quan đề tài
Lời mở đầu
Ô tô là phương tiện thiết yếu trong kinh tế và xã hội, do đó, nghiên cứu nâng cao hiệu quả sử dụng ô tô luôn là mối quan tâm của nhiều nhà khoa học Gần đây, ngành ô tô đã có những bước tiến đáng kể về kỹ thuật và công nghệ, mang lại hiệu quả kinh tế cao hơn và đảm bảo an toàn cho người sử dụng.
Tính chất động lực học của ô tô khi chuyển động là rất quan trọng, ảnh hưởng đến khả năng khởi hành, tăng tốc, vận tốc trung bình, năng suất và độ an toàn Các yếu tố như lực kéo, công suất kéo, lực cản, thời gian và quãng đường tăng tốc đều góp phần vào đặc tính động lực học Việc tính toán chính xác các chỉ tiêu này là một thách thức do sự phụ thuộc vào nhiều yếu tố, bao gồm cả yếu tố ngẫu nhiên Tuy nhiên, với sự phát triển của công nghệ thông tin và các thiết bị nghiên cứu hiện đại, nhiều bài toán đã được giải quyết nhanh chóng và chính xác, hỗ trợ quá trình thiết kế và chế tạo ô tô Hiện nay, cũng đã có nhiều thiết bị và phương pháp thực nghiệm giúp kiểm tra chất lượng và tình trạng kỹ thuật của xe, từ đó nâng cao hiệu quả trong việc điều chỉnh thiết kế và lựa chọn chế độ sử dụng cho các loại xe ô tô.
Hiện nay, nghiên cứu động lực học ô tô, đặc biệt là động lực học mô hình phẳng, đã đạt được nhiều kết quả quan trọng trên thế giới Tuy nhiên, do vấn đề bản quyền của các hãng ô tô, thông tin chưa được công bố đầy đủ Tại Việt Nam, động lực học ô tô đã được quan tâm từ lâu, dẫn đến việc biên soạn nhiều đề tài, tài liệu và giáo trình phục vụ cho giảng dạy và nghiên cứu lý thuyết tính toán ô tô.
Tính ổn định quay vòng của ô tô là khả năng duy trì quỹ đạo chuyển động theo yêu cầu của người lái trong mọi điều kiện, bao gồm cả khi ô tô đứng yên, di chuyển trên đường thẳng có lực ngang, hoặc trên đường dốc Đặc biệt, ô tô 2 cầu chủ động cần có khả năng cơ động cao để giữ vững quỹ đạo, tránh lật đổ và trượt, đồng thời đảm bảo thùng xe không bị nghiêng nhằm đảm bảo an toàn Khi xe hai cầu di chuyển trên đường bám kém, quỹ đạo chuyển động sẽ bị ảnh hưởng Vì vậy, nghiên cứu động lực học quay vòng của ô tô 2 cầu chủ động (4x4) trên đường bám kém (đường trơn) là rất cần thiết.
Mục đích của đề tài
Đề tài này tập trung vào việc xây dựng mô hình lý thuyết để thiết lập các phương trình mô tả quỹ đạo chuyển động của ô tô theo mô hình phẳng một vết Nghiên cứu quỹ đạo chuyển động của xe dựa trên quy luật đánh lái, đồng thời xem xét các yếu tố ảnh hưởng đến quỹ đạo khi ô tô quay vòng, bao gồm đặc tính biến dạng của lốp, sự phân bố tải trọng lên các bánh xe, phân phối công suất và sự thay đổi vận tốc của xe, tất cả đều tác động đến quỹ đạo chuyển động của ô tô.
Để nâng cao tính an toàn khi sử dụng ô tô, tác giả đã áp dụng phần mềm Matlab nhằm mô phỏng quỹ đạo chuyển động của xe trên máy tính Trong bối cảnh hiện tại tại Việt Nam, việc thiếu bãi thử và phòng thí nghiệm để đánh giá chất lượng quay vòng của xe đã làm cho việc mô tả này trở nên cần thiết.
Có ba yếu tố quan trọng để đánh giá tính chất quay vòng của ô tô Khi có đủ điều kiện thí nghiệm, việc sử dụng mô phỏng trên máy tính sẽ giúp rút ngắn thời gian thực hiện thí nghiệm.
Bài luận văn này sẽ trình bày lý thuyết tính toán nhằm xây dựng các phương trình vi phân mô tả quỹ đạo chuyển động của ô tô Sau khi thiết lập được hệ phương trình vi phân, chúng tôi sẽ sử dụng M-file trong Matlab để giải và mô phỏng quỹ đạo chuyển động của ô tô.
Giới hạn đề tài
Để giải quyết các vấn đề liên quan đến ô tô 2 cầu chủ động (4X4) trên đường bám kém, nghiên cứu này tập trung vào động lực học quay vòng của xe.
Tính toán các thông số quay vòng của xe
Các yếu tố ảnh hưởng đến quay vòng
Xây dựng phương trình quay vòng của ô tô
Đề xuất các phương án an toàn cho xe ô tô.
Phương pháp nghiên cứu
Phương pháp nghiên cứu tài liệu được thực hiện bằng cách khảo sát các tài liệu liên quan đến lý thuyết quay vòng của xe ô tô và tính ổn định của các bánh xe dẫn hướng Nguồn tài liệu được thu thập từ sách, luận văn thạc sĩ, Internet và các tiêu chuẩn quốc tế về quay vòng.
