gx > G ( khu vực quá tải), các tia có  < 450 ứng với Gx < G (khu vực chưa đầy tải) Đồ thị tia có ý nghĩa quan trọng sử dụng thực tế, qua đó ta có thể giải loạt các nhiệm vụ tính toán sức kéo sử dụng Ô tô – Máy kéo 3.4 Sự tăng tốc ô tô 3.4.1 Xác định tăng tốc ô tô Nhờ đồ thị nhân tố động lực học D = f(v) ta có thể xác định tăng tốc ô tô hệ số cản mặt đường đã biết và chuyển động số truyền với vận tốc trước Khi đã cho trị số hệ số cản mặt đường  , Nhân tố động lực học D, ta xác định khả tăng tốc ô tô sau:  dv g D   i j Từ đó rút : (3 – 22) j  (D   ) G dt i Trên đồ thị nhân tố động lực học, kẻ đường hệ số cản mặt đường   f (v) Giả sử đồ thị nhân tố động lực học có số truyền hộp số và ô tô chuyển động trên loại đường có hệ số cản  , đường  cắt đường nhân tố động lực học số là D III điểm A, chiếu 39 điểm A xuống trục hoành, ta nhận vận tốc chuyển động lớn v1 ô tô trên loại đường đó Cũng trên loại đường này, ô tô chuyển động với vận tốc thì khả tăng tốc ô tô vận tốc này biểu thị các đoạn tung độ ab (số ), ad (số 2) và ae (số 1) Hình 3.5 Xác định khả tăng tốc ô tô theo đồ thị nhân tố động lực học Những đoạn trục tung này là hiệu số D - 1 số truyền hộp số Dùng biểu thức (3 – 22 ) để tính toán, ta nhận gia tốc j = dv/dt ô tô ứng với các số truyền khác vận tốc Vn Như có thể tìm gia tốc j = dv/ dt ô tô ứng với vận tốc nào đó trên loại đường các tay số khác cách dễ dàng Cần chú ý trường hợp ô tô xuống dốc mà giá trị độ dốc i lớn hệ số cản lăn mặt đường thì hệ số cản tổng cộng mặt đường có giá trị “âm” Nghĩa là  = f + i < hay   Trong trường hợp này biểu diễn hệ số cản tổng cộng nằm phía trục hoành Hình 3.6 Đồ thị biểu diễn gia tốc ô tô có số truyền Đối với số ô tô, là ô tô vận tải , biết số truyền càng thấp, tỷ số truyền càng lớn thì lượng tiêu hao dùng để tăng tốc các khối lượng vận động quay càng lớn, nghĩa là số  i càng lớn, đó làm cho gia tốc j càng giảm rõ rệt Vì đồ thị gia tốc j số ô tô vận tải ta thường thấy đường cong gia tốc số (j1) thấp đường cong gia tốc số (j2) hình 3.7 40 Hình 3.7 Đồ thị gia tốc số ô tô vận tải Bảng 3.1 Trị số gia tốc lớn ô tô jmax các số truyền khác với truyền lực khí Loại ô tô Gia tốc lớn Jmax (m/s2) Số truyền Số Số cao Du lịch 2.5  3.5 0.80 ÷ 1.20 Vận tải 1.7 ÷ 2.0 0.25 ÷ 0.50 Ô tô buýt 1.8 ÷ 2.3 0.40 ÷ 0.80 Ô tô kéo moóc 1.0 ÷ 1.2 0.20 ÷ 0.50 Ở ô tô có truyền động thủy cơ, gia tốc có thể đạt từ ÷ m/s2 Trong tính toán và xây dựng đồ thị tăng tốc ô tô cần chú ý số điểm sau đây: - Giá trị vận tốc nhỏ vmin trên đồ thị gia tốc tương ứng với số vòng quay ổn định nhỏ trục khuỷu động nemin Trong khoảng vận tốc từ giá trị đến vmin thì ô tô bắt đầu giai đoạn khởi hành , lúc đó ly hợp bị trượt và bướm ga hay bơm cao áp mở Thời gian khởi hành này kéo dài không lâu lắm, đó tính toán lý thuyết gia tốc thì quá trình trượt ly hợp ta có thể bỏ qua Vì tính toán và xây dựng đồ thị phải bắt đầu tiến hành từ vận tốc vmin Hình 3.8 Đồ thị gia tốc ô tô - Đối với ô tô chở khách đạt vận tốc lớn thì gia tốc jvmax = 0, vì vận tốc này dự trữ công suất không còn 41 3.4.2 Xác định thời gian và quãng đường tăng tốc ô tô Nhờ đồ thị nhân tố động lưc học ô tô, chúng ta xác định tăng tốc ô tô qua đồ thị j = f(v) và từ đây ta xác định thời gian tăng tốc và quãng đường tăng tốc đây là các tiêu quan trọng để đánh giá chất lượng động lực học ô tô a Xác định thời gian tăng tốc ô tô j Từ biểu thức : dv dt j ta có: dt  dv Thời gian tăng tốc ô tô từ tốc độ v1 đến tốc đô v2: v2 t   dv j v1 (3 – 23) Tích phân này không thể giải phương pháp giải tích, có thể giải phương pháp đồ thị Để tiến hành xác định thời gian tăng tốc ô tô theo phương pháp tích phân đồ thị ta cần xây dựng đường cong gia tốc nghịch số truyền khác nhau, nghĩa là xây dựng đồ thị 1/j = f(v) Trên hình ta gia thiết xây dựng đồ thị 1/j = f(v) số cao hộp số chúng ta lấy phần diện tích nào đó tương ứng với khoảng biến thiên vận tốc dv, phần diện tích giới hạn đường cong 1/j, trục hoành và hai tung độ ứng với biến thiên vận tốc dv, biểu thị thời gian tăng tốc ô tô Tổng cộng tất các diện tích nhỏ này lại thời gian tăng tốc ô tô từ vận tốc v1 đến vận tốc v2 và xây dựng đồ thị thời gian tăng tốc ô tô phụ thuộc vào vận tốc chuyển động ô tô t = f(v) Trong quá trình tính toán và xây dựng đồ thị,ta cần lưu ý : + Tại vận tốc lớn ô tô vmax thì gia tốc j = và đó 1/j =  , vì lập đồ thị và tính toán, ta lấy giá trị vận tốc ô tô khoảng 0,95.vmax + Tại vận tốc nhỏ ô tô vmin thì lấy trị số t = `+ Đối với hệ thống truyền lực ô tô với hộp số có cấp, thời gian chuyển từ số thấp lên số cao xẩy tượng giảm vận tốc chuyển động Δv có thể xác định nhờ phương trình chuyển động lăn trơn ô tô sau : v   g tl i ; m/s2 Trong đó : Δv – Độ giảm vận tốc chuyển động chuyển số  - Hệ số cản tổng cộng mặt đường g - Gia tốc trọng trường m/s2 tl - Thời gian chuyển số Hình 3.9 Đồ thị thời gian và quãng đường tăng tôc ô tô có kể đến giảm tốc độ chuyển động giảm số b Xác định quãng đường tăng tốc ô tô Từ biểu thức V = dS/dt , ta suy dS = vdt Quãng đường tăng tốc ô tô S từ vận tốc v1 đến vận tốc v2: v2 s   vdt (m) (3 – 24) v1 Tích phân này không thể giải phương pháp giải tích nên ta áp dụng phương pháp giải đồ thị trên sở đồ thị thời gian tăng tốc ô tô (hình 3.10) Lấy phần nào đó diện tích tương ứng với khoảng biến thiên thời gian dt, phần diện tích giới hạn đường cong thời gian tăng tốc, trục tung và hai hoành độ tương ứng với độ biến thiên thời gian dt Sẽ biểu thị quãng đường tăng tốc ô tô Tổng cộng tất các diện tích nhỏ này lại ta quãng đường tăng tốc ô tô từ vận tốc v1 đến vận tốc 42 v2 và xây dựng đồ thị quãng đường tăng tốc ô tô phụ thuộc vào vận tốc chuyển động chúng S = f(v) Hình 3.10 Đồ thị quãng đường tăng tốc ô tô S = f(v) 3.5 Tính toán sức kéo ô tô 3.5.1 Các loại thông số a Các thông số cho trước + Loại ô tô: Ô tô vận tải, ô tô chở khách, ô tô ( cầu chủ động hai cầu chủ động) + Trọng tải hữu ích Ge số hành khách + Tốc độ lớn ô tô vmax số truyền cao + Hệ số cản mặt đường  tương ứng với vận tốc cao + Hệ số cản lớn đường mà ô tô có thể khắc phục số I là  Dmax + Loại động dùng trên ô tô (động xăng hay động Diesel) + Loại hệ thống truyền lực b Các thông số chọn + Trọng lượng thân ô tô G0 + Hệ số cản không khí K và diện tích chính diện ô tô F, nhân tố cản không khí : W = K.F + Trọng lượng phân bố các cầu ô tô không có tải G01 và G02 và có tải G1 ,G2 + Tốc độ góc trục khuỷu động ứng với công suất lớn nN + Hiệu suất khí hệ thống truyền lực  t Các thông số chọn dựa trên các điều kiện sử dụng thực tế, các số liệu thí nghiệm và trên sở các ô tô mẫu sẵn có cùng loại c Các thông số tính toán Trong tính toán sức kéo ô tô thiết kế các thông số cần xác định gồm: + Công suất động Ne + Thể tích công tác động Vc + Tỷ số truyền lực chính io + Số lượng số truyền và tỷ số truyền hộp số n ih hộp phân phôi hộp số phụ ip 3.5.2 Trình tự tính toán sức kéo ô tô a Xác định trọng lượng toàn ô tô Đối với ô tô và ô tô chở khách G = G0 + nh.Gh + Ghl Trong đó: G0 - Trọng lượng ô tô 43 Gh - Trọng lượng hành khách Ghl - Trọng lượng hành lý nh - Số lượng hành khách kể người lái và phụ xe Đối với ô tô vận tải G = G0 + nh.Gh + Ghh Trong đó : Gh - Trọng lượng người Ghh – Trọng lượng hàng hóa chuyên chở b.Chọn lốp Đối với ô tô con, thông thường trọng lượng phân bố lên cầu trước và cầu sau ( G1 = G2 ), vì có thể chọn các loại lốp Đối với ô tô vận tải loại x 2, chuyên chở đầy tải, thông thường trọng lượng phân bố cầu trước 25 ÷ 30 % trọng lượng phân bố cầu sau, nghĩa là : G1 = ( 0,25 ÷ 0.30 ) G G2 = ( 0,75 ÷ 0,70 ) G Cần lưu ý cầu chủ động sau thông thường có bánh xe Tuy nhiên, theo các tài liệu thực nghiệm thì thường trọng lượng tác dụng lên lốp sau lớn so với lốp trước, vì ta chọn lốp sau để bố trí cho toàn ô tô c Xác định công suất lớn động - Công suất động ôtô chuyển động với tốc độ lớn Nv  t Gv max  (W)  KFv max Trong đó : G – Trọng lượng ô tô (kg) Vmax – vận tốc lớn ô tô ( m/s ) - Công suất lớn động cơ: N e max  n Nv , với   e max nN a  b  c nemax- Số vòng quay lớn động ứng với vận tốc lớn ôtô nN- Số vòng quay động ứng với công suất lớn a, b, c - Hệ số thực nghiệm - Đối với ô tô dùng động xăng không hạn chế số vòng quay:   1,1  1,3 - Đối với ô tô dùng động xăng hạn chế số vòng quay:   0,8  0,9 - Đối với ô tô dùng động Diesel thì   0,8  0,9 - Công suất động theo số vòng quay khác Ne  N e max n a e  nN   ne   b   nN  n    c e    nN  d Xác định thể tích công tác động Thể tích công tác động xác định theo công thức sau: Vc  17,5.10 5.ZN e max PeN n N nN – Số vòng quay động ứng với công suất lớn Z- Số kỳ động PeN- áp suất hữu ích trung bình ứng với công suất lớn động e Xác định tỷ số truyền truyền lực chính Tỷ số truyền truyền lực chính tính theo công thức sau: 44 io  2rb ne max 60ihn i fc vmax Trong đó: ihn – Tỷ số truyền hộp số cao nhất, hộp số có số truyền cao là số truyền thẳng thì ihn = 1, hộp số có số cao là số truyền tăng (ihn < 1) thì ta lấy theo số truyền tăng ipc - Tỷ số truyền hộp số phụ hay hộp phân phối số cao, sơ có thể chọn ipc = ÷ 1,5 nemax – Số vòng quay lớn động ứng với vận tốc lớn ô tô nemax = λ.nN Đối với ô tô con, thông thường lấy: nemax = 5000 ÷ 5500 v/p Đối với ô tô vận tải và ô tô chở khách dùng động xăng thì nemax = 2600 ÷ 3500 v/p Đối