Giáo trình Ô tô 1 - Đặng Quý

90 trang cucquyet12 6500

Download

Bạn đang xem 20 trang mẫu của tài liệu "Giáo trình Ô tô 1 - Đặng Quý", để tải tài liệu gốc về máy bạn click vào nút DOWNLOAD ở trên

Tài liệu đính kèm:

giao_trinh_o_to_1_dang_quy.pdf

Nội dung text: Giáo trình Ô tô 1 - Đặng Quý

TRƯỜNG ĐẠI HỌC SƯ PHẠM KỸ THUẬT TP. HỒ CHÍ MINH KHOA CƠ KHÍ ĐỘNG LỰC BỘ MÔN KHUNG GẦM GIÁO TR̀̀ NH ÔÔ TTÔÔ 11 (LÝ THUYẾT Ô TÔ) Người biên soạn: GVC. MSc. Đặng Quý TP. HỒ CHÍ MINH, 9 / 2010
LỜI NÓI ĐẦU ền công nghiệp chế tạo ô tô trên thế giới ngày càng phát triển mạnh mẽ. Ở Việt Nam, trong thời gian không lâu nữa từ tình trạng lắp ráp xe hiện nay, chúng ta sẽ tiến đến tự chế tạo ô tô. Bởi vậy, việc đào tạo đội ngũ cử nhân, kỹ Nsư có trình độ đáp ứng được những đòi hỏi của ngành công nghệ và sửa chữa ô tô là một nhiệm vụ rất quan trọng và cấp bách. Để phục vụ cho mục đích lâu dài nêu trên và trước mắt để đáp ứng cho chương trình đào tạo theo hướng công nghệ ô tô, khoa Cơ khí Động lực của trường Đại học Sư phạm Kỹ thuật đã phân công cán bộ giảng dạy biên soạn giáo trình “Ô tô 1” (Lý thuyết ô tô) dùng cho hệ đại học. Giáo trình này có 11 chương bao gồm các vấn đề về khảo sát động học chuyển động thẳng, quay vòng và phanh ô tô, khảo sát hiện tượng dao động, ổn định và đánh giá tính kinh tế nhiên liệu của ô tô. Học phần này là cơ sở cho việc đánh giá chất lượng động lực học chuyển động của ô tô, cho những ứng dụng trong vận hành, khai thác cũng như tính tốn thiết kế động học và động lực học những mẫu xe mới. “Ô tô 1” là học phần chuyên nghành quan trọng ở năm cuối. Bởi vậy, trước khi học môn này, sinh viên phải học trước các học phần sau: “Cơ lí thuyết”, “Cấu tạo ô tô”, “Động cơ đốt trong 1”. Mục tiêu của học phần này là cung cấp cho sinh viên những phương pháp và công cụ để khảo sát đặc tính động học và động lực học chuyển động của ô tô. Trang bị cho sinh viên những cơ sở lý thuyết phục vụ cho các học phần chuyên nghành khác như : “Kết cấu và tính tốn ô tô”, “Phân phối công suất và ổn định chuyển động của ô tô”, “Tự động điều khiển trên ô tô” v.v. Do trình độ và thời gian có hạn, bởi vậy giáo trình này chắc sẽ có nhiều chỗ chưa hồn thiện và thiếu sót. Rất mong các đồng chí và các bạn đọc góp ý để lần tái bản sau có chất lượng nội dung tốt hơn. Tôi xin chân thành cám ơn! Người biên soạn: GVC. MSc. Đặng Quý 1
MỤC LỤC Trang Lời nói đầu 1 Mục lục 2 Kí hiệu và đơn vị đo cơ bản 6 CHƯƠNG 1: CÁC NGUỒN NĂNG LƯỢNG DÙNG TRÊN Ô TÔ 7 Mục tiêu. 7 1.1. Những yêu cầu đối với động cơ dùng trên ô tô 8 1.2. Các đặc tính của động cơ đốt trong 8 1.2.1. Đặc tính công suất 8 1.2.2. Đặc tính tiêu hao nhiên liệu và hiệu suất của động cơ 12 1.3. Đặc tính lý tưởng của động cơ dùng trên ô tô và khuynh hướng sử dụng động cơ điện 13 1.3.1. Đặc tính lý tưởng của động cơ dùng trên ô tô 13 1.3.2. Khuynh hướng sử dụng động cơ điện 14 CHƯƠNG 2: SỰ TRUYỀN NĂNG LƯỢNG TRÊN XE. 16 Mục tiêu. 16 2.1. Sơ đồ động học hệ thống truyền lực ở các loại ô tô 17 2.1.1. Bố trí hệ thống truyền lực theo công thức 4x2 18 2.1.2. Bố trí hệ thống truyền lực theo công thức 4x4 19 2.1.3. Bố trí hệ thống truyền lực theo công thức 6x4 20 2.1.4. Bố trí hệ thống truyền lực theo công thức 6x6 20 2.2. Sự truyền và biến đổi năng lượng trong hệ thống truyền lực. 21 2.3. Sự biến đổi năng lượng trong hệ thống chuyển động. 25 2.4. Sự tổn hao nhiên liệu khi truyền năng lượng trên xe 26 CHƯƠNG 3: CƠ HỌC LĂN CỦA BÁNH XE 28 Mục tiêu. 28 3.1. Các loại bán kính của bánh xe. 29 3.1.1. Bán kính thiết kế (bán kính danh định) ro. 29 3.1.2. Bán kính tự do r. 29 3.1.3. Bán kính tĩnh rt 29 3.1.4. Bán kính động lực học rđ 29 3.1.5. Bán kính lăn rl. 30 3.1.6. Bán kính tính tốn (bán kính làm việc trung bình) rb. 30 3.2. Động học lăn của bánh xe không biến dạng. 30 3.2.1. Các khái niệm 30 3.2.2. Các quan hệ động học khi bánh xe lăn 31 3.3. Động lực học chuyển động của bánh xe. 34 3.3.1. Bánh xe bị động không bị phanh (Mk = 0, Mp = 0). 34 3.3.2. Bánh xe chủ động và đang có lực kéo (Mk 0, Mp =0). 35 3.3.3. Bánh xe bị động hoặc chủ động đang bị phanh (Mk = 0, Mp 0) 36 3.4. Sơ đồ truyền năng lượng từ bánh xe tới mặt đường. 38 3.5. Sự trượt của bánh xe, khái niệm về khả năng bám và hệ số bám. 40 3.5.1. Sự trượt của bánh xe 40 3.5.2. Khả năng bám, hệ số bám giữa bánh xe với mặt đường và lực bám 40 2
3.6. Quan hệ giữa bán kính lăn rl vàlực kéo (hoặc lực phanh) tác dụng lên bánh xe. 44 3.7. Đặc tính trượt của bánh xe khi kéo và khi phanh 45 3.8. Biến dạng của bánh xe đàn hồi khi chịu tác dụng của lực ngang. Góc lệch hướng. 47 CHƯƠNG 4: CƠ HỌC CHUYỂN ĐỘNG THẲNG CỦA Ô TÔ 49 Mục tiêu 49 4.1. Các lực tác dụng lên ô tô trong trường hợp chuyển động tổng quát. Lực riêng và công suất tương ứng . 50 4.1.1. Các lực tác dụng lên ôtô khi chuyển động tổng quát 50 4.1.2. Các lực riêng và các công suất tương ứng 55 4.2. Phương trình cân bằng lực kéo, phương trình cân bằng công suất, đặc tính động học của ô tô và các đồ thị tương ứng 57 4.2.1. Cân bằng lực kéo của ôtô 57 4.2.2. Cân bằng công suất của ôtô. 60 4.2.3. Đặc tính động lực học của ôtô 63 4.3. Xác định các thông số động lực học chuyển động bằng tính tốn . 70 4.3.1. Xác định vận tốc cực đại trên loại đường đã cho 70 4.3.2. Xác định độ dốc lớn nhất mà xe vượt qua được 71 4.4. Các đặc tính tăng tốc của ô tô 72 4.4.1. Xác định khả năng khởi hành và tăng tốc của ô tô 72 4.4.2. Quá trình chạy đà 75 4.4.3. Khởi hành và tăng tốc của ô tô có hộp số cơ khí 77 CHƯƠNG 5: XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ CƠ BẢN CỦA HỆ THỐNG ĐỘNG LỰC Ô TÔ 79 Mục tiêu 79 5.1. Xác định công suất danh định của động cơ theo phương pháp lựa chọn thực nghiệm và tính tốn 80 5.1.1. Phương pháp lựa chọn công suất của động cơ bằng thực nghiệm 80 5.1.2. Phương pháp lựa chọn công suất của động cơ bằng tính tốn 80 5.2. Xác định tỷ số truyền cực đại và cực tiểu của hệ thống truyền lực 84 5.2.1. Xác định tỷ số truyền cực tiểu it min 84 5.2.2. Xác định tỷ số truyền cực đại it max 84 5.3. Phân phối tỉ số truyền trong hộp số. 85 5.3.1. Xác định tỷ số truyền ở số một của hộp số 85 5.3.2. Xác định tỷ số truyền của các số trung gian trong hộp số 87 5.4. Lựa chọn tỷ số truyền của truyền lực chính. 92 CHƯƠNG 6: TÍNH KINH TẾ NHIÊN LIỆU CỦA ÔTÔ 93 Mục tiêu 93 6.1. Các chỉ tiêu kinh tế nhiên liệu của ô tô. 94 6.2. Phương trình tiêu hao nhiên liệu của ô tô 94 6.3. Đặc tính tiêu hao nhiên liệu khi xe chuyển động ổn định. 97 6.4. Đặc tính tiêu hao nhiên liệu khi xe chuyển động không ổn định. 100 6.4.1. Lượng tiêu hao nhiên liệu trong quá trình tăng tốc của ô tô 101 6.4.2. Xác định lượng tiêu hao nhiên liệu của ôtô trong thời gian chuyển động lăn trơn 102 CHƯƠNG 7: PHÂN BỐ TẢI TRỌNG PHÁP TUYẾN, KHẢ NĂNG BÁM VÀ TÍNH ỔN ĐỊNH CỦA Ô TÔ. 104 3
Mục tiêu. 104 7.1. Phân bố tải trọng pháp tuyến và khả năng bám của ô tô 105 7.1.1. Xác định phản lực thẳng góc của đường tác dụng lên các bánh xe ôtô trong mặt phẳng dọc 105 7.1.2. Xác định phản lực thẳng góc của đường tác dụng lên các bánh xe ô tô trong mặt phẳng ngang. 111 7.2. Tính ổn định của ô tô. 113 7.2.1. Tính ổn định dọc của ô tô 113 7.2.2. Tính ổn định ngang của ô tô khi chuyển động thẳng trên đường nghiêng ngang 119 CHƯƠNG 8: TÍNH NĂNG CƠ ĐỘNG CỦA ÔTÔ. 122 Mục tiêu. 122 8.1. Các thông số hình học ảnh hưởng đến tính năng cơ động của ôtô. 123 8.1.1. . Khái niệm về tính năng cơ động của ô tô 123 8.1.2. Các thông số hình học 123 8.2. Khả năng cơ động của xe có cầu trước chủ động. 125 8.3. Aûnh hưởng của hiệu suất riêng của vi sai tới tính năng cơ động của xe 126 8.4. Hiện tượng lưu thông công suất ở xe có nhiều cầu chủ động. 128 CHƯƠNG 9: PHANH ÔTÔ 132 Mục tiêu. 132 9.1. Lực phanh và các mômen phanh cần thiết trên ô tô 133 9.1.1.Lực phanh và các mômen tác dụng lên bánh xe khi phanh. 133 9.1.2. Lực phanh ô tô và điều kiện bảo đảm phanh tối ưu 135 9.1.3. Phân bố lực phanh và mômen của ôtô khi phanh 138 9.1.4. Mômen phanh cần thiết tại các cơ cấu phanh. 141 9.2. Xác định các chỉ tiêu đánh giá hiệu quả phanh 143 9.2.1.Gia tốc chậm dần khi phanh 143 9.2.2. Thời gian phanh. 144 9.2.3. Quãng đường phanh 144 9.2.4. Lực phanh và lực phanh riêng 145 9.3. Ổn định của ôtô khi phanh. 146 9.3.1. Ổn định của ôtô khi phanh nếu các bánh xe bị hãm cứng. 146 9.3.2. Ổn định của ôtô khi phanh nếu các lực phanh phân bố không đều 150 9.4. Phanh chống hãm cứng ABS. Khả năng nâng cao hiệu quả và ổn định của ô tô khi phanh 153 CHƯƠNG 10: QUAY VÒNG ÔTÔ. 158 Mục tiêu. 158 10.1. Động học và động lực học quay vòng của ô tô 159 10.1.1. Động học quay vòng của ô tô 159 10.1.2. Động lực học quay vòng của ôtô. 163 10.2. Đặc tính quay vòng thiếu, thừa và trung tính và các yếu tố ảnh hưởng 165 10.2.1. Khái niệm về ảnh hưởng độ đàn hồi của lốp tới quay vòng ô tô. 165 10.2.2. Quay vòng ô tô khi lốp bị biến dạng ngang. 167 10.2.3. Aûnh hưởng của tính chất quay vòng trung tính, thiếu hoặc thừa tới tính ổn định chuyển động của ô tô. 170 10.3. Ổn định chuyển động của ô tô khi quay vòng 174 10.3.1. Ổn định chuyển động của xe khi quay vòng xét theo điều kiện lật đổ. 174 4
10.3.2. . Ổn định chuyển động của xe khi quay vòng xét theo điều kiện trượt ngang. 178 10.4. Tính ổn định của các bánh xe dẫn hướng 180 10.4.1. Góc nghiêng ngang của trụ đứng cam quay. 180 10.4.2. Góc nghiêng dọc của trụ đứng cam quay. 182 10.4.3. Độ đàn hồi của lốp 183 10.4.4. Góc nghiêng ngồi của bánh xe ( góc dỗng ) 184 10.4.5. Độ chụm của bánh xe ( góc chụm ) 185 CHƯƠNG 11: DAO ĐỘNG ÔTÔ 186 Mục tiêu 186 11.1. Các chỉ tiêu về độ êm dịu chuyển động của ô tô. 187 11.1.1. Tần số dao động thích hợp. 187 11.1.2. Gia tốc thích hợp. 188 11.1.3. Chỉ tiêu tính êm dịu chuyển động dựa vào gia tốc dao động và thời gian tác động của chúng. 188 11.2. Sơ đồ dao động tương đương của ô tô 189 11.2.1. Dao động của ô tô trong các mặt phẳng toạ độ. 189 11.2.2. Khái niệm về khối lượng được treo và khối lượng không được treo 190 11.2.3. Sơ đồ hóa hệ thống treo 191 11.2.4. Sơ đồ dao động tương đương. 191 11.3. Dao động tự do của ôtô khi không có lực cản và có lực cản 193 11.3.1. Dao động tự do của ôtô khi không có lực cản. 193 11.3.2. Dao động tự do của ôtô khi có lực cản. 198 TÀI LIỆU THAM KHẢO 202 5
KÝ HIỆU VÀ ĐƠN VỊ ĐO CƠ BẢN Hệ số chuyển đổi giữa đơn Đại lượng Ký hiệu Đơn vị vị cơ bản và đơn vị cũ Chiều dài l m 1 inch = 2,54 cm = 0,0254 m Vận tốc dài v m / s 1m / s = 3,6 km / h Vận tốc góc  rad / s Số vòng quay n vg / ph Gia tốc j m / s2 Gia tốc góc  rad / s2 Lực F N 1N 0,1kG Trọng lượng G N 10 3N 10 2kG 0,1tấn Khối lượng m kg Áp suất q N / m2 1N / m2 = 1Pa = 10 -5kG / cm2 Ứng suất  N / m2 1MN / m2 10 kG / cm2 Mômen quay M N m 1Nm 10 kGcm 0,1 kGm Công L J 1J = 1Nm 0,1 kGm 1W = 1J/s 0,1 kGm/s Công suất P W 1W 1/736 m.l (mã lực) T = t + 2730 Nhiệt độ T 0K (T: độ Kenvin, t: độ Xenxiut) Nhiệt lượng Q J 1J 2,4.10-3 kcal Nhiệt dung riêng C J / kgđộ 1J/kgđộ 2,4.10-3kcal/kgđộ Thời gian t s 6
CHƯƠNG 1 CÁC NGUỒN NĂNG LƯỢNG DÙNG TRÊN Ô TÔ Mục tiêu : Sau khi học xong chương này các sinh viên có khả năng: 1. Trình bày được những yêu cầu đối với động cơ dùng trên ô tô. 2. Nêu được các khái niệm về đặc tính công suất của động cơ. 3. Vẽ được các đường đặc tính ngồi của động cơ đốt trong trên ô tô. 4. Áp dụng được công thức S.R.Lây Đécman để xây dựng đường đặc tính ngồi của động cơ. 5. Trình bày được đặc tính tiêu hao nhiên liệu và hiệu suất của động cơ. 6. Vẽ và giải thích được đường đặc tính lý tưởng của động cơ dùng trên ô tô. 7