Phương pháp giải hệ phương trình bằng cách sử dụng phần mềm Matlab để giải quyết các thuật toán, giải phương trình quay vòng
Phương pháp so sánh đánh giá:
Các kết quả nghiên cứu
Đề tài nghiên cứu mang tên “Nghiên cứu động lực học chuyển động thẳng của xe nhiều cầu chủ động - các phương pháp phân phối công suất” của học viên cao học Bùi Tuấn Vũ, Trường Đại Học Sư Phạm Kỹ Thuật TPHCM, dưới sự hướng dẫn của TS Lâm Mai Long, được thực hiện vào tháng 08 năm 2008 Nghiên cứu này đã đạt được nhiều kết quả quan trọng trong lĩnh vực động lực học và tối ưu hóa công suất cho xe nhiều cầu.
Nghiên cứu vấn đề trượt của bánh xe cầu chủ động là rất quan trọng trong việc tính toán các thông số động lực chuyển động của ô tô Đề tài "Nghiên cứu ổn định của thùng xe khi chuyển động thẳng và quay vòng của xe buýt hai tầng BHT89 đang sử dụng ở TPHCM" của học viên Cao tập trung vào việc đánh giá tính ổn định của xe buýt trong các tình huống di chuyển khác nhau.
Minh Đức, Trường Đại Học Sư Phạm Kỹ Thuật TPHCM, dưới sự hướng dẫn của
TS Lâm Mai Long nghiên cứu tính toán góc nghiêng của thùng xe buýt 2 tầng trong quá trình chuyển động thẳng và quay vòng ổn định Đồng thời, đề tài "Mô phỏng tính chất chuyển động quay vòng của ô tô máy kéo trên đất nông nghiệp" của Hàn Trung Dũng và Bùi Hải Triều tại Trường Đại Học Nông cũng góp phần vào việc hiểu rõ hơn về động lực học của phương tiện giao thông trong môi trường nông nghiệp.
Nghiệp Hà Nội, năm 2013, đề tài nghiên cứu "Ứng dụng mô hình Burckhardt để mô tả toán học đặc tính thực nghiệm của bánh xe máy kéo nông nghiệp" của Hàn Trung Dũng và Bùi Hải Triều tập trung khảo sát và tính toán các thông số cơ bản của quá trình chuyển động vòng của máy kéo Nghiên cứu này xem xét ảnh hưởng của động cơ, hệ thống truyền lực và đặc biệt là tương tác giữa bánh xe và đất nông nghiệp.
Lê Anh Sơn từ Trường Đại Học Nông Nghiệp Hà Nội đã thực hiện nghiên cứu vào năm 2013 với đề tài “Nghiên cứu khảo sát chuyển động của ô tô 4 bánh dẫn hướng” Đề tài được phát triển dựa trên mô hình Burckhardt, chú trọng đến sự tương tác giữa bánh xe và mặt đường thông qua các mối quan hệ ứng suất – biến dạng của lốp xe và nền đất nông nghiệp tại mặt phẳng tiếp xúc.
Hồ Hữu Hải và Lê Ngọc Trung từ Trường Đại Học Nông Nghiệp Hà Nội đã thực hiện một nghiên cứu vào năm 2010, nhằm khảo sát quỹ đạo và các thông số động lực học trong quá trình chuyển động quay vòng của ô tô.
Cơ sở lý thuyết
Bánh xe
Bánh xe là thành phần quan trọng kết nối xe với mặt đường, cho phép truyền công suất từ động cơ đến bánh xe, giúp xe di chuyển Các đặc tính của bánh xe ảnh hưởng trực tiếp đến hiệu suất của xe, bao gồm khả năng kéo, tiết kiệm nhiên liệu, khả năng điều khiển và an toàn trong quá trình di chuyển.
- Chịu tác dụng của trọng lƣợng xe
- Nhƣ là một phần tử giảm chấn
- Là bộ phận biến đổi năng lƣợng cơ học của chuyển động quay thành chuyển động tịnh tiến
- Là bộ phận điều khiển lái
Hình 2.1: Kích thước hình học của lốp xe.
Bán kính làm việc trung bình của bánh xe
Trong thực tế tính toán, bán kính bánh xe được điều chỉnh để phản ánh sự biến dạng của lốp do các thông số đã nêu Giá trị của bán kính này so với bán kính thực tế chỉ sai lệch không đáng kể, vì vậy nó được gọi là bán kính làm việc trung bình của bánh xe, ký hiệu là r.
Bán kính lăn có quan hệ với bán kính thiết kế: r = λ r 0 2-1 r 0 - là bán kính thiết kế của bánh xe
Hình 2.2: Lăn không trƣợt λ - là hệ số kể đến sự biến dạng của lốp, đƣợc chọn phụ thuộc vào loại lốp: Với lốp áp suất thấp: 0,930 0,935
Với lốp áp suất cao: 0,945 0,950
Với sai lệch không đáng kể có thể chọn r r l0
Động học của bánh xe lăn
Khi bánh xe di chuyển trên bề mặt cứng, sự biến dạng theo hướng tiếp tuyến của lốp do mô men xoắn M k gây ra làm giảm vận tốc tịnh tiến của xe và dẫn đến hiện tượng trượt Cụ thể, các phần tử của lốp khi tiếp xúc với mặt đường bị nén lại, làm giảm bán kính thực tế của xe, từ đó giảm quãng đường mà bánh xe có thể di chuyển sau mỗi vòng quay Do đó, mô men xoắn Mk là một trong những nguyên nhân chính gây ra sự trượt này.
