Bài giảng Lý thuyết ô tô - Phan Minh Đức
2.1. Sự truyền mô men từ động cơ đến bánh xe chủ động
Hình 2-1 minh họa sự truyền mô men xoắn từ động cơ đến bánh xe chủ
động đối với ô tô có động cơ đặt dọc phía trước, dẫn động một cầu sau.
Hình 2-1 Sự truyền mô men từ động cơ đến bánh xe chủ động
Xuất phát từ động cơ và truyền qua hệ thống truyền lực, mô men xoắn tại
bánh xe chủ động được xác định bởi:
Với: T'T - Mô men kéo tại bánh xe chủ động khi chuyển động không đều;
e - Mô men kéo tại trục khuỷu khi xe chuyển động không đều;
it ; t - Tỷ số truyền và hiệu suất của hệ thống truyền lực;
in ; n - Tỷ số truyền và hiệu suất từ chi tiết quay thứ n trong hệ thống
truyền lực đến bánh xe chủ động;
In - Mô men quán tính của chi tiết quay thứ n đối với trục quay của nó;
n, w - vận tốc góc của chi tiết quay thứ n và của bánh xe.
Biên soạn: TS. Phan Minh Đức – Bộ môn Ô tô, khoa Cơ khí Giao thông 11
Mặt khác, ta có:
de/ dt = ax. it/ rdyn ; dn/ dt = ax. in/ rdyn
dw/ dt = ax / rdyn ; T'e = Te - Ie.de/ dt
Với Ie - là mô men quán tính của bánh đà và các chi tiết quay trong
động cơ quy về trục khuỷu.
Kết hợp các biểu thức trên, ta được:
Với TT là mô men kéo tại bánh xe chủ động khi ô tô chuyển động ổn
định, động cơ quay đều. Ta là mô men của các lực quán tính quy về
bánh xe chủ động.
Cuối cùng, biểu thức xác định mô men tại bánh xe chủ động trở thành:
'T T TT - Ta Eq. 2-4
2.2. Các yếu tố ảnh hưởng đến mô men xoắn tại bánh xe chủ
động khi xe chuyển động ổn định
2.2.1. Mô men tại bánh đà động cơ
Giá trị mô men tại trục khuỷu thay đổi phụ thuộc chế độ làm việc của động
cơ. Động cơ có thể làm việc ở các chế độ toàn tải (theo đường đặc tính ngoài)
hoặc chế độ non tải (cục bộ). Hình 2-2 biểu thị đặc tính ngoài của động cơ xăng
không hạn chế số vòng quay (a), động cơ xăng hạn chế số vòng quay (b), và
động cơ diesel (c).
Số vòng quay nmin của trục khuỷu là số vòng quay nhỏ nhất mà động cơ có
thể làm việc ổn định ở chế độ đầy tải. Khi tăng số vòng quay thì công suất và
mô men tăng lên. Mô men xoắn đạt giá trị cực đại Temax ở số vòng quay nT và
công suất đạt giá trị cực đại Pemax tại số vòng quay nP. Vùng số vòng quay làm
việc chủ yếu của động cơ nằm trong khoảng [nT , nP]. Khi tăng số vòng quay
của trục khuỷu lớn hơn giá trị nP thì công suất sẽ giảm, chủ yếu do giảm hệ số
nạp, tăng tổn thất cơ giới, và giảm áp suất có ích trung bình.