1.1. NHỮNG YÊU CẦU ĐỐI VỚI ĐỘNG CƠ DÙNG TRÊN Ô TÔ : Động cơ dùng trên ô tô phải đáp ứng được các yêu cầu sau : – Cung cấp cho xe một công suất cần thiết đủ để khắc phục các lực cản chuyển động và thay đổi được vận tốc của xe theo yêu cầu. – Phải có hiệu suất lớn nhất có thể được. – Lượng nhiên liệu tiêu hao càng ít càng tốt. – Có khối lượng và thể tích nhỏ nhất. – Phải có độ bền và độ tin cậy cao khi làm việc. – Tạo điều kiện dễ dàng cho công việc bảo dưỡng và sữa chữa. – Phải giảm tối đa lượng khí thải độc hại và tiếng ồn. – Có giá thành thấp để tăng tính cạnh tranh trên thị trường. 1.2. CÁC ĐẶC TÍNH CỦA ĐỘNG CƠ ĐỐT TRONG : 1.2.1.Đặc tính công suất : Để xác định được lực hoặc mômen tác dụng lên các bánh xe chủ động của ô tô, chúng ta cần phải nghiên cứu đặc tính công suất của động cơ đốt trong loại piston. Đặc tính công suất mô tả quan hệ giữa công suất Pe và hai thành phần của nó là mômen Me và tốc độ góc ωe (hay số vòng quay ne). Thông thường nó được biểu diễn qua đặc tính tốc độ của mômen Me(ωe) hay đặc tính tốc độ của công suất Pe (ωe) . Mối quan hệ giữa Pe, Me, ωe được biểu diễn theo công thức: Pe = Meωe (1.1) Với : Me – Mômen xoắn của động cơ. Pe – Công suất của động cơ. ωe – Vận tốc góc của động cơ. Thông thường chúng ta hay sử dụng đặc tính Pe, Me(ωe) khi động cơ làm việc ở chế độ cung cấp nhiên liệu lớn nhất, thường gọi là đặc tính ngồi. Chế độ danh định là một điểm trên đặc tính ngồi, thông thường ứng với công suất cực đại, p p lúc đó các thông số có ký hiệu: Pemax, Me , ωe . Chế độ mômen xoắn cực đại ứng với các thông m m số Pe , Memax, ωe và ta có một số khái niệm sau đây : * Hệ số đàn hồi (thích ứng) của động cơ theo mômen : M emax Km = p (1.2) M e Ở đây : Memax – Mômen xoắn cực đại của động cơ. Km – Hệ số thích ứng của động cơ theo mômen. + Đối với từng loại động cơ, hệ số thích ứng theo mômen có giá trị như sau: – Động cơ xăng: Km = 1,1 ÷ 1,35 – Động cơ diesel không có phun đậm đặc: Km = 1,1 ÷ 1,15 – Động cơ diesel có phun đậm đặc: Km = 1,1 ÷1,25 8
* Hệ số đàn hồi (thích ứng) theo tốc độ: m ωe Kn = P (1.3) ωe Ở chế độ danh định khi biết Km thì : P Pemax Memax = Km. M = Km (1.4) e P ωe Ta xây dựng đường đặc tính bằng cách thử động cơ trên bệ thử trong các điều kiện thử xác định, nhưng công suất động cơ trên bệ thử khác với công suất sử dụng thực tế của động cơ đặt trên xe. Vì vậy ta đưa ra thông số hệ số công suất hữu ích p: P = P’ p (1.5) Trong đó: P’– công suất thử. P – công suất thực tế. ’ ’’ Với: p = p p (1.6) Trong đó : ’ p = 0,92 ÷ 0,96 – Đặc trưng cho sai biệt công suất do thay đổi một số trang bị của động cơ khi thử. ’’ p – Đặc trưng cho ảnh hưởng của môi trường khi thử. ’’ – Động cơ diesel: p = 1 ’’ q 293 – Động cơ xăng: p = 0,101 273 t Với: q (MPa), t (0C) là áp suất và nhiệt độ phòng thử. ính tốn lực kéo hoặc mômen xoắn chủ động ở các bánh xe chúng ta cần phải có đặc tính ngồi của động cơ đốt trong. Đặc tính ngồi của động cơ cho các trị số lớn nhất của mômen, công suất ở số vòng quay xác định. Các trị số nhỏ hơn của mômen hoặc công suất có thể nhận được bằng cách giảm mức cung cấp nhiên liệu. Dưới đây là các đặc tính ngồi của các loại động cơ khác nhau : Pe Me Pemax m Pe Pe Memax Me 9
m ωe Hình 1.1: Đặc tính ngồi của động cơ xăng không hạn chế số vòng quay. Động cơ xăng không có bộ phận hạn chế số vòng quay thường dùng cho xe du lịch. Để p giảm tải trọng và mài mòn, giá trị ωe max thường không vượt quá ωe từ 10 ÷ 20%. Pe p M e Me Pemax Pe 0 ωe p ωe min ωe ωe max M e p 0 ωe ωe m ωe min ωe ωe max Hình 1.2: Đặc tính ngồi của động cơ xăng có hạn chế số vòng quay. Động cơ xăng có bộ phận hạn chế số vòng quay thường dùng trên xe tải nhằm tăng tuổi thọ p của động cơ, thường chọn e max = (0,8  0,9) e . Pe Me ge Pemax M emax p M e 0 ge ωmin gemin ω 0 e max ωe ω m p Heì minnh 1.3: Đặc tωínhe ngồiω củea động cơ diesel. 10
Động cơ diesel dùng ở ô tô đều được trang bị bộ điều tốc. Bộ điều tốc sẽ giữ cho chế độ làm việc của động cơ ở vùng tiêu hao nhiên liệu riêng ít nhất. * Chú ý: Tiêu chuẩn thử động cơ để nhận được đường đặc tính ngồi ở mỗi nước một khác, vì vậy mà cùng một động cơ nhưng thử ở những nước khác nhau sẽ cho giá trị công suất khác nhau. Khi không có đường đặc tính tốc độ ngồi của động cơ bằng thực nghiệm, ta có thể xây dựng đường đặc tính nói trên nhờ công thức kinh nghiệm của S.R.Lây Đécman. Việc sử dụng quan hệ giải tích giữa công suất , mômen xoắn với số vòng quay của động cơ theo công thức Lây Đécman để tính tốn sức kéo sẽ thuận lợi hơn nhiều so với khi dùng đồ thị đặc tính ngồi bằng thực nghiệm, nhất là hiện nay việc sử dụng máy vi tính đã trở nên phổ cập. Công thức S.R.Lây Đécman có dạng như sau : 2 3 n e n e n e Pe = Pemax a b c (1.7) n p n p n p e e e Ở đây : Pe , ne – công suất hữu ích của động cơ và số vòng quay của trục khuỷu ứng với một điểm bất kỳ của đồ thị đặc tính ngồi; P Pemax , n e - công suất có ích cực đại và số vòng quay ứng với công suất nói trên ; a, b, c – các hệ số thực nghiệm được chọn theo loại động cơ như sau: Đối với động cơ xăng : a = b = c = 1 Đối với động cơ điêden 2 kỳ : a = 0,87 ; b = 1,13 ; c = 1 Đối với động cơ điêden 4 kỳ có buồng cháy trực tiếp : a = 0,5 ; b = 1,5 ; c = 1 Đối với động cơ điêden 4 kỳ có buồng cháy dự bị : a = 0,6 ; b = 1,4 ; c = 1 Đối với động cơ điêden 4 kỳ có buồng cháy xốy lốc : a = 0,7 ; b = 1,3 ; c = 1 Cho các trị số ne khác nhau, dựa theo công thức (1.7) sẽ tính được công suất Pe ương ứng và từ đó vẽ được đồ thị Pe = f(ne). Có các giá trị Pe và ne có thể tính được các giá trị mômen xoắn Me của động cơ theo công thức sau : 4 10 Pe Me = (1.8) 1,047n e Ở đây : Pe – công suất của động cơ ( kW) ne – số vòng quay của trục khuỷu ( v/ph) Me – mômen xoắn của động cơ (N.m) 11
Có các giá trị Pe , Me tương ứng với các giá trị ne ta có thể vẽ đồ thị Pe = f(ne) và đồ thị Me = f’(ne). Như vậy, sau khi xây dựng được đường đặc tính tốc độ ngồi của động cơ chúng ta mới có cơ sở để nghiên cứu tính chất động lực học của ô tô. 1.2.2. Đặc tính tiêu hao nhiên liệu và hiệu suất của động cơ : Tính kinh tế của động cơ khi làm việc được đánh giá qua các thông số sau đây : + Tiêu hao nhiên liệu theo thời gian tính theo khối lượng, ký hiệu Q. + Tiêu hao nhiên liệu theo thời gian tính theo thể tích, ký hiệu Qv. Q=Qv. (1.9) Ở đây : – Khối lượng riêng của nhiên liệu (kg/m3). Q – Có đơn vị là kg/s, g/s, kg/h. 3 3 3 Qv – Có đơn vị là m /s, cm /s, dm /s. + Tiêu hao nhiên liệu theo khối lượng q (kg/J, g/MJ, g/kWh). Q q= (1.10) Pe Chuyển đổi đơn vị: 1g/MJ=3,6g/kWh=2,65g/m.l.h. + Hiệu suất của động cơ được đánh giá thông qua quá trình biến đổi hóa năng thành cơ năng. Hiệu suất biến đổi hóa năng thành cơ năng được xác định: P P 1 = e e (1.11) Ph H n  Q H n  q Ở đây: Ph – Là hóa năng của động cơ tính trên một đơn vị thời gian. Hn – Là năng lượng riêng theo khối lượng của nhiên liệu. Hn có đơn vị là J/kg hay MJ/kg. Đối với các đơn vị thực tế hay dùng thì ta có: 1000  Với: Hn (MJ/kg), q (g/MJ). H n  q Hoặc: 3600  Với: Hn (MJ/kg), q (g/kWh). H n  q 1.3. ĐẶC TÍNH LÝ TƯỞNG CỦA ĐỘNG CƠ DÙNG TRÊN Ô TÔ VÀ KHUYNH HƯỚNG SỬ DỤNG ĐỘNG CƠ ĐIỆN : 1.3.1. Đặc tính lý tưởng của động cơ dùng trên ô tô : 12
Đặc tính công suất lý tưởng của động cơ có dạng như sau: P Me e P’max Mmax P’max Pmax=const Pmax Mvmax 0 ω 0 ω m max e m max e ωe ωe max ωe ωe max Hình 1.4: Đặc tính công suất lý tưởng của các động cơ dùng trên ôtô. Ở tốc độ ωe max của động cơ, ôtô sẽ đạt tốc độ cực đại theo yêu cầu, còn tại giá trị Mmax , ôtô sẽ đạt được độ dốc cực đại hay gia tốc chuyển động cực đại. Tất nhiên, ôtô không thể cùng lúc leo được độ dốc cực đại với vận tốc cực đại ( ứng với công suất P’max nào đó). Công suất cực m max đại thực tế được chọn ở chế độ ( Mmax , ωe ) và ở chế độ (Mvmax , ωe max) và trong khoảng hai chế độ này thì công suất Pmax phải được duy trì không đổi. Các động cơ dùng trên ôtô không có đặc tính lý tưởng như vậy, vì thế trên xe luôn phải có hệ thống truyền lực với nhiều cấp số thay đổi. 1.3.2. Khuynh hướng sử dụng động cơ điện : Ngày nay, động cơ điện cũng được dùng nhiều trên ôtô. Có nhiều loại động cơ điện khác nhau, nhưng ở đây chúng ta chỉ tìm hiểu đường đặc tính của động cơ điện một chiều vì chúng được dùng phổ biến trên ôtô nhất. Trên ôtô thường dùng các động cơ điện kích từ nối tiếp, kích từ song song và kích từ hỗn hợp. Sau đây là các đường đặc tính ngồi của các động cơ điện với các kiểu kích từ khác nhau : 13
Me 3 2 1 0 ωe Hình 1.5: Đặc tính ngồi của mômen đối với các loại động cơ điện một chiều. Đường đặc tính của động cơ điện kích từ hỗn hợp (đường 1) sẽ là trung bình giữa đặc tính của động cơ kích từ song song ( đường 2) và nối tiếp (đường 3). Đặc tính của động cơ kích từ nối tiếp có dạng hình hypebol. Khi mômen (Me) tăng thì tốc độ góc (e) giảm. Qua so sánh 3 đường đặc tính trên ta thấy, đặc tính của động cơ điện kích từ nối tiếp là phù hợp nhất bởi vì nó có dạng gần giống với đặc tính lý tưởng của động cơ. Do đó, loại này được dùng phổ biến trên ôtô nhất. Tuy nhiên, hiện nay trên ô tô, động cơ điện vẫn không được sử dụng rộng rãi bởi các thiết bị điều khiển động cơ điện sẽ ảnh hưởng nhiều đến khối lượng, thể tích, giá thành và hiệu suất của động cơ. Phương pháp điều khiển phù hợp nhất đối với động cơ điện một chiều là thay đổi điện áp. Trên các ô tô sử dụng nguồn năng lượng là các bình ắc quy thì sự thay đổi điện áp được thực hiện một cách có bậc bằng cách thay đổi việc nối các ắc quy từ nối tiếp thành song song. Hiện nay, thay đổi điện áp thường được thực hiện bằng một bộ biến đổi điện áp kiểu xung dùng Tiristor. Lúc đó, bằng việc điều chỉnh thời gian mở của Tiristor mà có thể thay đổi được điện áp đầu ra (thời gian mở càng ngắn thì điện áp đầu ra càng giảm). Hiệu suất biến đổi điện năng thành cơ năng khi tồn tải vào khoảng 0,85 ÷ 0,95. Ưu điểm của động cơ điện là dễ dàng thay đổi chiều quay (thay đổi chiều chuyển động của ô tô) và thay đổi dòng năng lượng, nghĩa là dễ dàng tiến hành phanh bằng động cơ hoặc biến động cơ thành máy phát nạp năng lượng trả lại cho nguồn. Ưu điểm thứ hai là động cơ điện hồn tồn không gây ô nhiễm môi trường. Nhược điểm chính của các động cơ điện một chiều là bộ phận đảo mạch (cổ góp điện) không cho phép làm việc ở số vòng quay quá cao (để hạn chế lực ly tâm tác dụng lên các phiến đồng của cổ góp). Tần số góc của loại động cơ này bị hạn chế ở mức 50 ÷ 100 Hz. 14
CHƯƠNG 2 SỰ TRUYỀN NĂNG LƯỢNG TRÊN XE Mục tiêu: Sau khi học xong chương này các sinh viên có khả năng: 1. Trình bày được sơ đồ động học hệ thống truyền lực ở các loại ô tô. 2. Giải thích được sự truyền và biến đổi năng lượng trong hệ thống truyền lực . 3. Trình bày được sự biến đổi năng lượng trong hệ thống chuyển động. 4. Xác định được sự tổn hao năng lượng khi truyền năng lượng trên xe. 16
2.1. SƠ ĐỒ ĐỘNG HỌC HỆ THỐNG TRUYỀN LỰC Ở CÁC LOẠI Ô TÔ: Hệ thống truyền lực của ôtô bao gồm các bộ phận và cơ cấu nhằm thực hiện nhiệm vụ truyền mômen xoắn từ động cơ đến các bánh xe chủ động. Hệ thống truyền lực thường bao gồm các bộ phận sau : - Ly hợp: ( viết tắt LH). - Hộp số: (viết tắt HS). - Hộp phân phối (hoặc hộp số phụ): (viết tắt HP). - Truyền động các đăng : (viết tắt CĐ). - Truyền lực chính: (viết tắt TC). - Vi sai : (viết tắt VS). - Bán trục (nửa trục): (viết tắt BT). - Truyền lực cuối cùng: (viết tắt TCC). Ở trên xe một cầu chủ động sẽ không có hộp phân phối. Ngồi ra ở xe tải với tải trọng lớn thì trong hệ thống truyền lực sẽ có thêm truyền lực cuối cùng. Mức độ phức tạp của hệ thống truyền lực một xe cụ thể được thể hiện qua công thức bánh xe. Công thức bánh xe được ký hiệu tổng quát như sau: a x b Trong đó : a là số lượng bánh xe . b là số lượng bánh xe chủ động . Để đơn giản và không bị nhầm lẫn, với ký hiệu trên chúng ta quy ước đối với bánh kép cũng chỉ coi là một bánh. Thí dụ cho các trường hợp sau: 4 x 2 : xe có một cầu chủ động (có 4 bánh xe, trong đó có 2 bánh xe là chủ động). 4 x 4 : xe có hai cầu chủ động (có 4 bánh xe và cả 4 bánh đều chủ động ). 6 x 4 : xe có hai cầu chủ động, một cầu bị động (có 6 bánh xe, trong đó 4 bánh xe là chủ động). 6 x 6 : xe có 3 cầu chủ động (có 6 bánh xe và cả 6 bánh đều chủ động). 8 x 8 : xe có 4 cầu chủ động (có 8 bánh xe và cả 8 bánh đều chủ động). 2.1.1.Bố trí hệ thống truyền lực theo công thức 4x2: 2.1.1.1.Động cơ đặt trước, cầu sau chủ động: 17
BT ĐC HS CĐ LH TC VS BT Hình 2.1: Động cơ đặt trước, cầu sau chủ động (4 x 2). Phương án này được thể hiện ở hình 2.1, thường được sử dụng ở xe du lịch và xe tải hạng nhẹ. Phương án bố trí này rất cơ bản và đã xuất hiện từ lâu. 2.1.1.2.Động cơ đặt sau, cầu sau chủ động: Phương án này được thể hiện ở hình 2.2 thường được sử dụng ở một số xe du lịch và xe khách. Trong trường hợp này hệ thống truyền lực sẽ gọn và đơn giản vì không cần đến truyền động các đăng. Ở phương án này có thể bố trí động cơ, ly hợp, hộp số, truyền lực chính gọn thành một khối. BT HS ĐC BT Hình 2.2: Động cơ đặt sau, cầu sau chủ động (4 x 2). 2.1.1.3.Động cơ đặt trước, cầu trước chủ động: Phương án này được thể hiện ở hình 2.3, thường được sử dụng ở một số xe du lịch sản xuất trong thời gian gần đây. Cách bố trí này rất gọn và hệ thống truyền lực đơn giản vì động cơ nằm ngang, nên các bánh răng của truyền lực chính là các bánh răng trụ, chế tạo đơn giản hơn bánh răng nón ở các bộ truyền lực chính trên các xe khác. 18
