Đề cương bài giảng Hệ thống truyền lực tích hợp và có điều khiển của ô tô

TRƯỜNG ĐẠI HỌC SƯ PHẠM KỸ THUẬT HƯNG YÊN KHOA CƠ KHÍ ĐỘNG LỰC -------------*------------- ĐỀ CƯƠNG BÀI GIẢNG HỌC PHẦN: HỆ THỐNG TRUYỀN LỰC TÍCH HỢP VÀ CÓ ĐIỀU KHIỂN CỦA Ô TÔ SỐ TÍN CHỈ: 02 HỆ ĐÀO TẠO: THẠC SỸ NGÀNH: KỸ THUẬT CƠ KHÍ ĐỘNG LỰC Hưng Yên, 2015 1 CHƯƠNG 1 HỆ THỐNG TRUYỀN LỰC ÔTÔ 1.1. Các khái niệm cơ bản Hệ thống truyền lực trên ôtô có nhiệm vụ thay đổi mômen và vận tốc quay của động cơ đến bánh xe chủ động của ôtô nhằm đáp ứng các điều kiện chuyển động. Trị số của lực hay mô men xoắn này có thể thay đổi, tùy theo điều kiện làm việc của ôtô. 1.2. Hệ thống truyền lực cơ khí 1.2.1. Hệ thống truyền lực có cấp Hệ thống truyền lực là HTTL cơ khí có cấp, ở đó tỷ số truyền được thay đổi bằng cách thay đổi cấp trong hộp số. Hình 1.1. Sơ đồ truyền lực oto có cầu sau chủ động. 1. Động cơ; 2. Ly hợp; 3. Hộp số; 4. Trục các đăng; 5. Truyền lực chính; 6. Bán trục Trong hình 1.1 là một số ví dụ của HTTL cơ khú có cấp. nhược diểm lớn nhất của loại HTTL này là số cấp số có hạn nên không thể đáp ứng một cách chính xác các điều kiện chuyển động. 1.2.2. Hệ thống truyền lực vô cấp Hệ thống truyền lực vô cấp thay đổi tỷ số truyền một cách liên tục trong phạm vi điều chỉnh của nó, nhờ vậy mà đáp ứng được 1 cách tốt nhất các điều kiện chuyển động. Nguyên lý chung của truyền lực vô cấp bằng ma sát được thể hiện trên hình 1.1 – a. momen được truyền từ cầu chủ động 1 sang đĩa bị động 2 nhờ lực ma sát tại điểm tiếp xúc giữa hai đĩa. Để thay đổi tỷ số truyền, người ta thay đổi bán kính làm việc r2 bằng cách bố trí cho đĩa chủ động có thể trượt được dọc trên trục 3 của nó. Như vậy, ta có tỷ số truyền của truyền động là: i = 𝑟2 𝑟1 thay đổi một cách liên tục trong vùng điều chỉnh của nó Truyền lực ma sát vô cấp có thể phân thành ba nhóm như sau: truyền lực đai; truyền lực tiếp xúc nhiều điểm; truyền lực bằng các đĩa lăn. 2 Hình 1.2. Sơ đồ nguyên lý các hệ thống truyền lực cơ khí vô cấp a, Sơ đồ nguyên lý truyền lực ma sát; b, Truyền lực tiếp xúc nhiều điểm; c) Truyền lực đai; d) Tryuền lực bằng các đĩa lăn. 1.3. Hệ thống truyền lực thủy lực 1.3.1. Truyền lực thủy động Truyền lực thủy động được phân thành hai loại tùy theo khả năng biến đổi mô men của nó: ly hợp thủy lực và biến mo thủy lực. Trên các ôtô thường sử dụng các ly hợp thủy lực không điều chỉnh có số vòng tuần hoàn đối xứng với các hướng kính (Hình 1.3) vòng tuần hoàn của chất lỏng trong ly hợp được tạo vỏ 1 và cấc cánh thẳng 2 của các bánh công tác (hình 1.3-a). Trong một số trường hợp, cấu tạo ly hợp có thể có dạng như thể hiện trên hình 1.3–b với một khoang rỗng phía bên trong. Trên các sơ đồ vòng tuần hoàn chất lỏng trong ly hợp được thể hiện bằng các mũi tên. Ly hợp thủy lực: có ưu điểm là có thể thay đổi tỷ số truyền một cách lien tục, có khả năng truyền tải năng lượng lớn, cấu tạo đơn giản, giá thành sản xuất thấp, dễ sử dụng và bảo dưỡng, sửa chữa. Tuy nhiên, nhược điểm cảu ly hợp là không có khả năng biến đổi mô men đã hạn chế phạm vi sử dụng cả nó trên các hộp số thủy cơ ôtô. Hơn nữa ly hợp còn có một số nhược điểm khác như: Hiệu suất rất thấp ở vùng làm việc có tỷ số truyền nhỏ, độ nhạy quá cao ảnh hưởng xấu đến đặc tính làm việc kết hợp với động cơ đốt trong. Biến mô thủy lực: được phân loại theo chiều quay cảu các bánh bơm và bánh tua bin, theo số lượng bánh tua bin, theo các bố trí các bánh phản ứng. 3 Theo chiều quay cacr các bánh công tác biến mô được phân thành 2 loại: biến mô thuận và biến mô nghịch. Trong biến mô thuận, dòng chất lỏng trong khoang công tác đi qua các bánh tua bin theo trình tự sau: bánh bơm (B), bánh tua bin (T), bánh phản ứng(P) (hình 1.3-c) trong các biến mô nghịch, bánh phản ứng được lắp giữa bánh bơm và bánh tua bin (hình 1.3-g) biến mô nghịch chỉ được sử dụng trên ôtô trong các trường hợp hộp số thủy cơ có 2 dòng công suất. Hình 1.3. Sơ đồ các dạng truyền động thủy động Theo số lượng bánh tua bin, biến mô được phân thành các loại: một cấp (có một bánh tua bin), nhiều cấp có hai hoặc nhiều bánh tua bin). Trong các biến mô nhiều cấp, sau mỗi bánh tua bin có bố trí một bánh phản ứng, trừ bánh tua bin cuối cùng (hình 1.3- f, h). Các bánh tua bin cảu biến mô nhiều cấp thường được nối cứng với nhau, chúng có thể được nối với nhau nhờ vành 2 được nằm trong long biến mô (hình 1.3-f) hoặc bằng bộ truyền hành tinh D (hình 1.3-h). bộ truyền này cũng được đặt bên trong biến mô và nó còn có nhiệm vụ tang hệ số biến đổi mô men cảu biến mô. Biến mô loại này được gọi là biến mô vi sai. Theo cách bố trí bánh phản ứng (bánh dẫn hướng) có thể phân biệt các loại biến mô đơn giản và biến mô hỗn hợp. trong các biến mô đơn giản, các bánh phản ứng được bố trí cố định, chúng không có khả năng quay trong quá trình làm việc. Trong các biến mô hỗn hợp, các bánh phản ứng được đặt trên các khớp một chiều. các khớp này bị khóa khi biến mô làm việc ở chế độ biến mô thủy lực nhờ một mô men xoắn tác động ngược lại với chiều quay của cánh bơm. Khi biến mô làm việc ở tỷ số truyền lớn, chiều tác động của mô men xoắn thay đổi sẽ làm các bánh phản ứng quay cùng với một dòng chất lỏng. lúc này biến mô làm việc ở chế độ biến mô thủy lực. Chính vì biến mô có thể làm việc ở 2 chế độ: ly hợp và biến mô nên nó có tên gọi là biến mô hỗn hợp. trong một số kết cấu, người ta tách bánh phản ứng thành 2 bánh bố trí nối tiếp nhau (hình 1.3-d) điều này cho phép mở rộng vùng làm việc với hiệu suất cao cảu biến mô. Các biến mô hỗn hợp thường được sử dụng kết hợp với ly hợp khóa ϕ (hình 1.3 – 4 e), nó cho phép khóa biến cứng bánh bơm với bánh tua bin của biến mô tại nên khối cứng truyền trực tiếp mô men từ bánh bơm sang bánh tua bin. Ly hợp khóa được điều khiển nhờ một hệ thống riêng biệt, việc khóa cứng biến mô ở chế độ ly hợp cho phép tăng hiệu suất làm việc của biến mô (10 ÷ 20 %) và tăng tốc độ chuyển động cực đại của ôtô. Trong một số trường hợp, nhằm tăng cường khả năng phanh bằng động cơ, người ta sử dụng khớp một chiều 4. Khớp này có tác dụng nối cứng bánh tua bin với trục bánh bơm trong trường hợp mô men truyền ngược từ trục tua bin sang trục bánh bơm. 1.3.2. Truyền lực thủy tĩnh HTTL thủy lực thể tích gồm có bơm thủy lực lắp sau ngay động cơ đốt trong và một hoặc nhiều động cơ thủy lực (hình 1.4). năng lượng từ bơm được truyền tới các động cơ thủy lực nhờ dòng chất lỏng chuyển động trong các đường ống. Để có vùng điều chỉnh đủ rộng đáp ứng được điều kiện chuyển động, người ta sử dụng các loại bơm và hay động cơ thủy lực có khả năng điều chỉnh lưu lượng. Hình 1.4- Sơ đồ nguyên lý hệ thống truyền lực thủy lực thể tích 1. Động cơ; 2. Bơm thuỷ lực; 3. Động cơ thuỷ lực; 4. Trục các đăng; 5. Truyền lực chính và bộ vi sai; 6. Bán trục; 7. Đường ống; 8. Động cơ thuỷ lực. Trên thực tế có rất nhiều phương án bố trí các máy thủy lực, nhưng thông dụng hơn cả là hai phương án trình bày trên hình 1.4. hình 1.4-a thể hiện phương án sử dụng một động cơ thủy lực cho toàn bộ hệ thống truyền lực. ở phương án thứ hai (hình 1.4 – b), tại mỗi bánh xe chủ động người ta bố trí một động cơ thủy lực. sơ đồ này thường được sử dụng trên các oto có nhiều cầu chủ động và để tạo các cầu chủ động trên các rơ moóc (hoặc bánh moóc). Đặc biệt, nhiều loại động cơ thủy lự có khả năng phát huy mô men rất lớn, nên có thể lắp trục tiếp tại bánh xe mà không cần thêm bộ truyền cơ khí. Việc thay đổi tỷ số truyền thường được thwucj hiện bằng cách điều chỉnh lưu lượng của bơm thủy lực. đối với ôtô nhiều cầu chủ động, người ta có thể mở rộng vùng điều chỉnh bằng cách cắt bớt số cầu chủ động khi xe hoạt động trên đường tốt. đối với hệ thống truyền lực dạng này, quá trình điều khiển thường được tự động hóa hoàn toàn. HTTL thủy lực thể tích có những ưu điểm chính sau: - Thay đổi tỷ số truyền một cách liên tục trong phạm vi rộng - Bố trí trên xe dễ dàng, gọn và dễ lắp đătj 5 - Có khả năng làm việc ổn định lâu dài hơn tốc độ thấp - Bảo vệ động cơ và các bộ phận của hệ thống truyền lực tránh quá tải, tải xung - Điều khiển dễ dàng, dễ tự động hóa quá trình điều khiển - Có khả năng đảo chiều chuyển động và phanh ôtô mà không cần có các hệ thống chuyên dùng Nhược điểm chính của HTTL thủy lực thể tích là tuổi thọ của các máy thủy lực thấp mà giá thành lại cao. Vì vậy, hiện nay dạng truyền lực này rất hiếm gặp trên ôtô. Nhưng nó lại được sử dụng rộng rãi trên cái loại xe máy có tốc độ di chuyển chậm hoặc ít di chuyển như máy thi công (máy xúc, xe lu, cẩu tự hành, giàn khoan, cọc nhồi,), các loại xe nâng hạ hàng trong kho bãi, sân bay,., và một số loại máy nông- lâm nghiệp. 1.4. Hệ thống truyền lực điện HTTL điện cơ bao gồm hai phần: bộ truyền lực điện và hộp giảm tốc cơ khí. Trong trường hợp này, người ta đặt sau động cơ đốt trong một máy phát điện. dòng điện của máy phát được truyền tới động cơ điện làm động cơ này quay, sau đó mô men của động cơ điện được truyền tới các bánh xe chủ động qua bộ truyền cơ khí. Các dạng sơ đồ truyền lực điện được thể hiện trên hình 1.5. Hình 1.5. Sơ đồ nguyên lý hệ thống truyền lực điện cơ. 1. Động cơ; 2. Máy phát điện; 3. Động cơ điện; 4. Trục các đăng; 5. Truyền lực chính và bộ vi sai; 6. Bán trục; 7. Dây dẫn điện; 8. Động cơ điện và hộp giảm tốc. HTTL điện cơ có thể thực hiện theo sơ đồ hình 1.5 –a trong trường hợp này truyền động từ động cơ điện tới các bánh xe chủ động tương tự như ở HTTL cơ khí thể hiện trên hình sơ đồ 1.1. Trên hình 1.2- b là trường hợp dẫn động độc lập: trong mỗi bánh xe chủ động người ta sẽ lắp một động cơ điện cùng với một bộ phận giảm tốc. phương án này có ưu điểm là gọn, nhẹ, toàn bộ phần truyền động điện cơ được đặt gọn trong lòng bánh xe chủ động. Truyền động điện cơ thường được sử dụng trên các xe tự đổ siêu nặng (tải trọng trên 80 tấn) làm việc tại các vùng mỏ hay công trường thủy lợi lớn. ngoài ra, nó còn 6 được sử dụng trên một số loại ôtô và đoàn xe nhiều cầu chủ động khi mà các dạng HTTL khác trở nên quá cồng kềnh và nặng nề. Ưu điểm chính của HTTL điện cơ là khả năng biến đổi mô men một cách liên tục (vô cấp). hơn nữa, việc sử dụng phương án dẫn động độc lập cho các bánh xe chủ động trên cấc xe tự đổ trọng tải lớn (với công suất lớn hơn 700-800 KW) làm cho HTTL trở nên gọn nhẹ và phân bố trọng lượng ôtô trở nên hợp lý hơn (tăng trọng lượng bám trên cầu chủ động). Tuy nhiên, HTTL điện cơ có những nhược điểm chính sau: khối lượng lớn hơn so với HTTL cơ khí và HTTL thủy cơ nếu sử dụng trên các ôtô cỡ nhỏ; hiệu suất tương đối thấp; giá thành sản xuất cao; khối lượng không được treo lớn. 1.5. Hệ thống truyền lực ôtô hybird Hình 1.6 nguyên lý hoạt động của ôtô hybrid a) Sơ đồ nối tiếp; b) Sơ đồ song song Hình 1.7. Sơ đồ nối tiếp và song song 7 Trong sơ đồ nối tiếp, động cơ đốt trong không được nối trục tiếp bằng cơ khí với cầu chủ động và được nối với máy phát điện, còn máy này cung cấp dòng điện để chạy mô tơ điện đặt trên cầu chủ động. Trong sơ đồ song song, động cơ điện có đường nối trực tiếp với cầu chủ động và có thể truyền trục tiếp công suất cho các bánh xe chủ động. đồng thời cầu chủ động cũng được kết nối với một động cơ / máy phát điện. Hình 1.8. Sơ đồ hybrid hỗ hợp Trên hình 1.8 là sơ đồ hỗ hợp cả hai trường hợp cảu sơ đồ hình 1.7 để tận dụng ưu điểm của từng sơ đồ. Tuy nhiên sơ đồ này phức tạp hơn nhiều. 1.6. Các phương pháp đánh giá HTTL ôtô Hệ thống truyền lực có thể được đánh giá theo các tiêu chí như;  Đặc tính động lực học ôtô, tính kinh tế nhiên liệu;  Hiệu suất  Độ ồn, rung  Độ tin cậy  Tiện lợi trong sử dụng, bảo dưỡng sửa chữa  Độ bền và tuổi thọ. 8 CHƯƠNG 2 CHẾ ĐỘ TẢI TRỌNG TRONG HỆ THỐNG TRUYỀN LỰC Ô TÔ VÀ TÍNH NĂNG ĐỘNG LỰC HỌC 2.1. KHÁI NIỆM HTTL là một bộ phận của ô tô và năm trông mối quan hệ chặt chẽ với các bộ phận khác trên xe. Tải tác động lên HTTL được xác định bằng các kính động lên ô tô trong quá trình chuyển động và các thông số động lực học của ô tô. Để có thể xác định được tải tác dụng lên HTTL ô tô trong các trường hợp cụ thể, cần xây dựng được sơ đồ mô tả hoạt động của hệ thống và thiêt lập được các phương trình thể hiện được các quá trình vật lý xảy ra trong hệ thống. Việc là này dược gọi là mô phỏng hệ thống. 