Ngoài ra, sự trượt của bánh xe chủ động còn bị ảnh hưởng bởi nhiều yếu tố khác như trọng tác dụng, cấu tạo vật liệu của lốp, áp suất không khí trong lốp và điều kiện của đường xá.
Trong trường hợp này, tốc độ của bánh xe, tương đương với tốc độ của xe, bằng với tốc độ vòng Điều này có nghĩa là tốc độ thực tế V bằng tốc độ lý thuyết V0.
Do vậy, tâm quay tức thời (cực P) của bánh xe nằm trên vành bánh xe và bán kính lăn bằng bán kính tính toán: r l = r , M k = 0 x
2.3.2 Lăn có trƣợt quay Đây là trường hợp của bánh xe kéo, khi đó tốc độ của tâm bánh xe (tốc độ thực tế) V nhỏ hơn tốc độ lý thuyết V 0 k r, do vậy cực P nằm ở bên trong vòng bánh xe và r l r.Trong vùng tiếp xúc của bánh xe với mặt đường, theo quy luật phân bố vận tốc sẽ xuất hiện một vận tốc trượt V ngược hướng trục X
Ta có quan hệ sau:
Để xem xét ảnh hưởng của sự trượt khi kéo, người ta định nghĩa khái niệm độ trượt khi kéo, ký hiệu là δ k Công thức liên quan là V = V - rω = V - V < 0 δ k 0, cho thấy mối quan hệ giữa các yếu tố trong quá trình kéo.
V r V (2-5) Ở trạng thái trƣợt hoàn toàn ta có các quan hệ sau:
2.3.3 Lăn có trƣợt lết Đây là trường hợp bánh xe đang được phanh Trong trường hợp này tốc độ thực tế V lớn hơn tốc độ lý thuyết V 0 , cực P nằm bên ngoài bánh xe và r l r Tại vùng tiếp xúc giữa bánh xe và mặt đường cũng xuất hiện tốc độ trượt V nhưng
Hình 2.3: Lăn có trƣợt quay ở bánh xe kéo
8 hướng theo hướng dương của trục X Cũng tương tự ta có khái niệm độ trựơt khi phanh p , và các quan hệ động học được biểu diễn dưới đây: k δ l k
(2-8) Ở trạng thái trƣợt lết hoàn toàn, tức là bánh xe hãm cứng hoàn toàn ta có quan hệ sau:
Quan hệ về lực khi bánh xe lăn
2.4.1 Bánh xe bị động Để cho bánh xe có tải trọng F ε có thể chuyển động với vận tốc V (hoặc ω k ) thì tại ổ trục của nó phải có lực F ξ hướng theo hướng của V Hợp lực củaF ξ và F ε đi qua ổ trục và nghiêng một góc , cắt mặt đường ở khoảng cách a Tại điểm này có tác dụng của tất cả các phản lực của bánh xe với mặt đường X và Z
Hình 2.4: Lăn có trƣợt lết ở bánh xe phanh
Phản lực Z ngược hướng với tải trọng thẳng đứng trên bánh xe F ε và bằng nó về giá trị: Z = F ε
Lực cản lăn, ký hiệu là F f, là phản lực X ngược chiều chuyển động của xe, tức là ngược chiều trục X Để vượt qua lực cản lăn này, cần có một lực đẩy F ξ Do đó, phương trình mô tả mối quan hệ giữa lực cản và lực đẩy được thiết lập.
Nếu viết phương trình mômen tại tâm bánh xe, ta có:
Z.a = F f r d = f.Z r d = M f (2-9) Trong đó mômen M f đƣợc đƣa vào sơ đồ nếu giả thiết các phản lực tác dụng từ mặt đường nằm tại giao điểm của trục thẳng đứng đối xứng của bánh xe với mặt đường Mômen M f gọi là mômen cản lăn của bánh xe Từ sơ đồ ta có tgα = a r d = F f
Khi đặt một mômen chủ động M k lên bánh bị động cùng chiều với ω k và cân bằng với một cặp lực F k, trong đó một lực kéo tiếp tuyến tại điểm tiếp xúc giữa bánh xe và mặt đường và một lực tại tâm bánh xe, ta sẽ xác định được trạng thái chịu lực của bánh xe chủ động Quan hệ này thể hiện sự tương tác giữa mômen và lực tác động lên bánh xe.
Hình 2.5: Các lực và mô men tác dụng lên bánh xe bị động khi lăn
Hình 2.6: Các lực và mô men tác dụng lên bánh xe chủ động khi lăn
Tải trọng thẳng đứng F ε vẫn bằng phản lực thẳng đứng Z : Z = F ω
Lực kéo tiếp tuyến \( F_k \) được xác định qua công thức \( F_k = M_k \cdot r_d \) Lực đẩy tổng cộng tác động lên thân xe được tính bằng \( F_{\xi} = F_k - F_f = X \), trong đó \( X \) được gọi là phản lực tiếp tuyến của bánh xe với mặt đường khi lực kéo cùng chiều với chuyển động.