Trang 1
Trang 2
Trang 3
Trang 4
Trang 5
Trang 6
Trang 7
Trang 8
Trang 9
Trang 10
Tải về để xem bản đầy đủ
Tóm tắt nội dung tài liệu: Bài giảng Lý thuyết ô tô - Phan Minh Đức
hịu 0,3 0,4 Bảng 12-2 Giới hạn gia tốc dao động đối với cảm giác con người Gia tốc dao động [m/s2] tạo cảm giác Tần số dao động [Hz] Khó chịu Bệnh tật 1 2,3 2,7 1,5 2,1 2,5 2 1,9 2,3 3 1,7 2,0 Bảng 12-3 Gia tốc cho phép [m/s2] đối với các dạng dao động Dao động Điều kiện Thẳng đứng Dọc, ngang Nghiêng Đi chậm 1,0 0,6 0,5 Đi xe 2,5 1,0 0,7 Di chuyển ngắn 4,0 2,0 1,0 Khi tần số dao động tăng, ngay cả dao động với gia tốc nhỏ cũng gây cảm giác khó chịu hoặc gây bệnh. Với những tần số mà thân xe dao động, tốc độ thay đổi gia tốc dao động có ảnh hưởng lớn nhất đến sự êm dịu chuyển động của ô tô. Cảm giác bứt rứt xuất Biên soạn: TS. Phan Minh Đức – Bộ môn Ô tô, khoa Cơ khí Giao thông 151 Bài giảng môn học LÝ THUYẾT Ô TÔ hiện khi tốc độ thay đổi gia tốc ở khoảng 25 m/s3 và cảm giác khó chịu, ở khoảng 40 m/s3. Do đó, tốc độ thay đổi gia tốc của dao động ô tô không nên quá 25 m/s3. Bảng 12-3 mô tả các giá trị gia tốc cho phép đối với sức khỏe con người (tuổi trung niên). Sau đây ta xây dựng mối quan hệ giữa các đặc trưng êm dịu chuyển động của ô tô. Với mục đích này, ta khảo sát dao động điều hòa của một hệ dao động một bậc tự do có trọng lượng G. Độ cứng của hệ dao động là c. Ở trạng thái tự do của lò xo, hệ có vị trí I. Khi hệ ở trạng thái cân bằng II, lò xo chịu biến dạng tĩnh dưới tác dụng của trọng lượng G. Chuyển vị của lò xo được xác định bởi G z Eq. 12-3 o c Nén lò xo để đưa hệ ra vị trí III, xa vị trí cân bằng và thả ra, hệ sẽ dao động. Bằng các thiết bị ghi dao động, ta có được đồ thị quan hệ vị trí của hệ theo thời gian cũng như có thể xác định biên độ zmax, chu kỳ T của dao động. Phương trình vi phân mô tả dao động có dạng: d 2z m . z.c 0 Eq. 12-4 dt 2 Nghiệm của phương trình: c z z .sin t. z .sin t. Eq. 12-5 max m max c Với là tần số góc của dao động m - Vận tốc dao động: dz v z . . cos t. Eq. 12-6 dt max - Gia tốc dao động: d 2 z j z- .2 .sin t. Eq. 12-7 dt 2 max - Tốc độ thay đổi gia tốc dao động: d 3z 'j z- .3 .cos t. Eq. 12-8 dt 3 max Biên soạn: TS. Phan Minh Đức – Bộ môn Ô tô, khoa Cơ khí Giao thông 152 Bài giảng môn học LÝ THUYẾT Ô TÔ Tần số góc và tần số dao động n liện hệ với nhau bởi: 1 1 c 1 g n . . Eq. 12-9 T 2 2 m 2 z o Như vậy, độ biến dạng tĩnh của hệ càng lớn thì tần số dao động của hệ càng nhỏ. Với mục đích này, hệ thống treo được giảm độ cứng để giảm tần số dao động tự do của ô tô. 12.4. Dao động ô tô Mô hình đơn giản dao động của một ô tô được mô tả trên hình, trong đó c1 và c2 là độ cứng tương đương của hệ thống treo trước và sau. Hình 12-2 Mô hình dao động đơn giản và hệ dao động tương đương Độ cứng tương đương ceff của hệ thống treo là độ cứng của phần tử đàn hồi mà biến dạng của nó tương đương biến dạng tổng của hệ thống treo (có độ cứng cs) và bánh xe (có độ cứng