2.2. MÔ TẢ HTTL BẰNG SƠ ĐỒ MÔ PHỎNG 2.2.1. Xây dựng sơ đồ mô phỏng hệ thống Hiện nay có rât nhiều phương pháp mô phỏng HTTL, mỗi phương pháp đều co ưu điểm riêng và được sủ dụng tùy theo từng trường hợp cụ thể. Để nghiên cứu các chế độ tải tác dụng lên HTTL, phương pháp thích hợp hơn cả là mô phỏng HTTL bằng sơ đồ giao đông xoắn. Phương pháp được thực hiện theo các bước sau: Từ kết quả cụ thể của HTTL xây dưng cơ học của hệ thống (còn gọi là mô hình cơ học); Chuyển đổi mô hình cơ học thành sơ đồ động lực và đưa trên những giả thiết tính toán đặt để đơn giản hóa sơ đồ động lực thành sơ đò tính toán; Thiêt lập phương trình mô tả hoạt động của hệ thống. Các sơ đồ động lực có hai dạng: sơ đồ với các thông số phân bố và sơ đò với các thông sso tập trung. Để đơn giản người ta thường goi chúng là các sơ đồ phân bố (liên tục) và các sơ đồ tập chung (rời rạc). Trong các sơ đồ phân bố, mỗi phần tử được đặc trưng bởi hai tính chất: quá tính và tính đàn hồi. Tất cả cá hệ thống thực đều là hệ thống dạng phân bố, nhưng khi sơ đồ hóa nó, người ta thường thể hiện sơ đồ dưới dạng tập trung. Việc quy đổi về dạng tập trung (còn gọi là dời dạc hóa) được thực hiện trên co sở sau: các dao động xoắn trong HTTL có phổ không liên tục với tần số riêng nằm trong miền mới dưới 300 Hz. Vì vậy, co thế sử dụng các sơ đồ tập trung để tính toán các quá trình dao động xoắn trong miền tần số trên. Trong các hệ thống đã được quy về dang tập trung, các khối lượng được coi là tập trung và chỉ có tính quán tính. Các chi tiêt trong hệ thống có nhiệm vụ nối các khối 9 lượng với nhau có dạng đàn hồi và được đặc trưng bởi một tần số nhât định. Trong quá trình nghiên cứu dao động xoắn, người ta coi các phần tử có kích thước dọc theo trục quay khong vượt quá hai lần đường kính là các phần tử tập trung. Khhois lượng phân bố của các phần tủ này được tính một cách tương đối chính sác bằn cách quy chúng về tập trung. Việc lập sơ đồ tập trung của HTTL được thực hiên trên cơ sở nghien cứu kĩ lưỡng cấu tạo các cụm trong hệ thống để từ đó phân các chi tiết thành hai loại: loại chỉ có tính chất quán tính (khối lượng tập trung) và loại chỉ có tính đàn hồi (phần tử nối). Những phần tử thương có khối lượng tập trung thường là các bánh răng, các đĩa cảu ly hợp, bánh đà, các mặt bích, các chi tiêt ổ bi, các chi tiết vỏ. Những phần tử chỉ co tính đàn hồi là các trục và một số chi tiêt đàn hồi chuyên dụng trong HTTL Trong quá trình lập sơ đồ tính toán, việc phân loại và xác định các thông số của các phần tử một cách chính sác đóng vai chò quyêt định và ảnh hưởng trục tiếp đến kết quả. Chẳng hạn, các bánh răng có độ đàn hồi rất nhỏ (độ cứng rất lớn) nên thườn được coi là co khối lượng tập trung, nhưng khi nghiên cứu những dao đọng tần số cao thì tính đàn hồi của nó phải được tính đến. Lốp xe là những phần tử đặc biệt, chúng ta co độ đàn hồi cao lại có khối lượng lớn, khi sơ đồ hóa, chúng thương được thể hiện bằng khối lượng tập trung nối với một phần tử đàn hồi. Hình 2.1. Mô hình cơ học và sơ đồ động lực tương ứng Nếu xét một cách tổng quát, ô tô được sơ đò hóa như một hệ thống dao động bao gồm những khối lương tập trung được nối với nhau bằn các khâu đàn hồi không quán tính. Trên sơ đồ này thể hiện tất cả các mối quan hệ động lực học giữa các trục và các 10 bộ phận thực hiện bởi các bánh răng và các cơ cấu chuển động. Ngoài ra sơ đồ còn thể hiện các lục và các mô men tác dụng lên các ohaanf tử của hệ thống, trog đó có lực ma sát là thành phần tiêu thụ năng lượng dao động. Việc lập sơ đồ tính toán cần theo các trình tự sau: nghiên cứu kĩ cấu tạo các bộ phận và của HTTL thông qua các bản vẽ cấu tạo và từ đó xây dựng mô hình cơ học; xác định các thông số của mô hình cơ học, từ mô hình cơ học xác định các thông số của hệ thống động lực; đơn giản hóa sơ đồ của hệ thống động lực thành sơ đồ tính toán. Mô hình cơ học là sơ đồ động học của hệ thống, trong đó thể hiện các phàn tử của hệ thống dưới dạng sơ đồ hóa. Ngoài các phần tử đã kể trên (khối lượng tập trung, phần tử nối đàn hồi), trên sơ đồ còn có các phần tử khối lượng liên kêt phản lực. Khối lượng liên kết phản lực là các phàn tử vỏ được nối đàn hồi với khong của ô tô và do vậy có tham gia vào quá trình dao động xoắn của HTTL. Các khối lượng liên kết phản lực được thể hiện trên sơ đồ dưới dạng là so xoắn, một đàu nối với vỏ của cơ cấu, đầu kia nối với khung ô tô coi là cố định. Các thông số cơ bản của sơ đồ cơ học là mô men quán tính của các khối lượng tính theo truc quay của trúng và độ đàn hồi của các phần tử đàn hồi. độ đàn hồi của phần tử đàn hồi là đại lượng nghịc đải vơi độ cứng và được tính bằng góc quay(rad) của một trong những mặt cắt của trục khi nó phải chịu mô men xoắn bằng 1 N.m đặt vào một đầu trục trong khi đầu kia bị ngàm cứng. Độ đàn hòi của trục và mô men quán tính của các khối lượng được xác đinh bằng phương pháp thực nghiệm hoạc theo các bản vẽ cấu tạo. Ngày nay, với các phần mềm máy tính chuyên dùng, việc tính toán mô men quán tính một cách chính sác của chi tiêt dựa trên hình vẽ của nó trở nên đơn gian hơn. Trong đó trương hợp các trục nối tiếp với nhau thì độ đà hồi chung là tổng của các độ đàn hồi thành phần, con nếu các trục mắc song song thì độ cứng băng tổng các độ cứng thành phần. Trong trường hợp này, độ đàn hồi tổng được tính như sau: 𝑒𝜀 = 𝑒1𝑒2 𝑒1 + 𝑒2 độ đàn hồi của các mối ghép then và các then hoa được tính như sau: 𝑒𝑇 = 𝑘𝑇 𝑑2𝑙ℎ𝑧 trong đó: 𝑘𝑇- hệ số: 𝑘𝑇 = 6. 10 −12 đối với then hình khối chữ nhật; 𝑘𝑇 = 13,8. 10 −12đối với then bán nguyệt; 𝑘𝑇 = 4,2. 10 −12 đối với then hoa; d: là đương kính mối ghép(d=𝑑𝑇𝐵 đối với then hoa); l: là chiều dài mối ghép; 11 h: chiều cao hiệu dụng của then; z: số then. Độ đàn hòi của các khớp các đằng được tính: 𝑒𝑐𝑑 = 5. 10−9 𝑑3 trong đó: d- đường kính các trục nối. Độ đàn hồi của nhíp của cầu chủ động theo phương dọc xe (độ đàn hồi liên kết): 𝑒𝑛 = 4 𝐿𝑐 trong đó: c-độ cứng của nhíp, L- chiều dài của nhíp. Độ đàn hồi rồi riêng của một bánh răng quy về một trong hai trục: 𝑒𝑏𝑟 = 𝑘𝑏𝑟 𝑏𝑅2𝑐𝑜𝑠2 ∝ Trong đó b- bề rộng làm việc của bánh răng; 𝑘𝑏𝑟là hệ số, ∝- góc ăn khớp; R- bắn kính vòng chia của bánh răng nằm trên trục quy dẫn (đối với bánh răng côn thì lây giá trị trung bình của R). 𝑘𝑏𝑟 = 6. 10 −11 đối với bánh răng thẳng; 𝑘𝑏𝑟 = 3,6. 10 −11đối với bánh răng nghiêng; 𝑘𝑏𝑟 = 4.4. 10 −11đối vơi bánh răng chữ V. Trong các công thúc trên các kích thước được tính bằng m, lực tính băng N và độ đàn hồi tính bằng rad/Nm. Khi nghiên cưu quá trình quá độ xảy ra trong thời gian ngắn, người ta có thể bỏ qua sự thát thoát năng lượng (ví dụ như khi tính tải động cực đại). Nhưng khi ngiên cứu các quá trình liên quan tới các dao dộng ổn định thì ảnh hưởng của việc thất thoát năng lượng trơ nên đáng kể. Vì vậy, trong trường hợp này cần phải tính đến các phần tử tiêu thụ nằng lượng. Trong quá trình dao động, năng lượng dao động bị mất mát trong bản thân chi tiết, trong các mối ghép then, the hoa, các ổ trục đỡ, trong các vêt ăn khớp bánh răng, trong các phớt làm kín va các cơ cấu giảm trấn. Trong khi nghiên cứu giao động xoắn, người ta cói các lực ma sát gây lên thất thoát năng lượng tỉ lệ với vận tốc tuyệt đối và tương đôi của các khối lượng. Trong trường hợp tổng quát, mô men ma sát có thể được viêt như sau: 𝑀𝑚𝑠 = 𝑘𝜔 trong đó 𝜔- vận tốc tương đối hoặc tuyệt đối của khâu ghây thất thoát năng lượng khi dao động; k- hệ số cân bằng. 12 Trong thục tế,khi làm thực nghiệm người ta không sác định trục tiếp hệ số k mà xác định hệ só giảm chấn 𝛹 hệ số tổn thất tương đối. Hệ số 𝛹 được xác định bằng tỉ số giữa các biên độ lân cận của dao động tự do của khối lượng. Quan hệ giữa các hệ số có các dạng sau: 𝑘 = 2𝛹𝐼𝑃𝛺 Trong đó 𝛺 – tần số dao động riêng của hệ thống, phương pháp sác định thông số này được trình bày dưới đây; 𝐼𝑝 là mô men quán tính của các khối lượng của hệ thống thành phần. Giá trị của hệ số giảm trấn 𝛹 của HTTL và một số bộ phận cảu nó nằm trong khoảng nhu sau. Đối với HTTL 𝛹 = 0,45 − 0,95;; cầu chủ động: 𝛹 = 0,13 − 0,27;nhíp 𝛹 = 0,02 − 0,04; bánh xe 𝛹 = 0,3 − 0.64; truyền động các đăng 𝛹 = 0,02 − 0,04; hộp số: 𝛹 = 0,065 − 0,135. Để chuyển sơ đồ cơ học của hệ thống thành sơ đồ lực người ta quy các thông số của sơ đồ cơ học về làm một hoặc một vài trục và thể hiện hệ thống bằng các kí hiệu quy ước. Các kí hiệu quy ước và công thức hướng dẫn được thể hiện trong bảng 3.1 Bảng 2.1. Ký hiệu quy ước của hệ thống động lực 13 2.2.2. Xây dựng mô hình toán học mô tả hệ thống Trên thục tế, việc chuyển đổi từ mô hình cơ học sang sơ đồ động lực tương ứng với việc chuyển đổi hệ tọa độ của mô hình cơ học với điều kiện cơ bản là bảo toàn động 14 năng, thế năng và hàm thất thoát năng lượng của các phàn tử trước và sau chuyển đổi. Đây chính là cơ sở để thiết lập mô hình toán học của hệ thống. Hình 2.2. Ví dụ chuyển đổi từ mô hình cơ học sang sơ đồ động lực. Trên hình 3.2 là một ví dụn về việc chuyển đổi từ mô hình cơ học sang sơ đồ động lực. Giả sử các khối lượng 1 và 2 bị xoắn đi các góc tuong ứng 𝜃1 𝑣à 𝜃2 so với vị trí ban đầu (khi mô men xoắn bằng 0), thì động năng cảu hẹ thống được tính bằng tổng động năng của các khối lượng: 𝐸𝑘 = 𝐸𝑘1 + 𝐸𝑘2 = 1 2 𝐼1𝜃1 2 + 1 2 𝐼2𝜃2 2 thế năng của hẹ thống bawg tổng thế năng của 2 phần tử: 𝐸𝑝 = 𝐸𝑝1 + 𝐸𝑝2 = ∆1 2 2𝑒1 + ∆2 2 2𝑒2 Trong đó∆1 𝑣à ∆2 là biến dạng góc của trục 1 và 2. Các mô men gây nên xoắn các trục được tính như sau: 𝑀1 = ∆1 𝑒1 ; 𝑀2 = ∆2 𝑒2 Nếu gọi tỉ số truyền của cặp bánh răng là i thì: 𝑀2 = 𝑖𝑀1. khi đó 𝑖𝑀1 = ∆2 𝑒2 ; 𝑀1 = ∆2 𝑖𝑒2 ; ∆1 𝑒1 = ∆2 𝑖𝑒2 ; ∆2= 𝑖∆1 𝑒2 𝑒1 (2.1) Mặt khác, nếu kí hiệu các góc quay của bánh răng là 𝛼1 𝑣à 𝛼2 thì 𝛼2 = 𝛼1 𝑖 ∆1= 𝜃1 − 𝛼1; 𝜃2 = 𝛼2 − 𝜃1 ; ∆1 + 𝑖∆2= 𝜃1 − 𝑖𝜃2 Kết hợp với biểu thức 1.3 ta được: ∆1= 𝑒1 𝜃1 − 𝑖𝜃2 𝑒1 + 𝑖2𝑒2 ; ∆2= 𝑖𝑒1 𝜃1 − 𝑖𝜃2 𝑒1 + 𝑖2𝑒2 ; 𝐸𝑃 = 1 2 (𝜃1 − 𝑖𝜃2) 2 𝑒1 + 𝑖2𝑒2 Nếu thay đổi tọa độ 𝜃1 𝑣à 𝜃2 bằng các tọa độ tương ứng là 𝜑1 𝑣à 𝜑2 voaiw điều kiện 𝜑1 = 𝜃1 𝑣à 𝜑2 = 𝜃2, và gọi độ đàn hồi tổng của các chi tiết là 𝑒12 = 𝑒1 + 𝑖 2𝑒2 thì biểu thức thế năng được đơn giản hóa như sau: 𝐸𝑃 = 1 2 (𝜃1 − 𝜃2) 2 𝑒12 Trong hệ tọa độ mới biểu thức động năng có dạng: 15 𝐸𝑃 = 1 2 𝐼1 ′ 𝜑1 2 + 1 2 𝐼2 ′ 𝑖2 𝜑2 .2 = 1 2 𝐼1𝜑1 2 + 1 2 𝐼2𝜑2 .2 (2.2) Trong đó 𝐼1 = 𝐼1 ′ ; 𝐼2 = 𝐼2 ′ 𝑖1 2. Các công thức đươc thu thập trên đây cũng đúng với các dạng sơ đồ cơ học khác. Trong trương hợp tổng quán, các thông số của sỏ đồ động lực được tính từ các thông số của mô hình theo các công thức sau: 𝐼𝑖 = 𝐼𝑖 ′ 𝑖1 2 ; 𝑒𝑖 = 𝑒𝑖 ′ (2.3) Trog đó 𝐼𝑖 ′; 𝑒𝑖 ′ các thông số của mô hình cơ học, 𝐼𝑖 ; 𝑒𝑖 các thông ssos sơ đồ động lực của hệ thống. Trong HTTL co một số bộ phận có khả năng phân chia dọng công suất thành nhiều nhánh như có cấu vi sai trong cầu chủ động hay các hộp số hành tinh. Đặc điểm của các cơ cấu nay. Trong HTTL một số bộ phận có khả năng phân chia dòng công suât, chẳng hạn như các hộp số hành tinh, bộ vi sai trong các cầu chủ động ... (số 11, số 13 trong bảng 3.1). đặc điểm của các cơ cấu này là dòng công suất có thể được truyền theo nhiều đường khác nhau, nhưng trong mọi trường hợp, tất cả các trục cơ cấu đều phải chịu tải. Do vậy, ở đây người ta phải dùng tới khái niệm đàn hồi chung của hệ thống. Trong trường hợp tổn quát độ đàn hồi của hệ thống các trục được xác định theo công thức: 𝑒1,2.