với ô tô vận tải và ô tô chở khách không dùng động xăng thì nemax = 2000 ÷ 2600 v/p f Xác định số lượng số truyền các số hộp số, hộp số phụ hộp phân phối - Xác định tỷ số truyền số lùi: Khi thiết kết hộp số thông thường chọn tỷ số truyền số lùi sau: it = ( 1,2 ÷ 1,3 )ihI - Xác định tỷ số truyền hộp số phụ hộp phân phối: Tỷ số truyền thường lấy: ipc = 1,0 ÷ 1,5 Tỷ số truyền số thấp hộp phân phối xác định theo điều kiện không có trượt quay các bánh xe chủ động: Grb i pt  M e max io ihI  t Trong đó : ipt – Tỷ số truyền hộp phân phối số thấp φ - Hệ số bám (φ = 0,6 ÷ 0, 8) Khi tìm giá trị tỷ số truyền số thấp hộp phân phối theo công thức trên cần kiểm tra lại theo điều kiện ô tô chuyển động ổn định tốc độ nhỏ : vmin = ÷ (km/h) = 0,83 ÷ 1,38 (m/s) 2 ne rb vmin  (m/s) 60.i0 ihI i pt nemin – Số vòng quay nhỏ trục khuỷu động (v/p) vmin - Vận tốc nhỏ ô tô Câu hỏi thảo luận chương Câu Trình bày phương trình cân lực kéo và ý nghĩa nó? Câu Vẽ và trình bày nội dung đồ thị cân lực kéo? Câu Trình bày phương trình cân công suất và ý nghĩa nó? Câu Vẽ và trình bày ý nghĩa đồ thị nhân tố động lực học? Câu Xác định khả tăng tốc ô tô theo đồ thị nhân tố động lực học? Câu Trình bày phương pháp xác định công suất lớn ô tô? 45 CHƯƠNG PHANH Ô TÔ 4.1 Giới thiệu chung Trên ô tô có trang bị hệ thống phanh nhằm mục đích giảm vận tốc dừng hẳn cần thiết Lúc đó người lái giảm lượng nhiên liệu cung cấp vào động đồng thời phanh để hãm xe lại, nhờ có hệ thống phanh người lái có thể nâng cao vận tốc chuyển động trung bình ô tô và đảm bảo an toàn chuyển động Do vận tốc chuyển động ngày càng cao nên việc sâu nghiên cứu để hoàn thiện làm việc hệ thống phanh nhằm đảm bào an toàn chuyển động ô tô ngày càng cần thiết 4.2 Lực tác dụng lên ô tô phanh Khi người lái tác dụng vào bàn đạp phanh thì cấu phanh tạo mômen ma sát còn gọi là mômen phanh Mp nhằm hãm bánh xe lại Lúc đó bánh xe xuất phản lực tiếp tuyến PP ngược với chiều chuyển động hình 4-1 Phần lực này gọi là lực phanh và xác định theo biểu thức: Pp  Mp (4 – 1) rb Trong đó : Mp: Mômen phanh tác dụng lên bánh xe Pp: Lực phanh tác dụng điểu tiếp xúc bánh xe với mặt đường rb : Bán kính làm việc bánh xe Hình 4-1 Sơ đồ lực và momen tác dụng lên bánh xe phanh Lực phanh lớn bị giới hạn điều kiện bám bánh xe với mặt đường: (4 – 2) Pp max  P  Z b Ppmax- Lực phanh cực đại sinh theo điều kiện bám bánh xe với mặt đường Pφ- Lực bám bánh xe với mặt đường Zb- phản lực pháp tuyến tác dụng lên bánh xe φ- Hệ số bám Khi phanh thì bánh xe chuyển động với gia tốc chậm dần, đó trên bánh xe xuất mômen quán tính Mjb tác dụng, mômen này cùng chiều chuyển động bánh xe, ngoài còn có mômen cản lăn Mf, mômen này ngược chiều với chiều chuyển động và có tác dụng cản lại chuyển động bánh xe Như vậy, quá trình phanh thì lực hãm tổng cộng Ppo là: Ppo  M p  M f  M jb rb  Pp  M f  M jb rb Trong quá trình phanh ô tô, mô men phanh sinh cấu phanh tăng lên và bánh xe bị trượt lê Khi bánh xe bị trượt lê hoàn toàn thì hệ số bám  là thấp dẫn tới hiệu phanh thấp Vì để tránh tượng trượt lê hoàn toàn lên bánh xe thì trên ô tô đại có chống hãm cứng bánh xe phanh (hệ thống ABS) 46 Từ biểu thức (4 – ) thấy muốn có lực phanh lớn không cần có hệ số bám  có giá trị cao mà còn phải có phản lực pháp tuyến Zb lớn Cũng vì để sử dụng hết toàn trọng lượng bám ô tô cần phải bố trí cấu phanh tất các bánh xe ô tô Trong quá trình phanh động xe bị tiêu hao cho ma sát chống phanh và má phanh, lốp và mặt đường để khắc phục cản lăn, sức cản không khí, ma sát hệ thống truyền lực, ma sát động Năng lượng bị tiêu hao quá trình phanh phụ thuộc vào chế độ phanh xe 4.3 Điều kiện đảm bảo phanh tối ưu Hình – : Lực tác dụng lên ô tô phanh Khi phanh có các lực tác dụng lên ôtô: Trọng lượng G đặt trọng tâm, lực cản lăn Pf1, Pf2 các bánh xe trước, sau; phản lực thẳng góc Z1, Z2; lực phanh các bánh xe Pp1, Pp2, lực cản không khí Pω, lực quán tính Pj sinh phanh có gia tốc chậm dần Khi phanh lực cản không khí Pω và lực cản lăn Pf1, Pf2 không đáng kể, có thể bỏ qua Sự bỏ qua này gây sai số khoảng 1,5 – % Lực quán tính Pj xác định theo biểu thức: Pj  G jp g (4 – 3) Jp- Gia tốc chậm dần phanh g – Gia tốc trọng trường Khi phanh lực cản không khí Pω và lực cản lăn Pf1 Và Pf2 không đáng kể có thể bỏ qua Sự bỏ qua này gây sai số khoảng 1,5 ÷ % Bằng cách lập các phương trình cân mô men các lực tác dụng lên ô tô phanh các điểm tiếp xúc bánh xe và mặt đường A và B, ta có thể xác định các phản lực thằng góc Z1 và Z2 sau: Z1 = Z2 = Gb  Pj hg L Ga  Pj hg L (4 - 4) (4 - 5) Trong đó: a, b, hg - Tọa độ trọng tâm ô tô L – Chiều dài sở ô tô Thay giá trị Pj từ công thức (4-3) vào (4-4) và (4-5) ta được: j p hg G (b  ) L g j p hg G ) Z2 = ( a  L g Z1 = (4 – 6) (4 - 7) Để sử dụng hết trọng lượng bám ôtô, lực phanh lớn toàn xe: Ppmax = G.φ (4 – 8) Sự phanh có hiệu lực phanh sinh các bánh xe tỷ lệ thuận với tải trọng thẳng đứng tác dụng lên chúng Hay tỷ số các lực phanh các bánh xe trước và sau tuân theo biểu thức: 47 Z1 Z1 Gb  Pj hg (4 – 9)   Pp Z Z Ga  Pj hg Trong quá trình phanh thì lực cản lăn Pf1, Pf2 không đáng kể, có thể bỏ qua, đó có thể viết: Pj = Pp1 + Pp2 và Pjmax = Ppmax = G.φ (4 – 10) P b   hg Ta được: p1  (4 – 11) Pp a   hg Biểu thức (4 – 11 ) chính là điều kiện để đảm bảo phanh có hiệu nhất, nghĩa là muốn phanh có hiệu thì quá trình phanh quan hệ lực phanh các bánh xe Pp1 và lực phanh các bánh xe Pp2 luôn thảo mãn biểu thức Từ biểu thức (4 – 11 ) thấy điều kiện sử dụng thì tọa độ trọng tâm Ô tô luôn thay đổi chất tải khác và hệ số bám  thay đổi ô tô có thể chạy trên các loại đường khác nhau, tỷ số Pp1 / Pp2 luôn thay đổi điều kiện sử dụng Nghĩa là để đảm bảo hiệu phanh tốt cần phải có lực phanh P p1 và Pp2 thích hợp để thỏa mãn điều kiện nêu biểu thức (4 – 11 ) Muốn phải thay đổi mômen phanh Mp1 và Mp2 sinh các cấu phanh trước và phanh sau Trong điều kiện cấu phanh đã thiết kế thì mômen phanh cấu phanh có thể thay đổi cách thay đổi áp suất dầu áp suất khí nén dẫn đến các xylanh bánh xe dẫn bầu phanh Đa số các xe sản xuất trước thường có áp suất dầu khí nén dẫn động theo cấu phanh trước và phanh sau nên không đảm bảo điều kiện (4-11) Vì để tăng hiệu phanh ngày trên nhiều loại xe đã bố trí điều hòa lực phanh chống hãm cứng bánh xe phanh các cấu này tự động điều chỉnh lực phanh các bánh xe cách thay đổi quan hệ áp suất dẫn động cấu phanh trước và cấu phanh sau Pp1  4.4 Các tiêu đánh giá chất lượng quá trình phanh Để đánh giá hiệu phanh có thể dùng tiêu sau: Quãng đường phanh, gia tốc chậm dần, thời gian phanh, lực phanh 4.4.1 Gia tốc chậm dần phanh Khi phân tích các lực tác dụng lên ôtô có thể viết phương trình cân lực phanh ôtô sau: (4 - 12) Pj  Pp  Pf  P  P  Pi Pj – Lực quán tính sinh phanh ô tô Pp – Lực phanh sinh các bánh xe Pf – Lực cản lăn P  - Lực cản không khí Pi - Lực cản lên dốc (Khi phanh trên đường nằm ngang thì lực cản trên dốc Pi = 0) P - Lực để thắng tiêu hao cho ma sát khí (ma sát các ổ bi ) Thực nghiệm chứng tỏ các lực Pf, Pω, Pη cản lại chuyển động ôtô có giá trị bé so với lực phanh Pp Vì có thể bỏ qua Pf, Pω, Pη và ôtô phanh trên đường nằm ngang Pi = Ta có: Pj = Pp hay:  G J p max  .G g δ- H ệ số tính đến ảnh hưởng các khối quay ôtô g Do đó, gia tốc chậm dần cực đại phanh: J p max  i Để tăng gia tốc chậm dần phanh cần giảm số δi vì phanh đột ngột người lái cần cắt ly hợp để tách động khỏi hệ thống chuyền lực, lúc đó δi giảm và jpmax tăng 48 Gia tốc chậm dần cực đại phụ thuộc vào hệ số bám φ lốp và mặt đường mà hệ số bám lớn φmax = 0,75 ÷ 0.8 trên đường nhựa tốt Nếu coi δi ≈ và gia tốc trọng trường g ≈ 10 m/s2 thì gia tốc chậm dần cực đại ô tô phanh ngặt trên đường nhựa tốt, khô và nằm ngang có thể đạt trị số jpmax đến 7,5 ÷ 8m/s2 Trong quá trình ô tô làm việc thường phanh với gia tốc chậm dần, thấp nhiều phanh đột ngột xẩy lúc cấp thiết 4.4.2 Thời gian phanh Thời gian phanh là các tiêu để đánh giá chất lượng phanh Thời gian phanh càng nhỏ thì chất lượng phanh càng tốt Để xác định thời gian phanh có thể sử dụng biểu thức sau:  dv g Từ công thức: J  hay dt  (4 – 13) dv  dt  g v1   t   dv  (v1  v2 ) g g v2 Khi phanh ôtô đến lúc dừng hẳn thì v2 = 0, đó:  (4 – 14) t  v1 g Ta thấy thời gian phanh nhỏ tỷ lệ thuận với vận tốc bắt đầu phanh v1 và hệ số δ, tỷ lệ nghịch với hệ số bám φ Để cho thời gian phanh nhỏ cần phải giảm δ, vì người lái nên cắt ly hợp phanh 4.4.3 Quãng đường phanh Quãng đường phanh là tiêu quan trọng để đánh giá chất lượng phanh ô tô Cũng vì mà tính kỹ thuật ô tô, các nhà máy chế tạo thường cho biết quãng đường phanh ô tô ứng với vận tốc bắt đầu phanh đã định Để xác định quãng đường phanh nhỏ có thể sử dụng biểu thức (4 – 13 ) cách nhân vế với dS ta có : g g dv dS  dS hay là vdv  dS (4 - 15) dt i i Quãng đường phanh nhỏ xác định cách tích phân dS giới hạn từ thời điểm ứng với tốc độ bắt đầu phanh v1 đến thời điểm ứng với vận tốc cuối quá trình phanh v2 ta có : v v   S   i vdv  i  vdv g g v v 1 2 S  i (v  v 2 ) 2g (4 - 16) i (4 - 17) v 2g Từ biểu thức (4 – 17 ) ta thấy quãng đường phanh nhỏ phụ thuộc vào vận tốc ô tô lúc bắt đầu phanh phụ thuộc vào hệ số bám φ và hệ số tính đến ảnh hưởng các khối lượng quay δi để giảm quãng đường phanh cần giảm hệ số δi cho nên người lái cắtt