ĐC BT TC VS BT Hình 2.3: Động cơ ở trước, cầu trước chủ động. 2.1.2.Bố trí hệ thống truyền lực theo công thức 4x4: Phương án này được sử dụng nhiều ở xe tải và một số xe du lịch. Trên hình 2.4 trình bày hệ thống truyền lực của xe du lịch VAZ - 2121 (sản xuất tại CHLB Nga). Ở bên trong hộp phân phối có bộ vi sai giữa hai cầu và cơ cấu khóa bộ vi sai đó khi cần thiết. HP LH ĐC HS BT BT CĐ TC CĐ TC 1 2 BT BT Hình 2.4: Hệ thống truyền lực của xe VAZ 2121. 1 – Cơ cấu khố vi sai giữa hai cầu. 2 – Vi sai giữa hai cầu. 2.1.3. Bố trí hệ thống truyền lực theo công thức 6x4: 19
BT BT LH TC TC ĐC CĐ HS CĐ BT BT Hình 2.5: Hệ thống truyền lực của xe KAMAZ – 5320. Phương án này được sử dụng nhiều ở các xe tải có tải trọng lớn. Ở trên hình 2.5 là hệ thống truyền lực 6 x 4 của xe tải KAMAZ – 5320 (sản xuất tại CHLB Nga). Đặc điểm cơ bản của cách bố trí này là không sử dụng hộp phân phối cho hai cầu sau chủ động, mà chỉ dùng một bộ vi sai giữa hai cầu nên kết cấu rất gọn. 2.1.4.Bố trí hệ thống truyền lực theo công thức 6x6: BT BT TC TC H BT BT BT TC BT Hình 2.6 : Hệ thống truyền lực của xe URAL 375. Phương án này được sử dụng hầu hết ở các xe tải có tải trọng lớn và rất lớn. Một ví dụ cho trường hợp này là hệ thống truyền lực của xe tải URAL 375 (sản xuất tại CHLB Nga) ở trên hình 2.6. 20
Đặc điểm chính của hệ thống truyền lực này là trong hộp phân phối có bộ vi sai hình trụ để chia công suất đến các cầu trước, cầu giữa và cầu sau. Công suất dẫn ra cầu giữa và cầu sau được phân phối thông qua bộ vi sai hình nón (Như ở hình 2.5) . Ngồi ra có một số hệ thống truyền lực ở một số xe lại không sử dụng bộ vi sai giữa các cầu như xe ZIL 131 ,ZIL 175 K, 2.2. SỰ TRUYỀN VÀ BIẾN ĐỔI NĂNG LƯỢNG TRONG HỆ THỐNG TRUYỀN LỰC: Quá trình truyền năng lượng từ động cơ đến khung xe (hoặc thân xe) thông qua hệ thống truyền lực và hệ thống chuyển động sẽ xuất hiện các hiện tượng sau: - Thay đổi vận tốc ( vận tốc góc hoặc vận tốc tịnh tiến) và mômen (hoặc lực). - Một phần năng lượng truyền đi sẽ bị tiêu hao. - Tích lũy năng lượng ở dạng động năng (do khối lượng của các chi tiết trong hệ) và ở dạng thế năng (do tính đàn hồi của chúng) Chúng ta khảo sát quá trình truyền năng lượng với các giả thuyết sau: - Trường hợp truyền động đến nhiều bánh chủ động thì giả thiết là sự truyền năng lượng tới các bánh riêng biệt sẽ là như nhau, tức là đã coi chỉ có một đường truyền năng lượng từ động cơ tới khung xe. - Không để ý đến quá trình chuyển tiếp xảy ra khi đóng, tách ly hợp và khi chuyển số. - Các đặc tính của động cơ và hệ thống truyền lực sẽ giữ nguyên khi chuyển động ổn định và không ổn định. - Khi chuyển động đều, giả thiết là không xảy ra tích lũy năng lượng trong hệ, nghĩa là các phần tử trong hệ được coi là không có khối lượng và cứng tuyệt đối (hệ bậc không). Ở đây chúng ta chỉ xét quá trình truyền năng lượng khi xe chuyển động ổn định. Ở ô tô năng lượng được truyền từ động cơ đến các bánh xe chủ động thông qua hệ thống truyền lực. Quá trình truyền và biến đổi năng lượng được đặc trưng bởi các thành phần của công suất đầu vào Pe và công suất đầu ra Pk, nghĩa là bởi vận tốc góc và mômen tương ứng: P M ω e e e (2.1) P k M k ωb Các mối quan hệ giữa các thông số Me, Mk,  e,  b được gọi là các đặc tính truyền động. Ở đây: Pk – Công suất truyền đến các bánh xe chủ động.  b – Vận tốc góc của bánh xe chủ động. Mk – Mômen của các bánh xe chủ động. Mặt khác, để thể hiện các mối quan hệ chức năng ở truyền động, chúng ta sử dụng các khái niệm sau: + Tỷ số truyền động học (truyền vận tốc): 1 e n e i t (2.2)  b n b Trong đó: it – Tỷ số truyền của hệ thống truyền lực, thường dùng ở truyền động có cấp. 21
 – Tỷ số truyền được dùng trong hệ thống truyền động thủy lực. ne – Số vòng quay của động cơ nb – Số vòng quay của bánh xe. Theo kết cấu của hệ thống truyền lực thì tỷ số truyền it còn được tính theo công thức sau: it = ihipioic (2.3) Ở đây: ih – Tỷ số truyền của hộp số. ip – Tỷ số truyền của hộp số phụ (hoặc hộp phân phối). io – Tỷ số truyền của truyền lực chính. ic – Tỷ số truyền của truyền lực cạnh (truyền lực cuối cùng). + Tỷ số truyền mômen: M „ k (2.4) Me + Hiệu suất của truyền động (với giả thiết hệ là bậc không): P M ω „ η k k b „.ν (2.5) P e M e ωe i t Ở trường hợp đang xét  chính là hiệu suất của hệ thống truyền lực. Xét về mặt kết cấu của hệ thống truyền lực thì hiệu suất  còn được tính như sau: =  l  h  p  cđ  o  c (2.6) Ở đây:  l – Hiệu suất của ly hợp.  h – Hiệu suất của hộp số.  p – Hiệu suất của hộp số phụ (hoặc hộp số phân phối).  cd – Hiệu suất của cac đăng.  o – Hiệu suất của truyền lực chính.  c – Hiệu suất của truyền lực cạnh. Trong trường hợp tổng quát, khi truyền động qua một cơ cấu truyền động với các thông số đầu vào là ω1 , M1 , P1 và các thông số đầu ra ω2 , M2 , P2 , ta có : P1= M1 ω1 ; P2= M2 ω2 (2.7) Ở đây: ω1 , ω2 – Vận tốc góc ở đầu vào và đầu ra. M1 , M2 – Mômen ở đầu vào và đầu ra. P1 , P2 – Công suất ở đầu vào và đầu ra. Các đặc tính truyền động được thể hiện bằng mối quan hệ giữa các thông số ωi , Mi . 22
Khi cần biểu thị các quan hệ chức năng trong truyền động, người ta sử dụng các khái niệm sau: + Tỷ số truyền động học (truyền vận tốc) : 1 ω i 1 (2.8) ν ω2 Ở đây: i – Tỷ số truyền của cơ cấu, dùng ở truyền động có cấp. ν – Tỷ số truyền của cơ cấu, dùng ở truyền động thuỷ lực. + Tỷ số truyền mômen: M „ 2 (2.9) M1 + Hiệu suất của truyền động (với giả thuyết hệ là bậc không) ta có: PM ω „ η 2 2 2 „. ν (2.10) P1 M 1ω 1 i Các đặc tính truyền động thường được biểu thị theo hai nhóm: + Nhóm thứ nhất là các đặc tính không thứ nguyên, đó là các quan hệ „ (  ) và (  ). Ở hình 2.7 mô tả đặc tính không thứ nguyên của hộp số có cấp với i thay đổi gián đoạn (hình a) và biến mô thuỷ lực với  thay đổi liên tục (hình b). η η „ „ η η „ „ 0 1 0 ν ν i a) 23 b)
Hình 2.7 : Đặc tính truyền động không thứ nguyên. a – Hộp số có cấp. b – Biến mô thuỷ lực. + Nhóm thứ hai của đặc tính truyền động biểu thị mối quan hệ giữa các thông số đầu vào ω1 , M1 (được gọi là đặc tính vào) và các thông số đầu ra ω2 , M2 (được gọi là đặc tính ra). Thông thường chúng được xây dựng ở dạng tốc độ của mômen M( ω ). Chúng ta thường quan tâm tới các đặc tính ra, vì thế chúng thường được xây dựng kết hợp với sự làm việc của động cơ theo đặc tính ngồi. Trên hình 2.8 biểu diễn đặc tính ra và đặc tính động học (được hiểu là các quan hệ ω1 ( ω2 ) hay ( ω2 )) trong trường hợp hộp số có cấp (hình a) và biến mô thuỷ lực một cấp (hình b). 24
M2 M2 ω1 η ω1 ω 1 η I II III IV I ω1 II III M2 IV 0 0 ω2 ω2 a) b) Hình 2.8: Đặc tính ra và đặc tính động học. a – Hộp số có cấp. b – Biến mô thuỷ lực một cấp. Các đặc tính ra được xác định từ các đặc tính vào và khi cho trước các đặc tính không thứ nguyên. Chúng ta tiến hành theo phương pháp sau : Chúng ta xác định một điểm của đặc tính vào cho trước (M1 , ω1 ) khi đó điểm tương ứng của đặc tính ra sẽ có toạ độ: M2 „.M1 (2.11) ω ω ν.ω 1 2 1 i Trong hệ thống truyền lực cơ khí thì mối liên quan giữa đầu vào và đầu ra là cứng, bởi vậy ứng với một điểm đầu vào ta có một điểm đầu ra một cách rõ ràng. Trong hệ thống truyền lực có sử dụng ly hợp thuỷ lực hoặc biến mô thuỷ lực thì quan hệ giữa đầu vào và đầu ra là tự do và nó phụ thuộc vào các đặc tính của cụm truyền động thuỷ lực đó. Chúng thường được cho ở dạng đặc tính không thứ nguyên „ (  ) , (  ). 2.3. SỰ BIẾN ĐỔI NĂNG LƯỢNG TRONG HỆ THỐNG CHUYỂN ĐỘNG: Hệ thống chuyển động là cụm truyền động giữa bánh xe với mặt đường. Ở trường hợp này chúng được coi là cụm biến đổi bậc không, nghĩa là ta không để ý đến khối lượng và biến dạng của nó. Công suất của bánh xe chủ động được thể hiện qua Mk và  b. Nhờ có Mk tại bánh xe chủ động và nhờ sự tiếp xúc giữa bánh xe với mặt đường nên đã phát sinh phản lực Fk từ mặt đường tác dụng lên bánh xe hướng theo chiều chuyển động của xe. Phản lực này chính là lực kéo tiếp tuyến của bánh xe chủ động. 25
Như vậy hệ thống chuyển động đã biến đổi chuyển động quay của bánh xe thành chuyển động tịnh tiến của xe. Tức là biến đổi mômen Mk và vận tốc góc  b trên trục bánh xe thành lực kéo Fk của bánh xe và vận tốc tịnh tiến v. Quan hệ giữa các thông số vừa nêu được thể hiện: M k M e i t η M e i h i p i o i c η Fk (2.12) r b r b r b v r  l b (2.13) Ở đây: rb – Bán kính tính tốn (bán kính làm việc trung bình) của bánh xe. v – Vận tốc tịnh tiến thực tế. rl – Bán kính lăn của bánh xe (sẽ được trình bày ở mục 3.1.5). Trong thực tế có thể coi rb = const, còn rl const, vì rl phụ thuộc vào nhiều yếu tố, ví dụ: tải trọng, vận tốc Cho nên từ (2.12) và (2.13) cho thấy rằng hệ thống chuyển động biến đổi lực với một tỉ lệ không đổi, nhưng sự truyền vận tốc không phải là ổn định. Khi xe chuyển động ở đường tốt và với vận tốc lớn thì có thể xem rl = rb. Trên đường xấu và với vận tốc nhỏ thì rl rb, lúc này chúng ta phải cân nhắc đến sự trượt giữa bánh xe với mặt đường. Sự phụ thuộc (hay đồ thị ) Fk(v) được gọi là đặc tính ra hay đặc tính kéo của bánh xe chủ động, nó có dạng tương tự như đặc tính ra của hệ thống truyền lực. Sự phụ thuộc ωb (v) được gọi là đặc tính động học của bánh xe chuyển động. 2.4. SỰ TỔN HAO NĂNG LƯỢNG KHI TRUYỀN NĂNG LƯỢNG TRÊN XE: Khi truyền năng lượng từ động cơ đến khung xe sẽ có một phần năng lượng biến đổi thành nhiệt năng không thể thu hồi được. Giá trị này cần phải biết khi tính tốn thiết kế bởi hai lý do sau: - Nhằm xác định công suất sử dụng dùng để truyền động ô tô ứng với công suất đã cho của động cơ. Hoặc ngược lại để xác định công suất yêu cầu của động cơ ứng với yêu cầu năng lượng của xe đã cho. - Nhằm xác định các yêu cầu làm mát đảm bảo cho hệ thống làm việc bình thường. Các tổn thất được biểu thị về mặt định lượng bởi công suất tổn hao P  hay mômen tổn hao M  . Tuy vậy người ta thường biểu thị bằng các hệ số không thứ nguyên là hiệu suất  hoặc hệ số tổn hao  . Mối quan hệ giữa các đại lượng: P γ P e P k P γ (2.14) M γ ωe P γ M γ γ (2.15) P e M e P γ P P P γ e k 1 k 1 η (2.16) P e P e P e 26
η 1 γ (2.17) Công việc tính tốn tổn hao dựa trên cơ sở kinh nghiệm và định hướng, bởi vậy nó luôn là gần đúng. Muốn xác định chính xác chỉ có thể bằng con đường thực nghiệm. Khi tính tổn hao ta tiến hành riêng cho từng bộ phận. Tổng tổn hao được xác định theo nguyên tắc các tổ hợp mắc nối tiếp nhau. Cần lưu ý rằng ở truyền động cơ khí chỉ có tổn hao về mômen mà không có tổn hao về vận tốc. Tổn hao ở truyền động cơ khí không những không phụ thuộc vào kết cấu, ma sát giữa các bề mặt của các chi tiết, sơ đồ động học, mà còn phụ thuộc vào mômen truyền, vận tốc, độ nhớt và nhiệt độ của dầu bôi trơn Trong tính tốn người ta chia các tổn hao thành các phần như sau :  Tổn hao trong truyền động cơ khí với liên kết cứng: hộp số, hộp số phụ, khớp các đăng, truyền lực chính  Tổn hao trong truyền động thay đổi liên tục: ly hợp thuỷ lực, biến mô thuỷ lực.  Tổn hao trong các thiết bị điều khiển: mạch dầu trong hệ thống sang số  Tổn hao trong hệ thống chuyển động. Tổn hao trong truyền động cơ khí có thể lựa chọn một cách định hướng như sau :  Ở bánh răng ăn khớp ngồi : γ = 1,5 ÷ 2%.  Ở bánh răng ăn khớp trong : γ = 1 ÷ 1,5%.  Ở bánh răng nón : γ = 2 ÷ 3%.  Ở bánh răng hybôit : γ = 3 ÷ 5%.  Ở bộ bánh răng hành tinh và trục vít : được tính tốn từ các thông số của bộ truyền động.  Ở cơ cấu sang số của hộp số có cấp : γ = 0,5 ÷ 1%.  Ở khớp các đăng : γ = 1 ÷ 2%. Tổn hao trong truyền động thay đổi liên tục : Thông thường được xác định bằng các đặc tính hiệu suất hay tỉ số truyền mômen (đặc tính không thứ nguyên). Những tổn hao này thường lớn hơn ở truyền động cơ khí và phụ thuộc nhiều vào chế độ làm việc. Tổn hao trong cơ cấu điều khiển hệ thống truyền lực : Ở cơ cấu điều khiển tổn hao chủ yếu là trong cơ cấu sang số thủy lực và ở bơm dầu trong hệ thống này. Giá trị định hướng của hiệu suất ở hệ thống này là : = 0,95 ÷ 0,99 27