𝑛 = ∑ 𝑖𝑖 2𝑒𝑖 , 𝑛 𝑖=1 Trong đó 𝑒𝑖- độ dàn hồi cảu trục nối với khối lượng thứ i; 𝐼𝑖 tỉ số truyền của cơ cấu tính từ khối lượng quy dẫn tới khối lượng thứ i trong điều kiện tất cả các khói lượng khác đều đứng yên. Mô men quán tính của các chi tiết trong các cớ cấu có phân chia dong công suất cũng được tính theo bảng 3.3. Các dao động xoắn trong hệ thống truyền lực có mối liên hệ chặt chẽ với chuyển động tịnh tiến với khối lượng được treo và không được treo. Vì vậy trong quá trình nghiên cứu chế độ tải trọng HTTL cần phải tính đến các khối lượng chuyển động tịnh tiến. Thông thường các khối lượng tịnh tiến được thể hiện trên sơ đò tính toán bằng một bánh đà tương đương, với điều kiện động năng của bánh đà này đúng bằn động năng của các khối lượng chuyển động tịnh tiến cảu ô tô;nếu gọi 𝑚𝑎 là khối lượng chuyển động tịnh tiến của ô tô; 𝐼𝑎 là mô men quán tính cảu bánh đà tương đương trên sơ đồ tính toán ; v là vận tốc khối lượng chuyển động tịnh tiến và 𝜔 là vận tốc góc của bánh đà tương đương, ta có: 16 𝑚𝑎𝑣 2 2 = 𝐼𝑎𝜔 2 2 ; 𝐼2 = 𝑚𝑎( 𝑣 𝜔 )2 Đối với chuyển động tịnh tiến của ô tô 𝑣 = 𝜔𝑟0 𝑣ớ𝑖 𝑟0 là bán kính lăn của bánh xe trong điều kiện lăn không trượt. Khi đó: 𝐼𝑎 = 𝑚𝑎𝑟0 2 Bánh đà tương đương với khối lượng chuyển động tịnh tiến của ô tô nối với bánh xe bằng khâu đàn hồi là lốp, có độ đàn hoi là 𝑒𝐿. việc truyeeng mo men từ bánh xe tới các khối lượng chuyển động tịnh tiến thực hiện được là nhờ thành phần phản lực của mặt đường tác dụng lên bánh xe theo phương dọc. Thành phần lực này bị dới hạn bởi khả năng bám của bánh xe với mặt đường. Trên các sơ đồ tính toán bánh xe và khối lượng chuyển động tịnh tiến được thể hiện bằng hai bánh đà nối với nhau bởi khâu đàn hồi tương ứng với độ đàn hồi của lốp. Trong khâu nối này còn có bộ truyền ma sát với nhiệm vụ hạn chế mô men truyền không quá mô men bám của bánh xe với mặt đường. 𝑀𝜑 = 𝜑𝑅𝑧𝑟0 Trong đó 𝜑 là hệ số bám giữa bánh xe với mặt đương; 𝑅𝑧 –thành phần phản lực thẳng đứng tác dụng lên bánh xe. Nếu trong quá trình tính toán có kể đến thất thoát năng lượng do biến dạng theo phương tiếp tuyến của lốp thì phải đưa vào sơ đồ bộ phận giảm trấn như thể hiện trong bảng 3.1, mục số 10. Các mô men xoắn quy đổi tác dụng lên các phần tử của hệ thống động lực của ô tô được xác định từ điều kiện cân bằng công thực hiện với các mô hình cơ học và các mô men tương ứng trong sơ đồ quy dẫn và tính theo công thức 𝑀 = 𝑀′ 𝑖 . Nếu cần tính đến lực cả lăn tại các bánh xe thì mô men cản lăn phải được đặt vào bánh đà tương đương của bánh xe. Mô men cản mô phỏng sức cản của không khí và lực cản lên dốc được đặt vào bánh đà tương đương khối lượng chuyển động tịnh tiến của ô tô. Các hệ thống cản không đàn hồi trong hệ thống được xác đình bằng cách cân bằng các hàm phân tán năng lượng trong mô hình cơ học và trong hệ thống quy dẫn 𝑘.𝑤2 2 = 𝑘′.𝑤′2 2 ; 𝑘.𝑤2 2 = 𝑘′.𝑤′2 2 Vì 𝑤′ 𝑤 = 𝑙 𝑖 ; nên k = k’.i2 17 Sơ đồ động lực quy dẫn của ô tô có rất nhiều các khối lượng và các khâu đàn hồi. việc xác định các đặc tính động lực của hệ thống như vậy thường gặp phải những khó khăn nhất định. Hơn nữa, việc tính toán theo các sơ đồ đơn giản hóa không gây nên những sai số lớn. Do vậy, trong thực tế người ta thường đơn giản hóa các sơ đồ tính toán bằng cách ghép các khối lượng quán tính và các khâu đàn hồi. Mức độ đơn giản hóa có thể khác nhau tùy theo tính chất của bài toán và quan trọng hơn cả là miền tần số quan tâm. Lý thuyết dao động đã khẳng định, sai số tính toán không vượt qua 5% nếu tần số cao nhất của dao động riêng của hệ thống quy dẫn lớn hơn so với tần số cao nhất của các dao động đang xét không quá bốn lần. Có nhiều phương pháp đơn giản hóa các hệ thống động lực. Thông dụng hơn cả là phương pháp các hệ thống thành phần, nó cho phép có được sơ đồ tính toán một các tương đối đơn giản với độ chính xác mong muốn. Để đơn giản hóa sơ đồ động lực của hệ thống, người ta chia nó thành các hệ thống tối giản (còn gọi là các hệ thống thành phần) gồm một hặc hai khối lượng như thể hiện trên hình 3.3. Mỗi hệ thống thành phần được đặc trưng bởi một tần số dao động riêng. Bình phương của tần số dao động riêng của hệ thống tối giản thứ k được xác đinh theo biểu thức: 𝑤𝑘 2 = 1 𝑒𝑞𝑘I𝑞𝑘 Nếu hệ thống chia thành các hệ thống thành phần một khối lượng, thì độ đàn hồi và mô men quán tính được xác định theo công thức 𝑒𝑞𝑘= - 𝑒𝑘−1,𝑘𝑒𝑘,𝑘−1 𝑒𝑘−1,𝑘+𝑒𝑘,𝑘+1 ; 𝐼𝑞𝑘 = 𝐼𝑘 Đối với các hệ thống thành phần hai khối lượng: 𝑒𝑞𝑘 = 𝑒𝑘 ; 𝐼𝑞𝑘 = 𝐼𝑘𝐼𝑘,𝑘+1 𝐼𝑘 + 𝐼𝑘,𝑘+1 Các hệ thống thành phần có tần số dao động riêng cao hơn nhiều so với giá trị cực đại của miền tần số đang xét được thay bằng các hệ thống tượng đương bằng cách chia đôi một khối lượng và hợp nhất các khâu đàn hồi bên phải và bên trái (xem hình 3.3-c). Một hệ hai khối lượng có thể chuyển thành hệ một khối lượng tượng đương bằng cách ghép hai khối lượng với nhau và tách khâu đàn hồi. Trên hình 3.3 còn thể hiện các công thức tính các thông số của các hệ tương đương. Những hệ thống thành phần ban đầu 18 trong sơ đồ động lực được thay băng các hệ thống tương đương. Nếu các hệ thống tương đương là hệ hai khối lượng thì các khối lượng của nó được kết hợp với khối lượng của các hệ thống lân cận (bên phải và bên trái trên sơ đồ). Nếu hệ tương đương là một khối lượng thì các khâu đàn hồi sẽ được liên kết lại. Khi thay hệ thống thành phần băng một hệ tương đương ta giảm được một bậc tự do. Để có được hệ thống với số bậc tự do theo ý muốn có thể phải tiến hành đơn giản hóa theo nhiều bươc. Vì vây, để nghiên cứu miền dao động gồm n tần số dao động riêng thì hệ thống động lực cần phải có không dưới n +1 tần số dao động riêng Hình 3.3 Các bước đơn giản hoá hệ thống động lực a, Hệ thống ban đầu; b, Phân tích hệ thống ban đầu thành các hệ thành phần hai khối lượng; c, Phân tích hệ thống ban đầu thành các hệ thành các hệ thành phần một khối 19 lượng; d, Biến đổi các hệ thành phần tần số cao; e, Hệ thống động lực đã đơn giản hoá. Trong quá trình thiết lập mô hình cơ học và sơ đồ động lực của hệ thống, mỗi phần tử quán tính hoặc đàn hồi ứng với một hoặc một nhóm chi tiết của HTTL. Nhưng sau khi đơn giản hóa hệ thống thì điều đó không còn đúng nữa. sơ đồ tính toán động lực học của hệ thống chỉ tương đương với hệ thống thực ở chỗ là quá trình giao động của sơ đồ tính toán mô phỏng lại quá trình dao động của hệ thống thực với một độ chính xác nhất định. Kinh nghiêm xây dựng các sơ đồ động lực cho thấy, khi tính toán các dao động với tần số dưới 250Hz thì các mô men quán tính của các khối lượng chuyển động trong động cơ có thể thay thế băng một mô men tổng. Nếu coi tải trọng được phân bố điều lên các bánh xe, hệ số bám giữa các bánh xe với mặt đường là như nhau và ma sát trong vi sai là không đáng kể thì hệ thống động lực của bộ phận cầu chủ động được coi là đối xúng. Do vậy, việc đơn giản hóa ở đây được thực hiện bằng các ghép các nhánh song song và kết quả thu được là sơ đồ động lực của hệ thống với các mô men quán tính và độ cứng các trục bằng tổng các thông số tượng ứng của các nhánh song song. Với cách đơn giản hóa như vậy người ta bỏ qua các dao động ngược pha có thể xuất hiện trong các nhánh song song. Trong các hộp số ô tô có thể coi các khối lượng ở các nhánh không làm việc được nối cứng với các thành làm việc. Khi nghiên cứu các liên kết phản lực cần phải xét đến mức độ tương quan giữa các dao động của các khối lượng của ô tô và HTTL thông qua mạch liên kết phản hồi và ảnh hưởng của các phần tử liên kết tới tần số và dạng các dao động riêng của hệ thống. Trong một số dạng tính toán thì chỉ cần xét đến liên kết phản lực của các cầu phản lực là đủ. Nếu các góc xoay của các vỏ của các cầu chủ động bị hạn chế bởi các thanh giăng thì khối lượng liên kết phản lực của các cầu này có thể bỏ qua được. 2.2.3. Một số mô hình điển hình Mô hình ly hợp 20 Hình 2.4. Sơ đồ mô phỏng và phân tích lực Hệ phương trình: 1 1 1 1 1 2 2 2 2 2 . . . . DC dc c c c oto I M M I M M I M M I M M             Điều kiện tính toán: 2 100 3 . dcM    oto sin5t M k Kết quả tính toán Hình 2.5. Mô men Mđc của động cơ 21 Hình 2.6. Mô men M1 phần chủ động của ly hợp Hình 2.7. Đồ thị quá trình trượt ly hợp 2.2.4. Phương pháp giải bài toán và đặc tính dao động xoắn HTTL Mô phỏng hộp số Mô hình cơ học 22 Hình 2.8. Mô hình mô phỏng Hình 2.9. Mô hình bánh răng ăn khớp Hình 2.10. Sơ đồ các mô men tác dụng lên các phần tử Mô hình toán học Hệ phương trình bc,    b a o1 o2 P M1; M2; r r r r c1 c2 1 2 23                                  I - M 1 1 /I - M 2 2 /I M - M 3 3 2 /I - M 4 4 /I M - M 35 5 I - M 6 dc 3 dc Điều kiện:   0,840(1 )teM dc .M koto   Trong đó: ( ) ( ) 1 1 1 2 1 1 2 ( ) ( ) 2 2 3 4 2 3 4 ( ) ( ) 5 53 3 6 3 6 / 2( . . ) ( . . ). .cos 2 2 2 3 3 2 2 3 3 2 / 2( . . ) ( . . ). .cos 3 2 2 3 3 2 2 3 3 3 / ( . . ) ( . . ). 5 5 5 54 4 4 4 4 4 c b c b M c b M r r r r r w M r r r r r w M r r r r r                                                   c b c b c b 2.cos / 2( . . ) ( . . ). .cos 5 5 5 5 5 54 4 4 4 w M r r r r r w         c b 24 Hình 2.11. Kết quả tính toán Hình 2.12. Kết quả tính toán 2.3. CÁC CHẾ ĐỘ TẢI TRỌNG ĐẶC TRƯNG 2.3.1. Tải trọng từ dao động mô men xoắn của động cơ Khi làm việc trong động cơ xuất hiện lực khí thể do khí cháy sinh ra và các quán tính của các khối lượng chuyển động tịnh tiến và các khối lượng chuyển động quay. Các lực này thay đổi theo góc quay của trục khuỷu và gây nên những dao động trong HTTL. Lực khí thể và lục quán tính của động cơ là những lực có trị số lớn và thay đổi chu kỳ nên chúng mang tính chất va đập. Mô men của các lục này được gọi là mô men kích thích chúng tác động lên HTTL và ảnh hưởng trực tiếp đến độ bền lâu của các chi tiết trong HTTL. Trên hình 3.13. trình bày đồ thị quan hệ của mô men do lục quán tính Mj, mô men do lục khí thể Mkt và mô men tổng hợp M của hai mô men trên theo góc quay của trục khuỷu. Các mối quan hệ Mkt = f(α), và Mj= f(α), có thể được xây dựng bằng phương pháp đồ thị. Để nhận được phương trình toán học mô tả của mô men tổng hợp của động cơ M theo góc quay của trục khuỷu α người ta phải tiến hành phân tích nó thành các hàm điều 25 hòa các cấp. Theo lý thuyết về chuỗi Phuarie mô men tổng hợp của động cơ M có thể được viết dưới dạng: M=M0 + ∑ 𝑎𝑘𝑆𝑖𝑛𝑘Ω𝑡 ∞ 𝑘=1 + ∑ 𝑏𝑘𝑆𝑖𝑛𝑘Ω𝑡 ∞ 𝑘=1 (4.1) Gọi ak=Mbk.Cosαk; bk=Mbk.Sinαk ta có M=M0 +∑ 𝑀𝑏𝑘𝑆𝑖𝑛(𝑘Ω𝑡 + 𝛼𝑘) ∞ 𝑘=1 (4.2) Trong đó: M0: mô men trung bình Mb1, Mb2, Mbk: biên độ của các mô men điều hòa thứ k Ω = 2𝜋 𝑇 : tốc độ góc phụ thuộc vào chu kỳ của mô men kích thích của động cơ (đối với động cơ 2 kỳ Ω=ω; Ω=ω/2). ak, bk: các hệ số Phuarie Hình 2.13. Đồ thị quan hệ giữa momen và góc quay của trục khuỷu 1- Momen lực khí thể MKT; 2- Momen lực quán tính Mj; 3- Momen tổng M Hệ số Phuriê và mô men xoắn trung bình của động cơ xác định theo công thức sau đây: ak= 1 𝜋 ∫ 𝑓(Ω𝑡)𝑆𝑖𝑛Ω𝑡𝑑(Ω𝑡) 2𝜋 0 bk= 1 𝜋 ∫ 𝑓(Ω𝑡)𝐶𝑜𝑠Ω𝑡𝑑(Ω𝑡) (4.3) 26 M0= 1 2𝜋 ∫ 𝑓(Ω𝑡)𝑑(Ω𝑡) 2𝜋 0 Do: 𝑎𝑘 2 + 𝑏𝑘 2=𝑀𝑏𝑘 2 .Sin2αk+𝑀𝑏𝑘 2 Cos2αk, nên biện độ của thành phần điều hòa thứ k được xác định như sau: Mbk=√𝑎𝑘 2 + 𝑏𝑘 2 (4.4) Pha ban đầu của thành phần điều hòa được xác định như sau: αk= artg 𝑏𝑘 𝑎𝑘 theo lý thuyết về chuỗi Phuarie nếu hàm f(Ωt) trong công thức trên thỏa mãn điều kiện Ddirrichle thì ta có thể tính được các hệ số ak và bk một các dễ dàng. Thế nhưng trong thực tế những đường cong biểu diễn quan hệ biến thiên của mô men theo góc quay của trục khuỷu thường không được biểu diễn thành hàm số một cách rõ ràng mà đều là do kết quả sử lý số liệu thực nghiệm. Vì vậy, việc phân tích điều hòa các đường cong mô men này thường được làm theo phương pháp thực nghiệm, trong đó phương pháp được sử dụng phổ biến hơn cả là phương pháp số học. Theo phương pháp này người ta biến đổi hoành độ soa cho đường cong biểu diễn mô men có chu kỳ la 2π. Sau đó người ta chia hoành độ thanh m điểm (động cơ 2 kỳ m =24, động cơ 4 kỳ m = 48) mỗi phần của hành độ ứng với 𝛥x= 2𝜋 𝑚 . Do tung độ M ứng với các điểm chia ta có được các giá trị xi, yi. Căn cứ vào các điểm chia trên ta có thể tính được giá trị tương ứng của các thành phần điều hòa k. Để có thể tính được các hệ số Phuarie bằng các trị số của xi, yi, Cos kxi, Sin kxita thay thế phép lấy tích phân bằng phép tính tổng hữu hạn. Vì vậy, hệ số Phuarie có thể viết dưới dạng: ak = 1 𝜋 ∑ 𝑓(𝛼𝑖) 2𝜋 𝑚 𝑆𝑖𝑛𝑘𝛼𝑖 𝑚 𝑖=1 = 2 𝑚 ∑ 𝑦𝑖𝑆𝑖𝑛𝑘𝑥𝑖 𝑚 1 bk = 1 𝜋 ∑ 𝑓(𝛼𝑖) 2𝜋 𝑚 𝐶𝑜𝑠𝑘𝛼𝑖 𝑚 1 = 2 𝑚 ∑ 𝑦𝑖𝐶𝑜𝑠𝑘𝑥𝑖 (4.5) M0 = 1 2𝜋 ∑ 𝑓(𝛼𝑖) 2𝜋 𝑚 𝑚 1 = 1 𝑚 ∑ 𝑦𝑖 𝑚 1 Thay các giá trị này vào công thức (4.2) ta sẽ có được phương trình biểu diễn mô men của dộng cơ theo góc quay của trục khuỷu. Chẳng hạn, đối với động cơ Diesel có 6 xi lanh bố trí chữ V ta có phương trình sau: M=0,6+0,8Sin(3α-600) + 0,4Sin(3α+300) + 0,7Sin(4,5α-400) + 0,2Sin(7,5α-200) + Đồ thị biến thiên mô men của động cơ theo góc quay của trục khuỷu được thể hiện thên hình 3.15. 