Trong trường hợp mômen phanh M b, mômen này ngược chiều quay ω k tương tự như bánh xe chủ động Theo quy ước về dấu, M b và F b được coi là âm Mối quan hệ giữa chúng được thể hiện qua công thức sau:
Lực đẩy lên khung F ξ được xác định bằng tổng lực phanh và lực cản lăn, và nó cân bằng với lực tiếp tuyến của bánh xe với mặt đường khi phanh.
Trạng thái kéo Trạng thái tự do Trạng thái trungbình Trạng thái bị động
Hình 2.8: Các trạng thái chuyển động của bánh xe
Hình 2.7: Các lực và mô men tác dụng lên bánh xe phanh
Hệ thống duy chuyển được xem như một bộ biến đổi năng lượng cơ học, trong đó F_k và tốc độ V=ω.r_k là các thành phần của công suất đầu ra Tuy nhiên, từ mối quan hệ lực của bánh xe chủ động, lực truyền cho khung xe không phải là F_k mà là phản lực tiếp tuyến X = F_ξ Cơ năng chú trọng vào mối quan hệ này để hiểu rõ hơn về cơ chế hoạt động của hệ thống.
Mkvà X, quan hệ này đƣợc rút ra nhƣ sau:
X = M k r d - F f (2-13) Thực nghiệm chứng minh rằng lực cản lăn F f không phụ thuộc vào mômen xoắn M k và đồ thị mô tả quan hệ (2-13) cho thấy ở hình (2.8) dưới đây: Ở trạng thái phanh: M k 0, F k < 0, X = F k + F f
12 Ở trạng thái bị động: M k = 0, F k = 0, X = - F f Ở trạng thái trung tính: 0< Mk < M f , 0 < F k < F f , - F f < X < 0 Ở trạng thái tự do: M k = M f , F k = F f X= 0 Ở trạng thái kéo: Mk > M f , F k > F f , X >0 , X= F k – F f
Phân phối công suất trên ô tô
2.5.1 Dòng công suất trên bánh xe chủ động
Chúng ta có 3 dạng công suất sau đây:
- Công suất trên trục bánh xe P k = M k k Nếu M k và k cùng chiều (trường hợp chủ động) thì P k là dương, ngược lại trong trường hợp phanh P k mang dấu âm
Công suất truyền qua ổ trục bánh xe P v được tính bằng công thức P v = F V Khi lực F và vận tốc V cùng chiều, như trong trường hợp phanh, P v được coi là dương và công suất này sẽ được truyền tới bánh xe, chủ yếu tiêu hao trong cơ cấu phanh Ngược lại, khi P v mang giá trị âm, dòng công suất này sẽ truyền lên khung xe, giúp ô tô di chuyển về phía trước.
- Công suất tổn hao P m , vì công suất tổn hao nên nó mang giá trị âm
Cân bằng năng lƣợng khi bánh xe chuyển động ổn định đƣợc viết :
Từ đó có thể triển khai:
Hình 2.9: Dòng công suất trên bánh xe chủ động
Trong đó : - Vo = k r [ m / s ] là tốc độ lý thuyết của xe ( khi chuyển động hoàn toàn không có trƣợt)
P f = F f V là công suất cản lăn, có giá trị âm
Tốc độ trượt, ký hiệu là V , được tính bằng hiệu số giữa tốc độ tịnh tiến thực tế của ô tô (V) và tốc độ ban đầu (V o) Tốc độ trượt có giá trị dương khi ô tô đang phanh (trượt lết) và giá trị âm khi ô tô kéo (trượt quay).
P = F k V - là công suất trƣợt (trƣợt lăn khi kéo hoặc trƣợt lết khi phanh), công suất trƣợt luôn luôn nhỏ hơn không
Công suất cản lăn luôn hiện hữu khi bánh xe lăn, trong khi công suất trượt chỉ xuất hiện khi có lực kéo hoặc phanh Khi ô tô di chuyển với tốc độ cao trên bề mặt cứng, tốc độ trượt thường nhỏ và có thể bỏ qua; tuy nhiên, điều này không áp dụng khi xe di chuyển trên địa hình.
Hiệu suất bánh xe là một yếu tố quan trọng trong việc truyền năng lượng từ trục bánh xe tới khung xe Trong trường hợp bánh xe bị động, công suất chỉ cần thiết để khắc phục tổn hao khi lăn Tuy nhiên, khi thực hiện kéo hoặc phanh, ngoài việc khắc phục cản lăn, còn có quá trình truyền năng lượng giữa trục bánh xe và khung xe, làm cho bánh xe hoạt động như một cơ cấu truyền động Do đó, hiệu suất bánh xe được phân thành hai trường hợp chính: kéo và phanh, với hiệu suất được định nghĩa rõ ràng ở bánh xe chủ động.
(2-17) Ở đây : x = X/G gọi là hệ số lực vòng
k = F k /G gọi là hệ số lực kéo
Hiệu suất lăn của bánh xe chủ động được ký hiệu là ηf, thể hiện mức độ tổn hao lực do cản lăn Trong khi đó, hiệu suất trượt (trượt lăn) của bánh xe chủ động, ký hiệu là η, cho thấy sự mất mát tốc độ do hiện tượng trượt lăn.