CHƯƠNG 3 CƠ HỌC LĂN CỦA BÁNH XE Mục tiêu: Sau khi học xong chương này các sinh viên có khả năng: 1. Định nghĩa được các loại bán kính của bánh xe. 2. Nêu được các khái niệm và các quan hệ động học của bánh xe khi lăn. 3. Trình bày được động lực học chuyển động của bánh xe. 4. Trình bày được sơ đồ truyền năng lượng từ bánh xe tới mặt đường. 5.Giải thích được sự trượt của bánh xe, khả năng bám và hệ số bám của bánh xe với mặt đường. 6. Nêu được quan hệ giữa bán kính lăn và lực kéo ( hoặc lực phanh ) tác dụng lên bánh xe. 7.Trình bày được đặc tính trượt của bánh xe khi kéo và khi phanh. 8.Giải thích được biến dạng của bánh xe đàn hồi khi chịu lực ngang. Định nghĩa được góc lệch hướng. 28
3.1. CÁC LOẠI BÁN KÍNH CỦA BÁNH XE: Bán kính của bánh xe là một thông số hình học cơ bản của bánh xe. Do lốp xe có độ đàn hồi nên có thể biến dạng theo mọi phương. Bởi vậy bán kính bánh xe có lốp đàn hồi sẽ không nhất định và phụ thuộc vào phương pháp định nghĩa. Sau đây chúng ta sẽ định nghĩa một vài loại bán kính bánh xe: 3.1.1. Bán kính thiết kế ( bán kính danh định) ro: ro là bán kính của bánh xe không quay, không chịu tải, áp suất không khí trong lốp ở mức danh định. Bán kính này được xác định theo kích thước tiêu chuẩn trên lốp, được cho bởi nhà chế tạo. Ví dụ một lốp có ký hiệu B-d Trong đó: B – Bề rộng của lốp (inch). d – Đường kính vành bánh xe (inch). Lúc đó ro được xác định như sau: d r B 25,4 (mm) (3.1) o 2 3.1.2. Bán kính tự do r: r là bán kính của bánh xe không chịu tải. Bán kính này sẽ thay đổi do ảnh hưởng của dung sai chế tạo, lực li tâm và áp suất không khí trong lốp. Giá trị r sẽ tăng nếu b tăng lên. 3.1.3. Bán kính tĩnh rt: Bán kính tĩnh rt là khoảng cách từ tâm bánh xe tới mặt đường khi bánh xe đứng yên và chịu lực tác dụng theo chiều thẳng đứng. Giá trị của rt phụ thuộc vào các lực thẳng đứng tác dụng lên bánh xe và áp suất không khí trong lốp. 3.1.4. Bán kính động lực học rđ: Bán kính động lực học rđ là khoảng cách từ tâm bánh xe tới mặt đường khi bánh xe đang lăn và chịu các lực tác dụng theo cả ba chiều: dọc, đứng và ngang. Giá trị của rđ phụ thuộc vào các yếu tố sau: - Tải trọng thẳng đứng tác dụng lên bánh xe. - Lực li tâm khi bánh xe quay. - Mômen chủ động Mk hoặc mômen phanh Mp. - Áp suất không khí trong lốp. 3.1.5. Bán kính lăn rl: Bán kính lăn rl không phải là thông số hình học mà là thông số động học, nó là tỉ lệ giữa vận tốc tịnh tiến thực tế v và vận tốc góc của bánh xe. Bán kính lăn được xác định: v r l (3.2) b 29
Như vậy bán kính lăn là bán kính của một bánh xe ảo, nó chuyển động không có trượt với vận tốc tịnh tiến tương đương với bánh xe thực tế. rl có thể coi là khoảng cách từ tâm bánh xe tới cực P của chuyển động tương đối giữa bánh xe với mặt đường. Giá trị của rl phụ thuộc vào các thông số sau: - Tải trọng tác dụng lên bánh xe. - Áp suất không khí trong lốp. - Độ đàn hồi của vật liệu chế tạo lốp. - Khả năng bám của bánh xe với đường 3.1.6. Bán kính tính tốn (bán kính làm việc trung bình) rb: Trong tính tốn thực tế, người ta thường sử dụng bán kính của bánh xe có kể đến sự biến dạng của lốp do ảnh hưởng của các thông số đã trình bày ở trên. Giá trị của bán kính này so với bán kính thực tế sai lệch không nhiều. r b r o (3.3) Với: r0 – Bán kính thiết kế của bánh xe.  – Hệ số kể đến sự biến dạng của lốp:  = 0,93  0,935 (cho lốp có áp suất thấp).  = 0,945  0,95 (cho lốp có áp suất cao). 3.2. ĐỘNG HỌC LĂN CỦA BÁNH XE KHÔNG BIẾN DẠNG: 3.2.1. Các khái niệm: Vận tốc chuyển động lý thuyết vo: vo là vận tốc của xe khi chuyển động hồn tồn không có trượt. S 2 r N v l b b  r (3.4) o t t b b Ở đây: Sl – Quãng đường lý thuyết mà bánh xe đã lăn. t – Thời gian bánh xe đã lăn. rb – Bán kính tính tốn của bánh xe. Nb – Tổng số vòng quay của bánh xe. b – Vận tốc góc của bánh xe. * Vận tốc chuyển động thực tế v: v là vận tốc chuyển động của xe khi có tính đến ảnh hưởng của sự trượt của bánh xe với mặt đường. S 2 r N v t l b  r (3.5) t t b l Trong đó: St – quãng đường thực tế mà bánh xe đã lăn. t – thời gian mà bánh xe đã lăn. rl – bán kính lăn của bánh xe. 30
* Vận tốc trượt v : Khi xe chuyển động có sự trượt giữa bánh xe với mặt đường thì vận tốc thực tế của xe và vận tốc lý thuyết sẽ khác nhau. Sự chênh lệch giữa hai loại vận tốc vừa nêu trên chính là vận tốc trượt: v v vo b rl b r b (3.6) * Hệ số trượt và độ trượt: + Hệ số trượt và độ trượt khi kéo: Sự trượt của bánh xe được thể hiện thông qua hệ số trượt k : v vo v r l k 1 (3.7) vo vo r b Mức độ trượt của bánh xe được đánh giá thông qua độ trượt k : k k 100% (3.8) + Hệ số trượt và độ trượt khi phanh: Trong trường hợp phanh ta có hệ số trượt và độ trượt như sau: v vo v vo r b p 1 1 (3.9) v v v r l  p p 100% (3.10) 3.2.2. Các quan hệ động học khi bánh xe lăn: Khi bánh xe lăn có thể xảy ra hiện tượng trượt (trượt quay khi kéo hoặc trượt lết khi phanh), điều này sẽ làm ảnh hưởng đến vận tốc thực tế của xe. Có thể có ba trạng thái lăn: - Lăn không trượt ở bánh xe bị động và không phanh. - Lăn có trượt quay ở bánh xe chủ động và đang có lực kéo. - Lăn có trượt lết ở bánh xe đang phanh. * Bánh xe lăn không trượt: Trong trường hợp này, tốc độ của tâm bánh xe (cũng là tốc độ của xe) bằng với tốc độ vòng. Nghĩa là tốc độ thực tế v bằng tốc độ lý thuyết vo, ta có: v vo b r b (3.11) Do vậy, tâm quay tức thời (cực P) của bánh xe nằm trên vòng bánh xe và bán kính lăn bằng bán kính tính tốn: rl = rb (3.12) Trạng thái này chỉ có được ở bánh xe bị động với Mp = 0, lúc đó v 0 31
rb b v v0 rl x P Hình 3.1: Lăn không trượt. * Bánh xe lăn có trượt quay: Đây là trường hợp của bánh xe đang có lực kéo, khi đó tốc độ của tâm bánh xe (tốc độ thực tế) v nhỏ hơn tốc độ lý thuyết vo, do vậy cực P nằm trong vòng bánh xe và rl 0. Ở trạng thái trượt quay hồn tồn (bánh xe chủ động quay, xe đứng yên) ta có: v 0; b 0 v b rl 0 rl 0 v v vo 0 vo vo Thay vào (3.7) suy ra: k 1 (trượt quay hồn tồn) 32
rb b v vo rl P x v 0 Hình 3.2: Lăn có trượt quay. * Bánh xe lăn có trượt lết: Đây là trường hợp bánh xe đang được phanh. Trong trường hợp này tốc độ thực tế v lớn hơn tốc độ lý thuyết vo, cực P nằm bên ngồi bánh xe và rl > rb. Tại vùng tiếp xúc của bánh xe với mặt đường cũng xuất hiện tốc độ trượt v nhưng hướng theo hướng dương của trục x. rb b vo v rl x v 0 P Hình 3.3: Lăn có trượt lết. Ta có quan hệ sau: v vo v b r b v b rl (3.15) Do đó: v v vo b rl b r b 0 (3.16) Theo (3.9) hệ số trượt khi phanh được tính: v vo v r b p 1 (3.17) v v r l 33
Do v 0 nên p 0 Ở trạng thái trượt lết hồn tồn (bánh xe bị hãm cứng không quay, xe và bánh xe vẫn chuyển động tịnh tiến) ta có: v v 0,b 0 rl b vo b r b 0 v v vo v Thay vào (3.9) suy ra: p 1 (trượt lết hồn tồn) 3.3. ĐỘNG LỰC HỌC CHUYỂN ĐỘNG CỦA BÁNH XE: Chúng ta sẽ khảo sát lực và mômen tác dụng lên bánh xe đang lăn trên đường khi không có lực ngang tác dụng dưới các bánh xe. Trong thực tế sẽ có ba trạng thái chuyển động khác nhau ở các bánh xe: - Bánh xe bị động không phanh (trạng thái bị động). - Bánh xe chủ động và đang có lực kéo (trạng thái kéo). - Bánh xe bị động hoặc chủ động đang bị phanh ( trạng thái phanh) 3.3.1.Bánh xe bị động không bị phanh (Mk = 0, Mp = 0): Khi đó bánh xe sẽ chịu các lực sau đây: Từ khung xe: Tải trọng thẳng đứng, ký hiệu Gb và lực đẩy đặt tại tâm trục của bánh xe, hướng theo chiều chuyển động, ký hiệu Fx. Từ đường tác dụng lên các bánh xe các phản lực tiếp tuyến mà hợp lực của chúng ký hiệu là X và các phản lực pháp tuyến mà hợp lực của chúng ký hiệu là Z. Phản lực tiếp tuyến X xuất hiện là do tại tâm trục bánh xe tồn tại lực Fx. Lực này có xu hướng đẩy vết tiếp xúc giữa đường với lốp về phía trước theo chiều chuyển động. Do đó tại vết tiếp xúc sẽ xuất hiện lực X chống lại sự dịch chuyển đó. Xét về giá trị ta có: X = Fx; Z = Gb Với: Z – Phản lực thẳng góc của đường tác dụng lên bánh xe. Gb – Trọng lượng tác dụng lên bánh xe. Phản lực X ngược chiều chuyển động của xe và được coi là lực cản lăn Ff. Lực cản lăn phải được khắc phục bởi lực Fx. Như vậy ta có: X = Ff (3.18) Ff = f.Z (3.19) Với f là hệ số cản lăn. Phương trình cân bằng mômen tại tâm bánh xe: Z.a = Ff. rđ= f.Z.rđ = Mf (3.20) Với Mf là mômen cản lăn. v b Gb Gb 34
Fx Fx rđ Mf XFf XFf a Z Z Hình 3.4: Lực và mômen tác dụng lên bánh xe bị động. Từ hình 3.4 ta rút ra quan hệ: tg = a/rđ = Ff/Z = f (3.21) 3.3.2.Bánh xe chủ động và đang có lực kéo (Mk 0, Mp =0): Mômen chủ động Mk cùng chiều với b . Mk cân bằng với cặp lực Fk, một đặt tại điểm tiếp xúc giữa bánh xe với mặt đường, một đặt tại tâm bánh xe, tức là: Mk = Fkrđ. Cân bằng lực theo chiều thẳng đứng: Z = Gb (3.22) v Mk Mk  Mk b Gb Gb Gb Ff Fk Fx rđ Fx Mf Ff Fk Fk Ff X a Z Z Z Hình 3.5: Lực và mômen tác dụng lên bánh xe chủ động. Lực kéo tiếp tuyến: Fk = Mk/rđ (3.23) Lực đẩy tổng cộng vào khung xe: Fx = Fk – Ff = X (3.24) 35
Với X là phản lực tiếp tuyến của bánh xe với mặt đường. Khi kéo nó cùng chiều chuyển động. 3.3.3.Bánh xe bị động hoặc chủ động đang bị phanh (Mk = 0, Mp 0): Mômen phanh Mp ngược chiều với b . Mp cân bằng với cặp lực Fp, tức là: M p M p F p r ñ F p (3.25) r ñ v M p Mp Mp b Gb Gb Gb Fp Fx Fx Ff rđ Mf Fp F Fp Ff X a f Z Z Z Hình 3.6: Lực và mômen tác dụng lên bánh xe đang phanh. Mặt khác ta vẫn có: Z = Gb. Cân bằng lực theo chiều nằm ngang ta có lực tác dụng vào khung xe: Fx = Fp + Ff = X (3.26) Ở đây: Fp – Lực phanh. Fx – Lực đẩy vào khung ngược chiều chuyển động của xe. X – Phản lực tiếp tuyến, khi phanh nó ngược chiều chuyển động của xe. Ff – Lực cản lăn. rđ – Bán kính động lực học, có thể coi rđ rb (bán kính tính tốn). Từ các quan hệ lực vừa xét ở các bánh xe ta thấy: Lực đẩy (truyền) vào khung xe không phải là lực Fk (hoặc lực Fp) mà là phản lực tiếp tuyến X = Fx, cụ thể là: X = Mk/rđ – Ff (khi kéo) (3.27) X = Mp/rđ + Ff (khi phanh) (3.28) Thực nghiệm đã chứng tỏ Ff không phụ thuộc vào Mk và Mp. Đồ thị ở hình 3.7 cho thấy rõ các trạng thái chuyển động của bánh xe. Theo qui ước về chiều thì Mp 0; Fk >0. + Các trạng thái chuyển động của bánh xe: - Ở trạng thái phanh: Mp Mf , Fk > F f , X = Fk - F f >0. 36
Lưu ý: do ở phần này chúng ta có qui ước chiều của các lực và mômen, nên phải sử dụng dấu giá trị tuyệt đối ở các công thức. Fk Fk X X Trạng thái phanh Mp Mk Trạng thái kéo Ff Trạng thái tự do Trạng thái trung tính Trạng thái bò động Fp Fp Hình 3.7: Các trạng thái chuyển động của bánh xe. 3.4. SƠ ĐỒ TRUYỀN NĂNG LƯỢNG TỪ BÁNH XE TỚI MẶT ĐƯỜNG: Năng lượng từ động cơ truyền đến các bánh xe chủ động thông qua hệ thống truyền lực. Sau đó năng lượng từ các bánh xe được truyền tới mặt đường. Tùy thuộc vào trạng thái chuyển động của bánh xe, sẽ tồn tại những dòng năng lượng sau đây. Trên hình 3.8 diễn tả các dòng công suất cho 3 trạng thái chuyển động chủ yếu của bánh xe: - Dòng công suất ở bánh xe bị động ( hình 3.8.a ). - Dòng công suất ở bánh xe chủ động ( hình 3.8.b ). - Dòng công suất ở bánh xe đang phanh ( hình 3.8.c ). Mk b) a) b Pk b Fx Px Px v v Fx X X=Ff Pm Pm c) Mp Pp b Fx v Px X Pm 37
Hình 3.8: Các dòng năng lượng đối với các trạng thái chuyển động của bánh xe. a – Bánh xe bị động. b – Bánh xe chủ động. c – Bánh xe đang phanh. Khi khảo sát năng lượng truyền từ bánh xe tới mặt đường, sẽ xuất hiện 3 dạng công suất sau đây: * Công suất trên trục của bánh xe: Pk hoặc Pp + Trong trường hợp bánh xe chủ động đang có lực kéo thì mômen Mk và vận tốc góc bánh xe ωb cùng chiều, cho nên công suất Pk sẽ là dương: Pk = Mk. ωb > 0 + Trong trường hợp bánh xe đang bị phanh thì mômen Mp và vận tốc góc bánh xe ωb ngược chiều, cho nên công suất Pp sẽ là âm: Pp = Mp. ωb < 0 * Công suất truyền qua ổ trục của bánh xe: Px Px = Fx.v + Trong trường hợp bánh xe chủ động đang có lực kéo thì Fx và v ngược chiều nhau. Bởi vậy công suất Px được coi là âm vì nó truyền khỏi bánh xe. Đây là dòng công suất truyền lên khung xe và đẩy xe chạy tới. + Trong trường hợp bánh xe đang bị phanh thì Fx và v cùng chiều. Bởi vậy công suất Px được coi là dương và dòng công suất này được truyền tới bánh xe, sau đó sẽ được tiêu hao chủ yếu trong cơ cấu phanh. * Công suất tổn hao: Pm Vì Pm là công suất mất mát nên nó có giá trị âm. Khi bánh xe chuyển động ổn định, ta có phương trình cân bằng năng lượng: Pk + Px + Pm = 0 (3.29) Từ đó ta có: ω F v Fδ v - (F f δ F )v PPPMm k x k b x k 0 k f (3.30) FvF(vf k 0 v) FvFv f k P P Trong đó: v0 – Vận tốc lý thuyết. v – Vận tốc thực tế. v – Vận tốc trượt. Pf = Ff.v Được gọi là công suất cản lăn, có giá trị âm. P =Fk. vδ Được gọi là công suất trượt quay. Nếu bánh xe đang bị phanh thì Fk sẽ được thay bằng Fp, lúc đó: P =Fp. vδ Được gọi là công suất trượt lết. 38