27 Để nghiên cứu ảnh hưởng của dao động mô men xoắn của động cơ đến HTTL ta có thể sử dụng sơ đồ tính toán 3 khâu đàn hồi như đã mô tả (hình 3.14) Hình 3.14: Sơ đồ tính toán các chế độ tải cực đại trong HTTL ô tô Hình 3.15: Biến thiên mô men của động cơ theo góc quay trục khuỷu Với sơ đồ tính toán như trên, hệ phương trình mô tả hệ thống có dạng hoàn toàn tương tự như đã trình bày trong chương 3 (hệ phương trình 3.66): ὠ𝑒 = 𝑀𝑒 𝑙1 − 𝑀𝑐 𝑙1 𝑀˙˙23= 𝑀𝑐 𝑒23𝐼2 − 1 𝑒23 [ 1 𝐼2 + 1 𝐼3 ] 𝑀23 + 1 𝑒23𝐼3 𝑀34 𝑀˙˙34= 1 𝑒34𝐼3 𝑀23 − 1 𝑒34 [ 1 𝐼3 + 1 𝐼4 ] 𝑀34 + 1 𝑒34𝐼4 𝑀45 + 1 𝑒34𝐼4 𝑀𝑓 𝑀˙˙45= 𝑀𝑐 𝑒45𝐼4 − 1 𝑒45 [ 1 𝐼4 + 1 𝐼5 ] 𝑀45 − 1 𝑒45𝐼4 𝑀𝑓 Hiện nay với sự trợ giúp của máy tính và các phần mềm chuyên dụng việc giải các hệ phương trình như trên trở nên rất đơn giản. Chẳng hạn ta có thể sử dụng công cụ mô phỏng Simulink trong phần mềm matlab đê giả hệ phương trình này. 28 Trên hình 4.4 thể hiện kết quả giải bài toán với các số liệu lấy từ một ô tô cụ thể. Có thể thấy rằng biến thiên mô men xoắn trên bán trục có dạng hoàn toàn tương tự như quy luật biến thiên mô men trên trục khuỷu động cơ. Điều này có nghĩa là sau một thời gian làm việc nhất định, các chi tiết trong HTTL có thiết bị hỏng do mỏi gây nên bởi dao động mô men xoắn trong động cơ đốt trong. Hình 3.16: Biến thiên của mô men xoắn trên bán trục theo góc 2.3.2. Tải trọng từ mấp mô mặt đường Ảnh hưởng của mặt đường tới vận tốc chuyển động được xác định bởi loại đường, tình trạng của lớp phủ bề mặt và đặc điểm của nơi đường chay qua. Lực cản tổng cộng của đường gồm có lực cản lăn Pf và cản lên dốc Pi. Để tiện cho việc tính toán, ngoài các lực cản trên người ta thường đưa thêm lực cản không khí, khi đó lực cản tổng sẽ được biểu diễn dưới dạng: 𝑃𝛴 = 𝐴 + 𝐵𝑉 + 𝐶𝑉 2 + 𝐺𝛼𝑆𝑖𝑛𝛼 Trong đó A, B, C là các hệ số tương ứng với các lực cản có giá trị không đổi, tỷ lệ với vận tốc, tỷ lệ với bình phương vận tốc; GaSinα là lực cản lên dốc (mấp mô đường). Để mô tả biên dạng của đường người ta sử dụng một trong hai phương án sau: đo biên dạng mấp mô đường và mô tả bằng biên dạng đo được hoặc mô tả mấp mô đường bằng một hàm ngẫu nhiên có mật độ phổ tương ứng với những điều kiện nhất định. Các nghiên cứu về biên dạng đường ô tô cho phép rút ra một số quy luật chung về phân bố các mấp mô trên mặt đường và vùng ven đường. Vùng ven đường (lề đường) được coi là một trường đồng nhất hai chiều. Trong trường hợp này, các thống số thống kê của lề đương được xác định bởi các thông số thống kê của mặt cắt của nó. Đối với 29 quá trình dừng có quy luật phân bố chuẩn thì mặt cắt này được xác định bởi hàm quan hệ hoặc hàm mật độ phổ. Mật độ phổ của mặt cắt đường khác với mật độ phổ của mặt cắt lề đường ở chỗ là trong quá trình xây dựng đường người ta đã tạo được bề mặt đường theo các yêu cầu kỹ thuật cụ thể (đối với từng loại đường) và vì vậy loại bỏ được những biên dạng có bán kính cong vượt quá giới hạn cho phép và mặt đường phải đảm bảo có độ mấp mô theo yêu cầu. Các mấp mô mặt đường được chia thành hai mức: micro và macro, những mấp mô này tác động lên khối lượng dao động của ô tô (các khối lượng được treo, không được treo, các hệ thống truyền lục). Tác động của các mấp mô mức macro có thể coi là tĩnh. Trong một số trường hơp người người ta xét tới một mức mấp mô nữa, gọi là độ nhám mặt đường. đây là những mấp mô rất ngắn (độ dài không qua 10cm), ảnh hưởng của những mấp mô này tới dao động của ô tô trong quá trình chuyển động bị triệt tiêu bởi lốp xe, nên chúng chỉ ảnh hưởng tới chế độ làm việc của lốp (độ ồn, mài mòn). Các phân chia các mực mấp mô trên đây chỉ mang tính quy ước và phụ thuộc vào các tính chất của ô tô cũng như tốc độ chuyển động. Vì vậy, trên đồ thị mật độ phổ không thể phân biệt được rõ ràng biên giới giữa các mức: micro, macro và độ nhám mà chỉ có thể xác định những vùng chuyển tiếp. Một cách tổng quát, mật độ phổ của đường và lề đường có thể được cho dưới dạng sau: S(v)= 𝐾0(𝑣 2+𝑣1 2)(𝑣2+𝑣3 2)(𝑣2+𝑣2𝑛−1 2 ) 𝑣2(𝑣2+𝑣2 2)(𝑣2+𝑣4 2)(𝑣2+𝑣2𝑛 2 ) (1) Trong đó v là tần số(rad/giây); K0, vi- các hằng số xác định mức và dạng của mật độ phổ. Các hằng số vi có thể được tìm theo đồ thị mật độ phổ nếu đồ thị này được xây dựng trong hệ toạn độ ga rít. Trong trường hợp này các hằng số vi tương ứng với các điểm cắt giữa đường tiệm cận với đồ thị được xây dựng dưới các góc 0, 20, 40 và lớn hơn đề xi ben cho một decad. Trong đó các hệ số có chỉ số lẻ (trên tử số của biểu thức 1) tương ứng với các điểm cắt với các đường tiệm cận mà sau đó góc nghiêng tăng lên, còn các chỉ số chẵn- ứng với các điểm cắt mà sau đó góc nghiêng giảm xuống. Trên thực tế để xác định mật độ phổ của biên dạng đường chỉ cần lấy tới 2 số hạng trong dãy là đủ. Để nâng cao độ chính xác tính toán cần chia các mấp mô thành hai mức: macro và micro Biên dạng mấp mô macro 30 Mật độ của biên dạng macro phụ thuộc vào dạng đường và dịa hình xung quanh trong dải bước sóng rộng. Đối với bước sóng lớn hơn 1km mức mật độ phổ phụ thuộc chủ yếu vào đặc điểm của địa hình xung quanh mà gần như không phụ thuộc vào dạng và tình trạng của đường. Trong miền này mật độ phổ của biên dạng có thể biểu diễn dưới dạng: 𝑆𝑞(𝑣) = 𝐷𝑀 𝑣2 Với DM: hệ số phụ thuộc vào địa hình xung quanh Có thể tính DM theo công thức đơn giản sau: DM ≈0,1 (𝛥ℎ𝑚𝑎𝑥) 2 𝐿 Trong đó Δhmax: là giá trị cực đại của độ chênh lệch giữa các độ cao tồn tại trong khoảng cách L Giá trị Δhmax có thể xác định theo bản đồ địa hình. Đối với các mấp mô ngắn có chiều dài vài chục mét mức mấp mô phụ thuộc chủ yếu vào dạng và tình trạng chủ yếu của mặt đường. Đối với mấp mô có độ dài khoảng 100m mật độ phổ của biên dạng: 𝑆𝑞(𝑣) ≈ 𝐷 𝑣4 Nếu như trong mức mấp mô micro không tính đến các bước sóng ngắn hơn thì mật độ phổ của mấp mô trên toàn bộ dải bước sóng có thể viết: 𝑆𝑞(𝑣) = 𝐷𝑀𝑣𝑀 2 𝑣2(𝑣2+𝑣𝑀 2 ) Trong đó hằng số vM phụ thuộc vào dạng đường (góc nghiêng cực đại cho phép đối với đường imax). Góc nghiêng cực đại và hằng số vM có quan hệ như sau: 𝑣𝑀 ≈ 0,2 𝑖𝑚𝑎𝑥 2 𝐷𝑀 Mật độ phổ góc nghiêng dọc của đường: 𝑆𝛼(𝑣) = 𝐷𝑀𝑣𝑀 2 𝑣2+𝑣𝑀 2 Hệ số DM nên chọn như sau: - nếu đi qua vùng đồng bằng: 10-4 ÷ 10-3 - nếu đường đi qua vùng đồi: 10-3÷ 10-2 31 - nếu đường đi qua vùng núi: 10-2÷ 100 Các góc nghiêng cực đại imax được xác định tùy theo loại đường. Nếu trong mức mấp mô macro có tính đến các mấp mô ngắn hơn 100m thì biên dạng đường cần được mô phỏng bao gồm các múc micro. Như đã trình bày trên đây, biên dạng macro của đường ô tô khác với biên dạng địa hình xung quanh ở chỗ là khi xây dựng đường người ta đã loại bỏ tất cả những dốc có góc nghiêng vượt quá giới hạn cho phép đối với loại đường này. Đối với địa hình đồng bằng mật độ phổ của biên dạng macro của đường ô tô có thể lấy bằng mật độ phổ của địa hình. Đối với loại đường đi qua vùng núi thì cần phải có hiệu chỉnh. Hình 3.17. Phân bố góc dốc Phân bố góc dốc trên đường và địa hình có thể coi là gần với phân bố chuẩn (hình 1). Phân bố góc dốc của đường nằm trên địa hình đã cho, bị giới hạn bởi các giá trị cực đại cho phép (± 𝛼𝑚𝑎𝑥), được thể hiện trên hình bằng nét đứt. Biên dạng mấp mô micro Đặc trưng đầu tiên của biên dạng micro của đường là hàm tương quan. Thông thường, hàm tương quan được thể hiện dưới dạng: R(τ)=A0𝑒−𝛼0|𝜏|+ ∑ 𝐴𝑖𝑒 −𝛼𝑖|𝜏|𝐶𝑜𝑠𝛽𝑖|𝜏| 𝑛 1 Và mật độ phổ tương ứng với nó: S(v)= 𝐴0𝛼0 𝛼0 2+𝑣2 + ∑ 𝐴𝑖𝛼𝑖 2 [ 1 𝛼𝑖 2+(𝛽𝑖−𝑣) 2 + 1 𝛼𝑖 2+(𝛽𝑖+𝑣) 2] 𝑛 1 (2) Số hạng đầu tiên của biểu thức (2) là một hàm nghịch biến với v là vận tốc v2 và đạt giá trị cực đại tại v=0. Việc giới hạn mức của mật độ phổ tại v=0 tường ứng với giới hạn bước sóng cực đại của các mấp mô được coi là nằm trong phạm vi của biến dạng micro. Giới hạn này chỉ mang tính tương đối và phụ thộc vào phương pháp đo. Trong trường hợp không tồn tại gới hạn này vì không thể xác định được rõ ràng ranh giới giữa các biến dạng macro và micro. Số hạng thứ hai của biểu thức trên đặc trưng cho thành phần biến thiên tuần hoàn của biên dạng đường và có giá trị cực đại tại tần số 𝛽𝑖. Sự xuất hiện của những giá trị cự 32 đại trên đồ thị mật độ phổ của đường ô tô đi qua một mấp mô (được gọi là) sẽ xuất hiện sóng áp suất lan truyền trong nền đường. Do tần số dao động và tốc độ chuyển động trung bình của hầu hết các ô tô đê tương đương nhau nên tại những điểm xác định trên nền đường xuất hiện áp suất dương hoặc âm và điều này dẫn đến sự xuất hiện của các mấp mô biến thiên tuần hoàn. Vì ô tô có hai tần số dao động riêng (tần số cao và tần số thấp) nên các mấp mô biến thiên tuần hoàn trên đường cũng có 2 bước sóng tương ứng. Trên đường bê tông, bước sóng có thể liên quan tới chiều dài của tấm bê tông. Thành phần tần số thấp (bước sóng dài) có thể gặp ở cả đường đất và đường có bề măt cứng. thông thường các đoạn đường có mấp mô tuần hoàn đan xen với các đoạn đường tương đối bằng phẳng với các mấp mô ngẫu nhiên. Độ dài của đoạn đường với các mấp mô ngẫu nhiên thường không dài (vài lần bước sóng). Đều này được lý giải như sau: Khi bị rơi vào đoạn đường có mấp mô tuần hoàn lái xe sẽ nhanh chóng thay đổi tốc độ chuyển động đổ thoát ra khỏi tình trạng bị dạo động mạnh. Vì vậy đồ thị mập độ phổ phụ thuộc vào chế độ đô thực nghiệm trên đường. Thành phần tần số có thể gặp trên các đường cơ bền mặt cứng. Trên đường đất thường xuyên xuất hiện các mấp mô tuần hoàn và nếu có thì cũng nhanh chóng bị dập tắt, những đoạn đường có mấp mô tuần hoàn rất hiếm và thường không dài. Vì vậy trên các đồ thị mật độ phổ của biên dạng micro được xây dựng dựa trên các kết quả thực nghiệm mật độ phổ trong miền tần số cao thấp dần. Các số liệu về đặc tính của các biên dạng micro của đường ô tô cho phép xác định các miền mật độ phổ của các loại đường khác nhau. Chẳng hạn trên hình 2 thể hiện các miền mật độ phổ của các biên dạng micro cuả đường bê tông và đường đất được vẽ trong hệ tọa độ ga rít. Đồ thị cho thấy mật độ phổ của đường bên tông năng trong một dải tương đối hẹp so với đường đất. Trong đó biên giáo trên của vùng đường đất tương ứng với biên dạng micro của địa hình mà trên đó ô tô gần như không thể hoạt động được. Các đồ thị tương tự được xây dựng cho các loại đường khác. Trong bảng 1 cho các công thức xác định biên giới trên và dưới của mật độ phổ của các loại đường khác nhau. Cũng trong bảng này còn cho giá trị bình phương trung bình chiều cao của các mấp mô trong miền bước sóng từ 1-6m. Trong quá trình tính toàn nên dựng các đường biên xác định miền mật độ phổ của loại đường đang xét, sau đó trong miền mật độ phổ xác định mật độ phổ cụ thể và viết công thức giải tích biểu diễn mật độ phổ này. Công thức này cho phép thể hiện kích thích của mấp mô mặt đường trong miền tần số quan tâm. Sự cần thiết phải giới hạn bên dưới là nhằm đáp ướng yêu cầu đảm bảm tính ổn định của kích thích mặt đường khi thời gian tính toán nhỏ. Các nghiên cứu đã đi đến kết luận có thể đạt được độ chính xác tương đối tốt nếu sử dụng bộ lọc tần số thấp có hàm truyền dưới dạng: 33 Hình 3.17. Các miền mật độ phổ của đường HH(iv)= 𝑖𝑣 𝑖𝑣+𝑣𝐻 ; vH=(0,2÷0,3)𝜔0 Trong đó 𝜔0: tần số dao động riêng thấp nhất của hệ thống động lực đạng xét. Khi tính toán dạo động ô tô có thể lấy 𝜔0 trong khoảng 2-3rad/giây. Bảng 1: Công thức xác định các vùng mật độ phổ của biên dạng micro của các loại đường ô tô. Loại đường Biên giới Công thức Bình phương TB chiều cao mấp mô Đường bê tông Trên 1,3.10-5(v+1)v-4 0,3 Dưới 5.10-7 v-2 0,01 Đường nhựa Trên 5.10-4 v-2 2,0 Dưới 1,3.10-6(v2+0,3)v-1 0,1 Đường đá dăm Trên 1,3.10-4 v-2 1,0 Dưới 7.10-6 v-2 0,25 Đường đá sỏi Trên 2.10-3 v2(v2+1)(v2+3,5)-1 4,0 Dưới 1,7.10-5(v2+1)-1 0,4 Đường đất Trên 10-2 v-2 9,0 Dưới 7,5.10-6(v2+3,52)-1 0,25 Việc giới hạn các kích thích tần số cao được giải thích bởi khả năng biến dạng của lốp. Có thể sử dụng bộ lọc với hàm truyền sau: HB(iv)= 