2.5.2 Phân phối công suất dùng vi sai Ở phần trước chúng ta đã giả thiết chỉ có một đường truyền công suất duy nhất từ động cơ đến bánh xe chủ động Thực chất, ô tô có ít nhất hai dòng công suất từ động cơ dẫn đến hai bánh xe trái, phải của cầu chủ động Ở xe nhiều cầu chủ động thì dòng công suất tăng lên gấp bội Nghiên cứu phân phối công suất là nghiên cứu qui luật phân phối công suất (mô men xoắn và tốc độ góc) từ động cơ đến các cầu chủ động và đến các bánh xe của cầu chủ động, đồng thời cũng khảo sát các hiện tƣợng xảy ra trong quá trình phân phối này
Việc phân phối công suất đƣợc thực hiện bằng cơ cấu phân phối công suất :
Ở cầu chủ động, cơ cấu này là bộ vi sai
Hộp phân phối ở giữa hai cầu chủ động thì cơ cấu này có thể là vi sai hoặc không dùng vi sai
2.5.2.1 Động học của cơ cấu vi sai
Vi sai là một cơ cấu cơ khí có ít nhất hai bậc tự do, thường được phân loại thành các loại như vi sai bánh răng nón, vi sai bánh răng trụ, vi sai trục vít và vi sai hành tinh.
Hình 2.10: Sơ đồ truyền lực xe nhiều cầu chủ động
Sơ đồ động học của vi sai bánh răng nón (Hình 2.11) thể hiện hai trục ra là e và i, trong đó trục e quay nhanh hơn, tương ứng với bánh xe phía ngoài khi ô tô quay vòng hoặc bánh xe (hay cầu) trượt quay nhiều hơn Ngược lại, trục i quay chậm hơn, liên quan đến trục trong khi quay vòng hoặc bánh xe (hay cầu) trượt quay ít hơn.
Khi truyền động từ trục e tới trục i và phần tử r (vỏ vi sai) đƣợc giữ cố định (e-i) r :
Trong đó : i e r i , i i r e là tỷ số truyền từ trục e tới trục i và ngƣợc lại khi phần tử r đứng yên
Z p1 , Z p2 là số răng của các bánh răng p1 và p2
Dấu – chứng tỏ hai bánh răng p 1 và p 2 quay ngƣợc chiều nhau
Nếu vi sai là vi sai đối xứng ta có :
Z p1 = Z p2 do đó i e r i = i i r e = i r = -1 (2-19) Hai trục quay cùng tốc độ nhƣng ngƣợc chiều nhau
Các thông số nêu trên tương ứng với các hiệu suất truyền động η r ei , η r ie và η r
Khi truyền động từ r tới trục e và i : trong trường hợp chuyển động thẳng và bán kính các bánh xe là nhƣ nhau :
Hình 2.11: Sơ đồ động vi sai bánh răng nón
Hình 2.12: Sơ đồ quay vòng của cầu chủ động Đối với vi sai nón loại đối xứng với i r = -1 ta có quan hệ :
Nhƣ vậy trong điều kiện chuyển động thẳng tốc độ góc của các trục e, i và vỏ vi sai là bằng nhau
Chúng tôi nghiên cứu mối quan hệ động học giữa hai bánh xe của cầu chủ động được trang bị vi sai nón đối xứng khi xe thực hiện quay vòng với bán kính R.
là bán kính quay vòng riêng, ta có các quan hệ nhƣ sau :
Tốc độ tịnh tiến của của xe V = R. (2-21) Với là tốc độ quay của cầu xe xung quanh tâm quay vòng O
+ Quan hệ giữa tốc độ tịnh tiến các bánh xe trong i và bánh xe ngoài e :
Từ đó suy ra tốc độ góc của các trục :
Tốc độ của vỏ vi sai : r ie i r ei e ri i e re e i r 1 i 1 i i i
Vì vi sai là đối xứng nên i r ei = i r ie = i r = -1 và ta có :
Biểu thức trên có nghĩa là khi quay vòng bánh xe ngoài quay nhanh hơn vỏ còn bánh xe trong quay chậm hơn
Khi bỏ qua tổn hao trong vi sai, ta có các quan hệ sau : ie ri r e r i ei re r i r e r ie i e i 1 i 1 M
Nếu vi sai là đối xứng thì ta có : i r = 1 và do đó :
Theo biểu thức (2-27), khi không tính đến tổn hao trong vi sai, mô men xoắn phân bố cho hai bán trục sẽ bằng nhau và bằng một nửa giá trị mô men trên vỏ vi sai.
Tất cả các cầu chủ động của ô tô đều sử dụng vi sai đối xứng với ma sát không đáng kể, ngoại trừ một số xe cơ động cao sử dụng vi sai có ma sát Vi sai không đối xứng chỉ được áp dụng tại hộp phân phối.
Qui ƣớc về dấu của mô men và tốc độ góc các phần tử vi sai nhƣ sau :
Bảng 2.1: Bảng quy ƣớc về dấu của mô men và tốc độ góc
Khi xem xét tổn hao trong hệ thống truyền động, ta cần chú ý đến tổn hao do ma sát giữa trục e và trục i khi vỏ vi sai đứng yên, từ đó xác định hiệu suất riêng η r của vi sai Các vi sai có hiệu suất riêng thấp hơn 1 được gọi là vi sai có ma sát, thường được sử dụng trong các xe có tính cơ động cao hoặc trong hộp phân phối Chúng ta sẽ phân tích dòng công suất trong hai tình huống: một là dòng công suất từ động cơ đến các bánh xe, và hai là trường hợp phanh (bằng động cơ hoặc hộp số), khi đó công suất sẽ được tiêu thụ tại động cơ hoặc cơ cấu phanh trong hộp số.