Lưu ý rằng P luôn có giá trị âm, bởi vì khi trượt quay thì Fk >0, còn vδ 0. Dễ thấy rằng: công suất cản lăn luôn tồn tại khi bánh xe lăn, còn công suất trượt chỉ có khi có lực Fk ( hoặc Fp ), tức là chỉ khi có mômen Mk ( hoặc Mp ) tác dụng lên bánh xe. Khi xe chuyển động ( trạng thái kéo ) trên đường cứng thì thông thường vận tốc trượt khá nhỏ, nên công suất trượt có thể bỏ. Khi xe chuyển động trên đường đất mềm ( đường địa hình ) thì không thể bỏ qua công suất trượt. 3.5. SỰ TRƯỢT CỦA BÁNH XE, KHÁI NIỆM VỀ KHẢ NĂNG BÁM VÀ HỆ SỐ BÁM: 3.5.1. Sự trượt của bánh xe: Khi các bánh xe lăn, dưới tác dụng của mômen xoắn chủ động, các bánh xe có mấu bám lên đất, ép đất theo phương nằm ngang và có chiều ngược với chiều chuyển động của xe. Đất sẽ bị nén lại một đoạn b (hình 3.9) làm cho trục bánh xe lùi về sau một đoạn so với trường hợp không biến dạng. Vì thế làm cho xe giảm vận tốc tịnh tiến và đó cũng chính là bản chất của hiện tượng trượt quay. Ngồi ra do sự biến dạng theo hướng tiếp tuyến của các thớ lốp dưới tác dụng của mômen xoắn Mk cũng làm giảm vận tốc tịnh tiến của xe, gây nên hiện tượng trượt. Điều đó được giải thích như sau: khi các phần tử lốp đi vào khu vực tiếp xúc sẽ bị nén lại làm cho bán kính thực tế của bánh xe nhỏ lại, do đó quãng đường xe đi được sau một vòng quay sẽ giảm đi. Do đó mômen xoắn là nguyên nhân chính gây ra sự trượt ở bánh xe chủ động. Khi bánh xe đang phanh, dưới tác dụng của mômen phanh, đất sẽ bị nén lại cùng chiều với chiều chuyển động của xe. Do đó trục của bánh xe tiến về trước một đoạn so với trường hợp không biến dạng. Vì thế vận tốc thực tế của xe được tăng lên, đó là bản chất của hiện tượng trượt lết. Mặt khác sự biến dạng theo hướng tiếp tuyến của các thớ lốp dưới tác dụng của mômen phanh cũng làm tăng vận tốc của xe, tạo nên sự trượt lết ở các bánh xe đang phanh. Ngồi ra tải trọng, vật liệu chế tạo lốp, áp suất trong lốp và điều kiện mặt đường cũng là nguyên nhân gây nên sự trượt ở bánh xe. b Hình 3.9: Sơ đồ biến dạng của đất khi bánh xe chủ động lăn. 3.5.2. Khả năng bám, hệ số bám giữa bánh xe với mặt đường và lực bám: * Khả năng bám: 39
Điều kiện để ô tô có thể chuyển động được là ở các bánh xe chủ động phải có mômen xoắn chủ động truyền đến và tại bề mặt tiếp xúc giữa bánh xe và mặt đường phải có độ bám nhất định. Nếu độ bám nhỏ thì bánh xe có thể bị trượt quay khi ở bánh xe có mômen chủ động lớn hoặc bánh xe bị trượt lết khi ở bánh xe có mômen phanh lớn. Như vậy, khả năng bám là khả năng bánh xe chuyển động bình thường không có trượt quay dưới tác dụng của mômen chủ động hoặc không có trượt lết khi bánh xe đang chịu mômen phanh. * Hệ số bám: Độ bám giữa bánh xe với mặt đường được đặc trưng bởi hệ số bám. Tùy theo chiều của phản lực mặt đường tác dụng lên bánh xe mà hệ số bám sẽ có tên gọi khác nhau. Nếu xét khả năng bám theo chiều dọc (khi dưới bánh xe chỉ có phản lực dọc: lực kéo hoặc lực phanh), thì hệ số bám được gọi là hệ số bám dọc x và được định nghĩa như sau: Fkmax x (3.31) Gb Với: Fkmax – Lực kéo tiếp tuyến cực đại giữa bánh xe với mặt đường. Gb – Tải trọng thẳng đứng tác dụng lên bánh xe (được gọi là trọng lượng bám). Nếu xét khả năng bám theo chiều ngang (khi dưới bánh xe chỉ có phản lực ngang Yb), thì hệ số bám được gọi là hệ số bám ngang y và được định nghĩa như sau: Ybmax y (3.32) Gb Ở đây: Ybmax – Phản lực ngang cực đại của mặt đường tác dụng lên bánh xe. Trường hợp tổng quát, khi dưới bánh xe có tác dụng đồng thời cả phản lực dọc Xb và 2 2 phản lực ngang Yb, thì phải xét khả năng bám theo chiều của vectơ lực Q Xb Yb , là hợp lực của Xb và Yb. Lúc này hệ số bám được gọi là hệ số bám tổng quát tq và được định nghĩa như sau: 2 2 Xb Yb max Qmax tq (3.33) Gb Gb Với: Qmax – Giá trị cực đại của lực Q Thông thường, chúng ta thường xuyên sử dụng hệ số bám dọc x , nên nó còn có thể được ký hiệu đơn giản là . 40
* Các yếu tố ảnh hưởng đến hệ số bám: x x 1 1 0,7 0,7 2 2 0,6 0,6 20 q 0 40 2 4 6 Zb (N/cm2) a) c) (kN) x x 0,8 0,8 1 0,6 0,6 0,4 0,4 0,2 0,2 2 v (m/s) (%) 0 10 20 30 4 50 0 20 4 6 80 100 b) 0 0 d) 0 Hình 3.10: Các yếu tố ảnh hưởng đến hệ số bám. 1. Đường khô, 2. Đường ướt. a. Aûnh hưởng của áp suất trong lốp. b. Aûnh hưởng của tốc độ chuyển động của ô tô. c. Aûnh hưởng của phản lực thẳng đứng tác dụng lên bánh xe. d. Aûnh hưởng của độ trượt của bánh xe với mặt đường. Hệ số bám giữa bánh xe chủ động với mặt đường trước hết phụ thuộc vào nguyên liệu làm đường, nguyên liệu chế tạo lốp, tình trạng mặt đường, kết cấu của hoa lốp, tải trọng tác dụng lên bánh xe, áp suất lốp Sau đây là một số đồ thị chỉ sự phụ thuộc của hệ số bám vào áp suất lốp q, tốc độ dịch chuyển v, phản lực thẳng đứng tác dụng lên bánh xe Zb và độ trượt của bánh xe với mặt đường  (hình 3.10). * Lực bám: Từ định nghĩa của hệ số bám dọc, chúng ta có thể xác định được lực kéo tiếp tuyến cực đại phát sinh theo điều kiện bám giữa bánh xe chủ động với mặt đường như sau: Fkmax x Gb (3.34) Nếu gọi Zb là phản lực thẳng đứng từ mặt đường tác dụng lên bánh xe thì: Zb = Gb (3.35) Lúc đó lực bám dọc F x được xác định như sau: F x x Zb (3.36) 41
Để cho bánh xe chủ động không bị trượt quay thì lực kéo tiếp tuyến cực đại ở bánh xe đó phải nhỏ hơn hoặc bằng lực bám dọc giữa bánh xe với mặt đường: Fkmax F x (3.37) Nếu bánh xe đang phanh, để bánh xe không bị trượt lết thì lực phanh cực đại ở bánh xe đó phải nhỏ hơn hoặc bằng lực bám dọc: Fpmax F x (3.38) Khi dưới bánh xe có phản lực ngang tác dụng thì khả năng bám theo chiều ngang được thể hiện qua lực bám ngang F y : F y y Zb (3.39) Để cho bánh xe không bị trượt ngang thì phản lực ngang cực đại phải nhỏ hơn hoặc bằng lực bám ngang: Ybmax F y (3.40) Trong trường hợp tổng quát, khi dưới bánh xe có tác dụng đồng thời cả phản lực dọc Xb và phản lực ngang Yb, thì khả năng bám theo chiều của vectơ hợp lực Q được thể hiện qua lực bám tổng quát F t : F t tq Zb (3.41) Lúc này, để cho bánh xe không bị trượt theo hướng của vectơ hợp lực Q thì phản lực tổng hợp Q cực đại phải nhỏ hơn hoặc bằng lực bám tổng quát: 2 2 Q Xb Yb F (3.42) max max t Từ các biểu thức trên cho thấy lực bám F theo một chiều nào đó sẽ tỷ lệ thuận với hệ số bám theo chiều đó và Zb (hoặc trọng lượng bám Gb). Nếu xét theo chiều dọc (chiều chuyển động của xe) thì lực kéo cực đại Fkmax bị giới hạn bởi lực bám F x . Nếu muốn sử dụng tồn bộ lực kéo từ động cơ truyền xuống để thắng các lực cản chuyển động thì cần phải tăng lực bám. Để tăng lực bám, chúng ta phải tăng hệ số bám hoặc trọng lượng bám, và tốt nhất là tăng cả hai yếu tố đó. Để tăng hệ số bám, người ta thường sử dụng lốp có vấu cao. Để tăng trọng lượng bám, người ta sẽ thiết kế xe có nhiều cầu chủ động nhằm sử dụng tồn bộ trọng lượng của xe làm trọng lượng bám. 3.6. QUAN HỆ GIỮA BÁN KÍNH LĂN rl VÀ LỰC KÉO ( HOẶC LỰC PHANH ) TÁC DỤNG LÊN BÁNH XE: Sự phụ thuộc giữa bán kính lăn rl vào lực kéo Fk hay mômen chủ động Mk ( hoặc lực phanh Fp hay mômen phanh Mp ) được sử dụng phù hợp khi khảo sát sự phân phối công suất cho nhiều cầu chủ động qua hộp phân phối mà không sử dụng vi sai ( xem hình 3.11 ). rl 42
Hình 3.11 : Sự phụ thuộc của bán kính lăn rl vào mômen ( hoặc lực ) tác dụng lên bánh xe. Để đơn giản thì mối quan hệ rl(M) thường được tuyến tính hóa trong tồn bộ vùng tác dụng của mômen theo mối quan hệ như sau: r1 rlo λ M M k rlo λ p Fk Hoặc (3.43) r r λ M r λ F λ 1 lo M p lo p p λp = r. M (3.44) Ở đây: -1 -1 M ( có đơn vị N ) ; p (có đơn vị N m) là các hệâ số thay đổi bán kính lăn ( có khi gọi là hệ số biến dạng vòng của lốp ). Giá trị của chúng thay đổi trong phạm vi khá rộng, phụ thuộc vào loại lốp. Ví dụ: p = 0,001 ÷ 0,01 m/kN. Bán kính lăn rlo là bán kính lăn của bánh xe bị động, mà trên nó không có tác dụng của bất kì mômen nào ( Mk = Mp = 0 ). Khi giá trị lực kéo Fk ( hoặc mômen chủ động Mk ) tác dụng lên bánh xe dần dần tăng lên và xuất hiện sự trượt quay giữa bánh xe với mặt đường thì rl giảm xuống. Khi bánh xe bị trượt quay hồn tồn ( Mk = Mkmax = M : mômen bám ) thì rl = 0. Khi giá trị lực phanh Fp ( hoặc mômen phanh Mp ) tác dụng lên bánh xe dần dần tăng lên và xuất hiện sự trượt lết giữa bánh xe với mặt đường thì rl tăng lên. Khi bánh xe bị trượt lết hồn tồn ( Mp = Mpmax = M ) thì rl . 3.7. ĐẶC TÍNH TRƯỢT CỦA BÁNH XE KHI KÉO VÀ KHI PHANH: Khi giá trị lực kéo Fk ( hoặc lực phanh Fp ) tác dụng lên bánh xe thay đổi thì độ trượt giữa bánh xe với mặt đường cũng thay đổi theo. Sự phụ thuộc của hệ số trượt vào các lực Fk hoặc X :  (Fk);  (X) được biểu diễn ở hình 3.12 trong cả hai vùng : vùng trượt quay và vùng trượt lết. X Fk Fk 43
X X -1 0 1  p Ff k vùng phanh vùng kéo Hình 3.12: Đặc tính trượt tồn bộ của lực Fk và X. Thông thường thay cho các lực người ta sử dụng các thông số không thứ nguyên x và k; với định nghĩa sau: x = X/ Z Được gọi là hệ số lực vòng ( lực tiếp tuyến ). k = Fk/ Z Được gọi là hệ số lực kéo. Ở đây: X – Phản lực tiếp tuyến tác dụng lên bánh xe. Z – Phản lực pháp tuyến tác dụng lên bánh xe. Lúc đó các quan hệ x() hoặc k() được gọi là các đặc tính trượt và chúng được biểu diễn trên hình 3.13. |x| x k k f x k p 0 1 0 fo -1 a) fo Hình 3.13: Các đặc tính trượt của các bánh xe.b) a – Bánh xe chủ động. b – Bánh xe đang phanh. 44
fo – Hệ số cản lăn của bánh xe bị động. Đối với bánh xe chủ động thì đặc tính trượt thường bao gồm các mối quan hệ x() xác định từ lực X và k() xác định từ mômen xoắn Mk. Đặc tính này có ý nghĩa quan trọng đặc biệt đối với các xe chuyển động trên đường đất mềm hoặc khi khảo sát về “ Hệ thống tự động điều khiển lực kéo ”. Trong các đặc tính này, khi x và k tăng thì hệ số cản lăn f = k–x sẽ tăng theo. Đối với bánh xe đang phanh thì thông thường đặc tính trượt cho ở dạng quan hệ x(). Đặc tính trượt khi phanh có ý nghĩa quan trọng khi nghiên cứu về “ Hệ thống phanh chống hãm cứng ABS “. Để đặc trưng cho mức độ biến thiên của các đường cong trượt người ta đưa ra khái niệm gọi là : Độ cứng trượt C hoặc độ cứng trượt riêng Cr và chúng được định nghĩa như sau: Fk μ x C = ; Cr = (3.45) δ δ Trong trường hợp độ trượt không lớn, ta có thể coi đặc tính trượt là tuyến tính, lúc đó có thể viết: Fk M k μ x C = = ; Cr = (3.46) δ δ.rb δ 3.8. BIẾN DẠNG CỦA BÁNH XE ĐÀN HỒI KHI CHỊU TÁC DỤNG CỦA LỰC NGANG. GÓC LỆCH HƯỚNG: Khi các bánh xe lăn không có lực ngang Fy tác dụng, bánh xe chỉ chịu tác dụng của lực Gb, lực đẩy Fx, lực cản lăn Ff. Điểm B của lốp sẽ tiếp xúc với đường tại B1, điểm C ở C1 Quỹ đạo của mặt phẳng quay của bánh xe trùng với đường thẳng AA1. Vết tiếp xúc của bánh xe trùng với đường đối xứng qua mặt phẳng dọc của bánh xe (phần gạch chéo trên hình 3.14a). Khi có lực ngang tác dụng (lực Fy trên hình 3.14b), bánh xe lăn bị biến dạng, các thớ lốp bị uốn cong, mặt phẳng giữa của bánh xe bị dịch chuyển so với tâm của vết tiếp xúc một đoạn b1. Khi bánh xe lăn, điểm B của lốp lần lượt tiếp xúc với đường ở điểm B2, điểm C tại điểm C2 Kết quả là các bánh xe lăn lệch theo hướng AA2, mặt phẳng quay của bánh xe vẫn giữ nguyên vị trí của mình, do đó sẽ tạo với hướng chuyển động của bánh xe một góc  , đường tâm của vết tiếp xúc trùng với hướng chuyển động cũng tạo với mặt phẳng quay của bánh xe một góc  . Sự lăn của bánh xe như vậy gọi là sự lăn lệch và góc  gọi là góc lệch hướng (góc lệch bên). Trong quá trình bánh xe lăn lệch, các phần tử lốp ở khu vực phía trước của vết tiếp xúc (khu vực kk trên hình 3.14b) bị biến dạng ngang nhỏ hơn so với các phần tử lốp ở phía sau (khu vực nn) vì vậy các phản lực ngang riêng phần ở phần trước vết tiếp xúc sẽ nhỏ hơn ở phần sau. Hợp lực Yb của phản lực ngang có trị số bằng Fy và bị dịch chuyển ra phía sau so với tâm của vết tiếp xúc một đoạn c1. 45
Do đó khi bánh xe đàn hồi lăn có tác dụng của lực ngang Fy sẽ chịu thêm một mômen do sự dịch chuyển của phản lực Xb và Yb so với tâm của vết tiếp xúc của lốp. ’ ’ Ml = M y – M x (3.47) Góc lệch hướng  phụ thuộc vào trị số lực ngang (hoặc phản lực ngang Yb vì Fy = Yb) và góc nghiêng của bánh xe so với mặt phẳng thẳng đứng. Khi lực ngang Fy hướng theo phía nghiêng của bánh xe thì góc lệch hướng tăng và ngược lại thì góc lệch hướng giảm xuống. Khi lực ngang Fy có giá trị nhỏ thì sự thay đổi hướng chuyển động của bánh xe là do biến dạng đàn hồi của lốp. Nếu lực ngang tăng dần lên gần bằng giá trị của lực bám ngang thì lốp bắt đầu trượt ngang cục bộ (chủ yếu ở phần sau của vết tiếp xúc). Nếu lực ngang tăng lên bằng hoặc lớn hơn F y thì lốp sẽ bị trượt ngang hồn tồn. a) b) Gb Gb Fy O1 D C D C B B A Yb A B1 B2 C1 C2   D1 n D2 Xb Ff n Yb O1 O1 c1 lk ’ O M x k M’ A k y 1 b1 A2 Fx c) Hình 3.14: Sơ đồ minh họa sự lăn của bánh xe đàn hồi. a. Khi không có lực ngang tác dụng. b. Khi có lực ngang tác dụng c. Biểu đồ phân bố lực ngang ở vết bánh xe. Góc lệch hướng  và lực ngang Fy có quan hệ với nhau bởi biểu thức sau (ứng với khi Fy < F y : 46