𝑣𝐵 𝑖𝑣+𝑣𝐵 34 Trong đó vB> 2𝜋 𝑙𝑚𝑖𝑛 ; lmin: chiều dải nhỏ nhất của các mấp mô sử dụng trong tính toán. Có thể chọn lmin một cách tượng đối chính xác bằng độ dài vết tiếp xúc giữa lốp ô tô với mặt phẳng đường. Như vậy, trong trường hợp tổng quát mật độ phổ của các kích thích từ mấp mô micro của đường được thể hiện dưới dạng: Sq(v)= 𝐷(𝑣2+𝑣1 2)(𝑣2+𝑣3 2)𝑣𝐵 2 (𝑣2+𝑣𝐻 2 )(𝑣2+𝑣2 2)(𝑣2+𝑣4 2)(𝑣2+𝑣𝐵 2) Lưu ý: Các đồ thị và các biểu thức tính toán mật độ phổ được xây dựng cho trường hợp vận tốc chuyển động của ô tô bằng 1 m/s. Ở các vận tốc khác các thông số của mật độ phổ thay đổi. Quạn hệ giữa mật độ phổ ở vận tốc đơn vị và mật độ phổ ở vận tốc V đước thể hiện như sau: SqV(v)= 1 𝑉 𝑆𝑞( 𝑣 𝑉 ) Ví dụ, nếu ở vận tốc đơn vị mật độ phổ có dạng: Sq(v)= 𝐷(𝑣2+𝑣1 2) 𝑣2(𝑣2+𝑣2 2) Thì mật độ phổ của kích thích ứng với vận tốc V: SqV(v)= 𝐷 𝑉 ( 𝑣 𝑉 )2+𝑣1 2 ( 𝑣 𝑉 )2[( 𝑣 𝑉 )2+𝑣2 2] hay SqV(v)= 𝐷𝑉 𝑣2 𝑣2+(𝑉𝑣1 2)2 𝑣2+(𝑉𝑣2 2)2 2.3.3. Một số điều kiện sử dụng gây tải trọng động lớn trong HTTL và phương pháp tính toán Các kết quả nghiên cứu lý thuyết và thực nghiệm đã chỉ ra rằng việc xác định giá trị tải động cực đại trong HTTL các loại ô tô 4x2 và 6x4 có thể được thực hiện theo sơ đồ động lực năm khối lượng như thể hiện trên hình 3.4. Các mô men quán tính thể hiện trên sơ đồ ứng với các mô men quán tính đã quy về trục sơ cấp của hộp số của các khối lượng sau: II: động cơ và bánh đà; I2: đĩa bị động ly hợp; I3: các chi tiết của HTTL; I4: các bánh xe chủ động; I5: bánh đà tương đương thay cho khối lượng chuyển động tịnh tiến của ô tô. Các độ đàn hồi quy dẫn trên sơ đồ tương ứng với độ đàn hồi của e23: các chi tiết của hộp số và trục các đăng; e34: các bán trục; e45: độ đàn hồi tiếp tuyến của các lốp xe. Ma sát trong HTTL và độ đàn hồi cảu giảm chấn ly hợp có thể bỏ qua. 35 Hình 3.18. Sơ đồ tính toàn các chế độ tải cực đại trong HTTL ô tô Khối lượng I1 chịu mô men xoắn Me được xác định theo đặc tính ngoài của động cơ. Tại khối lượng I4 có đặt mô men quy dẫn của lực cản lăn Mf. Mf= 𝑓𝑔𝑚𝑎𝑟0 𝑖𝑡 (3.59) Trong đó f: hệ số cản lăn tương ứng với điều kiện chuyển động đang xét; ma: khối lượng ô tô; r0: bán kính lăn của bánh xe trong điều kiện không trượt; iT: tỷ số truyền của HTTL. Mô men bám là giá trị giới hạn của mô men xoắn trong khâu đàn hồi e45 được tính như sau: 𝑀𝜑 = 𝜑𝐺𝜑𝑟0 𝑖𝑇 (3.60) Trong đó φ: hệ số bám tương ứng chuyển động trên mặt đường cứng, khô ráo; 𝐺𝜑: trọng lượng bám của ô tô. Trong quá trình tính toán các chế độ tải động trong HTTL mô men ma sát của ly hợp được lấy như sau: 𝑀𝑐 = 𝑀𝑐 𝑚𝑎𝑥(1 − 𝑒 −𝑘𝑡) (3.61) Trong đó 𝑀𝑐 𝑚𝑎𝑥: mô men tĩnh của ly hợp khi ở trang thái đóng hoàn toàn; k: hệ số đặc trưng cho tốc độ đóng ly hợp. Đối với các ly hợp ô tô: 𝑀𝑐 𝑚𝑎𝑥 = 𝛽𝑀𝑒 𝑚𝑎𝑥 ; k = 3 𝑡𝑐 (3.62) Trong đó 𝛽: là hệ số dự trữ ly hợp; tc; thời gian đóng ly hợp. Khi tính toán mô men cực đại trong HTTL, người ta coi lái xe thả bàn đạp ly hợp đột ngột. Trong trường hợp này, nếu ly hợp không có trợ lực dẫn động (khí nén hoặc thủy lực) thì mô men của nó tăng trong khoảng thời gian tc= 0,01÷0,04 giây. Nếu dẫn động ly hợp có trợ lực thì thời gian tc tăng lên, chẳng hạn đối với ly hợp ô tô KAMAZ tc=0,1 giây. Thông thường khi nghiên cứu những hệ thống phức tạp, người ta thường sử dụng các phương trình lagrange loại II để thiết lập các phương trình chuyển động. Nếu chọn M e M C M I 1 I 4 I5 I3 I2 e 34 e23 e45 36 các tọa độ suy rộng là các góc quay của các khối lượng φ1, φ2, φ3, φ4, φ5 thì các biểu thức tính động năng và thế năng có dạng: 𝐸𝑘 = 1 2 (İ1�͘�1 2 + İ2�͘�2 2 + İ3�͘�3 2 + İ4�͘�4 2 + İ5�͘�5 2) 𝐸𝑝 = 1 2 [ (𝜑2−𝜑3) 2 𝑒23 + (𝜑3−𝜑4) 2 𝑒34 + (𝜑4−𝜑5) 2 𝑒45 ] (3.63) Các mô men của các ngoại lực tác dụng lên hệ thống bao gồm mô men của động cơ Me (đặt trong tọa độ φ1), mô men của ly hợp (đặt trong tọa độ φ1 và φ2) và mô men cản lăn Mf (đặt trong tọa độ φ4). Lấy đạo hàm các biểu thức động năng và thế năng và thực hiệ các biến đổi ta được hệ gồm 5 phương trình mô tả chuyển động của các khối lượng của hệ đạng xét: 𝐼1𝜑˙˙1 = 𝑀𝑒 − 𝑀𝑐 𝐼2𝜑˙˙2 + 1 𝑒23 (𝜑2 − 𝜑3) = 𝑀𝑐 𝐼3𝜑˙˙3 − 1 𝑒23 (𝜑2 − 𝜑3) + 1 𝑒34 (𝜑3 − 𝜑4) = 0 (3.64) 𝐼4𝜑˙˙4 − 1 𝑒34 (𝜑3 − 𝜑4) + 1 𝑒45 (𝜑4 − 𝜑5) = −𝑀𝑓 𝐼5𝜑˙˙5 − 1 𝑒45 (𝜑4 − 𝜑5) = 0 Việc giải hệ phương trình sẽ tiện lợi hơn, nếu chọn các ẩn số không phải là các dịch chuyển tuyệt đối của các khối lượng mà là các mô men tác dụng lên các khâu đàn hồi. Các mô men này tỷ lệ thuận với biên dạng xoắn trên các khâu: 1 𝑒23 (𝜑2 − 𝜑3) = 𝑀23; 1 𝑒34 (𝜑3 − 𝜑4) = 𝑀34; 1 𝑒45 (𝜑4 − 𝜑5) = 𝑀45 (3.65) Sau khi thực hiện các biến đổi ta được: �͘�𝑒 = 𝑀𝑒 𝐼1 − 𝑀𝑐 𝐼1 𝑀˙˙23 = 𝑀𝑐 𝑒23𝐼2 − 1 𝑒23 ( 1 𝐼2 + 1 𝐼3 ) 𝑀23 + 1 𝑒23𝐼3 𝑀34 (3.66) 𝑀˙˙34 = 1 𝑒34𝐼3 𝑀23 − 1 𝑒34 ( 1 𝐼3 + 1 𝐼4 ) 𝑀34 + 1 𝑒34𝐼4 𝑀45 + 1 𝑒34𝐼4 𝑀𝑓 𝑀˙˙45 = 𝑀𝑐 𝑒45𝐼4 − 1 𝑒45 ( 1 𝐼4 + 1 𝐼5 ) 𝑀45 − 1 𝑒45𝐼4 𝑀𝑓 37 Hệ phương trình trỏ nên đơn giản hơn vì đã giảm đi được một ẩn số (số phương trình cũng giảm). Việc giải hệ phương trình này cho kết quả trực tiếp là các mô men tác động trên các khâu dàn hồi. Mô men của động cơ Me được xác định theo đặc tính ngoài của động cơ và là hàm củ vận tốc góc Me = f(𝜔𝑒) Mô men cản lăn được xác định theo công thức 1.6 và chỉ tác động khi khối lượng I4 chuyển động. Điều kiện chuyển động như sau: 𝑀𝑓 = 0, 𝑘ℎ𝑖 𝑀45 < 𝑀𝑓 𝑀𝑓 = 𝑀𝑓 , 𝑘ℎ𝑖 𝑀45 ≥ 𝑀𝑓 (3.67) Đồng thời mô men trên khâu đàn hồi e45 không thể lớn hơn mô men bám giữa bánh xe và mặt đường: 𝑀45 = 𝑀𝜑 (3.68) Các điều kiện đầu của bài toán là khi t = 0 thì 𝜔𝑒 = 𝜔𝑒𝑚𝑎𝑥 Để đánh giá chế độ tải động tác dụng lên HTTL người ta sử dụng hệ số tải động: 𝑘𝑑 = 𝑀𝑇𝑚𝑎𝑥 𝑀𝑒𝑚𝑎𝑥 (3.69) Trong đó MTmax là mô men tác động trên khâu đang xét, quy về truc sơ cấp hộp số; Memax: mô men cực đại của động cơ tác động trên khâu đangn xét, quy về trục sơ cấp hộp số. Khi tính toán mô men cực đại trong HTTL ô tô người ta chọn chế độ làm việc sau: ô tô khổi động tại chỗ ở tay số thấp nhất với tốc độ quay lớn nhất của trục khuỷu động cơ. Trong các tính toán gần đúng mô men cực đại trên trục sơ cấp của hộp số có thê láy theo các công thức kinh nghiêm sau: Khi iT < 20 MTmax = 2βMemax Khi iT ≥ 50 MTmax = 1,35Mφ (3.70) Trong đó Mφ được tính theo công thức 1.7. Khi 20< iT < 50 giá trị MTmax được tính băng cách nội suy các giá trị thu được ở các tỷ số truyền iT = 20 và iT = 50: 𝑀𝑇𝑚𝑎𝑥 = 2𝛽𝑀𝑒𝑚𝑎𝑥 − (2𝛽𝑀𝑒𝑚𝑎𝑥 − 1,35𝑀𝜑) 𝑖𝑇−20 30 (3.71) 38 Đối với các bộ phận của HTTL nằm sau cặp bánh răng dẫn động trục trung gian của hộp số, mô men cực đại được tính từ trục sơ cấp theo tỷ số truyền và các thông số của các bộ phận liên quan. Đối với ô tô có HTTL thủy cơ, giá trị MTmax trên trục bánh tua bin của biến mô thủy lực được xác định như sau: MTmax = MB0kmax (3.72) Trong đó MB0 là mô men trên bánh bơm của biến mô; kmax: giá trị của hệ số biến mô ở chế độ “dừng” (bánh tua bin đứng yên) khi động cơ hoạt động theo đặc tính ngoài. Mô men lớn nhất tại chi tiết thứ i được tính theo mô men trên trục tua bin thông quá tỷ số truyền tính từ bánh tua bin tới chi tiết đang xét. Mimax = MTmax𝑖᾿𝑇𝜂᾿𝑇 (3.73) Trong đó 𝜂᾿𝑇: là hiệu suất HTTL trong đoạn từ trục tua bin tới chi tiết đạng xét. Cần lưu ý răng mô men cực đại trong HTTL bị gới hạn bới khả năng bám giữa các bánh xe chủ động với mặt đường. Giá trị của mô men bám được tính với φ = 0,8: 𝑀𝑇𝜑𝑚𝑎𝑥 = 𝜑𝐺𝜑𝑟0 𝑖᾿᾿𝑇𝜂᾿᾿𝑇 (3.74) Trong đó 𝑖᾿᾿𝑇: tỷ số truyền; 𝜂᾿𝑇: hiệu suất HTTL tính từ chi tiết đang xét tới các bánh xe chủ động. Trong khi tính toán người ta lấy giá trị nhỏ nhất trong các giá trị tính được từ các công thức 3.73 và 3.74 làm mô men tính toán. Trong một số trường hợp, người ta có thể sử dụng các giá trin đo được bằng thực nghiệm làm mô men tính toán. 39 CHƯƠNG 3 RUNG ỒN TRONG HỆ THỐNG TRUYỀN LỰC Ô TÔ 3.1. Khái niệm cơ bản Khi động cơ làm việc, ô tô chạy trên đường, các chi tiết của ô tô sẽ bị rung động và gây ra tiếng ồn. Tiếng ồn ô tô gây ảnh hưởng không tốt cho cả người trong xe và môi trường bên ngoài xe. Tác hại của tiếng ồn + Đối với cơ quan thính giác và thính lực Khi chịu tác dụng của tiếng ồn lặp lại nhiều lần, thính giác và thính lực không còn khả năng phục hồi hoàn toàn về trạng thái bình thường được và sẽ gây ra thoái hóa và dần dần sẽ phát triển thành những biến đổi có tính chất bệnh lý gây về cơ quan thính giác (gây ra bệnh điếc nghề nghiệp) và thính lực (không có cảm giác về mùi vị). + Đối với hệ thần kinh trung ương Tiếng ồn cường độ trung bình và cao gây kích thích mạnh đến hệ thần kinh trung ương gây đau đầu, chóng mặt, cảm giác sợ hãi, hay bực tức, trạng thái tâm thần không ổn định, trí nhớ giảm sút... + Đối với hệ thống chức năng khác của cơ thể Ảnh hưởng xấu đến hệ thống tim mạch, gây rối loạn nhịp tim. Làm giảm bớt sự tiết dịch vị, ảnh hưởng đến co bóp bình thường của dạ dày. Làm cho hệ thống thần kinh bị căng thẳng liên tục có thể gây ra bệnh cao huyết áp. Tác hại của rung động Khi cường độ rung động lớn và thời gian tác dụng lâu sẽ gây khó chịu cho cơ thể. Những rung động có tần số thấp nhưng biên độ lớn thường gây ra sự lắc xóc cơ thể gây ra mệt mỏi nhanh chóng và gây ra những tác hại cho sức khỏe con người. Rung động lâu ngày gây nên các bệnh đâu xương khớp, làm viêm các hệ thống xương khớp. Đối với phụ nữ, nếu làm việc trong điều kiện bị rung động nhiều sẽ gây bệnh dẫn đến tình trạng vô sinh.. Chia tác hại của tiếng ồn làm 4 mức độ: Độ 1: Nguy hiểm, mất khả năng giao tiếp, điếc vĩnh viễn. Độ 2: Gây rối loạn chức năng và gây bệnh (stress, điếc có thể hồi phục). Độ 3: ảnh hưởng đến khả năng lao động (stress, giảm kỹ năng thao tác và giao tiếp, mất ngủ). Độ 4: ảnh hưởng đến chất lượng cuộc sống (mất sự yên tĩnh cá nhân, cản trở sự giao tiếp, giảm thính lực). 40 Hai khái niệm về rung động và tiếng ồn của xe: Ồn ngoài: Một phần năng lượng tiếng ồn từ ô tô phát ra môi trường xung quanh (exterior noise). Tiếng ồn ngoài của ô tô là nguyên nhân chủ yếu của tiếng ồn giao thông tại các đô thị và các vùng lân cận. 41 Rung ồn xe Ô tô Độ ồn Rung động Tiếng động Khung vỏ Động cơ Kiểu dáng Cộng hưởng Lắp đặt HHTL Ồn trong Ồn ngoài Từ hành khách Động cơ Bánh xe HT treo ô tô máy Ồn trong: Một phần năng lượng tiếng ồn được truyền vào không gian bên trong xe khi không gian này được đóng kín (interior noise). Ồn trong là tổng hợp của rất nhiều nguồn ồn và rung động, qua các đường truyền khác nhau tạo ra sự biến thiên áp suất không khí, gây tiếng ồn trong khoang xe. Sơ đồ đặc tính của rung động và tiếng ồn trên xe Hai đường truyền gây ra ồn trong: 42 Theo đường không khí (air-borne): Tiếng ồn truyền trực tiếp từ các nguồn phát tiếng ồn vào không khí. Theo đường truyền cơ - âm học (structure-borne): Do kích thích từ rất nhiều nguồn làm các tấm vỏ xe sẽ liên tục rung động, phát tiếng ồn. Hai phương pháp phân tích: - Phương pháp trực tiếp: Thí nghiệm - Phương pháp gián tiếp: Phân tích đường truyền 3.2. Các phương pháp mô phỏng và tính toán rung, ồn trong HTTL ô tô Rung động và tiếng ồn từ hệ thống truyền lực do: 1- Mất cân bằng của kết cấu ly hợp sinh ra rung động 2- Do quá trình ăn khớp bánh răng ở hộp số, mà chủ yếu hệ số trùng khớp của bánh răng thấp (hệ số trùng khớp xác định bằng số lượng các răng ăn khớp động thời), do ma sát ổ bi hộp số, v.v 3- Do sự không cân bằng (tĩnh và động) của trục các đăng và các bán trục; do sai lệch góc khớp các đăng; do độ đảo lớn của bề mặt mặt bích nối các đăng v.v 4- Do khe hở ăn khớp của vi sai bộ truyền lực chính không đúng gây ra va đập, rung động và tiếng ồn. Những bộ phận gây ra rung ồn trên ô tô? Phương trình tổng quát nghiên cứu rung ồn trên xe 43 3.3. Các yếu tố ảnh hưởng và các giải pháp giảm rung ồn trong HTTL ô tô Các yếu tố ảnh hưởng: Hệ thống truyền lực của ô tô bao gồm các bộ phận cơ khí cấu thành với các phần tử chính là bánh răng, trục, ổ. Trong quá trình làm việc chuyển động của các chi tiết gây 44 nên hiện tượng rung và tiếng ồn. Mức độ rung và ồn tùy thuộc vào thiết kế và lắp đặt các bộ phận trong hệ thống. Hiện tượng rung và ồn phản ánh gián tiếp chất lượng của hệ thống và được sử dụng như tiêu chí đánh giá chất lượng. Các nguồn gây rung động chính Từ cấu tạo của các bộ phận trong