Trong trường hợp chủ động : truyền động từ phần tử r tới (e + i )
Công suất thế năng của các phần tử e và i cho bởi các quan hệ sau :
Do đó công suất thế năng :
Khi tính đến tổn hao do ma sát, xảy ra khi có sự chênh lệch tốc độ giữa trục e, i và vỏ vi sai r, ta nhận thấy rằng dòng công suất thế năng sẽ chuyển từ trục i sang trục e Điều này có nghĩa là công suất trên trục i sẽ lớn hơn công suất trên trục e một lượng mất mát là (1 - η r)%.
Về quan hệ mô men chúng ta có: r ie r ie r r i e i i
Và phương trình cân bằng mô men:
Suy ra các mối quan hệ :
M (2-31) Trong trường hợp vi sai là đối xứng thì i r = -1 do đó : r r r e r i e
Trong trường hợp tính đến ma sát, tỷ số truyền giữa trục e và i được coi là không đổi và bằng giá trị hiệu suất riêng, mô men lớn trên trục i Đối với vi sai đối xứng không ma sát, η r = 1, dẫn đến mô men được phân phối đều cho cả hai trục.
2.5.2.4 Quan hệ về lực của cầu có vi sai
Tất cả các cầu chủ động đều được trang bị vi sai đối xứng, cho phép bánh xe trái và phải quay với tốc độ góc khác nhau khi xe di chuyển trên đường trơn hoặc khi quay vòng.
Lực bám và hệ số bám giữa bánh xe chủ động với mặt đường
Để ô tô chuyển động, cần có độ bám giữa bánh xe và mặt đường, được xác định bởi hệ số bám Nếu hệ số bám thấp, bánh xe có thể bị trượt khi có mô men xoắn lớn từ động cơ, dẫn đến ô tô không thể tiến về phía trước.
Trường hợp này thường xảy ra khi bánh xe chủ động đứng trên mặt đất lầy hoặc đứng trên băng
Hệ số bám giữa bánh xe chủ động và mặt đường là tỷ lệ giữa lực kéo tiếp tuyến cực đại tại điểm tiếp xúc của bánh xe với mặt đường và tải trọng thẳng đứng tác động lên bánh xe, thường được gọi là trọng lượng bám G.
Lực kéo tiếp tuyến được xác định bởi khả năng của động cơ, nhưng việc sử dụng tối đa lực kéo này phụ thuộc vào độ bám của bánh xe chủ động với mặt đường.
Từ công thức (2-57) có thể xác định lực kéo tiếp tuyến cực đại phát sinh theo điều kiện bám giữa bánh xe chủ động với mặt đường như sau:
Nếu gọi Z là phản lực thẳng góc từ mặt đường tác dụng lên bánh xe chủ động, ta có: Z = G
Lực bám F được xác định bằng công thức F = G Để bánh xe chủ động không bị trượt quay khi ô tô di chuyển, lực kéo tiếp tuyến cực đại F kmax, tính theo công thức (2-58), phải nhỏ hơn hoặc bằng lực bám.
F tính theo công thức (2-59) nghĩa là phải thoả mãn điều kiện:
Hay: M kmax r ≤ G (2-61) Ở đây: M kmax là mô men xoắn cực đại truyền tới bánh xe chủ động
Trong trường hợp chung, để bánh xe không bị trượt, cần đảm bảo rằng tại vùng tiếp xúc giữa bánh xe chủ động và mặt đường, có cả phản lực tiếp tuyến X và phản lực ngang Fy tác dụng lên bánh xe.
Giá trị của F‟ = ‟ G Ở đây : ‟ – hệ số bám của bánh xe chủ đô ̣ng với mă ̣t đường theo hướng véc tơ hơ ̣p lƣ̣c của các lƣ̣c X, Y
Lực bám F tỷ lệ thuận với hệ số bám và trọng lượng bám G, trong khi lực kéo tiếp tuyến cực đại F kmax bị giới hạn bởi lực bám F Để tối ưu hóa lực kéo tiếp tuyến F kmax từ động cơ và vượt qua các lực cản, cần tăng lực bám F bằng cách nâng cao hệ số bám hoặc trọng lượng bám G, hoặc cả hai Điều này rất quan trọng đối với ô tô có tính năng cơ động cao, nơi việc sử dụng lốp có vấu cao và nhiều cầu chủ động giúp tăng cường lực bám và tối đa hóa trọng lượng bám của xe.
Động học quay vòng của ô tô
Động học của xe được nghiên cứu và phát triển bởi các nhà thiết kế, nhà sản xuất và nhà khoa học theo nhiều phương pháp khác nhau, mang lại nhiều kết quả tích cực.
Mối quan hệ giữa bánh xe và mặt đường là vấn đề cốt lõi, bao gồm các lực và mô men phát sinh tại điểm tiếp xúc Điều này liên quan chặt chẽ đến hệ số bám, sự trượt của bánh xe, góc lệch hướng, cùng với lực cản không khí và lực gió bên.
Nghiên cứu động lực học của xe là yếu tố then chốt trong việc phát triển các kỹ thuật mới, giúp nâng cao hiệu quả sử dụng và độ tin cậy của ôtô hiện đại Những tiến bộ này cải thiện an toàn và ổn định cho xe thông qua các hệ thống điều khiển như phanh và lực kéo, đồng thời giảm thiểu tác động tiêu cực từ môi trường.