ct) khi chịu cùng tải trọng. Trọng lượng G gây biến dạng hệ đàn hồi một lượng bằng tổng biến dạng của phần tử đàn hồi của hệ thống treo và của lốp. Do đó, G G G ceff cs c t cs c. t ceff Eq. 12-10 cs ct Biên soạn: TS. Phan Minh Đức – Bộ môn Ô tô, khoa Cơ khí Giao thông 153 Bài giảng môn học LÝ THUYẾT Ô TÔ Độ cứng của hệ thống treo trước và sau của ô tô nằm trong khoảng 20-60 kN/m. Độ cứng của lốp trước và sau của ô tô thuộc khoảng 200-450 kN/m. Các giá trị nhỏ tương ứng với ô tô du lịch, giá trị lớn tương ứng với ô tô tải. Hình 12-3 Các dao động thành phần Thân ô tô có 6 bậc tự do và có thể thực hiện 6 dao động khác nhau. Các chuyển động thẳng theo các trục xx, yy và zz được ký hiệu là Sx, Sy, và Sz, còn các chuyển động quay tương ứng được ký hiệu x, y, z. Việc nghiên cứu dao động đồng thời 6 thành phần trên rất phức tạp. Để đơn giản hóa, ta có thể nghiên cứu dao động với 2 bậc tự do Sz và y. Các thành phần dao động này ảnh hưởng chủ yếu đến tính êm dịu của ô tô và tác động đến cảm giác của người trên ô tô. Dao động thẳng đứng xuất hiện khi bánh xe lăn qua nhấp nhô của mặt đường. Nếu ô tô được trang bị hệ thống treo có độ cứng nhỏ, sự biến dạng lớn của phần tử đàn hồi của hệ thống treo sẽ dễ dàng dập tắt dao động. Đôi khi, các dao động thẳng đứng này tăng vọt nếu tần số ngoại lực kích thích trùng với tần số dao động riêng của hệ thống treo. Hệ thống treo với độ cứng thấp và giảm chấn được sử dụng để giảm dao động thẳng đứng mà nó tác động đến cảm giác khó chịu của hành khách. Tâm đàn hồi của một hệ là điểm mà tại đó chỉ tồn tại chuyển động tịnh tiến dưới tác dụng của ngoại lực kích thích. Để xác định tâm đàn hồi, ta khảo sát thanh nằm trên các phần tử đàn hồi như mô tả trên Hình 12-4. Biên soạn: TS. Phan Minh Đức – Bộ môn Ô tô, khoa Cơ khí Giao thông 154 Bài giảng môn học LÝ THUYẾT Ô TÔ Khi ngoại lực kích thích P tác dụng vào một điểm khác với tâm đàn hồi (c.e.), thanh thực hiện 2 chuyển động: tịnh tiến và xoay, như vị trí 1. Khi ngoại lực kích thích tác dụng tại tâm đàn hồi (c.e.), thanh chỉ chuyển động tịnh tiến đến vị trí 2. Trong trường hợp này, độ biến dạng của hệ thống treo trước và sau là giống nhau và góc xoay bằng không. Sau đây ta xác định khoảng cách x từ trọng tâm (c.g.) của thanh đến tâm đàn hồi (c.e.). Từ phương trình cân bằng mô men, ta có R1 a. - .P x - R 2 b. 0 R a. - R b. x 1 2 Eq. 12-11 P Đồng thời, ta lại có: R1 c1 f. 1 và R 2 c2 f. 2 P R1 R 2 c1 f. 1 c 2 f. 2 Do vậy: c .f c-a. .f b. x 1 1 2 2 c1 .f1 c2 .f 2 c a. c- b. x 1 2 Eq. 12-12 c1 c 2 Khối lượng được treo của ô tô được thay bằng hệ tương đương 3 khối lượng m1, m2, và m3 và liên kết với nhau bởi một thanh không trọng lượng. Khối lượng m1 và m2 đặt tại các vị trí ab và bb và khối lượng m3 đặt tại trọng tâm của phần khối lượng được treo. Các điều kiện sau đây cần được thỏa mãn đối với hệ tương đương: (a) Cân bằng khối lượng, (b) Trọng tâm của hệ thực trùng trọng tâm hệ tương đương, và (c) Cùng mô men quán tính đối với trục yy đi qua trọng tâm của hệ thực. Ba điều kiện này dẫn đến hệ ba phương trình sau: m m m m 1 2 3 b m1 a. b m 2 b. b Eq. 12-13 2 2 2 m1 a. b m 2 b. b m b . b Với b là bán kính quán tính của khối lượng được treo của ô tô đối với trục yy. Giải 3 phương trình trên, ta được: Biên soạn: TS. Phan Minh Đức – Bộ môn Ô tô, khoa Cơ khí Giao thông 155 Bài giảng môn học LÝ THUYẾT Ô TÔ 2 m b . b m1 a b L. 2 m b . b m 2 Eq. 12-14 b b . L 2 m m . -1 b 3 b a b. b b Hình 12-4 Mô hình dao động tự do của ô tô và tương đương Khi thanh nối được đẩy ra xa vị trí cân bằng và thả ra, hệ sẽ dao động. Ta sẽ khảo sát tác dụng của khối lượng m3 và vị trí tâm đàn hồi đến dao động của thanh. Khi dao động, lực quán tính tác dụng lên trọng tâm của thanh được xác định bởi: Biên soạn: TS. Phan Minh Đức – Bộ môn Ô tô, khoa Cơ khí Giao thông 156 Bài giảng môn học LÝ THUYẾT Ô TÔ Fin m3 j. Lực này gây ra mô men quán tính Min đối với tâm đàn hồi Min Fin . x m3 x.j. Để tránh dao động lớn, mô men Min cần thiết phải nhỏ hoặc bằng 0. Điều này xảy ra khi cánh tay đòn x hoặc khối lượng m3 bằng 0. # Nếu m3 = 0: 2 b m 3 0 1 Eq. 12-15 a b b. b Điều này có thể đạt được bằng cách phân bố hợp lý khối lượng các cụm chi tiết trên ô tô. # Nếu x = 0: x 0 c1 a. b c 2 b. b c b 1 b Eq. 12-16 c2 a b Như vậy, độ cứng của hệ thống treo cần thiết kế sao cho tỷ lệ nghịch với trọng tâm của khối lượng không được treo. Khi đó, hệ thống treo trước và sau có cùng biến dạng và ô tô không bị xoay quanh trục yy. Chuyển vị theo phương thẳng đứng Sz được xác định sau khi chọn tần số dao động trong khoảng cho phép 1,1-1,3 Hz. Dao động góc x sinh ra do nhấp nhô không đều ở hai bên của mặt đường. Khi đó, mô men gây dao động ngang xuất hiện rồi triệt tiêu. Dao động góc này có thể khử bằng cách sử dụng thanh ổn định ngang, có tác dụng tăng độ cứng chống biến dạng xoắn hệ thống treo. Bên cạnh dao động do nhấp nhô của đường, ô tô còn chịu rung động phát sinh từ động cơ, hệ thống truyền lực và bánh xe. Sự rung động này thực tế không ảnh hưởng đến độ êm dịu chuyển động nhưng gây ồn và có thể phá hủy liên kết giữa các tổng thành, bộ phận của ô tô. Sự rung động có thể giảm bớt hoặc khử nhờ sử dụng các biện pháp như dùng các bộ phận giảm rung, các bộ phận che đặc biệt, nâng cao chất lượng chế tạo và lắp ráp, và cân bằng tốt để tránh cộng hưởng. Các ghế ngồi với lưng tựa được thiết kế đặc biệt cũng có thể giảm hay khử được dao động và rung động của ô tô. Biên soạn: TS. Phan Minh Đức – Bộ môn Ô tô, khoa Cơ khí Giao thông 157 Bài giảng môn học LÝ THUYẾT Ô TÔ 12.5. Ảnh hưởng của các thông số đến sự dao động 12.5.1. Ảnh hưởng của lốp xe Bánh hơi bổ sung thêm phần tử đàn hồi cùng với hệ thống treo và có tác dụng rất lớn đến sự êm dịu chuyển động của ô tô. Là phần tử đàn hồi tốt, do có sự biến dạng của ta-lông nên lốp xe loại trừ hoặc giảm tiếng ồn sinh ra khi chuyển động trên đường nhấp nhô và hấp thụ những