HTTL có thể nhận thấy, các nguồn gây ra rung động chính đều xuất phát từ bánh răng, trục bánh răng, các ổ vòng bi. Các nguồn gây rung của bánh răng a) Các lỗi khi chế tạo Có ba loại lỗi rất hay xẩy ra khi chế tạo bánh răng, đó là các lỗi sau đây: Lệch tâm (eccentricity) Sai bước răng (pitch error) Lỗi dạng răng (tooth form error). Lỗi lệch tâm sẽ dẫn đến mất cân bằng về mặt khối lượng, khi quay bánh răng và trục bánh răng sẽ gây nên lực li tâm, nguyên nhân của dao động tần số thấp ở hộp số. Lỗi sai bước răng và lỗi dạng răng sẽ gây nên các va chạm, cọ xát trên các bề mặt của răng. Đây là các nguyên nhân tạo ra các xung lực tác động lên từng răng của hộp số gây dao động tần số cao và các xung lực có tần số bằng tần số ăn khớp. b) Các lỗi lắp đặt Nếu bánh răng được chế tạo chính xác nhưng việc lắp đặt lại gặp phải các sai sót như không đồng trục, các trục không song song thì tải trọng sẽ không được phân bố đều lên bề mặt một răng và lên các răng tại các vị trí khác nhau của bánh răng. Sự thay đổi tải trọng này cũng là nguyên nhân gây ra dao động hộp số. Ngoài ra sự liên kết giữa hộp số với nền móng, với động cơ và với trục các đăng cũng là các yếu tố có thể gây nên rung động đáng kể. Do các lỗi trên cộng với chất lượng bôi trơn kém sẽ dẫn đến các hư hỏng răng như: mòn (wear), mỏi bề mặt (surface fatigue), biến dạng dẻo (plastic deformation), mẻ răng (tooth braking). Với các hư hỏng như vậy mức rung động của hộp số sẽ tăng lên đột biến. Nếu các cặp bánh răng ăn khớp không tốt do sai số chế tạo, sai số lắp ráp hay do hư hỏng khuyết tật của bánh răng, do chế độ bôi trơn không tốt thì tiếng ồn sẽ phát ra. Mức áp âm của tiếng ồn và tần số của tiếng ồn phụ thuộc vào vị trí, mức độ hư hỏng và kiểu sai lệch. Các nguồn gây rung từ ổ vòng bi Dao động sinh ra trong ổ chống ma sát bao gồm bốn loại được mô tả như sau: a) Dao động sinh ra do cấu tạo của ổ: 45 Trường hợp này xảy ra khi trục bánh răng cong, ổ nghiêng, các viên bi có đường kính không đều. b) Dao động sinh ra do tính phi tuyến của ổ: Đây là hiện tượng xuất hiện khi có sự không đồng tâm của hai ổ, khuyết tật ở mặt vỏ trục, lắp ráp lỏng của giá ổ, sự không tròn của rãnh vành trong, cổ trục không tròn. c) Dao động sinh ra so sự uốn lượn bề mặt: Sự uốn lượn có thể có trên vành trong, vành ngoài và viên bi. d) Dao động sinh ra do sự khuyết tật của ổ: Khuyết tật có thể sinh ra trên vành trong vành ngoài và viên bi, như sứt tróc rỗ, mòn không đều gây ra va chạm của các viên bi với vòng trong hoặc vòng ngoài của ổ bi. Tiếng ồn sinh ra từ các ổ bi: Mức áp âm của tiếng ồn và tần số của tiếng ồn phụ thuộc vào vị trí, mức độ hư hỏng và kiểu hư hỏng. Một số giải pháp giảm rung ồn: 1. Giải pháp chủ động − Chủ động thiết kế liên quan đến thông số kỹ thuật, cấu tạo thân xe. − Chủ động trong công nghệ chế tạo khung vỏ xe. − Chủ động trong chế độ khai thác và vận hành xe. 2. Giải pháp thụ động − Can thiệp vào những bộ phận như chân máy, các tấm panel khung vỏ xe, đặt thêm vật liệu cách âm trên khung vỏ xe, tăng cứng hoặc thay đổi kết cấu tấm khung vỏ. − Cải tiến tối ưu các cụm chi tiết hỗ trợ trên xe. − Can thiệp trên đường truyền rung động. 3. Cơ sở khoa học của một số biện pháp chính giảm ồn rung trong xe Can thiệp trên đường truyền rung động để giảm công suất âm Khi tấm vỏ bị rung sẽ xảy ra các kích thích áp suất đối với môi trường không khí xung quanh và sẽ phát ra năng lượng âm thanh có công suất âm P(W) được xác định bởi công thức. S - diện tích của tấm (m2) 2V- Phương sai vận tốc trung bình của tấm rung. µf - hệ số phát xạ của tấm tại tần số trung bình f và f được xác định bằng thực nghiệm. 46 µf = 1 khi f > fc; µf >1 khi f = fc; µf <1 khi f < fc. Từ phương trình trên, để giảm công suất âm P ta thấy: (i) Giảm hệ số phát xạ µf bằng cách đưa tần số nguy hiểm fc lớn hơn tần số lớn nhất của kích thích (fc >> fmax). (ii) Giảm 2V với tần số và độ lớn lực kích thích đã cho bằng cách tăng độ cứng uốn, tăng hệ số hấp thụ của vật liệu hoặc đưa tần số riêng của tấm ra ngoài vùng tần số kích thích. Để tăng độ cứng uốn panel ta có thể làm bằng cách: Tăng thêm khung xương cho tấm vỏ xe. Thay đổi chiều dày tấm vỏ xe. Căng bề mặt tấm panel vỏ đảm bảo tấm không bị “chùng” gây rung động ở vùng tần số thấp, thay đổi hình dạng dao động của tấm. Tạo các bề mặt cong định hình cho tấm tại các mép tiếp giáp và ngay trên thân các tấm bằng cách tạo thêm các đường gân nổi hoặc chìm. Tăng độ cách âm của tấm Sóng âm va đập vào một tấm phẳng được chia thành ba thành phần: (1) một phần sẽ phản xạ lại môi trường truyền âm, (2) một phần bị hấp thụ ngay trong tấm phẳng, (3) phần còn lại làm tấm dao động uốn sẽ phát âm và phát ra tiếng ồn ở khu vực phía sau của tấm. Sóng âm truyền qua tấm này gọi là sóng truyền qua. Gọi tỷ số giữa công suất âm của sóng truyền qua Pt và sóng đập Pd là hệ số truyền âm của tấm, khi đó: Và khi đó độ cách âm R của tấm được tính bởi phương trình: Để tăng độ cách âm của của tấm tránh làm cho bước sóng của sóng đập trùng với bước sóng của sóng truyền và cũng để thay đổi góc va đập của sóng truyển nghĩa là tăng độ cách âm của tấm. Pd ta tạo thêm các gân trên bề mặt tấm để thay đổi bước sóng dao động uốn Làm kín các mối lắp ghép và giảm các khe hở trên khung vỏ xe Khi âm truyền lọt từ nguồn bên ngoài qua các khe hở, lỗ trên thân vỏ xe tại các mối tiếp giáp giữa các tấm, tại khu vực lắp kính, lắp cánh cửa vào trong khoang xe Khi kích thước khe hở hoặc lỗ b lớn so với bước sóng của sóng truyền thì âm được phát đi giống hệt như nguồn âm đã sinh ra nó và sự thay đổi không đáng kể, có thể bỏ qua ảnh hưởng của sự khuếch tán qua lỗ. Khi kích thước lỗ nhỏ hơn bước sóng thì âm truyền qua lỗ được phát đi mọi hướng giống hệt như nguồn âm đã sinh ra nó. Khi này có thể coi nguồn âm là do rung của tấm vỏ tạo ra. Sử dụng vật liệu cách âm để tăng hệ số hấp thụ âm của tấm 47 Những vật liệu có khả năng hấp thụ âm cao là những vật liệu có cấu tạo xốp (có các khe hở không khí) hoặc cấu tạo từ các loại sợi. Sóng âm đập tới vật liệu làm cho không khí có trong các khe hở dao động và tạo ra ma sát giữa vật liệu và không khí nên các dao động đó tắt dần, năng lượng sóng âm sẽ bị hấp thụ và biến thành nhiệt. Hệ số hấp thụ âm là tỷ số giữa năng lượng sóng âm bị hấp thụ Eht và năng lượng sóng âm đập tới Eđ. Các vật liệu có hệ số hấp thụ âm cao thường dùng là: Sợi thuỷ tinh, bọt xốp Mipôra thường được ép trên các tấm panel thành bên; tấm phớt, tấm cao su, tấm nỉ, tấm sợi đay thường được dụng làm thảm đặt sàn xe; bọt xốp Mipôra thường dùng ép trên tấm nóc xe do khả năng công nghệ và khả năng bám chắc vào tấm kim loại của nó. Hai loại vật liệu cách âm sử dụng phổ biến hiện nay có sẵn trên thị trường là: Sản phẩm Polyurethane (tên gọi thông dụng là FOAM), được hình thành bởi các phản ứng của Isocyanate lỏng với các thành phần của Polyol. Polyurethane dạng cứng được cấu thành từ các hạt bọt (xốp) nhỏ mịn sự liên kết chặt chẽ, hệ số truyền nhiệt thấp thích hợp cho việc cách nhiệt. Ưu điểm lớn nhất của Polyurethane là tính linh hoạt, dễ sản xuất và sử dụng. Hỗn hợp Voracor CR765 Polyol/ Voracor CE101 Isocyanate được phun trực tiếp lên vách trong của vỏ xe theo tỷ lệ hòa trộn thích hợp thông thường là 100/126. Sau thời gian phản ứng khoảng 10-15 giây sẽ tạo thành một lớp xốp dày, có tỷ lệ nở 25,5-25,7 kg/m3 điền đầy và bao kín toàn bộ vách trong của vỏ xe, sau khoảng 85-95 giây sẽ đông cứng với thành vỏ xe. Với phương pháp sản xuất này, lớp xốp không chỉ có vai trò cách nhiệt mà còn có tác dụng chống rung, giảm ồn. Vật liệu composite cũng có hệ số hấp thụ âm cao. Kết hợp với khả năng công nghệ chế tạo, vật liệu composite thường được dùng làm tấm trước, tấm sau và các chi tiết khác của khung vỏ như cụm chắn bùn, các tấm che nắng. 48 CHƯƠNG 4 ĐIỀU KHIỂN TRUYỀN LỰC Ô TÔ 4.1. Các khái niệm cơ bản 4.1.1. Lực kéo và công suất Lực kéo hữu ích tại các bánh xe chủ động Fd được tính theo công thức: 𝐹𝑑 = 𝐹 − ∑ 𝑅 (1) Trong đó: F- lực kéo được truyền tới bánh xe chủ động ở tay số đang xét; ∑ 𝑅-tổng các lực cản tác động lên ôtô. Khi xe hoạt động trên đường tốt, nếu đặc tính của động cơ đã biết cùng với các thông số của HTTL thì có thể xác định một cách dơn giản lực kéo hữu ích. Tuy nhiên, khi xe hoạt động trên đường xấu, hoạt trong điều kiện không đường xá thì lực kéo hữu ích lại phụ thuộc nhiều vào sự tương tác giữa bánh xe với mặt đường. lúc này, lực kéo hữu ích phụ thuộc chủ yếu vào sự trượt của các bánh xe trên đường. Lực cản tổng cộng tác dụng lên xe bao gồm lực ma sát trong ở tay số đang xét, lực cản tương tác giữa bánh xe với mặt đường, lực do các vật cản tạo nên, lực cản lên dốc và lực cản không khí. Lực cản do ma sát trong HTTL có thể được xác định theo hiệu suất. Lực cản do tương tác xe – mặt đường được xác định theo phương pháp riêng hoặc bằng phương pháp thực nghiệm. Lực cản do các vật cản nên thường hay gặp bằng hoạt động trên đường xấu hoặc trong điều kiện không đường xá thường được xác định bằng thực nghiệm. Lực cản không khí có thể được coi là không đáng kể khi tốc độ nhỏ hơn 48km/h. Công suất hữu ích tại các bánh xe chủ động được tính như sau: Pd = FdV = (F- ∑ 𝑅)V1(1 – i) (2) Trong đó: V và Vt là vận tốc thực tức thời và vận tốc lý thuyết của xe; i là hệ số trượt quay của bánh xe: i = 𝑉𝑡−𝑉 𝑉𝑡 (3) Nếu gọi vận tóc góc của bánh xe là 𝜔, bán kính bánh xe là r, ta có: Vt = 𝜔. 𝑟, khi đó: 49 i = 𝜔.𝑟−𝑉 𝜔.𝑟 (4) Vận tốc góc thường được tính theo số vòng quay làm việc của động cơ và tỷ số truyền của HTTL. Đồ thị thể hiện quan hệ giữa vận tốc, công suất với lực kéo được trình bày trên hình 2.1. hình 2.2 thể hiện một ví dụ đặc tính động lực học của máy kéo. Hình 2.1- Quan hệ lực kéo với công suất tiêu thụ Hình 2.2 –Đặc tính động lực học máy kéo Trên hình 2.3 thể hiện đặc tính kéo của máy kéo MF – 165. Hình 2.3 – Đặc tính động lực học máy kéo MF -165 4.1.2. Hiệu suất truyền lực kéo Hiệu suất truyền lực kéo được sử dụng để thể hiện hiệu quả truyền công suất từ động cơ tới các bánh xe chủ động. Nó được định nghĩa bởi tỷ số giữa công suất hữu ích Pd tại các bánh xe chủ động với công suất do động cơ sinh ra P: 50 𝜂𝑑 = 𝑃𝑑 𝑃 = 𝐹𝑑𝑉 𝑃 = (𝐹− ∑ 𝑅)𝑉𝑡 (1−𝑖) 𝑃 (5) Công suất của động cơ có thể được tính theo công suất hữu ích tại các bánh xe và hiệu suất của HTTL 𝜂𝑡: 𝑃 = 𝐹− 𝑉𝑡 𝜂𝑡 (6) Thay (6) vào (5) ta được: 𝜂𝑑 = (𝐹−∑ 𝑅) 𝐹 (1- i) 𝜂𝑡 = 𝐹𝑑 𝐹 (1 – i) 𝜂𝑡= 𝜂𝑚𝜂𝑠𝜂𝑡 (7) ở đây: 𝜂𝑚 – hiệu suất động lực; 𝜂𝑠 = (1-i) - hiệu suất trượt. Hiệu suất động lực thể hiện hiệu quả biến đổi lực kéo được truyền tới bánh xe thành lực kéo hữu ích. Nếu lực cản có giá trị không đổi thì 𝜂𝑚 tăng cường với lực kéo hữu ích như hình 2.4. Hiệu suất trượt đặc trưng cho sự mất công suất và sự giảm vận tốc của xe do trượt ở tay số đang xét. Vì sự trượt tăng theo lực kéo và lực kéo hữu ích nên hiệu suất trượt tăng giảm theo lực kéo hữu ích như thể hiện trên hình 2.4. Thông thường sự trượt là nguyên nhân chính gây tổn hao công suất của các loại xe địa hình khi hoạt động trên nền đường xấu hoặc trong diều kiện không đường xá. Giảm được sự trượt sẽ là một biện pháp hiệu quả để nâng cao hiệu suất làm việc của các loại xe địa hình. Hình 2.4. Quan hệ giữa các hiệu suất truyền lực với lực kéo hữu ích Phương trình (7) cho thấy, hiệu suất truyền lực là tích của hiệu suất của HTTL, hiệu suất động lực và hiệu suất trượt. nói chung, hiệu suất truyền lực đạt giá trị cực đại ở một giá trị trung bình nào đó của lực kéo hữu ích (hình 2.4) Các loại xe Việt đã sử dụng trong nông lâm nghiệp, các loại xe hoạt động trong điều kiện không đường xá ngày càng được trang bị những động cơ mạnh hơn. Tuy nhiên để nó có thể phát huy được hiệu quả trong điều kiện đường xá xuấ thì vấn đề quan trọng lại là tăng khả năng bám để tăng sức kéo. Bởi vậy loại xe này đều được trang bị HTTL với 4 bánh chủ động. hơn nữa, một máy kéo hai cầu chủ động với kích thước các bánh 51 xe trước và sau giống nhau lại phải chịu lực cản lăn nhỏ hơn so với máy kéo một cầu chủ động tương