F k δ Hoặc y c (3.48) Yb kcδ Trong đó: Fy – Lực ngang tác dụng lên bánh xe (N).  – Góc lệch hướng của bánh xe (góc lệch bên) (độ). kc – Hệ số chống lệch bên. Hệ số này phụ thuộc vào kích thước lốp, kết cấu và áp suất trong lốp (N/độ). Sự lăn lệch của bánh xe dưới tác dụng của lực ngang ảnh hưởng rất lớn đến tính năng dẫn hướng và tính ổn định của xe khi chuyển động. 47
CHƯƠNG 4 CƠ HỌC CHUYỂN ĐỘNG THẲNG CỦA ÔTÔ Mục tiêu: Sau khi học xong chương này các sinh viên có khả năng: 1. Nêu được các lực tác dụng lên ô tô trong trường hợp chuyển động tổng quát. Giải thích được các khái niệm về các lực riêng và các công suất tương ứng. 2. Trình bày được phương trình cân bằng lực kéo, phương trình cân bằng công suất, đặc tính động lực học của ô tô và các đồ thị tương ứng. 3. Xác định được các thông số động lực học chuyển động bằng tính tốn. 4. Trình bày được các đặc tính tăng tốc của ôtô. 49
4.1. CÁC LỰC TÁC DỤNG LÊN Ô TÔ TRONG TRƯỜNG HỢP CHUYỂN ĐỘNG TỔNG QUÁT. LỰC RIÊNG VÀ CÁC CÔNG SUẤT TƯƠNG ỨNG: 4.1.1. Các lực tác dụng lên ôtô khi chuyển động tổng quát: Chúng ta xét chuyển động ôtô ở dạng tổng quát tức là khi ôtô chuyển động trên đường dốc không ổn định (có gia tốc) và có lực cản ở móc kéo. v L F ω a b h lm hg Z1 Fj Mj1 Gsinα F i Mf1 Gcos Ff1 Mk G Z2 Mj2 Fk Mf2 Fm Ff2 hm Hình 4.1: Sơ đồ các lực và mômen tác dụng lên ôtô khi chuyển động lên dốc. Trên hình 4.1 trình bày sơ đồ các lực và mômen tác dụng lên ôtô đang đang chuyển động tăng tốc ở trên dốc. Ý nghĩa của các ký hiệu ở trên hình vẽ như sau: G – Trọng lượng tồn bộ của ôtô. Fk – Lực kéo tiếp tuyến ở các bánh xe chủ động. Ff1 – Lực cản lăn ở các bánh xe bị động. Ff2 – Lực cản lăn ở các bánh xe chủ động. F ω – Lực cản không khí. Fi – Lực cản lên dốc. Fj – Lực cản quán tính khi xe chuyển động không ổn định (có gia tốc). Fm – Lực cản ở móc kéo. Z1, Z2 – Phản lực pháp tuyến của mặt đường tác dụng lên các bánh xe ở cầu trước, cầu sau. Mf1– Mômen cản lăn ở các bánh xe bị động. Mf2 – Mômen cản lăn ở các bánh xe chủ động. – Góc dốc của mặt đường. 50
Sau đây ta sẽ khảo sát giá trị của các lực và mômen vừa nêu trên: * Lực kéo tiếp tuyến Fk: Fk là phản lực từ mặt đường tác dụng lên bánh xe chủ động theo chiều cùng với chiều chuyển động của ôtô. Điểm đặt của Fk tại tâm của vết tiếp xúc giữa bánh xe với mặt đường: M k M e i t η Fk (4.1) r b r b * Lực cản lăn Ff : Khi bánh xe chuyển động trên mặt đường sẽ có lực cản lăn tác dụng song song với mặt đường và ngược với chiều chuyển động tại vùng tiếp xúc giữa bánh xe với mặt đường. Trên hình 4.1 biểu thị lực cản lăn tác dụng lên các bánh xe trước là Ff1 và lên các bánh xe sau là Ff2. Lực cản lăn phát sinh là do có sự biến dạng của lốp với đường, do sự tạo thành vết bánh xe trên đường và do ma sát ở bề mặt tiếp xúc giữa lốp với đường. Để đơn giản người ta coi lực cản lăn là ngoại lực tác dụng lên bánh xe khi nó chuyển động và được xác định theo công thức: Ff = Ff1 Ff2 (4.2) Với Ff là lực cản lăn của ôtô. Lực cản lăn ở các bánh xe trước và sau là: Ff1 = Z1f1; Ff2 = Z2f2 (4.3) Với f1, f2 là hệ số cản lăn ở bánh xe trước và sau. Ở đây nếu coi hệ số cản lăn ở các bánh xe trước và sau là như nhau thì f1 = f2 = f. Lúc đó ta có: Ff =(Z1 Z2)f = fG cos (4.4) Khi xe chuyển động trên mặt đường có độ dốc nhỏ thì góc khá nhỏ nên có thể coi cos 1 hoặc khi mặt đường nằm ngang thì ta có: Ff fGcos fG (4.5) Lực cản lăn và các lực cản khác được quy ước là dương khi tác dụng ngược chiều chuyển động của xe. Ngồi ra hệ số cản lăn còn phụ thuộc vào nhiều yếu tố khác nhau. Vấn đề này sẽ được trình bày kỹ ở chương tiếp theo. * Mômen cản lăn Mf: Mômen cản lăn của ôtô được tính: Mf = Mf1 Mf2 = Z1frđ Z2frđ = Gfr ñ cos (4.6) Ở đây: Mf1, Mf2 – Mômen cản lăn ở các bánh xe cầu trước và cầu sau. rđ – Bán kính động lực học của bánh xe. Nếu xe chuyển động trên đường ngang thì: Mf = Ffrđ = Gfrđ (4.7) 51
* Lực cản lên dốc Fi: Khi xe chuyển động lên dốc thì trọng lượng G được phân tích ra hai thành phần: lực Gcos vuông góc với mặt đường và lực Gsin song song với mặt đường. Thành phần Gcos tác dụng lên mặt đường và gây nên các phản lực pháp tuyến của đường tác dụng lên các bánh xe là Z1 và Z2. Thành phần thứ hai Gsin cản lại sự chuyển động của xe khi lên dốc và được gọi là lực cản lên dốc Fi: Fi = Gsin (4.8) Mức độ dốc của mặt đường được thể hiện qua góc dốc hoặc qua độ dốc i: i = tg Nếu < 5o thì có thể coi: i = tg = sin và khi đó ta có: Fi = Gsin = Gi (4.9) Khi xe xuống dốc, lực Fi sẽ cùng chiều chuyển động của xe và Fi trở thành lực đẩy (lực chủ động). Bởi vậy, khi xe lên dốc thì Fi trở thành lực cản sẽ có dấu , còn khi xuống dốc thì Fi trở thành lực đẩy sẽ có dấu (-) trong công thức (4.10). Ngồi ra, người ta còn dùng khái niệm lực cản tổng cộng của đường F là tổng của lực cản lăn và lực cản lên dốc: F Ff Fi G fcosα sinα G f i (4.10) Đại lượng f i được gọi là hệ số cản tổng cộng của đường và ký hiệu là  :  = f i (4.11) Bởi vậy: F G(fcosα sinα) ψG (4.12) * Lực cản không khí Fω : Khi ôtô chuyển động, lực cản không khí xuất hiện bởi các lực khí động học. Trong đó chiếm một phần lớn là lực cản do hình dạng của xe (khoảng 80  90%), sau đó là thành phần gây ra do ảnh hưởng của xốy lốc (10  15%), cuối cùng là thành phần tạo ra do ma sát giữa bề mặt xe và không khí (4  10%). Lực cản không khí tỉ lệ với áp suất động học qd, diện tích cản gió S và hệ số cản của không khí Cx theo biểu thức sau: 1 F C q S ρC Sv2 0,625C Sv2 (4.13) ω x d 2 x o x o Ở đây: - Khối lượng riêng của không khí (kg/m3), ở nhiệt độ 25o C và áp suất 0,1013 MPa thì =1,25kg/m3. vo – Vận tốc tương đối giữa xe và không khí (m/s): vo v vg (4.14) v – Vận tốc của ôtô (m/s). vg – Vận tốc gió (m/s). Dấu (+) ứng với khi vận tốc của xe và của gió ngược chiều. Dấu (-) ứng với khi vận tốc của xe và của gió cùng chiều. 52
Khi tính tốn, người ta còn đưa vào khái niệm nhân tố cản không khí W có đơn vị là Ns2/m2. W = 0,625CxS (4.15) Từ đó ta có: 2 Fω Wvo (4.16) Lực cản không khí có điểm đặt tại tâm của lực khí động học. Một số giá trị của hệ số Cx và diện tích cản gió S của một số xe được cho ở bảng dưới đây: Bảng 4.1: Hệ số cản và diện tích cản không khí. 2 4 2 Loại xe Cx (Ns /m ) S (m ) + Xe du lịch - Loại thường 0,35  0,5 1,6  2,5 - Loại đuôi xe cao 0,3  0,45 1,5  2,0 - Loại mui trần 0,5  0,65 1,5  2,0 + Xe tải - Loại thùng hở 0,8  1 4  7 - Loại thùng kín 0,6  0,8 5  8 + Xe bus 0,5  0,7 5  7 * Lực cản quán tính Fj : Khi ôtô chuyển động không ổn định, lực quán tính của các khối lượng chuyển động quay và chuyển động tịnh tiến xuất hiện. Lực quán tính này sẽ trở thành lực cản khi xe chuyển động nhanh dần và trở thành lực đẩy khi xe chuyển động chậm dần. Điểm đặt của lực quán tính tại trọng tâm của xe. Lực quán tính ký hiệu là Fj gồm hai thành phần sau: ’ - Lực quán tính do gia tốc các khối lượng chuyển động tịnh tiến của ôtô, ký hiệu là F j. ’’ - Lực quán tính do gia tốc các khối lượng chuyển động quay của ôtô, ký hiệu là F j. Bởi vậy Fj được tính: ’ ’’ Fj = F j F j (4.17) ’ Lực F j được tính: ’ G F j j (4.18) g dv Với j là gia tốc tịnh tiến của ôtô. dt ’’ Lực F j được xác định như sau: J e ε e i t η dωn i n ηn dωb 1 F"j ΣJ n ΣJ b (4.19) r b dt r b dt r b Ở đây: Jn – Mômen quán tính của các chi tiết quay thứ n nào đó của hệ thống truyền lực đối với trục quay của chính nó. Jb – Mômen quán tính của một bánh xe chủ động đối với trục quay của chính nó. 53
in – Tỷ số truyền tính từ chi tiết thứ n nào đó của hệ thống truyền lực tới bánh xe chủ động. n Hiệu suất tính từ chi tiết quay thứ n nào đó của hệ thống truyền lực tới bánh xe chủ động. Je – Mômen quán tính của khối lượng chuyển động quay của động cơ quy dẫn về trục khuỷu, có kể đến khối lượng chuyển động quay của phần chủ động ly hợp. d  e Gia tốc góc của khối lượng chuyển động quay của động cơ. e dt it – Tỷ số truyền của hệ thống truyền lực.  Hiệu suất của hệ thống truyền lực. de db i t dv e i t (4.20) dt dt r b dt db i n dv n i n (4.21) dt r b dt 2 2 Je i t  i n n 1 dv ’’= J J Fj 2 n 2 b 2 (4.22) r b r b r b dt Thay (4.18) và (4.22) vào (4.17) ta có: J i 2 J i 2 J G e t n n n b Fj 1 2 g j (4.23) Grb g 2 i nn Ở đây bỏ qua đại lượng Jn 2 vì khối lượng của chúng nhỏ hơn nhiều so với khối rb lượng bánh đà và khối lượng các bánh xe. Chúng ta sẽ đặt: J i 2 J  e t b i 1 2 g (4.24) Grb Do đó: G F δ j (4.25) j i g Với i là hệ số tính đến ảnh hưởng của các khối lượng chuyển động quay. Ta có thể tính i gần đúng như sau: 2 i 1,05 0,05i h (4.26) * Lực cản ở móc kéo Fm: Điểm đặt của Fm tại móc kéo, có phương song song với mặt đường và được tính như sau: Fm nQψ (4.27) Trong đó: Q – Trọng lượng tồn bộ của một rơmóc. 54
n – Số lượng rơmóc được kéo theo. ψ – Hệ số cản tổng cộng của đường. * Điều kiện để cho ôtô có thể chuyển động: Để ôtô chuyển động được thì lực kéo tiếp tuyến ở các bánh xe chủ động phải lớn hơn hoặc bằng tổng các lực cản tác dụng lên xe, nhưng phải nhỏ hơn hoặc bằng lực bám giữa các bánh xe chủ động với mặt đường: Ff Fi Fω Fj Fm Fk F x (4.28) Ở lực Fi, dấu khi xe lên dốc, dấu (–) khi xe chuyển động xuống dốc. Ở lực Fj, dấu khi xe chuyển động tăng tốc, dấu (–) khi xe chuyển động giảm tốc. 4.1.2. Các lực riêng và các công suất tương ứng: 4.1.2.1. Các lực riêng: Khi cần so sánh đặc tính động lực học của các loại xe khác nhau, người ta phải dựa vào các lực riêng tác dụng lên ôtô. Chúng là các lực tác dụng lên ôtô tính trên một đơn vị trọng lượng G của xe và được tính như sau: + Lực kéo tiếp tuyến riêng Fkr: Fk M e i t η Fkr (4.29) G Gr b + Lực cản lăn riêng Ffr: F fGcosα F f fcosα (4.30) fr G G + Lực cản lên dốc riêng Fir: F Gsinα F i sinα (4.31) ir G G + Lực cản quán tính riêng Fjr: F j Gj δ j F δ i (4.32) jr G i gG g + Lực cản không khí riêng Fωr : F 1 ρC Sv2 0,625C Sv2 F ω x o x o (4.33) ωr G 2 G G + Lực cản ở móc kéo riêng Fmr: F nQψ F m (4.34) mr G G Với các lực riêng này, chúng ta có thể viết phương trình cân bằng như sau: Fkr Ffr Fir Fωr F jr Fmr (4.35) 55
4.1.2.2. Các công suất tương ứng với các lực tác dụng lên ôtô: Từ các công thức tính lực tác dụng lên ôtô, chúng ta tính được các công suất tương ứng do các lực đó sinh ra: + Công suất kéo ở các bánh xe chủ động Pk ( công suất chủ động): M e i t ηv P k Fk v P e η (4.36) r b + Công suất cản lăn Pf: P f Ff v Gfvcosα (4.37) + Công suất cản lên dốc Pi: Pi Fi v Gvsinα (4.38) + Công suất cản không khí P ω : 3 P ω Fω v 0,625C x Sv (4.39) (Khi vận tốc của gió nhỏ, có thể coi vo v). + Công suất cản quán tính Pj: G P F v δ jv (4.40) j j g i + Công suất cản ở móc kéo Pm: P m nQψ v (4.41) Cân bằng các công suất trên ta có thể viết như sau: Pk Pf Pi Pω Pj Pm (4.42) Lưu ý rằng ở công suất Pi dấu dùng khi xe lên dốc, dấu (–) dùng khi xe xuống dốâc. Còn ở Pj, dấu dùng khi xe tăng tốc và dấu (–) dùng khi xe giảm tốc. Công suất kéo Pk do công suất của động cơ truyền xuống dùng để khắc phục các công suất cản vừa nêu trên. Công suất chủ động dùng để khắc phục công suất cản tương ứng có giá trị đúng bằng công suất cản đó. Bởi vậy, các công suất cản ở vế phải nếu đứng trên quan điểm là các thành phần của công suất Pk thì chúng được gọi là: Pf – Công suất tiêu hao cho lực cản lăn. Pi – Công suất tiêu hao cho lực cản lên dốc. Pω Công suất tiêu hao cho lực cản không khí. Pj – Công suất tiêu hao cho lực cản quán tính. Pm – Công suất tiêu hao cho lực cản ở móc kéo. 4.2. PHƯƠNG TRÌNH CÂN BẰNG LỰC KÉO, PHƯƠNG TRÌNH CÂN BẰNG CÔNG 56