Quá trình điều khiển của ô tô đƣợc mô tả qua sơ đồ hệ thống điều khiển của người lái ô tô
Hình 2.20 : Sơ đồ khối hệ thống điều khiển ô tô
Khi khảo sát quỹ đạo chuyển động của ô tô, các tính toán thường dựa trên các thông số kết cấu mà chưa xem xét đến sự biến dạng của lốp xe Hơn nữa, trong trường hợp này, giữa bánh xe và mặt đường không có hiện tượng trượt, dẫn đến việc các mối quan hệ giữa các thông số chỉ được thể hiện một cách hình học, như trong các hình vẽ.
Hình 2.21 : Sơ đồ quay vòng không có sự biến dạng của lốp xe
Góc quay bánh xe dẫn hướng trung bình δ được tính theo công thức: tgδ = l
Bán kính quay vòng của xe : R = l tg δ (2-63)
Góc quay thân xe : tgβ = b
Góc quay thân xe lý thuyết tính tại trọng tâm C của ô tô đƣợc xác định theo công thức sau : β = actg( b l tgδ) (2-64)
Góc lệch hướng
Góc lệch hướng là góc giữa véctơ tốc độ của điểm tiếp xúc lý thuyết của lốp với mặt phẳng đối xứng dọc Đối với bánh xe không điều khiển, mặt phẳng này phụ thuộc vào độ chụm bánh xe, độ xê dịch của bánh xe so với thùng xe và độ biến dạng của hệ thống treo Ngược lại, đối với bánh xe điều khiển, mặt phẳng này phụ thuộc vào góc quay vô lăng và độ đàn hồi của hệ thống lái.
Hình 2.22 : Sơ đồ quay vòng có sự biến dạng của lốp xe
Bán kính quay vòng tức thời của xe đƣợc xác định theo công thức sau:
𝛿 +𝛼 2 −𝛼 1 (2-65) Trong đó: α1 - là góc lệch hướng của cầu trước α 1 - là góc lệch hướng của cầu sau
Do ảnh hưởng của góc lệch hướng được thể hiện rõ ở những đặc tính của xe khi chuyển động trên đường vòng xảy ra các trường hợp quay vòng:
Trong trường hợp α1 = α2 và R = R0, xe có tính chất quay vòng trung tính, tức là quay vòng định mức Khi đó, bán kính quay vòng thực tế của ô tô R1 sẽ bằng bán kính quay vòng lý thuyết R, và xe sẽ quay vòng theo đúng quỹ đạo cong của đường.
Trường hợp 2: Nếu α 1 > α 2 , R > R 0 : Xe có tính chất quay vòng thiếu Lúc này bán kính quay vòng thực tế của ô tô R lớn hơn bán kính quay vòng lý thuyết
Đối với loại xe này, khi thực hiện quay vòng, người lái cần phải điều chỉnh vô lăng để giảm bán kính quay R xuống bằng giá trị R 0, nhằm đảm bảo xe di chuyển theo đúng quỹ đạo cong của đường.
Trong trường hợp α1 < α2 và R < R0, xe có tính chất quay vòng thừa, nghĩa là bán kính quay vòng thực tế R nhỏ hơn bán kính quay vòng lý thuyết R0 Để đảm bảo xe quay đúng theo quỹ đạo cong của đường, người lái cần giảm góc quay của vô lăng, qua đó tăng bán kính quay vòng lên bằng giá trị R0.
Hình 2.24: Sơ đồ quay vòng thừa
Nghiên cứu ảnh hưởng của xe nhiều cầu chủ động (4x4) tới động lực học quay vòng ô tô
Góc lệch bên và mô men đàn hồi của bánh xe khi chịu lực bên
Coi bánh xe được đặt vuông góc với mặt đường và chịu lực theo phương z, trong khi lực bên Y tác động tại tâm quay Tại bề mặt tiếp xúc giữa bánh xe và mặt đường, có sự tồn tại của phản lực từ mặt đường, bao gồm phản lực thẳng đứng Zk và phản lực bên S k Do tính đàn hồi của bánh xe, mặt phẳng đối xứng sẽ dịch chuyển một đoạn y k so với phần tựa của bánh xe và mặt đường, tạo hình dạng “vỏ đỗ” Các thí nghiệm cho thấy biểu đồ phân bố lực bên tại vết tiếp xúc có dạng cụ thể, và tổng hợp các lực bên Sk được đặt tại điểm giữa của vết tiếp xúc, không tạo ra mô men đàn hồi cho bánh xe.
Hình 3.1: Sự thay đổi vết tiếp xúc và các mối quan hệ động học,động lực học của bánh xe khi v k = 0 (trái) và v k 0 (phải)
Khi bánh xe lăn đều (vk ≠ 0), biến dạng của phần bánh xe đàn hồi trên vết tiếp xúc sẽ khác nhau, dẫn đến biểu đồ lực bên phần tử như hình 3.6 Tổng hợp các lực bên phần tử sẽ dịch chuyển về phía sau tâm vết tiếp xúc một đoạn ns, tạo ra sự lệch bên của đường tâm vết tiếp xúc với phương vận tốc bánh xe một góc αk Góc lệch αk được gọi là góc lệch bên của bánh xe khi chịu lực bên Sự dịch chuyển của lực bên tổng hợp so với lực Yk tại tâm trục gây ra môment ngẫu lực giữa Sk và Yk quay quanh trục z Khi chuyển lực Sk về tâm vết tiếp xúc, cần thêm mômen Msk, với Msk = Sk.n s.