ly hợp trước phanh thì quãng đường phanh ngắn 4.4.4 Lực phanh và lực phanh riêng Lực phanh và lực phanh riêng là tiêu quan trọng để đánh giá chất lượng quá trình phanh Chỉ tiêu này dùng thuận lợi thử phanh ôtô trên bệ thử Mp Lực phanh sinh các bánh xe ôtô xác định theo biểu thức: Pp  (4 – 18 ) rb Trong đó : 49 Khi phanh ôtô đến lúc dừng hẳn thì v2 = 0, đó: S  Pp – Lực phanh ô tô Mp – Mômen phanh các cấu phanh rb – Bán kính làm việc trung bình bánh xe Lực phanh riêng P0 là lực phanh tính trên đơn vị trọng lượng toàn G ôtô: P0  Pp (4 – 19) G Lực phanh riêng cực đại ứng với lực phanh cực đại: P G Pmax  max   G G (4 – 20) Từ biểu thức trên: Lực phanh riêng cực đại hệ số bám φ lý thuyết trên mặt đường nhựa khô nằm ngang, lực phanh riêng cực đại có thể đạt giá trị 75 ÷ 80% Trong thực tế giá trị đạt thấp nhiều, khoảng 45 ÷ 65 % 4.5 Điều hòa lực phanh – Phanh không mở ly hợp 4.5.1 Điều hoà lực phanh Muốn đảm bảo phanh có hiệu thì lực phanh sinh các bánh xe trước Ppl và các bánh xe sau Pp2 phải tuân theo biểu thức (4 – 18 ) Nếu coi bán kính bánh xe trước là rb1 và bánh xe sau rb2 quá trình phanh có thể viết quan hệ mômen phanh bánh xe trước Mp1 và bánh xe sau Mp2 sau: M p2 M p1  Pp rb Pp1 rb1  Pp Pp1 (4 – 21) Kết hợp biểu thức ( – 11 ) và ( – 21 ) ta có quan hệ sau: M p a   hg (4 – 22)  M p1 b   hg Trong đó: Mp1 – Mômen phanh cần sinh các bánh xe trước Mp2– Mômen phanh cần sinh các bánh xe sau Như muốn đảm bảo phanh hiệu tốt thì mô men phanh sinh các bánh xe trước Mp1 và mô men phanh sinh các bánh xe sau Mp2 phải tuân theo biểu thức ( – 22 ) Các giá trị a, b, hg ô tô định nào có thể thay đổi tùy mức độ và vị trí chất tải lên ô tô Mômen phanh cần sinh các bánh xe trước Mp1 và các bánh xe sau Mp2 có thể xác định điều kiện bám theo biểu thức sau Gr  M P1  Z1 rb  b (b  hg ) (4 - 23) M P2 L Gr   Z rb  b (a  hg ) L (4 - 24) Đối với ô tô đã chất tải định, ta có a, b, hg cố định Bằng cách thay đổi giá trị φ, dựa trên biểu thức (4.23) và (4.24) ta có thể vẽ đồ thị Mp1 = f1(φ)và Mp2 = f2(φ) Trên hình 4.4 trình bày đồ thị quan hệ mômen phanh Mp1 và Mp2 với hệ số bám φ Đường đậm nét ứng với ô tô đầy tải và đường nét đứt ứng với ô tô không tải 50 Mp Mp1 Mp2 Hình 4.4 Đồ thị quan hệ mômen phanh Mp1 và Mp2 với hệ số bám  Từ đồ thị 4.4 có thể vẽ đồ thị quan hệ mômen phanh bánh xe sau M p2 và mômen phanh bánh xe trước hình 4.5 Đồ thị hình 4.5 gọi là đường đặc tính phanh lý tưởng ô tô Đối với ô tô thường dùng dẫn động phanh thủy lực dẫn động phanh khí nén Mômen sinh các bánh xe tỷ lệ thuận với áp suất sinh dẫn động phanh: Mp1= k1.p1dđ Mp2= k2.p2dđ Trong đó: p1dđ, p2dđ – Áp suất dẫn động phanh cấu phanh trước và cấu phanh sau k1, k2- Hệ số tỷ lệ tương ứng với phanh trước và phanh sau Như vậy, để đảm bảo phanh lý tưởng thì áp suất dẫn động cấu phanh trước và cấu phanh sau phải thoả mãn điều kiện: P1dd k1 M p  P2 dd k M p1 Mp2 Mp1 Hình 4.5 Đường đặc tính phanh lý tưởng ô tô Đầy tải; Không tải Trên hình 4.6 trình bày đồ thị quan hệ áp suất P1dđ và P2dđ quan hệ các mômen Mp1 và Mp2 tuân theo đường đặc tính phanh lý tưởng Như để đảm bảo phanh lý tưởng thì quan hệ áp suất dẫn động phanh sau và dẫn động phanh trước , phải tuân theo đồ thị hình 4.6 Đồ thị này gọi là đường đặc tính lý tưởng điều hòa lực phanh 51 P2 P1 Hình 4.6 Đồ thị quan hệ áp suất dẫn động phanh sau và dẫn động phanh trước để đảm bảo phanh lý tưởng Đầy tải ; Không tải Muốn đảm bảo đường đặc tính P2 = f (P1) theo đúng đồ thị trên hình 4.6 thì điều hòa lực phanh phải có kết cấu phức tạp Các kết cấu thực tế đảm bảo tính gần đúng với đường đặc tính lý tưởng Trên hình 4.7 trình bày đặc tính điều hòa lực phanh loại píttông bậc Đường đặc tính lý tưởng là đường nét liền ứng với tải trọng đủ và đường nét đứt ứng với lúc không tải Trước hết chúng ta xét trường hợp xe đầy tải Ở giai đoạn đầu áp suất p1 dẫn động phanh trước và áp suất p2 dẫn động phanh sau nhau, đường đặc tính theo đường thẳng OA nghiêng với trục hoành góc 450, lúc đó điều hòa lực phanh chưa làm việc Khi áp suất xy lanh chính đạt giá trị Pđch thì lúc đó điều hòa lực phanh bắt đầu làm việc Từ thời điểm đó áp suất p nhỏ áp suất p1 và đường đặc tính điều chỉnh theo đường thẳng AB gần sát với đường cong lý tưởng Nếu xét trạng thái xe không tải thì giai đoạn đầu đường đặc tính theo đường thẳng OC nghĩa là lúc đó điều hòa lực phanh chưa làm việc Áp suất P’đch ứng với điểm C chính là áp suất dẫn động phanh trước thời điểm điều hòa bắt đầu làm việc Tiếp đó đường đặc tính theo đường thẳng CD Đường CD là đường đặc tính điều hòa lực phanh xe không tải Như ứng với tải trọng khác ta có đường đặc tính lý tưởng khác và đường đặc tính điều hòa lực phanh các tải trọng khác là chùm đường nghiêng trình bày trên hình 4-8 P2 B A 1' D c P'd.ch 2' Pd.ch Pmax P1 Hình 4.7 Đường đặc tính điều hòa phanh Từ đồ thị hình 4-7 ta thấy áp suất dẫn động phanh sau P2 đã có điều hòa lực phanh diễn biến theo đường gấp khúc OAB Đường gấp khúc này nằm đường cong lý tưởng nghĩa là áp suất P2 có giá trị gần với áp suất lý tưởng luôn nhỏ áp suất lý tưởng yêu cầu, cho nên không xảy tượng bó cứng bánh xe sau phanh 52 Tóm lại điều hòa lực phanh đảm bảo cho áp suất P2 dẫn động phanh sau gần với áp suất lý tưởng yêu cầu và có giá trị nhỏ áp suất lý tưởng để tránh bó cứng bánh xe sau Khi bánh xe sau bị bó cứng thì hiệu phanh giảm hệ số bám φ giảm bánh xe bị trượt lê (xem đồ thị hình 4.8) đồng thời làm tính ổn định phanh P2 B A 1' D c 2' 45° P1 Hình 4.8 Chùm đường đặc tính điều hòa lực phanh 4.5.2 Vấn đề chống hãm cứng bánh xe phanh Trong quá trình phanh có trượt tương đối bánh xe với mặt đường Quan hệ hệ số bám và độ trượt tương đối xác định thực nghiệm Độ trượt tương đối λ xác định theo biểu thức: v  b rb  v ωb- Vận tốc góc bánh xe phanh rb- Bán kính làm việc bánh xe Thực nghiệm chứng tỏ độ trượt tương đối λ0 nằm giới hạn 15 ÷ 25 % thì hệ số bám dọc có giá trị cực đại và hệ số bám ngang có giá trị cao Nếu quá trình phanh mà bánh xe bị hãm cứng λ = 100% thì hệ số bám nhỏ và hiệu phanh thấp Hình 4-9 Sự thay đổi hệ số bám dọc φx và hệ số bám ngang φy theo độ trượt tương đối bánh xe phanh Bộ chống hãm cứng bánh xe phanh giữ cho bánh xe độ trượt thay đổi giới hạn hẹp quanh giá trị λ0, cách điều chỉnh áp suất dẫn động phanh Để giữ cho bánh xe không bị hãm cứng và đảm bảo hiệu phanh cao cần phải điều chỉnh áp suất dẫn động phanh cho độ trượt bánh xe với mặt đường thay đổi quanh giá trị λ0 giới hạn hẹp Các hệ thống chống hãm cứng bánh xe phanh có thể sử dụng các nguyên lý điều chính sau đây: - Theo gia tốc chậm dần bánh xe phanh - Theo giá trị độ trượt cho trước - Theo giá trị tỷ số vận tốc góc bánh xe với gia tốc chậm dận nó Sự phát triển mạnh mẽ ngành tin học, nghành điện tử và ngành tự động hóa đã tạo điều kiện cho nghành ô tô thiết kế, chế tạo thành công các hệ thống chống hãm cứng bánh xe phanh và đã trang bị trên các xe ô tô là tiêu chuẩn bắt buộc 53 Hệ thống chống hãm cứng bánh xe (ABS) Cảm biến để phát tín hiệu tình trạng đối tượng cần thông tin, cụ thể là thông tin tình trạng bánh xe phanh Tùy theo lựa chọn nguyên lý điều chỉnh có thể dùng cảm biến vận tốc góc, cảm biến áp suất dẫn động phanh, cảm biến gia tốc ô tô và các cảm biến khác - Bộ điều khiển để xử lý các thông tin và phát các lệnh nhả phanh phanh bánh xe - Bộ thực để thực các lệnh điều khiển phát ra( thực có thể là loại thủy lực, loại khí nén hỗn hợp thủy khí) 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 và bánh xe có bố trí cảm biến vận tốc góc Xét làm việc hệ thống chống hãm cứng bánh xe phanh nguyên lý điều chỉnh theo gia tốc chậm dần Trên hình 4.10 trình bày đồ thị thay đổi các thông số MP, Pf và j hệ thống phanh và chuyển động bánh xe có trang bị hệ thống chống hãm cứng bánh xe phanh Khi tác động lên bàn đạp phanh thì áp suất dẫn động tăng lên nghĩa là mômen phanh Mp tăng lên làm tăng giá trị gia tốc chậm dần bánh xe và làm tăng độ trượt nó Sau vượt qua điểm cực đại trên đường cong φ x = f(λ) thì gia tốc chậm dần bánh xe bắt đầu tăng đột ngột Điều này báo hiệu bánh xe có xu hướng bị hãm cứng Giai đoạn này quá trình phanh có chống hãm cứng bánh xe ứng với các đường cong O- trên hình 4-10 a, b,c Giai đoạn này gọi là pha I Bộ điều khiển hệ thống chống hãm cứng bánh xe phanh lúc này ghi gia tốc điểm I đạt giá trị tới hạn ( đoạn c1 trên hình 4-10c ) và lệnh cho thực phải giảm áp suất dẫn động Sự giảm áp suất bắt đầu với độ chậm trễ định đặc tính chống hãm cứng bánh xe phanh Quá trình diễn biến từ điểm đến điểm gọi là 54 pha II (pha giảm phanh hay là pha giảm áp suất dẫn động phanh) Gia tốc bánh xe lúc này giảm dần và điểm gia tốc tiến gần giá trị không Giá trị gia tốc lúc này tương ứng với đoạn C2 trên hình 4- 10c Sau ghi lại giá trị này , điều khiển lệnh cho thực ổn định áp suất dẫn động Lúc này bánh xe tăng tốc chuyển động tương đối và vận tốc bánh xe tiến gần tới vận tốc ô tô, nghĩa là độ trượt giảm và hệ số bám dọc φx tăng lên (đoạn 2-3) Giai đoạn này gọi là pha III( pha giữ áp suất ổn định) Vì mômen phanh thời gian này giữ cố định cho nên gia tốc chậm dần cực đại bánh xe chuyển động tương đối phát sinh tương ứng với lúc hệ số bám dọc φx đạt giá trị cực đại Gia tốc chậm dần cực đại này chọn làm thời điểm phát