SUẤT, ĐẶC TÍNH ĐỘNG HỌC CỦA ÔTÔ VÀ CÁC ĐỒ THỊ TƯƠNG ỨNG: 4.2.1. Cân bằng lực kéo của ôtô: 4.2.1.1. Phương trình cân bằng lực kéo: Lực kéo tiếp tuyến ở các bánh xe chủ động dùng để khắc phục các lực cản chuyển động. Biểu thức cân bằng giữa lực kéo ở các bánh xe chủ động và các lực cản được gọi là phương trình cân bằng lực kéo. Xét trường hợp tổng quát, ta có: Fk Ff Fi Fω F j Fm (4.43) Ở lực Fi: dấu (+) dùng khi xe lên dốc, dấu ( ) dùng khi xuống dốc. Ở lực Fj: dấu (+) dùng khi xe tăng tốc, dấu ( ) dùng khi giảm tốc. Thay các giá trị các lực vào phương trình trên, ta nhận được: M e i t η 2 G Gfcosα Gsinα Wv δi j nQψ (4.44) r b g Nếu chúng ta tổng hợp hai lực cản Ff và Fi, ta sẽ được lực cản tổng cộng của đường Fψ : F Ff Fi G fcosα sinα Gψ (4.45) Với: G – Trọng lượng tồn bộ xe. ψ – Hệ số cản tổng cộng của đường: ψ fcosα sinα , nếu 5o có thể coi: ψ = f i. i – Độ dốc của mặt đường: i = tg . + Lưu ý: - Độ dốc i có giá trị (+) khi xe lên dốc, và giá trị ( ) khi xe xuống dốc. - Hệ số ψ có giá trị (+) khi f > i và giá trị ( ) khi f < i hoặc ψ = 0 khi f = i khi xuống dốc. Nếu xe chuyển động đều (j = 0) trên đường nằm ngang ( = 0) và không kéo theo rơmóc thì phương trình cân bằng lực kéo sẽ đơn giản hơn: M e i t η 2 Fk Ff Fω Gf Wv (4.46) r b 4.2.1.2.Đồ thị cân bằng lực kéo: Phương trình cân bằng lực kéo của ôtô có thể biểu diễn bằng đồ thị. Chúng ta xây dựng quan hệ giữa lực kéo Fk và các lực cản chuyển động phụ thuộc vào vận tốc của xe v, tức là: F = f(v). Ở trục tung ta đặt các giá trị lực, trên trục hồnh là các giá trị vận tốc. Đồ thị biểu diễn quan hệ giữa các lực nêu trên và vận tốc của xe gọi là đồ thị cân bằng lực kéo của xe (hình 4.2). Fk 57
Fk1 F Fk2 Fk3 d Fψ Fω Fd A Fω a b Fψ v 0 v2 v1 c vmax Hình 4.2: Đồ thị cân bằng lực kéo của ôtô. * Phương pháp xây dựng đồ thị: Chúng ta vẽ cho trường hợp: xe chuyển động đều (j = 0) và không kéo rơmóc, hộp số có ba số truyền. Tức là: Fk Fψ Fω + Vẽ các đường biểu thị lực kéo Fki ở các tay số dựa vào: - Đường đặc tính ngồi của động cơ: để xác định các giá trị Mei ứng với các giá trị nei, sau đó thế các giá trị Mei vào công thức sau đây. - Công thức tính lực kéo tiếp tuyến: M i η e n (4.47) Fkn r b Với: Fkn – Lực kéo ở các bánh xe chủ động ở số thứ n của hộp số. in – Tỷ số truyền của hệ thống truyền lực ở số thứ n. - Công thức tính vận tốc chuyển động của xe ở các số truyền: ne r b vn (m/s) (4.48) 30i n Với vn là vận tốc của xe ở tay số thứ n. + Vẽ các đường biểu thị các lực cản chuyển động dựa vào các công thức: - Đường lực cản của đường: F G fcosα sinα . Nếu f = const và = const thì F = const, cho nên đường F sẽ là đường thẳng song song với trục hồnh. Nếu f const hoặc const thì F const, lúc này đường F sẽ là đường cong. 2 - Đường lực cản không khí: Fω 0,625C x Sv . Đây là đường cong bậc hai phụ thuộc vào vận tốc của xe. - Đường cong F Fω là tổng của các giá trị F và Fω tương ứng. 58
* Ý nghĩa sử dụng: - Hai đường cong Fk3 và F Fω cắt nhau tại A, chiếu A xuống trục hồnh ta được giá trị vmax của xe ở điều kiện chuyển động đã cho. - Tung độ nằm giữa đường cong Fk và Fψ Fω ở bên trái điểm A gọi là lực kéo dư của xe Fd. - Lực kéo dư dùng để: tăng tốc, leo dốc, kéo rơmóc - Nếu 0 thì Fψ Ff , cho nên đường cong cản tổng cộng là Ff Fω . Điểm A lúc này chiếu xuống trục hồnh được vmax trên đường nằm ngang ở tay số cao nhất, lúc này Fd = 0. - Từ đồ thị có thể xác định được vmax của xe và các lực cản thành phần ở một vận tốc nào đó. Ví dụ: tại vận tốc v1, đoạn bc là Fψ , đoạn ab là Fω , đoạn ad là Fd, đoạn cd là Fk3. - Trên đồ thị ta vẽ thêm đường biểu thị lực bám F f(v) : F mi Gb (4.49) Với: Gb – Trọng lượng xe phân bố lên cầu chủ động. mi – Hệ số thay đổi tải trọng tác dụng lên cầu. - Đường lực bám F nằm ngang, song song với trục hồnh. Khu vực xe không bị trượt quay khi Fk F , nếu Fk F thì các bánh xe chủ động bị trượt quay. - Điều kiện để ôtô chuyển động được trong trường hợp này là: F Fk Fψ Fω (4.50) 4.2.2. Cân bằng công suất của ôtô: 4.2.2.1. Phương trình cân bằng công suất: Công suất do động cơ sinh ra một phần đã tiêu hao cho ma sát trong hệ thống truyền lực, phần còn lại dùng để thắng các lực cản chuyển động. Biểu thức cân bằng giữa công suất của động cơ phát ra và công suất cản kể trên gọi là phương trình cân bằng công suất của ôtô khi chuyển động: Pe Pt Pf Pi Pω Pj Pm (4.51) Ở đây: Pe – Công suất do động cơ phát ra. Pt – Công suất tiêu hao cho ma sát trong hệ thống truyền lực. Pf – Công suất tiêu hao để thắng lực cản lăn. Pi – Công suất tiêu hao để thắng lực cản lên dốc. Pω – Công suất tiêu hao để thắng lực cản không khí. Pj – Công suất tiêu hao để thắng lực cản quán tính. Pm – Công suất tiêu hao để thắng lực cản ở móc kéo. Ở công suất Pi: dấu (+) dùng khi xe lên dốc, dấu ( - ) dùng khi xe xuống dốc. Ở công suất Pj: dấu (+) dùng khi xe tăng tốc, dấu (- ) dùng khi xe giảm tốc. Nếu xét tại các bánh xe chủ động thì phương trình cân bằng công suất có dạng sau: Pk Pe Pt Pf Pi Pω Pj Pm (4.52) 59
Với Pk là công suất của động cơ đã truyền đến các bánh xe chủ động: P P P P η k e t e (4.53) P t P e (1 η) Phương trình cân bằng công suất viết dưới dạng khai triển như sau: G P P (1 η) Gfvcosα Gvsinα Wv3 δ vj nQψv (4.54) e e g i Nếu tổng hợp công suất tiêu hao cho lực cản lăn và lực cản lên dốc, thì sẽ nhận được công suất tiêu hao cho lực cản của mặt đường Pψ : Pψ Pf Pi Khi ôtô chuyển động đều (j = 0) và không có kéo rơmóc thì phương trình cân bằng công suất sẽ có dạng đơn giản sau: 1 P P P P P P (4.55) e t ψ ω η ψ ω Do: Pe Pt Pe η Pψ Pω Nếu viết ở dạng triển khai thì phương trình trên có dạng: 1 P Gfvcosα Gvsinα Wv3 (4.56) e η Nếu 5o thì: 1 P Gv f i Wv3  (4.57) e η 4.2.2.2.Đồ thị cân bằng công suất Phương trình cân bằng công suất của ôtô có thể biểu diễn bằng đồ thị. Nó được xây dựng theo quan hệ giữa công suất phát ra của động cơ và các công suất cản khi xe chuyển động, phụ thuộc vào vận tốc chuyển động, tức là P = f(v). ne r b Mặt khác do giữa vận tốc chuyển động v và số vòng quay ne có mối quan hệ: v 30i t cho nên ta cũng có thể biểu thị quan hệ giữa các công suất theo số vòng quay của động cơ, nghĩa là: P = f(ne). Đồ thị biểu diễn quan hệ giữa công suất phát ra của động cơ và công suất cản khi xe chuyển động phụ thuộc vào vận tốc của xe hoặc số vòng quay của động cơ được gọi là đồ thị cân bằng công suất của ôtô (hình 4.3). P 60
Pt Pe Pe Pe Pk1 Pk2 P k3 A Pψ Pω Pd ’ P k2 P ω ’ P k3 P1 P ψ 0 ’ v vmax v Hình 4.3: Đồ thị cân bằng công suất của ôtô. * Phương pháp xây dựng đồ thị: Chúng ta vẽ cho trường hợp: hộp số có ba số truyền, xe chuyển động ổn định (j = 0) và không kéo rơmóc, tức là: Pk Pe η Pe Pt Pψ Pω + Vẽ các đường biểu thị công suất Pe dựa vào: - Đường đặc tính ngồi của động cơ: để có mối quan hệ Pe = f(ne). - Công thức tính vận tốc chuyển động của xe ở các số truyền: n r v e b 30i n - Từ hai mối quan hệ trên, ta nhận được: Pe = f(v). + Vẽ các đường biểu thị công suất Pki ở các tay số dựa vào: P k P e η + Vẽ các đường biểu thị các công suất cản chuyển động dựa vào các công thức: - Đường công suất cản của mặt đường: P ψ Gv fcosα sinα . Nếu f = const và = const thì P ψ là đường thẳng phụ thuộc vào v. Nếu f const hoặc const thì P ψ là đường cong phụ thuộc vào f, , v. 3 - Đường công suất cản không khí: Pω Wv . Vì vậy đường biểu thị Pω là đường cong bậc ba theo vận tốc v. - Đường cong ( Pψ Pω ) là tổng của các giá trị P ψ và P ω tương ứng. * Ý nghĩa sử dụng: 61
- Ứng với các vận tốc khác nhau thì tung độ nằm giữa đường cong ( Pψ Pω ) và đường cong Pk là công suất dự trữ, được gọi là công suất dư Pd dùng để: leo dốc, tăng tốc, kéo rơmóc - Tại điểm A: Pd = 0, xe không còn khả năng tăng tốc, leo dốc Chiếu điểm A xuống trục hồnh, ta được vmax của xe ở loại đường đã cho. - Lưu ý: vận tốc lớn nhất của xe chỉ đạt được khi xe chuyển động đều trên đường nằm ngang, đồng thời bướm ga mở tối đa (hoặc thanh răng bơm cao áp đã kéo hết) và đang ở tay số cao nhất của hộp số. - Nếu muốn ôtô chuyển động ổn định (đều) trên một loại đường nào đó với vận tốc v nhỏ hơn vmax thì cần đóng bớt bướm ga lại (hoặc trả thanh kéo nhiên liệu về), mặt khác có thể phải chuyển về tay số thấp hơn của hộp số. 4.2.2.3.Mức độ sử dụng công suất của động cơ: Nhằm nâng cao chất lượng sử dụng ôtô và giảm tiêu hao nhiên liệu, ta cần phải lưu ý đến việc sử dụng công suất động cơ trong từng điều kiện chuyển động khác nhau của ôtô. Về phương diện này, người ta đưa ra khái niệm “mức độ sử dụng công suất động cơ” và ký hiệu bằng chữ Yp. Mức độ sử dụng công suất của động cơ là tỷ số công suất cần thiết để ôtô chuyển động đều (ổn định) với công suất của động cơ phát ra tại các bánh xe chủ động Pk khi mở hồn tồn bướm ga hoặc kéo hết thanh răng bơm nhiên liệu. Ta có: P ψ P ω P ψ P ω Y p (4.58) P k P e η Qua biểu thức trên, ta có nhận xét rằng: chất lượng của mặt đường càng tốt (hệ số cản tổng cộng  càng giảm) và vận tốc của ôtô càng nhỏ thì công suất động cơ được sử dụng càng nhỏ khi tỷ số truyền của hộp số càng lớn, do đó làm cho hệ số sử dụng công suất động cơ YP càng nhỏ. Ví dụ: Ôtô chuyển động đều ở vận tốc v’ (hình 4.3), tổng công suất cản của mặt đường và công suất cản không khí là P1, còn công suất phát ra tại bánh xe chủ động khi mở hồn tồn bướm ga hoặc kéo hết thanh răng nhiên liệu là Pk3’ ở số truyền thẳng và Pk2’ ở số hai. Mức độ sử dụng P P công suất của động cơ ở số truyền thẳng là Y 1 và ở số hai là Y 1 nhưng P’ > P3 ' P2 ' k2 Pk3 Pk2 P’k3, do đó YP2 < YP3. Mức độ sử dụng công suất động cơ càng giảm xuống sẽ càng gây nên sự tăng tiêu hao nhiên liệu của ôtô. 4.2.3. Đặc tính động lực học của ôtô: 4.2.3.1. Khái niệm về đặc tính động lực học của ôtô: Khi so sánh tính chất động lực học của các loại ôtô khác nhau và ứng với các điều kiện làm việc của xe ở các loại đường khác nhau, người ta muốn có một thông số thể hiện được ngay tính chất động lực học của ôtô. Phương trình cân bằng lực kéo không thuận lợi để đánh giá các loại ôtô khác nhau. Cho nên cần phải có một thông số đặc trưng cho tính chất động lực học của xe mà chỉ số kết cấu không có mặt trong đó. Thông số đó gọi là đặc tính động lực học của ôtô, ký hiệu là D: 62
Fk Fω M e i t η 2 1 D Wv (4.59) G r b G Qua biểu thức trên ta thấy: giá trị của D chỉ phụ thuộc vào các thông số kết cấu của xe, vì thế nó có thể xác định cho mỗi xe cụ thể. Từ phương trình cân bằng lực kéo khi ôtô không kéo rơmóc: M e i t  2 G Gf cos Gsin Wv i j r b g ta chuyển Wv2 sang vế trái và chia hai vế cho G thì nhận được: M i  1 G 1  e t 2   i D Wv G f cos sin i j j (4.60) r b G g G g * Nhận xét: - Khi xe chuyển động ở số thấp thì giá trị D sẽ lớn hơn so với khi xe chuyển động ở các số cao. - Đặc tính động lực học D thể hiện khả năng ôtô thắng lực cản tổng cộng và khả năng tăng tốc. - Khi xe chuyển động đều (j = 0) thì D =  . - Khi xe chuyển động đều (j = 0) trên đường nằm ngang ( = 0) thì D = f, đồng thời nếu đang gài tay số cao nhất và động cơ làm việc ở chế độ tồn tải, ta sẽ nhận được giá trị vmax của ôtô. - Giá trị Dmax tương ứng với sức cản của mặt đường được đặc trưng bằng hệ số cản tổng cộng lớn nhất  max ở tay số nhỏ nhất. - Để ôtô chuyển động được thì phải thỏa mãn: D  . - Giá trị của D cũng bị giới hạn bởi điều kiện bám F Fkmax hay mi G b Fkmax . Bởi vậy ở đây chúng ta phải đưa thêm khái niệm đặc tính động lực học tính theo điều kiện bám D : 2 F Fω mi G b Wv D (4.61) G G Để ôtô chuyển động không bị trượt quay thì: D D . - Để duy trì cho ôtô chuyển động phải thõa mãn hai điều kiện sau: D D  (4.62) 4.2.3.2. Đồ thị đặc tính động lực học: * Phương pháp xây dựng đồ thị: 63
Đặc tính động lực học của ôtô D có thể biểu diễn bằng đồ thị. Đồ thị đặc tính động lực học D biểu thị mối quan hệ phụ thuộc giữa đặc tính động lực học và vận tốc chuyển động của ôtô, nghĩa là D = f(v), khi ôtô có tải trọng đầy và động cơ làm việc với chế độ tồn tải được thể hiện trên hình 4.4 (đồ thị có bốn số truyền của hộp số) và được gọi là đồ thị đặc tính động lực học của ôtô. D D1 D Dmax1 max D2 Dmax2 D3 Dmax3 D4 f Dmax4 A v 0 v1 v2 v3 v4 vmax Hình 4.4: Đồ thị đặc tính động lực học. Trên trục tung, ta đặt các giá trị của đặc tính động lực học D, trên trục hồnh ta đặt các giá trị vận tốc chuyển động v. * Giới hạn đồ thị: Trên đồ thị đặc tính động lực học D ta cũng xây dựng các đường cong D f (v) và  f (v) để xét mối quan hệ giữa đặc tính động lực học của ôtô theo điều kiện bám của các bánh xe chủ động với mặt đường và điều kiện lực cản của mặt đường. Như vậy tương ứng với điều kiện ôtô chuyển động, trên một loại đường xác định, tức là chúng ta đã biết được các hệ số bám và hệ số cản tổng cộng  thì việc sử dụng đặc tính động lực học của ôtô phải thỏa mãn điều kiện như biểu thức (4.62). Trên đồ thị đặc tính động lực học thì khu vực sử dụng tương ứng với điều kiện ở biểu thức (4.62) là phần những đường cong nằm dưới đường cong D f (v) và nằm trên đường  f (v) (hình 4.5). D D D D  1 D2 A 1’  1 1 0 v vmax 64