đương. Bởi vì, các bánh sau lăn trên vết của các bánh trước nên phải chịu cản lăn nhỏ hơn. Hình 2.5-a và b cho thấy sự so sánh khả năng phát huy lực kéo giữa một máy kéo hai cầu chủ động với một máy kéo một cầu chủ động trong trường hợp làm việc trên nền đất khô và đất ướt. có thể thấy rõ ràng, trên nền đất khô khả năng phát huy lực kéo của máy kéo hai cầu chủ động ở độ trượt 20% lớn hơn so với máy kéo một cầu chủ động là 27%, còn ở độ trượt 50% máy kéo hai cầu chủ động có thể phát huy lực kéo lớn hơn máy kéo một cầu 20%. Giá trị hiệu suất lớn nhất đối với máy kéo hai cầu là 77% và máy kéo một cầu là 70%. Còn trên nền đất ướt, ở độ trượ 30% khả năng phát huy lực kéo của máy hai cầu lớn hơn của máy kéo một cầu là 57% và ở độ trượ 50% thì con số này là 44%. Giá trị lớn nhất của hiệu suất truyền lực kéo của máy kéo hai cầu là 51% còn của máy kéo một cầu là 40%. Hình 2.5-So sánh hiệu suất truyền lực cảu máy kéo hai cầu và một cầu chủ động. Đối với máy kéo hai cầu chủ động, để phát huy được hiệu suất truyền lực tối ưu cần phải thảo mãn một số điều kiện. để xác định các điều kiện này cần kiểm tra hiệu suất truyền lực kéo, đặc biệt là hiệu suất trượt của 4 bánh chủ động. đối với xe hai cầu chủ động tổn hao công suất do trượt xuất hiện ở các bánh xe cầu trước và cầu sau. Giả thiết rằng hiệu suất cảu hai bánh trước và hai bánh sau là như nhau, ta có hiệu suất trượt của xe 4 bánh chủ động như sau: 𝜂𝑠−4 = 1- 𝑖𝑓𝑀𝑓𝜔𝑓+ 𝑖𝑟𝑀𝑟𝜔𝑟 𝑀𝑓𝜔𝑓+𝑀𝑟𝜔𝑟 = 1- 𝑖𝑓𝑉𝑡𝑓𝐹𝑓+𝑖𝑟𝑉𝑡𝑟𝐹𝑟 𝑉𝑡𝑓𝐹𝑓+𝑉𝑡𝑟𝐹𝑟 (8) 52 Trong đó: M là mô men, 𝜔 là vận tốc góc, 𝑉𝑡 là vận tốc lý thuyết và F là lực kéo ; I là hệ số trượt tại bánh xe ; chỉ số f tương ứng với bánh trước, chỉ số r tương ứng với bánh sau. Đây là biểu thức quan hệ giữa vận tốc chuyển động của bánh trước với vận tốc chuyển động của các bánh sau trong chuyển động thẳng. quan hệ này có thể được biểu thị như sau: 𝑉𝑡𝑓 (1-𝑖𝑓) = 𝑉𝑡𝑟 (1- 𝑖𝑟) = V (9) Hay 𝐾𝑉 = 𝑉𝑡𝑓 𝑉𝑡𝑟 = 𝜔𝑓 𝑟𝑓 𝜔𝑟𝑟𝑟 = 1−𝑖𝑟 1−𝑖𝑓 (10) Trong biểu thức trên, Kv là tỷ số giữa vận tốc lý thuyết cảu bánh trước với vận tốc lý thuyết của bánh sau, được gọi là hệ số vận tốc lý thuyết, 𝑟𝑓 và 𝑟𝑟 là bán kính lăn tự do của các bánh trước và bánh sau. Điều này được lý giải bởi bản thân kết cấu của ôtô là các bánh xe trước và sau đều được nối với cùng một khung và vận tốc của bánh trước và bánh sau là như nhau trong chuyển động thẳng. Hơn nữa: 𝜂𝑠−4 = 1- [ 1−𝑖𝑟 1−𝑖𝑓 ]𝑖𝑓𝑉𝑡𝑟𝐹𝑟+ 𝑖𝑟 𝑉𝑡𝑟𝐹𝑟 [ 1−𝑖𝑟 1−𝑖𝑓 ]𝑉𝑡𝑟 𝐹𝑟+ 𝑉𝑡𝑟𝐹𝑟 = 1- 𝑖𝑓(1− 𝑖𝑟 )−(𝑖𝑓 −𝑖𝑟)𝐾𝑑 𝑖𝑓(1− 𝑖𝑟 )−(𝑖𝑓 −𝑖𝑟)𝐾𝑑 (11) Trong đó Kd là hệ số phân bố lực kéo, được xác định theo” Kd = 𝐹𝑟 𝐹𝑓+𝐹𝑟 Với Ff là lực kéo hữu ích tại bánh trước, Fr là lực kéo hữu ích tại bánh sau. Phương trình (11) chỉ ra rằng, trong trường hợp tổng quát, hiệu suất trượt cảu xe bốn bánh chủ động không chỉ phụ thuộc vào sự trượt của các bánh trước và bánh sau mà còn phụ thuocj vào sự phân bố lực kéo giữa chúng. Phương trình (11) cũng cho thấy, ở những điều kiện nhất định, hiệu suất trượt có thể đạt giá trị cực đại. để tìm được giái trị cực đại này cần lấy đạo hàm 𝜂𝑠−4 theo Kd và cho bằng 0: 𝜕𝜂𝑠−4 𝜕𝐾𝑑 = (1−𝑖𝑓 )(1− 𝑖𝑟)(𝑖𝑓−𝑖𝑟 [ ( 1−𝑖𝑟 )−(𝑖𝑓−𝑖𝑟 )]2 = 0 (12) Điều kiện này chỉ được thỏa mãn nếu độ trượt của các bánh trước hoặc các bánh sau là 100%, hoặc độ trượt của các bánh trước bằng độ trượt của các bánh sau. Khi độ trượt của các bánh trước hoặc bánh sau bằng 0 thì xe không thể di chuyển được và hiệu 53 suất trượt lúc này bằng 0. Như vậy, trên thực tế chit khi độ trượt của bánh trước bằng độ trượt của bánh sau thì đạo hàm của 𝜂𝑠−4 theo Kd mới bằng 0. Đây chính là điều kiện cần để đạt được giá trị cực đạt của hiệu suất trượt. Thay KV vào chỗ (1 - ir)/ (1- if) trong phương trình (11), hiệu suất trượt được thể hiện dưới dạng sau: 𝜂𝑠−4 = 1- 𝑖𝑓𝐾𝑉−(𝐾𝑉−1)𝐾𝑑 𝐾𝑉−(𝐾𝑉−1)𝐾𝑑 (13) Lấy đạo hàm của 𝜂𝑠−4 theo Kd và cho bằng 0 ta được: 𝜕𝜂𝑠−4 𝜕𝐾𝑑 = (𝐾𝑉−1)𝐾𝑉(1−𝑖𝑓) [𝐾𝑉−(𝐾𝑉−1)𝐾𝑑]2 (14) Điều này dẫn đến kết luận tương tự rằng chỉ khi giá trị của hệ số vận tốc lý thuyết KV Bằng 1, mà điều này tương đương với trường hợp khi độ trượt của các bánh trước và bánh sau bằng nhau, thì đạo hàm 𝜂𝑠−4 theo KV mới bằng 0 và đây chính là điều kiện cần để đạt được giát rị cực đại của hiệu suất trượt. Những phân tích trên đây dẫn tới kết luận quan trọng rằng để cho xe 4 bánh chủ động hoạt động hiệu quả thì độ trượt của các bánh trước phải bằng độ trượt của các bánh sau. Nói cách khác thì sự phân bố lực kéo được coi là tối ưu nếu như nó làm cho độ trượt ở các bánh trước và các bánh sau bằng nhau. Chỉ trong trường hợp này thì hiệu suất trượt đạt giá trị cao nhất. có thể thấy rằng, khi độ trượt của các bánh trước và bánh sau bằng nhau if = ir thì hiệu suất trượt sẽ bằng 1- if hoặc bằng 1- ir và hệ số phân bố lực kéo không còn ảnh hưởng điến hiệu suất trượt nữa (xem các phương trình 11 và 13). Hình 2.6 là một ví dụ thể hiện sự biến thiên của hiệu suất trượt với hệ số phân bố lực kéo của máy kéo hai cầu chủ động làm việc trên nền đất ruộng. Hình 2.6 Ảnh hưởng của sự phân bố lực kéo giữa các cầu tới hiệu suất trượt cảu máy kéo bốn bánh chủ động. 54 Vì sự phân bố lực kéo ảnh hưởng đáng kể đến hiệu suất truyền lực kéo của xe bốn bánh chủ động, nên cần phải nghiên cứu những nhân tố ảnh hưởng đến sự phân bố lực kéo. Nói chung, có 2 yếu tố cơ bản: thứ nhất là kiểu liên kết giữa hai cầu (liên kết cứng, liên kết qua vi sai giữa các cầu, liên kết qua khớp một chiều, liên kết qua khớp ma sát nhớt, ); và thứ hai, là độ chênh vận tốc lý thuyết (vận tốc bánh xe khi không có trượt quay hoặc trượt lết) giữa các bánh trước và bánh sau. Sự sai khác vận tốc giữa các bánh trước và bánh sau thường xuất hiện do điều kiện làm việc vag thường là do sự khác biệt và bán kính cảu các bánh trước và bánh sau (do áp suất bơm lốp không giống nhau, các lốp mòn không đều, hoặc do chất tải không đều). Kinh nghiệm thực tế cho thấy sự sai lệch vận tốc lý thuyết giữa các cầu chủ động của xe bốn bánh chủ động thường nằm trong khoảng 10%. Khi kích thước cảu các bánh xe trước và bánh sau không giống nhau, đôi khi khó có thể xác định chính xác tỷ số truyền, và điều này cũng gây nên sự sai lệch vận tốc lý thuyết giữa chúng. Kết cấu thông dụng phổ biến của các loại máy kéo bốn bánh chủ động là nối cứng cầu trước và cầu sau. Đối với loại xe này, tỷ lệ vận tốc giữa cầu trước và cầu sau là cố định. Quan hệ giữa độ trượt của các bánh xe cầu trước với độ trượt của các bánh trước với độ trượt của các bánh xe cầu sau trong chuyển động thẳng còn phụ thuộc vào kệ số vận tốc lý thuyết KV: 𝑖𝑟 = 1 − 𝑉𝑡𝑓 𝑉𝑡𝑟 (1-𝑖𝑟) = 1 − 𝐾𝑉(1 − 𝑖𝑓) (15) Sự biến thiên của ir theo if và KV được thể hiện trên hình 2.7. Khi hệ số vận tốc lý thuyết bằng 0,85 (nghĩa là vận tốc lý thuyết của bánh trước bằng 0,85 vận tốc của bánh sau) và ir nhỏ hơn 15% thì bánh trượt lết và tạo nên lực kéo âm (lực phanh). Nói cách khác, khi KV bằng 1,15 (nghĩa là vận tốc lý thuyết của bánh trước cao hơn vận tốc lý thuyết của bánh sau 15%) và if nhỏ hơn 13% thì bánh sau trượt lết cũng sinh ra lực kéo âm. Trong cả hai trường hợp lực kéo cực đại của cả xe bị giảm và hiện tượng tuần hoàn công suất trong HTTL chắc chắn sẽ xảy ra. Điều này dẫn đến tăng ứng xuất trên các chi tiết trong HTTL và giảm hiệu suất truyền. Hình 2.7. Ảnh hưởng của hệ số vận tốc lý thuyết tới độ trượt tại các bánh trước và sau 55 Hình 2.8 cho thấy mô men trên bánh trước và bánh sau của xe bốn bánh chủ động trên mặt đường tốt, khô ráo tác động theo hai hướng ngược nhau (chuyển động tiến và lùi). Khi bán kính của bánh trước nhỏ hơn bán kính của bánh sau thì chuyển động tiến, sau giai đoạn khởi động đầu tiên, mô men trên bánh trước là âm, trong mô men trên bánh sau là dương. Điều này cho thấy, bánh trước trượt lết và tạo lên lực phanh, trong khi bánh sau trượt quay và tọa nên lực đẩy. Hình 2.8. Phân bố mô men giữa các cầu chủ động của xe có hai cầu nối cứng với nhau khi bán kính động lực của bánh trước nhỏ hơn bán kính động lực của bánh sau. Trong chuyển động quay vòng, các bánh trước và đi theo các đường khác nhau và có ban kính quay vòng khác nhau làm cho các bánh trước và sau có vận tốc khác nhau. Nếu cấc bánh trước và sau được nối cứng vơi nhau thì các bánh trước có xu hướng trượt lết và sinh ra lực phanh. Hình 2.9. Phân bố mô men giữa các cầu chủ động của xe hai cầu có kết nối cứng giữa cầu trước và cầu sau Hình 2.9 cho thấy mô men trên các cầu trước và sau của xe bốn bánh chủ động trong chuyển động quay vòng trên đường tốt khô ráo. Có thể thấy rằng khi xe chuyển 56 động tiến, sau giai đoạn khởi động đầu tiên, mô men trên cầu trước là âm, trong khi mô men cầu sau là dương. Nghĩa là các bánh trước trượt lết và tạo nên lực phanh trong khi bánh sau trượt quay tạo lên lực đẩy. trong điều kiện này hiện tượng tuần hoàn công suất lại xuất hiện. Vì sự trượt của bánh xe liên quan đến lực kéo, sự phân bố lực kéo giữa các cầu chủ động phụ thuộc vào hệ số vận tốc lý thuyết. Hình 2.10 thể hiện quan hệ giữa hệ số phân bố lực kéo Kd và hệ số vận tốc lý thuyết KV của ôtô bốn bánh chủ động có trọng lượng phân bố đều lên các cầu ở các giá trị khác nhau của tỷ số F/W (lực kéo/ trọng lượng) trong chuyển động thẳng đều trên nền đất ruộng. Có thể thấy rằng khi giá trị của tỷ số F/W là lớn (nghĩa là khi xe phải kéo tải nặng), thì sự chênh lệch vận tốc lý thuyết có ảnh hưởng nhỏ đến sự phân bố lực kéo. Điều lý thú là khi tỷ số F/W bằng 0,2 vad hệ số vận tốc lý thuyết là 0,9 thì hệ số phân bố lực kéo bằng 0,1. Điều này cho thấy lúc này xe hoạt động hoàn toàn tương tự như xe chỉ có cầu sau chủ động, nghĩa là ưu thế vốn có của xe hai cầu chủ động không được phát huy. Vì hệ số vận tốc lý thuyết có ảnh hưởng lớn tới quan hệ giữa độ trượt ở các bánh trước và các bánh sau, nên sự phân bố lực kéo giữa các cầu, hiệu suất trượt phải là hàm của hệ số vận tốc lý thuyết. Hình 2.10. Biến thiên của hệ số phân bố lực kéo hữu ích theo hệ số vận tốc lý thuyết của xe bốn bánh chủ động có hai cầu nối cứng với nhau. Hình 11 thể hiện sự biến thiên của hiệu suất trượt với tỷ số F/W của ôtô bốn bánh chủ động ở các giá trị khác nhau của hệ số vận tốc lý thuyết trong chuyển động thẳng. Có thể thấy rằng, khi hệ số vận tốc lý thuyết 𝐾𝑣 bằng 1, độ trượt của bánh trước bằng độ trượt của bánh sau, và hiệu suất là lớn nhất. 57 Hình 2.11. Biến thiên của hiệu suất trượt theo tỷ số lực kéo/trọng lượng ở các hệ số vận tốc tuyệt đối khác nhau. Hình 2.12. Đồ thị thực nghiệm thể hiện quan hệ giữa hiệu suất trượt, lực kéo tổng và hệ số vận tốc lý thuyết của xe bốn bánh chủ động đo khi hoạt động trên nền đất. Nhiều kết quả thực nghiệm đã khẳng định những luận điểm lý thuyết trên: để có được hiệu suất trượt lớn nhất thì hệ số vận tốc lý thuyết 𝐾𝑣 phải bằng 1. Dưới đây là một số kết quả thí nghiệm được thực hiện trên một máy kéo 2 cầu chủ động. HTTL của máy kéo này có đặc điểm: khi gài cầu được nối cứng với nhau bằng bánh răng với tỷ số truyền từ 0,752 đến 1. Sức kéo của xe thử đã được đo trên nền đất cho 7 trường hợp với các kích thước lốp và áp suất lốp khác nhau. Bảy cặp kích thước lốp cho bánh trước và bánh sau đã được sử dụng như sau: 13.6R28 và 20.8R38; 14.9R28 và 20.8R38; 16.9 – 26 bias và 20.8R38; 13.6R38 và 18.4R38; 14.9R28 và 18.4R38. áp dungjloops thay đổi trong khoảng cách từ 82 kPa đến 193 kPa. Các cặp kích thước lốp cho bánh trước và bánh sau tạo nên các hệ số vận tốc lý thuyết thay đổi trong khoảng từ 0,908 đến 1,054. Hệ số vận tốc lý thuyết được tính từ bán kính lăn tự do của các bánh xe có kể đến tỷ số truyền bánh răng có cầu trước và sau. Trong quá trình thử, mô men xoắn trên các cầu trước và sau, lực kéo hữu ích, vận tốc chuyển động của máy kéo và mức tiêu hao nhiên liệu được hiển thị thường trực. 58 Kết quả thí nghiệm cho thấy quan hệ lực kéo- độ trượt của các bánh trước ở các áp suất lốp khác nhau hoàn toàn tương tự như quan hệ lực kéo- độ trượt ở các bánh sau. Hình 12 thể hiện quan hệ thực nghiệm giữa hiệu suất trượt (tính theo các phương trình 13 hoặc 14), lực kéo tổng (tổng lực kéo trên cầu trước và sau) và hệ số vận tốc lý thuyết. Hình 2.13. Quan hệ giữa hiệu suất trượt và hệ số vận tốc lý thuyết ở các giá trị khác nhau của tổng lực kéo Một mặt cong thể hiện quan hệ của hiệu suất trượt với lực kéo tổng và hệ số vận tốc lý thuyết được dựng theo các số liệu thực nghiệm bằng phương pháp các bình phương nhỏ nhất. Từ hình 12 có thể dựng nên quan hệ giữa hiệu suất trượt với hệ số vận tốc lý thuyết ở các giá trị khác nhau của lực kéo tổng (hình 13). Có thể thấy rằng hiệu suất trượt đạt giá trị lớn nhất khi hệ số vận tốc lý thuyết xấp xỉ bằng 1. Như vậy, luận điểm lý thuyết cho rằng hiệu suất trượt đạt gái trị cực đại khi hệ số vận tốc lý thuyết bằng 1 đã được thực nghiệm khẳng định. Hình 14 thể hiện quan hệ giữa hiệu suất truyền lực (xác định bằng tỷ số giữa công suất kéo với tổng công suất tại các bánh xe) với lực kéo tổng và hệ số vận tốc lý thuyết. Từ đồ thị này có thể xây dựng các đồ thị như trên hình 15. Có thể thấy rằng, khi hệ số vận tốc lý thuyết gần bằng hoặc bằng 1 thì hiệu suất truyền lực kéo đạt giá trị cực đại. 59 Điều này là hoàn toàn hợp lý vì hiệu suất trượt giữ vai trò chủ đạo trong hiệu suất truyền lực kéo. Hình 14- Đồ thị thực nghiệm quan hệ giữa hiệu suất truyền lực với lực kéo tổng và hệ số vận tốc lý thuyết. Hình 15- Quan hệ giữa hiệu suất truyền lực với hệ số vận tốc lý thuyết ở các giá trị khác nhau của lực kéo tổng. Hình 16 thể hiện quan hệ giữa hiệu suất sử dụng nhiên liệu (xác định bằng công suất kéo trên 1 đơn vị thể tích nhiên liệu tiêu thụ trong 1 giờ: kW.h/l), lực kéo tổng và hệ số vận tốc lý thuyết. 60 Hình 2.16. Đồ thị thực nghiệm quan hệ giữa hiệu suất sử dụng nhiên liệu với lực kéo tổng và hệ số vận tốc lý thuyết của xe bốn bánh chủ động. Bằng cách làm tương tự trên ta được các quan hệ trên hình 17. Kết quả cho thấy khi hệ số vận tốc lý thuyết bằng hoặc gần bằng 1 thì hiệu suất sử dụng nhiên liệu của máy kéo hai cầu chủ động cũng đạt giá trị cực đại. Hình 2.17. Quan hệ giữa hiệu suất sử dụng nhiên liệu với hệ số vận tốc lý thuyết ở các giá trị khác nhau của lực kéo tổng. Những kết quả nghiên cứu lý thuyết và thực nghiệm trên cho thấy khi thiết kế và sử dụng xe hai cầu chủ động cần lưu ý sao cho đạt được hiệu quả tối ưu. Để xe hai cầu chủ động với cầu trước và sau được nối cứng có được hiệu quả cao trong sử dụng thì hệ 61 số vân tốc lý thuyết của cầu trước và cầu sau phải bằng nhau trong chuyển động phẳng, sao cho độ trượt ở các bánh trước và sau bằng nhau trong điều kiện làm việc. Điều này dẫn đến bán kính làm việc của các bánh xe phả bằng nhau (bánh trước và bánh sau có cùng kích thước) trong điều kiện sử dụng. 4.2. Quan hệ động lực học trong HTTL ô tô 4.2.1. Hiện tượng tuần hoàn công suất Hệ số lực kéo Trong đánh giá khả năng phát huy lực kéo cửa xe hai cầu chủ động, tỉ số giữa lực kéo hiệu dụng với trọng lượng đặt lên bánh xe chủ động Wd, được gọi là hệ số lực kéo được sử dụng phổ biến. Nó được tính như sau: μtr = Fd Wd = F − ∑ R Wd Cần nhấn mạnh rằng, vì lực kéo hiệu dụng là độ trượt, nên hệ số lực kéo của các xe khác nhau cần được so sánh ơ cùng một độ trượt. Hình 18 cho thấy sự so sánh hệ số lực kéo giữa hai máy kéo và hai bánh chủ động với một máy kéo bốn bánh chủ động trên nền đất. Hình 2.18. Sự biến thiên của hệ số lực kéo với độ trượt bánh xe hai bánh và bốn bánh chủ động Hệ số trọng lượng - công suất động cơ của xe việt dã Đối với các xe việt dã thiết kế dùng để kéo thì hệ số trọng lượng công suất mong muốn được xác định theo điều kiện tói ưu công suất của động cơ để xinh ra lực kéo càn thiết. Hơn nưa, nó phụ thuộc vào vận tốc công tác. Theo phương trình (7), quan hệ giữa hệ số trọng lượng - công suất với vận tốc chuyển động có thể tính như sau: P = 𝐹𝑉𝑡 𝜂𝑡 = (𝐹𝑑 + ∑ R)𝑉𝑡 𝜂𝑡 = (𝑊𝑑𝜇𝑡𝑟 + 𝑊𝑓𝑟)V (1 − 𝑖)𝜂𝑡 (17) Và 𝑊 𝑃 = (1 − 𝑖)𝜂𝑡 (𝜇𝑡𝑟𝑊𝑑 𝑊⁄ + 𝑓𝑟)𝑉 = (1 − 𝑖)𝜂𝑡 (𝜇𝑡𝑟𝐾𝑊𝑒 + 𝑓𝑟) (18) 62 Ở đây W là tổng trọng lượng, 𝑓𝑟 là hệ số cản chuyển động và 𝐾𝑊𝑒 là hệ số sử dụng trọng lượng 𝑊𝑑 𝑊⁄ . Hệ số sử dụng trọng lượng 𝐾𝑤𝑒 nhỏ hơn 1 đối với xe một cầu chủ động và bằng một đối với xe hai cầu chủ động. Phương trình (18) cho thấy, đối với các loại xe được thiết kế để hoạt động trong khoảng vận tốc nhât định thì hệ số trọng lượng-công suất dộng cơ cũng bị giới hạn trong một khoảng tương ứng, sao cho đạt được hiệu suất chuyền lực kéo mong nuốn. Hình (19) cho thấy sự biến thiên của hệ số trọng lượng- công suất mong muốn với vận tốc công tác đối với máy kéo có một và hai cầu chủ động trong điều kiện môi trường làm việc đặc biệt. Hình 2.19. Quan hệ giữa hệ số trọng lượng-công suất động cơ với vận tốc của xe đối vơi xe một cầu chủ độn và xe hai cầu chủ động. Trong công nghiệp, phương tiện được sản suất nhằm đạt được hiệu quả cao trên đồn nên thường có xu hương tăng vận tốc công tác của tổ hợp máy kéo – phương tiện canh tác. Điều này dẫn đến thiết kế hệ thống phương tiện xao cho đạt được vân tốc canh tác cao. Phương trình (18) chính là công cụ để lựa chọn các thông số của máy kéo để đạt được mục đích trên. Có thể thấy rằng để có được mức độ sử dụng công suất động cơ tối ưu, đồng thời đảm bảo dữ được hiệu suất truyền lực kéo ở vận tốc cao thì việc tăng vận tốc canh tác dẫn đến giảm hệ số trọng lượng- công suất động cơ của máy kéo. 4.2.3. Phân phối mô men giữa các cầu của Ô tô nhiều cầu chủ động Quan hệ giữa lực kéo vè sự trượt của bánh xe chủ động Khi bánh xe chủ động tác động một lực lên đường (hình 1.15) thì phần lốp phía trước vết tiếp xúc bị nén lại làm biến dạng trong các cấu trúc lớp. Do một mảng ta lông của lốp trước khi đi vào vết tiếp xúc bi nén lại nên quãng đường đi được của bánh xe khi có tác dụng của mô men xoắn nhỏ hơn so với trường 63 hợp bánh xe lăn tự do. Hiên tượng này được coi là sự trượ dọc của lốp và được đánh giá qua hệ số trượt i: i=(1 − 𝑉 𝜔.𝑟 ).100% = (1 − 𝑟𝑒 𝑟 ) . 100% (1) trong đó: V vận tốc tuyến tính của tâm bánh xe, 𝜔 là vận tốc góc của bánh xe, r là bán kính lăn của bánh xe khi lăn tự do, 𝑟𝑒 là bán kính lăn hiệu dụng của bánh xe được tính bằng tỉ số giữa vân tốc tuyến tính của tâm bánh xe với vận tốc góc của nó.Có thể thấy rằng, khi V=𝜔. 𝑟 thì i=0, lúc này xe lăn hoàn toàn không trượt. Còn khi V=0 thì i=100%, nghĩa là bánh xe trượt quay hoàn toàn khi xe vẫn đứng yên. Hình 1.15 Ở trạng thái ổn định lực kéo tỉ lệ thuận với mô men xoắn tại bánh xe, độ trượt là hàm của lực kéo. Nói chung, trong giai đoạn đầu mô men xoắn và lực kéo tăng tỉ lệ thuận với sự trượt bởi vị sự trượt sảy ra chủ yếu la do sự biến dạng đàn hồi của vỏ lốp. Giai đoạn này tương ứng với giai đoạn OA trên hình (1.16). Quá trình tăng tiếp theo của mô men à lực kéo của đường dẫn đến một phần của lốp sẽ trượt trên mặt đường. Trong điều kiện như vậy, quan hệ giữa lực kéo và độ trượt không còn tuyến tính nữa (đoạn AB trên hinh 1.16). Theo các số liệu thực nghiệm, lực kéo đạt giá trị từ 15-20%. Sự tăng tiếp theo của độ trượt sẽ làm giảm nhanh tróng lực kéo tự giá trị cự đại 𝜇𝑝𝑊 tới giá trị 𝜇𝑠𝑊 khi bánh xe trượt hoàn toàn như thể hiện trên hình 1.16. Ở đây, W là tải trọng thẳng đứng đặt lên lốp, 𝜇𝑝 và 𝜇𝑠 là các giá trị cảu hệ số bám khi lực kéo đạt cự đại và khi bánh xe trượt hoàn toàn. 64 Hình 1.16 Cho tơi nay, vẫn chưa có một lý thuyêt chính sác về quan hệ giữa lực kéo và độ trượt dọc của bánh xe trên mặt đường cứng. Tuy nhiên, các nhà đã đưa ra một lý thuyết mô tả được bản chất của quá trình vật lý của quá trình trượt. Một trong số đó là lý thuyêt của Julien. Theo thyêt Juline, có thể ci ta lông lốp xe là một giải băng đàn hồi, vêt tiếp súc được coi là có hình chữ nhật và áp xuât phân bố đều trên vết tiếp xúc. Hơn nưa, vết tiếp xuc được chia thành vùng bám và vùng trượt. Trong vùng bám, các lực tác dụng phụ thuộc vào tính chất đàn hồi của lốp, còn trong vùng trượt thì các lực tác dụng phụ thuộc vào các tihs chất bám của bánh xe và bề mặt đường. Khi mô men xoắn tác dụng lên bánh xe, trong phần trước của vêt tiếp xúc, mmo men này tạo nên ứng xuất(nén) 𝜀 trong ta long của lốp xe. Nó được dữ không đổi trong vùng bám của vết tiếp xúc khi không có sự trượt giữa ta lông lốp xe với mặt đường. Gọi 𝑒0 là biến dạng dọc của lốp xe ở phía trước của việc tiếp xúc, e là biến dạng dọc của ta lông lốp xe tại một điểm cách điểm tiếp xúc một đoạn là x: 𝑒 = 𝑒0 + 𝑥𝜀 (2) Giả thiết rằng 𝑒0 tỉ lệ thuận với 𝜀: 𝑒0 = 𝜆𝜀, khi đó: 𝑒 = (𝜆 + 𝑥)𝜀 (3) Giả thiêt rằng trong vùng bám, khi không có sự trượt giữa lốp và đường, thì lực kéo trên một đơn vị chiều dài của vết tiếp xúc tỉ lệ thuận với biến dạng của ta lông lốp. Như vậy: 𝑑𝐹𝑥 𝑑𝑥 = 𝑘𝑡𝑒 = 𝑘𝑡(𝜆 + 𝑥)𝜀 (4) Trong đó 𝑘𝑡 là độ cứng tiếp tuyến của ta lông lốp, 𝐹𝑥 là lực kéo. Theo các kết quả thực nghiệm đối với ô tô tải hạng nặng trong điều kiện đủ tải và áp suất lốp đúng tiêu chuẩn thì 𝑘𝑡biến đổi trong phạm vi hẹp từ 3930 kN/𝑚 2 đối với lốp mành hướng kính tới 4206 kN/𝑚2 đối với lốp mành chéo. 65 𝐹𝑥 = ∫ 𝑘𝑡( 𝜋 0 𝜆 + 𝑥)𝜀𝑑𝑥 = 𝑘𝑡𝜆𝑥𝜀 (1 + 𝑥 2𝜆 ) (5) Gọi p là công suất, b là bề rộng tiếp xúc, và 𝜇𝑝 là giá trị cực đại của hệ số bám. Sự trượt xẽ không xẩy ra giữa lốp và mặt đường thỏa mãn điều kiện: 𝑑𝐹𝑥 𝑑𝑥 = 𝑘𝑡(𝜆 + 𝑥)𝜀 ≤ 𝜇𝑝𝑝𝑑 (6) Điều này có nghĩa là nếu một điểm nằm phía sau điểm tiếp xúc một đoạn là x, thì x nhỏ hơn chiều dài đặc trưng 𝑙𝑐. Chiều dài này xác định độ dài của vùng tiếp xúc khi không có độ trượt giữa bánh xe mà mặt đường: 𝑥 ≤ 𝑙𝑐 = 𝜇𝑝𝑝𝑑 𝑘𝑡𝜀 − 𝜆 = 𝜇𝑝𝑊 𝑙𝑡𝑘𝑡𝜀 − 𝜆 (7) Trong đó W là taair trọng thẳng đứng tác dụng lên lốp, 𝑙𝑡 là chiều dài của vết tiếp xúc của lốp. Nếu 𝑙𝑡 ≤ 𝑙𝑐 thì toàn bộ diện tích tiếp xúc nằm trong vùng bám. Thay x=𝑙𝑡 vào phương trình (5), lực kéo có dạng: 𝐹𝑥 = 𝑘𝑡𝜆𝑙𝑡𝜀 (1 + 𝑙𝑡 2𝜆 ) = 𝐾𝑡𝜀 (8) Với: 𝐹𝑥 = 𝑘𝑡𝜆𝑙𝑡 (1 + 𝑙𝑡 2𝜆 ) = 𝐾𝑡𝜀. Vì biến dạng dọc 𝜀 chính là thông số thể hiện độ trượt dọc i của bánh xe, nên có thể kết luận rằng nếu toàn bộ diện tích tiếp xúc nằm trong vùng bám thì quan hệ giữa lực kéo 𝐹𝑥 và độ trượt i là tuyến tính. Điều này tương ứng với điểm nằm giữa điểm O và A trên đồ thị quan hệ lực kéo- độ trượt trên hình 1.16. Điều kiện trượt ở phần sau của vết tiếp xúc được cho bởi: 𝑙𝑡 = 𝑙𝑐 = 𝜇𝑝𝑊 𝑙𝑡𝑘𝑡𝑖 − 𝜆 (9) Như vậy, nếu độ trượi và lực kéo đạt giá trị giới hạn 𝑖𝑐 hoặc 𝐹𝑥𝑐 dưới đay thì quá trình trượt ơ phần đuôi của vết tiếp xúc băt đầu: 𝑖𝑐 = 𝜇𝑝𝑊 𝑙𝑡𝑘𝑡(𝑙𝑡 + 𝜆) (10) 𝐹𝑥𝑐 = 𝜇𝑝𝑊[1 + (𝑙𝑡 2𝜆⁄ )] 1 + 𝑙𝑡 𝜆⁄ (11) Sự tiếp tục tăng của độ trượt hoặc lực kéo vượt qua giá trị giới hạn dẫn đến việc mở rộng vùng trượt từ phần đuôi của vết tiếp xúc về phía trước. Lực kéo phái huy được trong vùng trượt này được xác định như sau: 𝐹𝑥𝑠 = 𝜇𝑝𝑊(1 − 𝑙𝑐 𝑙𝑡) (12)⁄ 66 còn lực kéo phát huy được trong vùng bám được xác định như sau: 𝐹𝑥𝑎 = 𝑘𝑡𝜆𝑖𝑙𝑐 (1 + 𝑙𝑡 2𝜆 ) (13) Trong đó 𝑙𝑐 được tính theo công thức (7). Do đó, quan hệ giữa lực kéo tổng và độ trượt khi một phần của ta lông lốp trượt trên nền đường được biểu thi: 𝐹𝑥 = 𝐹𝑥𝑠 − 𝐹𝑥𝑎 = 𝜇𝑝𝑊 − 𝜆(𝜇𝑝𝑊 − 𝐾 ′𝑖)2 2𝑙𝑡𝐾′𝑖 (14) ở đây K’=𝑙𝑡𝑘𝑡𝜆. Phương trình trên cho thấy rõ rằng mối quan hệ giữa lực kéo và độ trượt dọc là không tuyến tính khi sự trượt bắt đàu xuất hiện trên một phần của diện tích tiếp xúc. Điều này tương ứng với đoạn xau điểm A của hình 1.16. Khi sự trượt mở rộng bao trùm hêt toàn bộ diện tích tiếp xúc thì lực kéo 𝐹𝑥 sẽ bằng 𝜇𝑝𝑊. Trong điều kiện này, độ trượt i được tính bằng cách cho 𝑙𝑐 trong biểu thức (9) bằng 0. Giá trị độ trượt 𝑖𝑚 khi đạt lực kéo cực đại sẽ là 𝜇𝑝𝑊/𝑙𝑡𝑘𝑡𝜆 và tương ứng với điểm B trên hình 1.16. Sự tăng tiếp tục của độ trượt dẫn đến trạng thái không ổn định, khi đó hệ số bám giảm nhanh tróng từ giá trị cực đại 𝜇𝑝 cho tơis giái trị 𝜇𝑠 khi bánh xe trượt hoàn toàn. Trong thực tế áp suất trong vết tiếp xúc phân bố không đều mà giảm dần về đường biên của vết tiếp xúc. Hơn nưa, một vùng trượt nhỏ xẽ hình thành ở phần cuối (đuôi) cảu vết tiếp xúc ngay cả khi độ trượt nhỏ. Muốn sử dụng lý thuyết của Julien để xác định quan hệ giữa độ lực kéo và độ trượt dọc, ngoài các thông số 𝜇𝑝, 𝑊 𝑣à 𝑙𝑡cần phải biêt giá trị của 𝜆 là thông số xác định độ trượt dọc cảu phần ta lông lốp đang đi vào tiếp xúc vơi mặt đường. Để xác định 𝜆 cho một lốp xe nhât định cần phải thực hiện các thí nghiệm rất công phu. Vì vậy, người ta đã phat triển một phư