lệnh và nó tương ứng với đoạn C3 trên hình 4- 10c Lúc này điều khiển ghi lại giá trị gia tốc này và lệnh cho thực tăng áp suất dẫn động phanh Như sau điểm lại bắt đầu pha I chu kỳ làm việc hệ thống chống hãm cứng bánh xe phanh Từ lập luận trên thấy hệ thống chống hãm cứng bánh xe phanh điều khiển cho mômen phanh thay đổi cho chu kỳ khép kín1-2-3-1 ( hình 4-10 a), lúc bánh xe làm việc gần hệ số bám dọc cực đại φxmax và hệ số bám ngang φy có giá trị cao Trong trường hợp bánh xe bị hãm cứng thì các thông số diễn biến theo đường đứt nét trên hình 4- 10a Trên hình 4-11 trình bày đồ thị thay đổi vận tốc góc bánh xe , tốc độ ô tô và độ trượt bánh xe theo thời gian phanh có chống hãm cứng bánh xe Hình 4-11 Sự thay đổi vận tốc góc ωb bánh xe, tốc độ ô tô v và độ trượt λ theo thời gian t có chống hãm cứng bánh xe Từ đồ thị hình 4- 11 ta thấy quá trình phanh có hệ thống chống hãm cứng bánh xe , vận tốc góc ωb bánh xe thay đổi theo chu kỳ Để thấy rõ hiệu hệ thống chống hãm cứng bánh xe phanh chúng ta xem kết bảng – Quãng đường phanh Sp Lợi hiệu Tốc độ bắt (m) phanh Loại đường đầu phanh Có hệ thống Không có hệ (%) v (m/s) ABS thống ABS Đường bê tông khô Đường bê tông ướt Đường bê tông khô Đường bê tông ướt 13,88 13,88 27,77 27,77 10,6 18,7 41,1 62,5 13,1 23,7 50,0 100 19,1 21,1 17,8 37,5 4.5.3 Giản đồ phanh và tiêu phanh thực tế 55 Giản đồ phanh là đồ thị quan hệ lực phanh Pp sinh bánh xe (hoặc mômen phanh Mp) với thời gian t, hay là quan hệ gia tốc chậm dần j với thời gian t Điểm O trên hình 4-12 ứng với lúc người lái nhìn thấy chướng ngại vật phía trước và nhận thức cần phải phanh PP j A t1 t2 B t3 t4 t5 t Hình – 12 Giản đồ phanh t1- Thời gian phản xạ người lái từ lúc thấy chướng ngại vật lúc tác dụng vào bàn đạp phanh, thời gian này phụ thuộc vào trình độ người lái Thời gian t thường nằm khoảng 0,3 ÷ 0,8 s t2- Thời gian chậm tác dụng dẫn động phanh, tức là từ lúc người lái tác dụng vào bàn đạp phanh má phanh ép sát vào trống phanh Đối với phanh dầu t2 = 0,03s và phanh khí t2 = 0,3s t3- Thời gian tăng (biến thiên) lực phanh tăng gia tốc chậm dần Đối với phanh dầu t 3= 0,2s và phanh khí t3= 0,5- 1s t4- Thời gian phanh hoàn toàn, ứng với lực phanh cực đại, thời gian này lực phanh P p gia tốc chậm dần có giá trị không đổi t5- Thời gian nhả phanh, lực phanh giảm đến Đối với phanh dầu t5= 0,2s, phanh khí t5= 1,5 – 2s Khi ôtô dừng hẳn nhả phanh thì thời gian t5 không ảnh hưởng gì đến quãng đường phanh Như vậy, quá trình phanh kể từ người lái nhận tín hiệu ôtô dừng hẳn kéo dài thời gian t sau: t = t + t2 + t + t Thời gian t1 và t2 lực phanh gia tốc chậm dần không Lực phanh và gia tốc chậm dần bắt đầu tăng lên từ thời điểm A, là thời gian khởi đầu thời gian t3 Nếu kể đến thời gian chậm tác dụng t2 dẫn động phanh thì quãng đường phanh thực tế tính từ tác dụng lên bàn đạp phanh ôtô dừng hẳn xác định theo công thức sau: S  v1t  k s v12 2g ks- hệ số hiệu chỉnh quãng đường phanh, xác định thực nghiệm, xe du lịch ks= 1,1- 1,2; xe tải và khách ks= 1,4 – 1,6 S- quãng đường phanh thực tế Số liệu cho phép hiệu phanh để ô tô chuyển động an toàn: Quãng đường Gia tốc chậm dần Loại ô tô phanh (m), cực đại (m/s2) không lớn không nhỏ - Ô tô và các loại ô tô khác thiết 7,2 5,8 kế trên sở ô tô - Ô tô tải trọng lượng toàn nhỏ 9,5 5,0 56 80 kN và ô tô khách có chiều dài toàn 7,5 m - Ô tô tải đoàn ô tô có trọng 11 4,2 lượng toàn lớn 80kN và ô tô khách có tổng chiều dài > 7,5 m Bảng 4.2 Tiêu chuẩn hiệu phanh cho phép ô tô lưu hành trên đường (Bộ GTVT Việt Nam quy định, 2000 ) Tiêu chuẩn trên ứng với chế độ thử phanh ô tô không tải chạy trên đường nhựa khô nằm ngang vận tốc bắt đầu là 8,33 m/s (30 km/h) Số liệu cho trên bảng trên để kiểm tra phanh định kỳ nhằm mục đích cho phép ô tô lưu hành trên đường để đảm bảo an toàn Còn thiết kế chế tạo ô tô thì tiêu chuẩn kiểm tra phanh nghiêm ngặt nhiều Tiêu chuẩn Châu Âu và liên hiệp quốc vấn đề thử phanh nghiên cứu, thiết kế, chế tạo phải đảm bảo các nội dung và tiêu sau đây: Thử phanh loại O: Dùng để xác định hiệu hệ thống phanh cấu phanh nguội (nhiệt độ trống phanh < 1000) Thử phanh loại I : Dùng để xác định hiệu phanh cấu phanh nóng Thử phanh loại II : Dùng để xác định hiệu phanh chuyển động trên dốc dài Bảng 4.3 Tiêu chuẩn cụ thể thử phanh loại O (ứng với ô tô đủ tải ) Tốc độ bắt Lực trên Gia tốc Quãng đầu phanh bàn đạp chậm đường Loại ô tô m/s (Km/h ) phanh (N) dần ổn phanh định không lớn phanh (m) không nhỏ (m/s2) Ô tô du lịch 22,22 ( 80 ) 500 7,0 43,2 Ô tô khách với tổng trọng lượng đến 50kN 16,66 (60 ) 700 7,0 25,8 Ô tô khách với tổng trọng lượng trên 50kN 16,66 (60 ) 700 6,0 32,1 Ô tô tải với tổng trọng lượng: - Đến 35kN 19,44 ( 70 ) 700 5,5 44,8 - Từ 35kN đến 120kN 13,88 ( 50 ) 700 5,5 25,0 - Trên 120 kN 11,11 (40 ) 700 5,5 17,2 Đoàn xe với trọng lượng toàn : Đến 35kN 19,44 ( 70 ) 700 5,5 45,6 Từ 35kN đến 120 kN 13,88 ( 50 ) 700 5,5 26,5 Trên 120 kN 11,11 (40 700 5,5 18,4 Khi thử theo loại I thì tiêu chuẩn quãng đường phanh lên 25% và thử theo loại II thì tăng lên 33% Khi cấu phanh bị ướt thì giản đồ phanh không còn dạng hình 4.12 lần đạp đầu tiên Muốn trở ta cần phải đạp nhiều lần Trên hình 4.13 trình bầy giản đồ phanh cấu phanh bị ướt Ở lần đạp đầu tiên giản đồ giống đường I, lần đạp thứ có dạng đường và phải đến lần đạp thứ giản đồ phanh trở trạng thái bình thường 57 Hình 4-13 Giản đồ phanh cấu phanh bị ướt Từ giản đồ phanh thấy hiệu phanh lần đạp đầu tiên thấp, tức là quãng đường phanh dài, lực gia tốc chậm dần nhỏ Ở lần đạp phanh đầu tiên quãng đường quãng đường phanh có thể dài gấp 1,6 ÷ 1,8 lần quãng đường phanh cấu phanh khô Để đánh giá giảm hiệu phanh cấu phanh bị ướt dùng hệ số tăng quãng đường phanh kp, hệ số này biểu thị biểu thức sau: kp  S puót  S pkhô S pkhô Trong đó: Spướt - Quãng đường phanh ô tô cấu phanh ướt Spkhô - Quãng đường phanh ô tô cấu phanh khô Hệ số kp phần trăm tăng quãng đường phanh cấu phanh bị ướt so với cấu phanh khô.Trên hình 4.14 trình bày thay đổi hệ số tăng quãng đường phanh kp theo số lần đạp phanh cấu phanh bị ướt ô tô tải có tải trọng 50kN với dẫn động phanh áp suất 0,6 Mpa Hình 4.14 Hệ số tăng quãng đường phanh phanh bị ướt 4.5.4 Phanh không mở ly hợp Nhiên liệu cung cấp ít vào các xy lanh động cơ, các bánh xe đóng vai trò chủ động, trục khuỷu động quay bị động Do đó ma sát các chi tiết trọng động tạo thành sức cản và phụ thêm vào lực phanh các bánh xe Lực cản ma sát động có hướng ngược với lực quán tính động trục khuỷu động quay chậm dần Lực cản ma sát động có tác dụng làm cho ô tô chuyển động chậm dần với nhịp độ cao so với trường hợp mở ly hợp Phương trình cân lực trường hợp này biểu thị sau: PP  Pf  Pi  P  Pmsđ  Pmst  Pj  (4 - 25) Pmsđ - Lực ma sát các chi tiết động quy dẫn bánh xe chủ động 58 đ M ms it P   rb đ ms Trong đó: đ - Mômen ma sát các chi tiết động phanh xe M ms it - Tỷ số truyền hệ thống ηtp - Hiệu suất truyền lực phanh đ N ms   đ t N ms  N ms Trong đó: đ t - Công suất tiêu hao ma sát động và hệ thống truyền lực phanh N ms , N ms đ Mômen ma sát M ms động bốn kỳ có thể tính gần đúng theo công thức: đ M ms  0,8 p.V i Trong đó: P – Áp suất tổn thất khí trung bình V – Thể tích công tác xi lanh động i – Số xi lanh động t Pms - Lực ma sát hệ thống truyền lực, động làm việc không tải lực này bao gồm lực tiêu hao cho khuấy dầu , cho ma sát các bánh ăn khớp… Pmst  Pmst1  Pmst Trong đó: Pmst1 - Lực tiêu hao cho khuấy dầu Pmst - Lực tiêu hao cho ma sát các bánh ăn khớp, vòng bi, gối đỡ… Lực Pmst có thể tính gần đúng ô tô loại x động làm việc không tải theo công thức thực nghiệm sau đây: Pmst  (2  0,09v)G.10 3 (N) Đối với ô tô loại x cao 1,5 ÷ lần, loại x cao ÷ lần so với loại ô tô sở x Từ phương trình – 25 xác định gia tốc chậm dần ô tô sau: đ t g Pp  Pf  Pi  P  Pms  Pms J  j G ' P Trong đó: δi - Hệ số tính đến ảnh hưởng khối lượng các chi tiết quay vòng động và hệ truyền lực phanh mà không mở ly hợp Như phanh mà không mở ly hợp, muốn hiệu phanh tốt so với mở ly hợp cần phải thỏa mãn điều kiện j’p > jp, nghĩa là: Pp  Pf  Pi  P  Pmsđ  Pmst Pp  Pf  Pi  P  Pmst  '  i i 59 CHƯƠNG TÍNH ỔN ĐỊNH CỦA Ô TÔ 5.1 Tính ổn định dọc ô tô 5.1.1 Tính ổn định dọc tĩnh Là khả đảm bảo cho xe không bị lật đổ bị trượt đứng yên trên đường dốc dọc Hình 5.1 Sơ đồ lực và mômen tác dụng lên ôtô đứng trên dốc a Dốc lên b Dốc xuống - Trọng lượng ôtô đặt trọng tâm xe là G Do có góc dốc α nên G phân thành thành phần: Gcosα và Gsinα - Các phản lực thẳng đứng Z1, Z2 Ta có: Z1 + Z2 = Gcosα - Thành phần Gsinα có xu hướng kéo xe trượt xuống dốc Sơ đồ hình 5.1a ứng với xe đứng trên dốc quay đầu lên Khi góc dốc α tăng dần lúc bánh xe trước nhấc khỏi mặt đường, lúc đó Z1 = 0, xe bị lật quanh điểm O2 Để xác định góc dốc giới hạn mà xe bị lật đổ, ta lập phương trình mômen tất các lực điểm O2 rút gọn với Z1 = 0, được: Gb.cosα1 – Ghg.sinα1 = tg  b hg α1- Góc dốc giới hạn mà xe bị lật đứng yên quay đầu lên dốc b, hg - Kích thước toạ độ trọng tâm Trường hợp xe đứng trên dốc quay đầu xuống: tg  a hg α1 – Góc dốc giới hạn mà xe bị lật đổ xe quay đầu xuống dốc Một số trị số góc giới hạn số loại ô tô máy kéo đứng trên dốc + Đối với xe du lịch và vận tải không tải: α1 = α’1 = 600 + Xe vận tải và máy kéo bánh đầy tải :α1 = (35 ÷ 40 )0; α’1 ≥ 600 + Xe tự đổ không tải: α1 = (20 ÷ 35 )0; α’1 > 600 Khi xe đứng trên dốc, ngoài ổn định xe bị lật đổ, xe còn bị trượt xuống dốc không đủ lực phanh bám không tốt bánh xe và mặt đường Để tránh cho xe không bị trượt xuống dốc, người ta thường bố trí hệ thống phanh tay Trường hợp lực phanh lớn đạt đến giá trị giới hạn bám, xe có thể bị trượt xuống dốc Ta có: Ppmax = φ.Z2 = Gsinαt 60 Trong đó: Ppmax- Lực phanh lớn các bánh xe sau φ- Hệ số bám dọc bánh xe đường Z2- Phản lực thẳng góc từ đường tác dụng lên bánh xe sau Ga cos   Ghg sin  Z2  Ta được: L tg t   a L  hg Góc dốc giới hạn xe đứng trên dốc quay đầu xuống bị trượt: tg ' t   a L  hg Trong đó : α1 - Góc dốc giới hạn bị trượt xe đứng trên dốc quay đầu lên α’1 - góc dốc giới hạn bị trượt xe đứng trên dốc quay đầu xuống Điều kiện để xe đứng trên dốc bị trượt sau: tgα1 = tgα’1 = φ Điều kiện để đảm bảo an toàn cho xe đứng trên dốc là xe bị trượt trước bị lật: tg t  tg1 hay t  b hg 5.1.2 Tính ổn định dọc động a Trường hợp tổng quát Sơ đồ lực và mômen tác dụng lên ôtô chuyển động lên dốc, không ổn định, có kéo rơ moóc Hình 5.2 Sơ đồ lực tác dụng lên ôtô chuyển động lên dốc Sử dụng công thức xác định phản lực thẳng góc từ đường tác dụng lên các bánh xe trước Z1 và các bánh xe sau Z2: G cos  (b  frb )  (G sin   Pj  P )hg  Pm hm Z1  Z2  L G cos  (a  frb )  (G sin   Pj  P )hg  Pm hm L 61 Cách làm tương tự phần ổn định dọc tĩnh, ta xác định góc dốc giới hạn khiến xe bị lật đổ chuyển động lên dốc xuống dốc (trường hợp xe lên dốc ứng với lúc Z1= và xuống dốc ứng với Z2= 0) Để đơn giản, ta xét trường hợp ôtô chuyển động ổn định lên dốc, không kéo rơmoóc Do đó lực quán tính Pj= 0, lực kéo Rơ moóc Pm= Góc dốc giới hạn xe bị lật đổ (cosα ≈ 1): tg d  b  frb P  hg hg b Trường hợp xe chuyển động lên dốc với tốc độ nhỏ, không kéo moóc và chuyển động ổn định Trong trường hợp này Pj= 0, Pm= 0, P ω  và P f  ta xác định góc dốc giới hạn mà xe bị lật đổ: tg d  b hg Trường hợp xe xuống dốc, góc dốc giới hạn mà xe bị lật đổ xác định sau: tg ' d  a hg Góc dốc giới hạn mà xe bị trượt xác định sau: Khi lực kéo bánh xe chủ động đạt đến giới hạn bám thì xe bắt đầu trượt Trị số lực kéo xác định sau:  cos    hg sin     tg   a PKmax = Pφ = φZ2 = Gsinαφ = G  L  hg L Trong đó: Pkmax- Lực kéo tiếp tuyến lớn bánh xe chủ động Pφ- Lực bám bánh xe chủ động c Trường hợp xe chuyển động trên đường nằm ngang với vận tốc cao, không kéo moóc Khi xe chuyển động với vận tốc cao trên đường tốt có thể bỏ qua lực cản lăn và lực quán tính Pt= 0, Pj= 0, Pm= Trị số lực cản không khí lớn gây lật đổ xe Khi ôtô chuyển động với vận tốc đạt giá trị tới hạn, xe bị lật quanh điểm O2 (O2 là giao điểm mặt phẳng thẳng đứng qua tâm trục bánh xe sau với đường), lúc đó Z1= Z1  Gb  P hg L Thay trị số lực cản không khí P  kFv , xác định vận tốc 13 nguy hiểm mà xe bị lật đổ: v n  3,6 Gb kFhg Trong đó: v- Vận tốc xe, km/h vn- Vận tốc nguy hiểm xe bị lật đổ Ta thấy, vận tốc nguy hiểm xe bị lật đổ phụ thuộc vào trọng tâm xe và cản không khí d Trường hợp xe kéo Rơ moóc chuyển động lên dốc với vận tốc nhỏ và ổn định Xe chuyển động ổn định Pj = 0, P   0, Pf  Khi chuyển động lên dốc xe có thể bị ổn định vì: - Bị lật qua điểm tiếp xúc bánh xe sau cảu xe kéo với đường - Bị trượt dọc lực kéo tiếp tuyến bánh xe chủ dộng đặt đến giới hạn bám Tương tự ta có thể xác định góc dốc giới hạn mà đoàn xe bị trượt aG tg   G( L  hg )  Gm ( L  hm ) Gm – Trọng lượng toàn Rơ moóc 5.2 Tính ổn định ngang ô tô 5.2.1 Tính ổn định động ngang ô tô chuyển động trên đường nghiêng theo phương ngang 62 Hình 5.3 trình bày sơ đồ lực và mômen tác dụng lên ôtô chuyển động trên đường nghiêng ngang, không kéo Rơ moóc Giả thiết vết bánh xe trước và sau trùng nhau, trọng tâm xe nằm mặt phẳng đối xứng dọc, lực và mômen gồm: - β- góc nghiêng ngang đường - Trọng lượng ôtô G phân hai thành phần theo góc nghiêng - Mômen các lực quán tính tiếp tuyến Mjn tác dụng mặt phẳng ngang xe chuyển động không ổn định - Các phản lực Z’, Z’’ và Y’, Y’’ Dưới tác dụng các lực và mômen, góc β tăng dần tới góc giới hạn, xe bị lật quanh điểm A (A là giao điểm mặt phẳng thẳng đứng qua tâm trục bánh xe bên trái và mặt đường) c G cos  d  Ghg sin  d  M jn c Ta có: Z ''   Góc dốc giới hạn lật đổ: tg d  2h g c Để xác định góc giới hạn xe bị trượt, ta lập phương trình hình chiếu các lực lên mặt phẳng song song với đường: G sin   Y '  Y ''   y (Z '  Z '' )   y G cos  Hình 5.3 Sơ đồ lực tác dụng lên ôtô chuyển động tốc độ cao Trong đó:   - Góc dốc giới hạn mà ôtô bị trượt;  y - Hệ số bám ngang Góc dốc giới hạn xe bị trượt: tg    y Để xe bị trượt trước bị lật đổ chuyển động trên đường nghiêng ngang: tg  tg d hay  y  c 2h g Khi ô tô máy kéo đứng yên trên đường nghiêng ngang ta xác định góc nghiêng giới hạn mà đó xe bị lật đổ bị trượt Tương tự ta có : tg t  C hg Tương tự ta có góc giới hạn mà xe bị trượt và điều kiện để xe trượt bị lật đổ sau: tg   y ' ; tg  tg t 5.2.2 Tính ổn định ô tô chuyển động trên đường nghiêng ngang a Theo điều kiện lật đổ Khi xe quay vòng ngoài các lực đã trình bày trên xe còn chịu tác dụng lực ly tâm P1 và lực kéo Rơ moóc Pm Ta sử dụng công thức xác định phản lực Z’’ và thay trị số cảu lực ly tâm P1  G v n2 vào g R công thức rút gọn ta được: 63 C  C  G( cos  đ  hg sin  d )  Pm (hm cos  đ  sin  đ  gR  v n2   C G(cos  đ  sin  đ ) Trong trường hợp ô tô, máy kéo không kéo Rơ moóc thì Pm = 0, ta xác định vận tốc giới hạn xe bị lật sau: v n2  G( C cos  đ  h g sin  d ) gR C G (cos  đ  sin  đ ) Rút gọn lại ta có : vb  gR(C / 2hg  tg đ )  C / 2hg tg đ Trong đó:  đ - Góc dốc giới hạn xe quay vòng bị lật đổ R – Bán kính quay vòng xe V – Vận tốc chuyển động quay vòng (m/s) Vn – Vận tốc giới hạn g – Gia tốc trọng trường Nếu hướng nghiêng đường cùng phía với trục quay vòng thì vận tốc nguy hiểm xe bị lật đổ là: gR(C / 2hg  tg đ )   C / 2hg tg đ b Theo điều kiện bị trượt bên Khi quay vòng trên đường nghiêng ngang, xe có thể bị trượt bên tác dụng lực Gsinβ và Pcosβ điều kiện bám ngang bánh xe và đường không đảm bảo.ta có : P1cos   + Gsin   = Y’ + Y’’ =  Y (Z ' Z ' ' ) =  Y (Gcos    P1 Sin  ) Thay trị số P1 và rút gọn ta xác định vận tốc tới hạn xe bị trượt lên gR( y  tg  ) v    y tg  Nếu hướng nghiêng đường cùng phía với trục quay vòng thì vận tốc tới hạn xe bị trượt bên: gR( y  tg  ) v    y tg  Trong trường hợp xe quay vòng lên đường nằm ngang thì vận tốc tới hạn để xe bị trượt bên: v  g.R. Y Hình 5-4 Sơ đồ lực tác dụng lên bánh xe chủ động có lực ngang tác dụng Trong đó : βφ: Giới hạn đường ứng với vận tốc tới hạn φY: Hệ số bám ngang mặt đường và bánh xe Theo sơ đồ hình 5.4 ta biết R là hợp lực lực kéo tiếp tuyến Pk và lực ngang Y Hợp lực R có điểm đặt là 64 điểm tiếp xúc bánh xe và đường qua trục bánh xe và xác định theo công thức : R  Pk2  Y Theo điều kiện bám R = Rmax = .G H và phản lực ngang đạt giá trị cực đại Y = Ymax Thay giá trị Rmax và Ymax vào biểu thức trên ta  Pk2 = (Gb )  PK2 Ymax = Rmac Theo công thức trên ta thấy lực kéo Pk càng lớn thì Y càng nhỏ, lực kéo Pk lực phanh Pp đạt đến giá trị giới hạn lực bám thì Ymax = Do đó cần lực ngang nhỏ tác dụng lên bánh xe thì nó bắt đầu trượt Sự trượt này dẫn đến tượng quay vòng thiếu quay vòng thừa Câu hỏi thảo luận chương và Câu Vẽ sơ đồ các lực tác dụng lên ô tô phanh? Câu Trình bày biểu thức tính toán thời gian phanh? Câu Vẽ và trình bày nội dung giản đồ phanh? Câu Vẽ sơ đồ lực và mômen tác dụng lên ô tô đứng yên trên dốc dọc? Câu Vẽ sơ đồ lực và mômen tác dụng lên ô tô chuyển động lên dốc dọc, không ổn định có kéo rơ móoc? Câu Vẽ sơ đồ lực và mômen tác dụng lên ô tô chuyển động trên dốc ngang tốc độ cao? 65 CHƯƠNG TÍNH NĂNG DẪN HƯỚNG CỦA ÔTÔ 6.1 Động học và động lực học quay vòng ô tô 6.1.1 Điều kiện quay vòng ô tô Để thực việc quay vòng ôtô, người ta sử dụng biện pháp: Biện pháp thứ nhất: Quay vòng các bánh xe dẫn hướng phía trước quay vòng đồng thời các bánh dẫn hướng phía trước và phía sau Biện pháp thứ hai : Truyền mômen quay có các trị số khác tới các bánh xe dẫn hướng chủ động bên phải và bên trái,đồng thời sử dụng thêm phanh để hãm các bánh xe phía so với tâm quay vòng cần quay vòng ngoặt Biện pháp này thường sử dụng chủng loại máy kéo bánh xe cỡ lớn với các bánh là chủ động Biện pháp thứ ba: Kết hợp hai biện pháp nói trên và quay vòng phần khung phía trước Biện pháp này thường sử dụng loại máy kéo bánh xe có khung rời Để hiểu động học và động lực học quay vòng ôtô có hai trục và hai bánh dẫn hướng phía trước, ta nghiên cứu sơ đồ Hình 6.1 Sơ đồ động học quay vòng ôtô hai trục có hai bánh xe trước dẫn hướng Về mặt lý thuyết, xe vào đường vòng, để đảm bảo cho các bánh xe dẫn hướng không bị trượt lết trượt quay thì đường vuông góc với các vectơ vận tốc chuyển động tất các bánh xe cần phải gặp điểm, điểm đó chính là tâm quay vòng tức thời xe (điểm O) Ta rút biểu thức mối quan hệ các góc quay vòng hai bánh xe dẫn hướng để chúng không bị trượt xe vào đường vòng: cot g  cot g  B L (6 – 1) Trong đó: α1, α2- Góc quay vòng bánh xe dẫn hướng bên ngoài và bên so với tâm quay vòng B- khoảng cách hai đường tâm trụ quay đứng L- chiều dài sở xe 6.1.2 Động học quay vòng ô tô Từ sơ đồ 6.1, ta xác định các thông số đặc trưng cho mối quan hệ động học và động lực học quay vòng ôtô: 66 R L tg α- góc quay vòng xe Trường hợp tất các bánh xe là bánh dẫn hướng, thì ứng với cùng góc quay α, bán kính quay vòng xe giảm nửa: R  L 2tg Hình 6.2 Sơ đồ quay vòng ôtô có bốn bánh xe dẫn Từ sơ đồ trên ta cóhướng thể xác định mối quan hệ bán kính vòng quay R chiều dài sở là L và góc quay α ta có : R = L tg  Tất các bánh là bánh dẫn hướng ta có : R = L 2tg  Với biểu thức (6 – 1) ta có thể xây dựng đường cong lý thuyết 1  f   (hình - 3) Như ,về phương diện lý thuyết để đảm bảo cho các bánh xe dẫn hướng lăn tinh (không bị trượt) xe vào đường vòng thì hiệu cotg các góc quay vòng bánh xe dẫn hướng bên ngoài và bên ,phải luôn luôn số ( B/L = Const) Hình - Đồ thị lý thuyết và thực tế mối quan hệ các góc quay vòng hai bánh xe dẫn hướng  1 Lý thuyết 30 25 Thực tế 20 15 10 5 15 25 35 45  2 67 Vận tốc góc xe quay vòng tính theo biểu thức:  v v  tg R L v- Vận tốc tịnh tiến tâm trục sau xe Gia tốc góc xe xác định: R d tg dv v d ; cos     dt L dt L cos  dt L2  R d  dv vL2  R  d     Ta được:  dt R  dt LR dt  6.1.3 Gia tốc trọng tâm xe vào đường vòng Gia tốc tác dụng dọc theo trục ôtô jx và vuông góc với jy (tại trọng tâm C xe) xác định: Gia tốc jA tâm trục sau ôtô (điểm A) là tổng gia tốc hướng tâm và tiếp tuyến: d dv J A  R  R  R  dt dt Gia tốc trọng tâm xe JC tâm trục: d dv J C  b  b  R  dt dt Gia tốc Jx và Jy trọng tâm xe: Jx= JA- JC = dv  b dt Jy= JA + JC = R  b d dt 6.1.4 Lực và mômen tác dụng lên ô tô quay vòng Lực quán tính tác dụng dọc theo trục ôtô Pjx và vuông góc với trục này xác định: G  dv v2   Pjx  mJ x    b  g  dt R  Lực quán tính tác dụng vuông góc với trục dọc ôtô (tại C):  G d  G  dv vL2  R  d  Pjy  mJ y   R  b    b  v  g dt  gR  dt LR dt   Trường hợp ôtô chuyển động trên quỹ đạo tròn (dv/dt=0, α= const), ta có: Pjx  Gbv Gv và P  jy gR gR Như ô tô chuyển động ổn định theo qũy đạo tròn ( R = conts ) Ngoài khối lượng các lực ly tâm đặt trọng tâm xe còn phụ thuộc nhiều vào vận tốc tịnh tiến xe trên đường vòng 6.2 Ảnh hưởng đàn hồi lốp đến tính quay vòng ô tô 6.2.1 Sự đàn hồi lốp xe Sự đàn hồi lốp xe biểu thị hình 6.4 68 Chiều lăn a Yb d o   b c 01  Hình – Sơ đồ bánh xe lăn lốp bị biến dạng tác dụng lực bên Trên hình biểu thị sơ đồ biến dạng lốp đàn hồi bánh xe lăn tác dụng các lực bên Diện tích abcd biểu thị vết tiếp xúc lốp với mặt đường Giả sử lực bên tác dụng lên bánh xe chưa vượt quá lực bám bánh xe với mặt đường, đó xảy tượng lệch bên lốp, có nghĩa là vùng tiếp xúc lốp với mặt đường bị lệch góc δ so với mặt phẳng quay bánh xe, đây là góc lệch bên Mối quan hệ phản lực bên Yb tác dụng vào bánh xe và góc lệch bên δ lốp trình bày đồ thị đây Hình 6.4 Đồ thị quan hệ phản lực bên Yb và góc lệch bên δ lốp Đoạn thẳng OA tương ứng với lệch tính lốp, đoạn AB đặt trưng cho trượt cục từ lúc bắt đầu tới lúc trượt hoàn toàn Tại thời điểm này Phản lực bên Yb đạt tới giá trị lực bám ngang lốp với mặt đường: Yb = Zbφ’ Trong đó: φ’ – Hệ số bám ngang lốp Khả lốp chống lại lệch bên đánh giá hệ số lực cản lệch k; k = Yb / δ ; N/độ Trị số hệ số cản lệch bên lốp: - Ô tô du lịch : k = 250 ÷ 270 (N/độ) - Ô tô vận tải : k = 1150 ÷ 1650 (N/độ) 6.2.2 Ảnh hưởng đàn hồi lốp đến quay vòng xe Trên hình 6.5 biểu thị chuyển động trên đường vòng ô tô-máy kéo có lớp đàn hồi theo hướng bên Thành phần bên Pjy lực quán tính đặt trọng tâm xe Dưới tác dụng lực này, lốp các bánh xe trước và sau bị lệch góc tương ứng là δ1 và δ2 Ở các bánh xe trước, ngoài góc lệch δ1 chúng quay góc α, đó hướng véctơ trục trước tạo với trục dọc xe góc α - δ1 Theo phương pháp trình bày phần I ta dễ dàng xác định tâm quay tức thời O1 xe và bán kính quay vòng R 69 Hình – Sơ đồ chuyển động quay vòng Ô tô – Máy kéo lốp bị biến dạng bên Đối với ô tô và máy kéo có lốp đàn hồi theo hướng bên thì góc quay vòng cần thiết α các bánh dẫn hướng để xe có thể chuyển động trên đường cong có bán kính R phụ thuộc không vào chiều dài sở xe mà còn vào khả chống lệch bên lốp 6.2.3 Tính chuyển hướng ô tô Từ hình 6.5 ta xác định được: R L tg  tg (   ) Ứng với giá trị nhỏ các góc: R  L     1 Phương trình này đặc trưng cho tính quay vòng ô tô – máy kéo và chia trường hợp sau: Trường hợp 1: δ2 = δ1 xe có tính quay vòng định mức: Trường hợp này để giữ cho xe chuyển động thẳng có lực bên tác dụng thì người lái cần quay vành tay lái làm để xe lệch khỏi trục đường góc: δ = δ1 = δ2 Trường hợp 2: δ2 > δ1 xe có tính quay vòng thiếu Trường hợp này xe có khả tự giữ hướng chuyển động thẳng nhờ lực ly tâm Pjy có chiều ngược với chiều tác động lực Y Hình 6.5 Sơ đồ chuyển động ô tô – máy kéo có tính quay vòng thiếu 70 2 Pj y Y V1 1 R Trường hợp 3: δ2 < δ1 xe có tính quay vòng thừa: Trường hợp này xe bị khả chuyển động thẳng ổn định vì chiều lực ly tâm Pjy trùng với chiều tác động Y.Sự ổn định càng lớn vận tốc xe càng cao,vì lực ly tâm tỷ lệ bậc hai với vận tốc Để tránh khả lật đổ xe trường hợp này,người láy phải nhanh chóng đánh tay lái theo hướng ngược lại với chiều xe bị lệch để mở rộng bán kính quay vòng O1 Hình 6.6 Sơ đồ chuyển động ô tô máy kéo quay vòng thừa Có tính quay vòng thừa 6.3 Tính ổn định bánh xe dẫn hướng - Tính ổn định bánh xe dẫn hướng hiểu là khả chúng giữ vị trí ban đầu ứng với xe chuyển động thẳng và tự quay trở vị trí này sau bị lệch - Nhờ tính ổn định mà khả dao động các bánh xe dẫn hướng và tải trọng tác động lên hệ thống lái giảm đáng kể - Tính ổn định bánh xe dẫn hướng trì các thành phần phản lực đường (thẳng đứng, bên và tiếp tuyến) tác dụng lên chúng xe chuyển động Ba nhân tố kết cấu sau đây đảm bảo tính ổn định cho các bánh xe dẫn hướng: - Độ nghiêng ngang trụ đứng cam quay - Độ nghiêng dọc trụ đứng cam quay - Độ đàn hồi bên lốp 6.3.1 Tính ổn định bánh xe dẫn hướng nhờ độ nghiêng ngang trụ đứng cam quay Khi trụ đứng đặt nghiêng ngang thì phản lực thẳng đứng đất tác dụng lên trục trước xe dẫn hướng vì trên mặt đường cứng các bánh xe dẫn hướng bị lệch khỏi vị trí trung gian chúng thì trục trước nâng lên Sơ đồ bánh xe dẫn hướng có trụ quay đứng đặt nghiêng ngang góc β biểu thị trên hình 6.7 Góc nghiêng ngang trụ đứng còn gọi là góc nghiêng trong, đó là góc đường tâm trụ đứng với mặt phẳng dọc theo thân xe Hình – Góc nghiêng bánh xe dẫn hướng mặt phẳng ngang 71 Trên hình 6.8 biểu thị bánh xe và các lực tác dụng lên nó mặt phẳng đường là góc đường tâm chốt chuyển hướng với mặt phẳng đứng theo chiều ngang thân xe Góc nghiêng dọc dương chốt chuyển hướng nghiêng phía sau, góc nghiêng dọc âm chốt chuyển hướng phía trước Hình 6.8 Góc nghiêng trụ quay đứng Hình 6.9 Sơ đồ phân tích phản lực trụ quay đứng mặt phẳng ngang xe Từ hình 6.9 ta có mômen ổn định tạo nên tác động phản lực thẳng đứng đường tạo nên mômen ổn định đất lên bánh xe và độ nghiêng bên trụ đứng: M Z  Z b l sin  sin  Trong đó: l – khoảng cách từ tâm bề mặt tựa bánh xe tới đường tâm trụ đứng Mô men ổn định Mzp tăng lên cùng với tăng Khi quay vòng bánh xe dẫn hướng mômen ổn định Mzβ chống lại quay vòng, vì cần phải tăng thêm lực tác dụng lên vành tay lái Trị số góc nghiêng ngang trụ đứng các ô tô thường dao động giới hạn từ đến 80 6.3.2 Tính ổn định bánh xe dẫn hướng nhờ độ nghiêng dọc trụ đứng cam quay  Hình 6.10 Góc nghiêng trụ quay đứng mặt phẳng dọc xe rb Ngoài góc nghiêng ngang trụ đứng còn đặt nghiêng phía sau so với chiều chuyển động tiến xe Dưới tác dụng lực ly tâm o b o xe vào đường vòng, lực gió bên thành phần c bên trọng lực xe chạy trên đường nghiêng, khu vực tiếp xúc các bánh xe với mặt đường nghiêng Tại khu vực tiếp xúc bánh xe với mặt đường xuất các phản lực bên Yb Khi trụ quay đứng đặt phía sau góc γ so với chiều tiến xe thì phản lực bên Yb đường tạo với tâm tiếp xúc mômen ổn định: Myy = YbC Vì C = rbsinγ nên mômen ổn định có thể viết dạng sau: Myy = Ybrbsinγ Khi quay vòng, người lái phải tạo lực để khắc phục mômen này, vì góc γ thường không lớn Mômen ổn định Myγ không phụ thuộc vào góc quay vòng các bánh xe dẫn hướng Trị số góc γ ô tô là ÷ 30 6.3.3 Tính ổn định bánh xe dẫn hướng nhờ độ đàn hồi lốp theo hướng ngang 72 Đối với các bánh xe lắp lốp đàn hồi, tác dụng lực bên , bánh xe bị lệch bên và vết tiếp xúc lốp với mặt đường bị lệch so với mặt phẳng bánh xe góc δ b s O1 o Hình 6.10 Biểu đồ phân bố các phản lực bên vết tiếp xúc lốp với đường Phần trứơc vết tiếp xúc, lốp chịu biến dạng không lớn và độ biến dạng này tăng dần mép sau cùng các vết Các phản lực riêng phần bên phân bố tương ứng với khoảng biến dạng nói trên Biểu đồ phân bố các phản lực riêng phần theo chiều dài vết có dạng hình tam giác đó điểm đặt O1 hợp lực lùi phía sau so với tâm tiếp xúc O vết và nằm khoảng cách chừng phần ba chiều dài vết tính từ mép sau cùng nó Như độ đàn hồi bên lốp, mômen ổn định tạo nên bánh xe là : Myδ = YbS Ở đây: S – Khoảng cách O – O1 Mômen này tăng lên cùng độ đan hồi vì lốp có độ đàn hồi lớn người ta có thể giảm bớt góc nghiêng trụ đứng Những số liệu thực nghiệm cho biết rằng: Tác dụng ổn định góc nghiêng ngang 10 góc nghiêng dọc trụ đứng từ ÷ 60 6.4 Góc doãng và độ chụm bánh xe dẫn hướng 6.4.1 Góc doãng bánh xe dẫn hướng Hình 6.11 Góc doãng bánh xe dẫn hướng phía trước Góc này có công dụng sau Ngăn ngừa khả bánh xe bị nghiêng theo chiều ngược lại tác động trọng lượng xe các khe hở và