Hình 4.5: Vùng sử dụng đồ thị đặc tính động lực học D theo điều kiện bám của bánh xe chủ động và điều kiện cản của mặt đường. * Ý nghĩa sử dụng đồ thị đặc tính động lực học: + Xác định vận tốc lớn nhất của ôtô: Ta biết rằng khi ôtô chuyển động đều (ổn định) nghĩa là j = 0 thì tung độ mỗi điểm của đường cong đặc tính động lực học D ở các số truyền khác nhau chiếu xuống trục hồnh sẽ xác định vận tốc lớn nhất vmax của ôtô ở loại đường với hệ số cản tổng cộng đã cho. Ví dụ: Để xác định vận tốc lớn nhất của ô tô trên loại đường có hệ số cản  , (hình 4.5) ta theo trục tung của đồ thị đặc tính động lực học vạch một đường  f (v) , đường này cắt đường D2 tại điểm A, chiếu điểm A xuống trục hồnh ta xác định được vận tốc lớn nhất của ôtô vmax, ở vận tốc này hồn tồn thỏa mãn điều kiện D =  . Nếu đường cong đặc tính động lực học hồn tồn nằm phía trên đường hệ số cản tổng ’ cộng của mặt đường 1 (đường 1 – 1) thì ôtô không có khả năng chuyển động đều (ổn định) khi động cơ làm việc ở chế độ tồn tải. Để thỏa mãn điều kiện này thì chúng ta có thể giải quyết bằng hai cách sau đây: Cách thứ nhất là người lái có thể chuyển sang số cao hơn của hộp số để cho đường cong đặc tính động lực học ở số cao hơn cắt đường hệ số cản tổng cộng của mặt đường 1 ở phần làm việc ổn định trên đường đặc tính động lực học. Cách thứ hai là người lái cần giảm ga hoặc trả về bớt thanh răng bơm cao áp để giảm bớt công suất của động cơ. Nếu không giải quyết bằng một trong hai biện pháp trên thì sẽ xảy ra hiện tượng tăng tốc của ôtô. D D1 d c D2 D3 b A f a v 0 v1 vmax Hình 4.6: Xác định tốc độ lớn nhất của ôtô trên đồ thị đặc tính động lực học. 65
Trong trường hợp ôtô chuyển động đều (ổn định) tức là j = 0 và trên loại đường tốt, nằm ngang 0 , hệ số cản tổng cộng của mặt đường sẽ bằng hệ số cản lăn:  f. Giao điểm A của đường hệ số cản lăn f và đường cong nhân tố động lực học D3 chiếu xuống trục hồnh xác định được vận tốc lớn nhất của ôtô vmax ở số truyền cao nhất và động cơ làm việc ở chế độ tồn tải (hình 4.6). + Xác định độ dốc lớn nhất mà xe có thể vượt qua được: Đúng như đã trình bày ở trên, trong trường hợp ôtô chuyển động đều (ổn định) thì có D =  , nếu biết hệ số cản lăn của loại đường thì ta có thể tìm được độ dốc lớn nhất của đường mà ôtô có thể khắc phục được ở một vận tốc cho trước. Ta có: i D f ψ f (4.63) Giả sử ôtô chuyển động ở vận tốc v1 (hình 4.6) thì độ dốc lớn nhất mà ôtô có thể khắc phục được ở các số truyền khác nhau của hộp số được thể hiện bằng các đoạn tung độ ad (ở số 1), ac (ở số 2) và ab (ở số 3). Còn độ dốc lớn nhất mà ôtô có thể khắc phục được ở mỗi tỷ số truyền khác nhau của hộp số, khi động cơ làm việc ở chế độ tồn tải được xác định bằng các đoạn tung độ Dmax – f, như vậy: imax = Dmax – f (4.64) Cũng cần chú ý rằng tại điểm có đặc tính động lực học lớn nhất Dmax ở mỗi một số truyền thì đường cong đặc tính động lực học chia làm hai khu vực bên trái và bên phải mỗi đường cong (hình 4.7). D D1max  max 1 D1 f 0 v v2 vth v1 vma x Hình 4.7: Khu vực làm việc của đặc tính động lực học. Các vận tốc chuyển động của ôtô ứng với điểm cực đại của mỗi đường cong đặc tính động lực học được gọi là vận tốc tới hạn của ôtô ở mỗi số truyền của hộp số vth. Giả thiết rằng ôtô đang chuyển động đều (ổn định) ở vận tốc lớn hơn vận tốc tới hạn. Ở vận tốc này khi lực cản của mặt đường tăng lên, vận tốc chuyển động của ôtô sẽ giảm xuống, lúc đó đặc tính động 66
lực học tăng lên (hình 4.7), do đó nó có thể thắng được lực cản tăng lên và giữ cho ôtô chuyển động ổn định. Vì vậy vùng bên phải vận tốc tới hạn v > vth gọi là vùng ổn định. Ngược lại khi ôtô chuyển động ở vận tốc nhỏ hơn vận tốc tới hạn thì khi lực cản chuyển động tăng lên, vận tốc chuyển động của ôtô sẽ giảm xuống, lúc đó đặc tính động lực học giảm xuống (hình 4.7), do đó nó không có khả năng thắng lực cản tăng lên, làm cho ôtô chuyển động chậm dần và dẫn đến dừng hẳn. Vì vậy vùng bên trái của vận tốc tới hạn v < vgh gọi là vùng mất ổn định. + Xác định sự tăng tốc của ôtô: Nhờ đồ thị đặc tính độâng lực học D = f(v) ta có thể xác định được sự tăng tốc của ôtô khi hệ số cản của mặt đường đã biết và khi chuyển động ở một số truyền bất kỳ với một vận tốc cho trước. Từ biểu thức 4.60 khi đã cho trị số của hệ số cản mặt đường ψ , đặc tính động lực học D, ta xác định khả năng tăng tốc của ôtô như sau:  D  i j g Từ đó ta rút ra được: dv g j D  (4.65) dt i Trên đồ thị đặc tính động lực học (hình 4.8), ta kẻ đường hệ số cản của mặt đường  f (v) . Giả sử đồ thị đặc tính động lực học được xây dựng có 3 số truyền của hộp số và ôtô chuyển động trên loại đường có hệ số cản 1 , đường 1 sẽ cắt đường đặc tính động lực học ở số 3 là D3 tại điểm A, chiếu điểm A xuống trục hồnh, ta nhận được vận tốc chuyển động lớn nhất v1 của ôtô trên loại đường đó. 67
D D1 0,3 e 0,2 d D2 2 c 0,1 b D3 A 1 a 0 v 20vn v2 60 80 v1 100 Hình 4.8: Xác định khả năng tăng tốc của ôtô theo đồ thị đặc tính động lực học. Cũng trên loại đường này, nếu ôtô chuyển động với vận tốc vn thì khả năng tăng tốc của ôtô ở vận tốc này sẽ được biểu thị bằng các đoạn tung độ ab (ở số 3), ad (ở số 2) và ae (ở số 1). Những đoạn tung độ này chính là hiệu số D 1 ở từng số truyền của hộp số. Dùng biểu thức (4.65) để tính tốn, chúng ta nhận được gia tốc j = dv/dt của ôtô ứng với các số truyền khác nhau ở vận tốc vn. Hệ số i được tính theo biểu thức (4.26). Như vậy chúng ta có thể tìm được gia tốc j = dv/dt của ôtô tương ứng với một vận tốc nào đó trên một loại đường bất kỳ ở các tay số khác nhau một cách dễ dàng. Ví dụ: ôtô cùng chuyển động với vận tốc vn trên loại đường có hệ số cản 2 , rõ ràng là ôtô không thể chuyển động ở tay số 3 được, còn các đoạn tung độ cd, ce chính là hiệu số D  ở các tay số 2 và số 1 dùng để tăng tốc ôtô. Cần chú ý rằng: Trường hợp ôtô chuyển động xuống dốc mà giá trị độ dốc i lớn hơn hệ số cản lăn của mặt đường thì hệ số cản tổng cộng của mặt đường có giá trị “âm”, nghĩa là  f i 0.Trong trường hợp này đường biểu diễn hệ số cản tổng cộng nằm phía dưới trục hồnh. 68
j j1 1,5 C 1,0 A j2 0,5 B j3 0 v 20 40 60 80 vma x Hình 4.9: Đồ thị biểu diễn gia tốc của ôtô có ba số truyền. Theo phương pháp trình bày ở trên, ta cho các giá trị khác nhau của vận tốc thì sẽ tìm được các giá trị D  ở từng số truyền khác nhau và thay chúng vào biểu thức (4.65) sẽ tính được các giá trị khác nhau của gia tốc ở từng số truyền theo vận tốc của ôtô, nghĩa là j = f(v) và biểu diễn chúng trong hệ toạ độ j - v với tung độ là các giá trị của gia tốc j ở từng số truyền và trục hồnh là vận tốc v. Các đường cong gia tốc j được minh họa trên đồ thị hình 4.9. 4.3. XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ ĐỘNG LỰC HỌC CHUYỂN ĐỘNG BẰNG TÍNH TỐN: 4.3.1. Xác định vận tốc cực đại trên loại đường đã cho: Tốc độ cực đại của xe là một trong những chỉ tiêu động lực học cơ bản, vì thế luôn được xác định khi thiết kế hay kiểm nghiệm mẫu xe mới. Khi xác định tốc độ cực đại chúng ta thừa nhận: + Xe đạt tốc độ cực đại trên đường bằng và tốc độ ổn định (j = 0). + Xe đạt vận tốc vmax thì công suất cực đại. Có hai phương pháp xác định tốc độ cực đại như sau: + Nếu ta có đồ thị đặc tính kéo Fk(v) hay đồ thị đặc tính động lực học D(v) thì chúng ta có thể xác định trị số vmax từ các đồ thị này. vmax là giao điểm của đường cong Fk hoặc của đường cong D với đường cong (Ff + F) khi đang gài tay số cao nhất và động cơ đang ở chế độ tồn tải. + Nếu ta biết giá trị công suất ứng với tốc độ cực đại của xe tại đầu vào của hộp số Pemax, trong trường hợp này vmax được xác định từ quan hệ: P emax η Fk v max P emax η Fk (4.66) v max 69
Mặt khác ta có: 2 Fk Ff Fω Gf 0,625C x Sv max (4.67) Thay (4.66) vào (4.67) ta nhận được: P emax η 2 Gf 0,625C x Sv max v max (4.68) 3 0,625C x Sv max Gfv max P emax η 0 Giải phương trình bậc 3 này, chúng ta xác định được vmax. 4.3.2. Xác định độ dốc lớn nhất mà xe vượt qua được: Khi xác định độ dốc lớn nhất mà xe có thể vượt qua được chúng ta không quan tâm đến khả năng bám của bánh xe với mặt đường, bởi vậy đây chỉ là độ dốc lý thuyết lớn nhất có được ứng với lực kéo Fkmax hoặc lực kéo riêng Fkrmax. Độ dốc lớn nhất có được trong trường hợp xe đang chuyển động đều (j = 0 Fj = 0) ở tay số 1 ( Fω 0 vì vận tốc rất nhỏ), số vòng quay của động cơ ứng với giá trị Memax và không kéo theo rơmóc (Fm = 0). Bởi vậy phương trình cân bằng lực kéo sẽ là: Fkmax = Ff + Fimax (4.69) Tức là: M emax i tmax η Fkmax Gfcosα max Gsinα max (4.70) r b Chia hai vế của phương trình (4.70) cho G ta có: Fkmax M emax i tmax η Fkrmax fcosα max sinα max (4.71) G Gr b Ở đây: itmax – Tỷ số truyền cực đại của hệ thống truyền lực: itmax = ih1iptioic. ipt – Tỷ số truyền của hộp số phụ ở tay số thấp. imax = tg max - Độ dốc lớn nhất mà xe có thể vượt qua được. Biến đổi tiếp phương trình (4.71) ta nhận được: f tgα max f i max Fkrmax fcosα max sinα max (4.72) 2 2 2 1 tg α max 1 tg α max 1 i max Tiếp tục biến đổi ta được phương trình bậc 2 đối với độ dốc lớn nhất imax: 2 2 2 2 Fkrmax 1 i max 2fi max Fkrmax f 0 (4.73) Nghiệm của phương trình (4.73) sẽ là độ dốc cực đại imax cần tìm. b Lưu ý rằng trong hai nghiệm i1max;2max = chúng ta chỉ lấy nghiệm ứng với 2a , vì lúc này xe đang lên dốc nên imax > 0. 4.4. CÁC ĐẶC TÍNH TĂNG TỐC CỦA ÔTÔ: 70
4.4.1. Xác định khả năng khởi hành và tăng tốc của ô tô: Chúng ta xét một ôtô có khối lượng m, diện tích cản gió tổng cộng là S, hệ số cản không khí là Cx, chuyển động trên đường với góc dốc , hệ số cản lăn là f, ôtô chịu tác dụng bởi lực kéo tại các bánh xe chủ động là Fk. Bài tốn đặt ra ở mục này là xác định chuyển động của ôtô đó, nghĩa là: xác định biến thiên của gia tốc, tốc độ và quãng đường theo thời gian. 4.4.1.1. Xác định biến thiên của gia tốc: Khi giải bài tốn này chúng ta vẫn sử dụng phương trình cân bằng lực: Fk Ff Fi Fω F j Fm (4.74) F j Fk Ff  Fi Fω Fm Khi xác định khả năng tăng tốc của xe người ta thường xác định cho trường hợp xe chuyển động trên đường bằng ( α 0 Fi 0 ) và không kéo rơmóc (Fm = 0), lúc đó ta có: δ F G i j F F F j g k f ω M e i t η 2 (4.75) Gf Wv g r b j Gδi Khi xe đang tăng tốc thì vận tốc của xe nhỏ, nên có thể coi vo v. Từ biểu thức (4.75) chúng ta thấy j phụ thuộc vào v, tức là ta nhận được đặc tính tốc độ của gia tốc j = f(v). Sau đây chúng ta sẽ đi xây dựng đồ thị đặc tính tốc độ gia tốc của xe có đặt hộp số có 3 số tiến. Ví dụ ở tay số 1 chúng ta vẽ được đường cong j1 theo mối quan hệ: M e i t1 2 Gf Wv g r b j1 Gi Với: it1 – Tỷ số truyền của hệ thống truyền lực ở tay số 1: it1 = ih1ipioic. Me – Mômen xoắn của động cơ, được xác định từ đường đặc tính ngồi của động cơ. Ở tay số 2 và 3 chúng ta vẽ được các đường cong j2, j3 bằng phương pháp tương tự. (Xem hình 4.10). j(m/s2) 71
j 1,5 1 1 A j2 0,5 B j3 0 20 40 60 80 vmax(km/h ) Hình 4.10: Đặc tính tốc độ của gia tốc. 4.4.1.2. Xác định thời gian tăng tốc và biến thiên của tốc độ ôtô: 1 v j v(t) 1 v2 j (v) v1 v2 1 t dv t v1 j v t 0 v1 v2 0 t1 t2 Hình 4.11: Xác đònh biến thiên của tốc độ theo thời gian khi tăng tốc. Để xác định biến thiên của tốc độ ôtô theo thời gian v(t) chúng ta dựa trên cơ sở phân tích sau: dv 1 j dt dv dt j 72
Thời gian tăng tốc từ tốc độ v1 đến v2 sẽ là: v  t t  t dv (4.76) v j Tích phân trên có thể giải được nếu biết j(v) và như vậy xác định được khoảng thời gian t cần thiết để tăng tốc độ từ v1 đến v2. Ngồi ra tích phân này cũng có thể giải bằng đồ thị và khi tiến hành cho nhiều điểm kế tiếp nhau ta xây dựng được đường cong v(t), tức là biến thiên của tốc độ theo thời gian. Quá trình thực hiện được mô tả theo hình 4.11. 4.4.1.3. Xác định quãng đường tăng tốc của ôtô: Nhằm xác định biến thiên của quãng đường S theo thời gian hay tốc độ theo quãng đường, chúng ta cũng làm tương tự: dS t v dS vdt S S S vdt (4.77) dt t Từ mối quan hệ biến thiên v(t) đã biết, ta xác định được quãng đường đi được S trong khoảng thời gian (t2 – t1). Ở trên hình 4.12 cho thấy cách xác định các biến thiên S(t) và v(S) bằng phương pháp đồ thị. Tập hợp các đặc tính j(v), v(t), S(t), v(S) được gọi là các đặc tính tăng tốc của xe. Chúng cũng là chỉ số quan trọng để đánh giá tính năng động lực học của ôtô. Thông thường các đặc tính v(t) và v(S) là hay được sử dụng nhất. 73