nhấp nhô nhỏ của mặt đường. Lốp xe ảnh hưởng không đáng kể đến dao động tần số thấp do biến dạng của nó nhỏ (1535 mm) so với biến dạng cần thiết của hệ thống treo đối với độ êm dịu chuyển động (100250 mm). Trái lại, lốp xe có tác dụng lớn đối với dao động tần số cao bởi vì sự giảm độ cứng của lốp xe dẫn đến sự giảm độ dịch chuyển thẳng đứng của bánh xe và gia tốc dao động của ô tô. Do vậy, sẽ tốt hơn nếu sử dụng lốp xe có độ cứng giảm nhiều để tăng độ êm dịu chuyển động. Với mục đích này, khuynh hướng chế tạo lốp xe hiện đại là giảm độ cứng của lốp xe bằng cách giảm áp suất hơi trong lốp và tăng chiều rộng lốp. Tuy vậy, sẽ là sai lầm khi cho rằng lốp xe mềm cho phép người thiết kế bỏ qua phần tử đàn hồi của hệ thống treo. Điều này có thể giải thích bởi thực tế là để giảm tổn thất cản lăn cần thiết phải giảm nội ma sát trong lốp, nhưng trái lại nó làm tăng độ cứng của lốp xe. Bên cạnh đó, độ nhấp nhô của mặt đường luôn tồn tại và gây ra dao động ô tô nên dao động sẽ mạnh hơn nếu không có hệ thống treo. 12.5.2. Hệ thống treo độc lập Xét trên quan điểm êm dịu chuyển động ô tô, hệ thống treo độc lập có nhiều ưu điểm so với hệ thống treo phụ thuộc. Đối với hệ thống treo phụ thuộc, khi một bên bánh xe lăn qua nhấp nhô của đường, bánh xe phía bên kia cũng có cùng chuyển vị góc x nên thân xe cũng nghiêng theo. Điều này không xảy ra hoặc không đáng kể đối với hệ thống treo độc lập. Biên soạn: TS. Phan Minh Đức – Bộ môn Ô tô, khoa Cơ khí Giao thông 158 Bài giảng môn học LÝ THUYẾT Ô TÔ Hệ thống treo độc lập đối với trục trước tạo ra độ võng tĩnh lớn hơn trong khi vẫn đảm bảo tỷ số độ võng tĩnh giữa các trục gần bằng 1. Do đó khi ô tô chuyển động, dao động x được giảm nhiều. Do hệ thống treo độc lập không có dầm cầu nối hai bánh xe hai bên nên trọng lượng phần không được treo giảm đáng kể, tần số dao động riêng của thân xe tăng lên. Do đó giảm tải trọng tác dụng lên giảm chấn. Ở hệ thống treo độc lập, phần tử đàn hồi có thể là lò xo, đệm khí, hoặc thanh xoắn. Khi sử dụng thanh xoắn, một phần khối lượng thanh xoắn là khối lượng được treo và sự phân bố tải trọng lên khung xe cũng đều hơn. Khi sử dụng, thanh xoắn không đòi hỏi bảo dưỡng nhiều như nhíp lá. Tuy nhiên, thanh xoắn khó chế tạo và có tuổi thọ thấp hơn. Hệ thống treo với đệm khí có rất nhiều ưu điểm: độ êm dịu rất cao do độ cứng rất thấp và có thể thay đổi đặc tính đàn hồi với phạm vi rộng trong quá trình vận hành, có thể giữ cố định hoặc thay đổi độ võng của hệ thống treo khi tải trọng thay đổi, tuổi thọ của hệ thống treo dài, khối lượng không được treo nhỏ, thích ứng nhanh với sự nhấp nhô của mặt đường do nội ma sát trong hệ thống treo không đáng kể, và góp phần làm tăng tuổi thọ của ô tô. Tuy nhiên, thiết kế, chế tạo hệ thống treo với đệm khí phức tạp hơn, giá thành chế tạo cao hơn. Biên soạn: TS. Phan Minh Đức – Bộ môn Ô tô, khoa Cơ khí Giao thông 159 Bài giảng môn học LÝ THUYẾT Ô TÔ 13 TÀI LIỆU THAM KHẢO [1] Nguyễn Hữu Cẩn, Dư Quốc Thịnh, Thái Phạm Minh, Nguyễn Văn Tài, và Lê Thị Vàng. “Lý Thuyết Ô Tô Máy Kéo”. Hà Nội: NXB Khoa học kỹ thuật; 1996. [2] Nguyễn Minh Đường, Nguyễn Xuân Tài, Nguyễn Văn Tài, và Trần Khang. “Lý Thuyết Ô Tô Máy Kéo”. Hà Nội: Đại học Bách Khoa; 1971. [3] Artamonov MD, Ilarionov VA, and Morin MM. “Motor Vehicles - Fundamentals and Design”. Moscow: Mir; 1976. [4] Lechner G and Naunheimer H. “Automotive Transmission - Fundamentals, Selection, Design, and Adaption”. Berlin: Springer- Verlag; 1999. [5] Garett TK, Newton K, and Steeds W. “The Motor Vehicle, 13 ed.” Oxford: Butterworth-Heinemann; 2001. [6] Reimpell J, Stoll H, and Betzler JW. “The Automotive Chassis: Engineering Principles, 2 ed”: Butterworth-Heinemann; 2001. [7] Heisler H. “Advanced Vehicle Technology, 2 ed”. Oxford: Butterworth- Heinemann; 2002. [8] Rajesh R. “Vehicle Dynamics and Control”. New York: Springer; 2006. [9] "Proceedings of the Institution of Mechanical Engineers, Part D: Journal of Automobile Engineering ", Professional Engineering Publishing. [10] "International Journal of Vehicle Design (IJVD)", Inder Science. Biên soạn: TS. Phan Minh Đức – Bộ môn Ô tô, khoa Cơ khí Giao thông Biên soạn: TS. Phan Minh Đức – Bộ môn Ô tô, khoa Cơ khí Giao thông 161 14 PHỤ LỤC Phụ lục A ĐẶC TÍNH CỦA MỘT SỐ ĐỘNG CƠ Biên soạn: TS. Phan Minh Đức – Bộ môn Ô tô, khoa Cơ khí Giao thông 162 Hình A-1 Đặc tính ngoài của một động cơ diesel, sử dụng với ô tô tải – Đường cong mô men dạng “phẳng” Hình A-2 Đặc tính ngoài của một động cơ diesel với turbocharger, sử dụng với ô tô khách – Đường cong mô men dạng “sống trâu” Biên soạn: TS. Phan Minh Đức – Bộ môn Ô tô, khoa Cơ khí Giao thông 163 Hình A-3 Đặc tính ngoài của một động cơ diesel với turbocharger, sử dụng với ô tô tải – Đường cong mô men dạng “sống trâu” Hình A-5 Đặc tính ngoài của một động cơ diesel, sử dụng với ô tô tải – Đường cong mô men dạng “sống trâu” Biên soạn: TS. Phan Minh Đức – Bộ môn Ô tô, khoa Cơ khí Giao thông 164 Hình A-4 Đặc tính ngoài của một động cơ xăng, sử dụng với ô tô du lịch – Đường cong mô men dạng “tăng dần” Hình A-6 Đặc tính ngoài của một động cơ xăng, sử dụng với ô tô du lịch – Đường cong mô men dạng “phẳng” Biên soạn: TS. Phan Minh Đức – Bộ môn Ô tô, khoa Cơ khí Giao thông 165 a/ b/ Hình A-7 Đặc tính tốc độ của: a/ Một động cơ xăng 6 xylanh b/ Một động cơ diesel turbocharger 6 xy lanh Specific Diesel Consumption (g/kWh) (Diesel Fuelling) 300 290 40 320 290 285 35 275 280 285 273 273 290 ) 30 m N ( 270 e 300 u 25 q r o T 320 320 e 20 k a r B 350 350 15 400 400 10 500 700 5 1000 1200 1400 1600 1800 2000 2200 2400 Engine speed (rev/min) Hình A-8 Suất tiêu hao nhiên liệu có ích của động cơ diesel 1 xylanh KUBOTA RT120 Biên soạn: TS. Phan Minh Đức – Bộ môn Ô tô, khoa Cơ khí Giao thông 166 Biên soạn: TS. Phan Minh Đức – Bộ môn Ô tô, khoa Cơ khí Giao thông 167
File đính kèm:
- bai_giang_ly_thuyet_o_to_phan_minh_duc.pdf