biến dạng các chi tiết trục trước và hệ thống treo Tạo nên thành phần chiều trục từ trọng lực xe chống lại lực Zbsinβcosα và giữ cho bánh xe trên trục cam quay Giảm cánh tay đòn C phản lực tiếp tuyến trục trụ đứng, để làm giảm tải trọng tác dụng lên dẫn động lái và giảm lực lên vành tay lái 6.4.2 Góc chụm bánh xe dẫn hướng Góc chụm bánh xe dẫn hướng trình bày trên hình 6.12 Góc chụm γc là góc tạo nên hình chiếu lên mặt phẳng ngang đường kính hai bánh dẫn hướng Độ chụm đặc trưng hiệu số hai khoảng cách A và B , đo dược các mép lốp mặt phảng ngang qua tâm hai bánh xe chúng nằm vị trí trung gian 73 Hình 6.12 Độ chụm các bánh xe dẫn hướng phía trước Góc chụm có công dụng sau: Ngăn ngừa khả gây độ chụm tác động lực cản lăn xuất khe hở và đàn hồi hệ thống trục trước và hệ thống dẫn động lái Làm giảm ứng suất vùng tiếp xúc bánh xe với mặt đường góc doãng gây nên Những kết nghiên cứu cho biết ứng suất nhỏ vùng tiếp xúc bánh xe với mặt đường đạt trường hợp: Góc chụm khoảng 0,15 ÷ 0,20 góc doãng Tóm lại, ô tô và máy kéo có độ ổn định tốt, các bánh xe dẫn hướng phải tự động giữ chuyển động thẳng theo hướng đã cho mà không tiêu hao lực người lái và các bánh dẫn hướng tự động quay trở vị trí trung gian chúng bị lêch khỏi vị trí này độ nhấp nhô mặt đường gây nên Từng kết cấu các góc đặt trụ đứng và các bánh dẫn hướng cần có đảm bảo nghiêm ngặt, không làm xấu tính ổn định xe và làm tăng độ mòn lốp 74 CHƯƠNG DAO ĐỘNG CỦA Ô TÔ 7.1 Tính êm dịu chuyển động ô tô Khi ô tô, máy kéo chuyển động trên đường không phẳng thường chịu tải trọng dao động bề mặt đường mấp mô sinh dao động này ảnh hưởng xấu tới hàng hóa, tuổi thọ xe và là ảnh hưởng tới sức khỏe hành khách Số liệu thống kê cho thấy ô tô chạy trên đường xấu gồ ghề so với ô tô chạy trên đường tốt phẳng vận tốc trung bình giảm 40 ÷ 50%, quãng đường chạy hai kỳ đại tu giảm 30 ÷ 40 %, suất tiêu hao nhiên liệu tăng 50 ÷ 70% suất vận chuyển giảm 35 ÷ 40 % và giá thành vận chuyển tăng 50 ÷ 60% Ngoài người phải chịu đựng lâu tình trạng xe chạy bị rung xóc nhiều dễ gây mệt mỏi Vì tính êm dịu chuyển động là tiêu quan trọng xe Tính êm dịu chuyển động phụ thuộc vào kết cấu xe và trước hết là hệ thống treo, phụ thuộc vào đặc điểm và cường độ kích động và kỹ thuật người lái xe Để đánh giá tính êm dịu chuyển động ô tô ta thường dùng số tiêu sau đây 7.1.1 Tần số dao động thích hợp Ô tô có chuyển động êm dịu là chạy trên địa hình thì dao động phát sinh có tần số nằm khoảng 60 ÷ 85 lần/phút Trong thực tế tiến hành thiết kế hệ thống treo người ta thường lấy giá trị tần số dao động thích hợp là 60 ÷ 85 dao động / phút xe du lịch và 80 ÷ 120 dao động/ phút xe tải 7.1.2 Giá trị gia tốc và tần số va đập thích hợp Chỉ tiêu đánh giá tính êm dịu chuyển động dựa vào giá trị gia tốc thẳng đứng dao động và số lần va đập độ mấp mô bề mặt đường gây trên 1km đường chạy Hình 7-1 Đồ thị đặc trưng mức êm dịu chuyển động ô tô Muốn đánh giá xe có tính êm dịu chuyển động hay không người ta cho ô tô chạy trên đoạn đường định thời gian đó dụng cụ đo đặt trên ô tô ghi lại số lần va đập i tính trung bình trên 1km và gia tốc thẳng đứng xe tương ứng Dựa vào hai thông số đó người ta so sánh với đồ thị chuẩn xem xe thí nghiệm đạt độ êm dịu chuyển động thang bậc nào Ví dụ: Trên đoạn đường định ta đo i = 10 va đập/km; gia tốc thẳng đứng J = 4m/s2 Trên đồ thị ta xác định điểm A, xe thí nghiệm có mức độ êm dịu chuyển động theo tiêu trên cho ta kết nhanh, nhiên chưa thật chính xác, vì theo phương pháp này chưa tính tới thời gian tác động gia tốc thẳng đứng J 7.1.3 Dựa vào gia tốc dao động và thời gian tác động 75 Khi ngồi lâu trên ô tô đặc biệt là người lái, dao động làm cho người mệt mỏi dẫn đến giảm suất làm việc ảnh hưởng lâu dài tới sức khỏe Các thí nghiệm kéo dài liền cho thấy nhạy cảm người là giải tần số 4- 8Hz Trong dải tần số này các giá trị cho phép toàn phương gia tốc sau: Dễ chịu : 0,1m/s2 Gây mệt mỏi : 0,315m/s2 Gây ảnh hưởng tới sức khỏe : 0,63m/s2 7.2 Sơ đồ dao động tương đương ô tô 7.2.1 Khái niệm khối lượng treo và khối lượng không treo a Khối lượng treo Khối lượng treo M gồm cụm , chi tiết mà trọng lượng chúng tác động lên hệ thống treo khung, thùng, cabin cụm máy và chi tiết nói trên lắp với đệm cao su đàn hồi , nỉ trên thực tế thân cụm và chi tiết không phải cứng hoàn toàn mà có đàn hồi biến dạng riêng so với biến dạng hệ thống treo thì chúng nhỏ bé có thể bỏ qua Trong hệ dao động tương đương khối lượng xem vật thể đồng cứng hoàn toàn, biểu diễn AB có khối lượng m tập trung vào trọng tâm T Các điểm A,B ứng với vị trí cầu trước và cầu sau xe Tại vị trí cầu trước và cầu sau có các khối lượng M1 và M2 , tọa độ trọng tâm các phần treo thể qua các kích thước a,b.hình 7.2 Hình 7.2 Mô hình hóa khối lượng treo b Khối lượng không treo Khối lượng không treo m bao gồm cụm , chi tiết máy mà trọng lượng chúng không tác dụng lên hệ thống treo Đó là cầu, hệ thống treo chuyển động và phần các đăng phần khối lượng treo ta bỏ qua ảnh hưởng các biến dạng riêng các cụm và mối nối đàn hồi chúng coi phần không treo là vật thể đồng cứng hoàn toàn có khối lượng m tập trung vào bánh xe hình 7.3 Sự biến dạng đàn hồi lốp đặc trưng hệ số cứng C1 Hình 7.3 Mô hình hoá khối lượng không treo c Hệ số khối lượng Tỷ số khối lượng treo M và khối lượng không treo m gọi là hệ số khối lượng δ:   M m Giảm khối lượng không treo giảm lực va đập truyền lên khung vỏ, còn tăng khối lượng treo giảm dao động khung vỏ Thông thường δ = 6,5 ÷ 7,5 xe du lịch và 4- xe vận tải 76 7.2.2 Sơ đồ hóa hệ thống treo Trong sơ đồ dao động tương đương ô tô thì phận đàn hồi hệ thống treo biểu diễn là lò xo có hệ số cứng là Cl và phận cản giảm chấn với đại lượng đặc trưng là hệ số cản K Hệ thống treo biểu diễn hình 7.4 Điểm là điểm nối hệ thống treo với khung xe, còn điểm là điểm đặt hệ thống treo lên cầu xe Hình 7-4 Sơ đồ giao động tương đương hệ thống treo 7.2.3 Sơ đồ dao động tương đương a Ô tô hai cầu Với khái niệm nêu trên, hệ dao động ô tô cầu biểu diễn hình 7.5 M- Khối lượng treo toàn xe M1, M2- Khối lượng treo phân cầu trước và cầu sau m1, m2- Khối lượng không treo phân cầu trước và cầu sau C1, C2- Hệ số cứng thành phần đàn hồi hệ thống treo trước và sau C1’, C2’- Hệ số cứng lốp trước và sau, b- Toạ độ trọng tâm các phần khối lượng treo L- Chiều dài cở ôtô K1, K2- Hệ số cản giảm chấn hệ thống treo trước và sau a , b – Tọa độ trọng tâm các phần khối lượng treo Hình 7.5 Sơ đồ dao động tương đương ô tô hai cầu b Ô tô ba cầu Sơ đồ dao động tương đương ô tô ba cầu với hệ thống treo hai cầu sau là hệ thống treo cân biểu diễn hình 7.6 Hình 7.6 Hệ số dao động tương đương treo sau cân ô tô ba cầu dao động thẳng đứng mặt phẳng dọc 77 Trong đó: M2 – Khối lượng treo phân cầu sau m2 , m3 – Khối lượng không treo vị trí cầu và cầu sau C2 - Hệ số cứng hệ thống treo sau C’12, C’13 – Hệ số cứng lốp cầu và cầu sau K’12, K’13 – Hệ số cản lốp và sau 7.3 Phương trình dao động ô tô Để xác lập quy luật ô tô, ta xét sơ đồ dao động đơn giản ô tô hình vẽ Hình 7.7 Sơ đồ dao động đơn giản ô tô Sơ đồ tính toán thiết lập với giả thiết đơn giản sau: - Chưa để ý tới lực kích động độ mấp mô mặt đương gây xe chuyển động - Chưa để ý đến khối lượng không treo - Chưa để ý đến lực cản phận cản Với giả thiết đơn giản trên coi dao động ô tô là dao động AB đặt trên hai gối tựa đàn hồi tương ứng với tâm cầu trước và tâm cầu sau Hệ số cứng thu gọn hệ thống treo và lốp ký hiệu là C1 và C2 Khối lượng treo M tập trung trọng tâm T cách cầu trước và cầu sau xe tương ứng là a và b 7.3.1 Phương trình dao động ô tô không tính đến các lực cản Hình 7.8 Sơ đồ dao động đơn giản ô tô 78 Khi có lực kích thích, đầu tiên đoạn thẳng AB chuyển động tới vị trí là A1B1 gồm hai chuyển động thành phần - Chuyển động tịnh tiến từ AB tới A’B’ với đoạn dịch chuyển là z tác động lực quán tính Mz - Chuyển động quay góc  quanh trục Y qua trọng tâm T làm cho AB chuyển từ A’B’ tới A1B1 Theo sơ đồ tính toán trên ta có: - Dịch chuyển thẳng đứng z1z2 vị trí A và B xác định sau: z1 = z - atg   z  a z2 = z + btg   z  b (7 - 2) Góc  quá nhỏ nên tg  =  - Chuyển động thẳng đứng và chuyển động quay khối lượng treo M biểu thị hệ phương trình sau : Mz’’ + C1z1 + C2z2 = (7 - 3) '' Mp   C1 z1a  C2 z b dz ''  z  dt   '' d     dt Trong đó : (7 - 4) P – Bán kính quán tính khối lượng treo trục Y qua trọng tâm T Đạo hàm hai lần phương trình ( – 2) ta có: z1''  z ''  a ''   (7 – 5)  z 2''  z ''  b ''   Từ phương trình (7 - 3) ta có:  (C1 z1  C2 z )  M     ''  ( C z a  C z b ) 1 2  Mp z ''   (7 – 6) Thay các giá trị z’’ và φ’’ biểu thức trên vào hệ phương trình (7 - 5) ta có: 1  (C1 z1  C z )  (C1 z1a  C z b) M Mp   1 '' z2  (C1 z1a  C z b)  (C1 z1  C2 z )   M Mp z1   '' Sau khai triển và rút gọn ta hệ phương trình  )  0     a ab '' M z  C z (1  )  C1 z1 (1  )  0    M z1  C1 z1 (1  '' a2 )  C z (1  ab (7 – 7) 7.3.2 Phương trình dao động ô tô có tính đến các thành phần cản Thay giá trị z2 từ phương trình thứ vào phương trình thứ hệ phương trình: ( – ) và Z1 vào phương trình thứ rút gọn ta được: 79  C1 L2 ab   '' z  z1   2 2  b M (  b )   2 C2 L ab   '' ,, z2  z  z  0 2   a M (  a ) z1  ,, (7 – 8) Từ hệ phương trình (7-8) ta thấy dao động các khối lượng treo phân cầu trước, cầu sau có ảnh hưởng lẫn nhau, nghĩa là quá trình chuyển động cầu trước gặp độ mấp mô bề mặt đường, dao động xuất cầu trước gây dao động cầu sau và ngược lại Ảnh hưởng dao động qua lại hai cầu đặc trưng hệ số liên kết μ: ab  p   p2  b2   ab  p  2  p  a  1  (7 - 9) Từ hệ phương trình (7-9) Trong trường hợp μ1 = μ2 = Tức là p2= ab xảy trường hợp dao động cầu xe độc lập với Trong thực tế trường hợp này không xảy mà dao động các cầu xe có ảnh hưởng qua lại với nhau, nghĩa là μ1 ≠ μ2 ≠ vì p2 ≠ Bán kính quán tính trường hợp này tính theo biểu thức: p2 = abε (7 - 10) Trong đó: ε - Hệ số phân bố khối lượng các ô tô ε = 0,8 ÷ 1,2 Hệ số ε ảnh hưởng lớn đến dao động ô tô Khi ε = dao động các cầu xe độc lập với Tần số dao động riêng các phần khối lượng treo phân cầu trước, cầu sau tính theo biểu thức:  C1 L2 1   M ( p2  b2 )   C L2   2 2  M ( p  a ) (7 - 11) Trong đó: ω – Tần số dao động đặc trưng cho dao động khối lượng treo điểm A điểm B cố định ω - Tần số dao động đặc trưng cho dao động khối lượng treo điểm B điểm A cố định Thay (7-9) vào (7-11) và (7-8) ta được: z1''  1 z 2''  12 z1  z 2''   z1''   22 z  (7 - 12) Nghiệm tổng quát hệ phương trình ( 7- 12) có dạng: z1  A sin 1t  B sin  t z  C sin 1t  D sin  t Trong đó: Ω1, Ω2 - Tần số dao động liên kết A,B,C,D – Những số Phương trình đặc tính hệ phương trình(7-12) là phương trình trùng phương có   22 1222   0 dạng:   (7 - 13)  1   1  Giải phương trình (7-13) ta biểu thức tính các tần số dao động liên kết sau: 80 12.2  ( 2(1    ) 1  22 )  (12  22 )  41 21222  Biểu thức trên cho ta thấy dao động ô tô là phức tạp: Gồm hai dao động điều hòa có tần số dao động liên kết Ω1, Ω2 Tần số dao động liên kết ô tô phụ thuộc vào nhiều yếu tố mà trước hết là phụ thuộc vào các thông số cấu tạo ô tô khối lượng treo tọa độ trọng tâm phần treo, bán kính quán tính phần treo… Trường hợp μ1 = μ2 =0 dao động xảy các cầu xe độc lập lẫn nhau, đó phương trình dao động ô tô đơn giản nhiều (xem hình 7-10) Hình 7-10 Sơ đồ dao động độc lập ô tô cầu trước Phương trình dao động xe cầu trước có dạng : 12  C1 M z1''  C1 z1  M1 (7 - 14) Tần số dao động riêng tính biểu thức: 12  C1 M1 (7 - 15) Lúc đó phương trình(7-14) có dạng: z1''  12 z1  (7 - 16) Nghiệm phương trình trên là: z1 = Asinωt (7 - 17) Như dao động có quy luật theo hàm số sin điều hòa với chu kỳ dao động: M1 2 T1   2 (7 - 18) 1 C1 Số lần dao động phút xác định theo biểu thức: n1  300 f t1 (7 - 19) Trong đó ftl – độ võng tĩnh hệ thống treo trước Đối với ô tô du lịch độ võng tĩnh tải đầy có giá trị khoảng 20 ÷ 25 cm, xe tải từ ÷ 12cm, xe khách từ 11 ÷ 15cm Dao động cầu sau xét tương tự Nếu kể tới thành phần cản , tức là hệ thống treo xe có lắp ống giảm chấn để dập tắt dao động phát sinh xe chạy thì sơ đồ tính toán biểu diễn hình (7-11) 81 Hình 7.11 Sơ đồ giao động tự tắt dần ô tô Khi hệ thống treo có lắp giảm chấn thủy lực thì lực cản giảm chấn thủy lực vận tốc bình thường tỷ lệ với vận tốc dao động Phương trình dao động có dạng: M1z”1 + K1z1 + C1z1 = (7 - 20) Ta đặt K1 C  2h1và  12 M1 M1 Phương trình (7-20 ) có dạng: z1''  2h1 z1  12 z1  Trong đó: h – Hệ số tắt chấn động Để giải phương trình (7-21) ta đưa hệ số tỉ lệ tắt chấn động ψ1 : 1  (7 - 21) h1 (7 - 22) 1 Hệ số này thể mối tương quan giũa hai đại lượng đăc trưng cho hệ thống treo là hệ số cản giảm chấn và hệ số cứng phận đàn hồi(nhíp, lò xo) Nghiệm phương trình đặc tính phương trình vi phân (7-21 ) có dạng: (7 - 23) 1.2  h1  h12  12 Kết bài toán tùy thuộc dạng nghiệm số (7-23) Có trường hợp sau đây có thể xảy a Trường hợp h1 > ω1 tức là ψ1>1 Đặt : 12  h12  12 (7 - 24) Ω1 -Tần số dao động xe có phận cản cầu trước ω1 – Tần số dao động riêng cầu trước Nghiệm phương trình có dao động (7-21) có dạng: (7 - 25) z1  Ae  h t sh(1t   ) Nghiệm phương trình (7-21) trường hợp này cho thấy là hệ thống treo có lắp thành phần cản với đại lượng đặc trưng là hệ số cản K thì dao động dập tắt, với ψ1 >1 thì quá trình dập tắt theo quy luật hình sin Hypecbol, đây là quá trình dập tắt đột ngột, cần tránh thiết kế hệ thống treo ô tô b Trường hợp h1 = ω1 tức ψ1 = Nghiệm phương trình đặc tính là nghiệm kép và nghiệm phương trình dao động (7-21) có dạng sau z1 = eh1t (A1 + A2t) (7 - 26) Ở đây quá trình dập tắt dao động có quy luật hình sin Hypecbol Trong thiết kế hệ thống treo cần tránh trường hợp này c.Trường hợp h1 < ω1 tức ψ1 < 1 82 Trường hợp này nghiệm phương trình đặc tính là nghiệm phức và nghiệm phương trình dao động (7- 21) có dạng : z1  Ae  h t sin(1t   ) Hình – 12 Dao động tắt dần Quá trình dập tắt dao động trường hợp này theo quy luật hình sin điều hòa, quá trình dập tắt từ từ êm dịu (hình 7-12) Như thiết kế hệ thống treo ô tô phải chọn < ψ1 < Nếu chọn ψ1 ≈ thì thời gian dập tắt dao động lâu vì lực cản để dập tắt dao động quá bé Nếu chọn ψ1 ≈ thì quá trình dập tắt dao động nhanh đột ngột theo quy luật Hypecbol Trên các ô tô hệ số tắt động có giá trị khoảng: ψ1 = 0,15 ÷ 0,3 7.4 Dao động cầu dẫn hướng 7.4.1 Đặc điểm hệ thống động lực học cầu dẫn hướng Những bánh xe dẫn hướng máy kéo và đặc biệt là ô tô số điều kiện định bị dao động góc có tính chu kỳ xung quanh trụ đứng, dao động mạnh các bánh dẫn hướng có thể làm tính dẫn hướng ô tô máy kéo Thông thường dao động này là hậu lực tác động lên bánh xe xe chạy trên đường gồ ghề và các bánh xe không cân tốt Cũng có trường hợp dao động này là phối hợp không đúng động học dịch chuyển các kéo lái và nhíp tác động mômen, hiệu ứng quay các bánh xe dẫn hướng bị thay đổi mặt phẳng quay 7.4.2 Dao động bánh xe dẫn hướng Khi máy kéo làm việc trên đồng ruộng lực cản lăn bánh xe bên trái Pf và bên phải P’f có thể khác lớn trị số Những lực này với cánh tay đòn a tạo nên mômen P’f a và P”fa Dưới tác động hiệu hai mômen P’ja và P”ja Các bánh xe có thể quay xung quanh trụ đứng và tạo nên dao động góc Hình 7.13 Sơ đồ các lực cản lăn có trị số khác tác động lên hai bánh dẫn hướng Trường hợp bánh xe không cân tốt Khi quay phát sinh lực ly tâm Pj 83 Lực Pj có thể phân làm hai lực thành phần: Nằm ngang Pjn và thẳng đứng Pjđ Thành phần nằm ngang với cánh tay đòn a có xu hướng làm quay bánh xe xung quanh trụ đứng Tần số mômen gây nên các lực Pjnvà Pjđ phụ thuộc vào vận tốc chuyển động ô tô máy kéo Hình 7.14 Sơ đồ lực ly tâm tác động lên bánh xe dẫn hướng Nếu các bánh xe dẫn hướng quay mà các khối lượng không cân chúng nằm hai phía đối diện với trục trước bánh xe thì dẫn tới dao động góc các bánh xe Hình 7.15 Sơ đồ các thành phần nằm ngang lực ly tâm tác động vào hai bánh dẫn hướng Một nguyên nhân khác gây nên dao động góc bánh dẫn hướng xe chạy trên mặt đường gồ ghề có thể là phối hợp không đúng động học di chuyển các kéo lái và nhíp Nếu các bánh xe dẫn hướng dịch chuyển thẳng đứng mà động học các điểm giữ bánh xe trục trước với nhíp và đòn quay ngang với kéo dọc hệ thống lái không có phối hợp đúng thì có thể gây nên dao động học bánh xe dẫn hướng Ví dụ: Động học phận đàn hồi hệ thống treo có thể làm cho tâm bánh xe di chuyển theo cung AA với tâm dao động điểm khớp quay trước nhíp (Hình 7.16a) còn động học kéo dọc lại làm cho bánh xe di chuyển theo cung BB với tâm quay khớp cầu đòn quay đứng Điều này dẫn tới việc làm nảy sinh dao động góc các bánh xe dẫn hướng tác động dao động thẳng đứng Hình – 16 Sơ đồ phối hợp động học hệ thống treo nhíp và dẫn động lái Để phối hợp động học đúng hệ thốngtreo và dẫn động lái, người ta bố trí các cách nêu trên biểu thị trên hình 7.16b và 7.16c với mục đích để quỹ đạo dao động nhíp và kéo dọc có cùng hướng Những dao động góc mạnh (còn gọi là tượng vẫy) các bánh xe dẫn hướng có thể phá hỏng tính dẫn hướng xe Những dao động có hai tần số cao và thấp Những dao động có tần số thấp (nhỏ Hz) và biên độ lớn ÷ 30 là có hại Những dao động có tần số cao (lớn hơn10Hz )nhưng biên độ nhỏ 1,5 ÷ 20 ít nguy hiểm 84 Khi thiết kế và quá trình sử dụng , người ta cố gắng tìm biện pháp để giảm dao động góc các bánh xe dẫn hướng như: Tăng độ cứng hệ thống dẫn động lái Đảm bảo độ cân động các bánh xe, điều chỉnh đúng dẫn động lái và không để khe hở lớn mài mòn các chi tiết cầu trước Câu hỏi thảo luận chương và Câu Anh (chị) hãy vẽ sơ đồ động học quay vòng ô tô hai bánh trước dẫn hướng? Câu Anh (chị) hãy vẽ sơ đồ lực và mômen tác dụng lên ô tô trường hợp xe quay vòng thừa? Câu Anh (chị) hãy vẽ sơ đồ và trình bày công dụng góc nghiêng ngang? Câu Anh (chị) hãy vẽ sơ đồ và trình bày công dụng góc nghiêng dọc? Câu Anh (chị) hãy vẽ sơ đồ và trình bày nội dung mô hình hóa khối lượng treo? Câu Anh (chị) hãy viết phương trình cho trường hợp tính toán mức độ êm dịu tối ưu cần thiết thiết kế hệ thống treo? 85 TÀI LIỆU THAM KHẢO [1] Nguyễn Hữu Cẩn, Phạm Minh Thái, Nguyễn Văn Tài, Dư Quốc Thịnh; Lý thuyết ô tô máy kéo; Nhà xuất Đại học và TCCN; 1978 [2] Nguyễn Hữu Cẩn, Phan Đình Kiên; Thiết kế và tính toán ô tô máy kéo; Nhà xuất Đại học và THCN; 2004 (Tái lần thứ 3) [3] Nông Văn Vìn, Hàn Trung Dũng; Lý thuyết ô tô máy kéo; Nhà xuất Giáo dục; 2005 (Tái lần thứ 02) [4] TCVN 5658 – 1999; Ô tô hệ thống phanh, yêu cầu an toàn chung và phương pháp thử; Hà Nội 2009 [5] Tiêu chuẩn an toàn và bảo vệ môi trường phương tiện giới đường bộ; Số tiêu chuẩn 22 – TCN 224 – 2000; Bộ giao thông vận tải 25-1-2010 86