Hình 3.2: Dấu và chiều của k , S k , M sk
Mô men M sk có chiều cùng với véc tơ v k, tạo ra xu hướng quay bánh xe quanh trục z do sự đàn hồi của bánh xe Do đó, M sk được gọi là mô men đàn hồi bánh xe Dấu và chiều của mô men này được xác định trong hình vẽ 3.2.
3.2 Đặc tính của bánh xe khi có mặt lực dọc, khả năng trƣợt ngang, trƣợt dọc
Lăn của bánh xe xảy ra khi có sự tác động của cả lực dọc và lực bên Lực dọc được xác định theo hệ tọa độ của ô tô, trong đó lực kéo được coi là dương và lực phanh là âm Giá trị của lực dọc bị giới hạn bởi lực bám, với giá trị lớn nhất Fkmax của lực dọc tương ứng với lực bám của bánh xe trên mặt đường, được tính bằng công thức Fkmax = xmax G.
Ký hiệu xmax biểu thị lực hệ số bám dọc lớn nhất của bánh xe theo phương x
Nếu G= const; Fy = 0 bánh xe có thể tếp nhận lực dọc lớn nhất
Khi có lực bên tác động, khả năng truyền lực dọc của bánh xe sẽ giảm, dẫn đến sự khác biệt giữa khả năng bám dọc và bám ngang, với điều kiện φ y ≤ φ x.
Hình 3.3: đồ thị Kamm biểu diển mối quan hệ của khả năng truyền lực dọc Fk và lực bên F y của bánh xe: F k (+)lực kéo; F k (-)lực phanh
Giá trị Rk max đạt đƣợc khi φ x max = φ x max = φ max
Theo đồ thị, khi F k = F kmax thì F y = 0, nghĩa là bánh xe không thể tiếp nhận lực bên Ngược lại, khi F y = F ymax, F k = 0, cho thấy bánh xe không thể tiếp nhận lực dọc Do đó, đường tròn do đầu mút của R k max tạo ra là giới hạn khả năng tiếp nhận lực tổng hợp từ lực dọc và lực ngang của bánh xe Trong mối quan hệ F y = f(α k) và đồ thị Kamm, đường đặc tính lệch bên của bánh xe khi không có mặt lực dọc được biểu diễn như trong hình 3.4.
Hình 3.4: Ảnh hưởng của lực dọc tới đặc tính lệch bên của bánh xe
Bánh xe không chỉ có khả năng tiếp nhận lực dọc và lực bên mà còn gặp phải hiện tượng trượt dọc và trượt ngang Khi bánh xe chịu lực dọc cực đại, chẳng hạn như trong trường hợp kéo hoặc phanh, hiện tượng trượt này sẽ xảy ra.
Bánh xe dễ bị trượt bên khi gặp lực bên cực đại, và cũng có khả năng trượt dọc Điều này ảnh hưởng trực tiếp đến khả năng điều khiển và dẫn hướng của bánh xe cũng như của ôtô.
3.3 Các yếu tố ảnh hưởng đến hệ số bám và các giá trị của hệ số bám
Hệ số bám giữa bánh xe chủ động và mặt đường chịu ảnh hưởng từ nhiều yếu tố, bao gồm nguyên liệu bề mặt đường và lốp, tình trạng mặt đường (khô, ướt, nhẵn, nhám), cấu trúc và hình dạng hoa lốp Ngoài ra, các điều kiện sử dụng như tải trọng lên bánh xe, áp suất lốp, tốc độ di chuyển của ô tô và độ trượt giữa bánh xe và mặt đường cũng đóng vai trò quan trọng trong việc xác định hệ số bám này.
1 b) d) Hình 3.5: Các yếu tố ảnh hưởng đến hệ số bám
1 Đường khô; 2 Đường ướt a) Áp suất lốp; b) Tốc độ chuyển động của ô tô c) Tải trọng thẳng đứng trên bánh xe d) Độ trượt giữa bánh chủ động và đường
Khi tăng áp suất ρ trong lốp thì hệ số bám lúc đầu tăng lên rồi sau đó lại giảm xuống (hình 3.5a)
Khi tăng tốc độ chuyển động thì hệ số bám giảm từ từ (hình 3.5b)
Khi tăng tải trọng thẳng đứng lên bánh xe thì hệ số bám sẽ giảm đi một ít và đồ thị có dạng tuyến tính (hình 3.5c)
Khi độ trƣợt tăng thì hệ số bám tăng, sau khi độ trƣợt tiếp tục tăng( >20%) thì hệ số bám giảm (hình 3.5d)
Khi đường ướt, áp suất lốp, tốc độ di chuyển và tải trọng thẳng đứng tác động mạnh mẽ đến hệ số bám của bánh xe Đặc biệt, độ trượt giữa bánh xe chủ động và mặt đường có ảnh hưởng lớn đến hệ số bám Khi độ trượt tăng, hệ số bám ban đầu sẽ tăng nhanh và đạt giá trị cực đại khoảng 15%.
Khi độ trượt tiếp tục tăng lên 100%, hệ số bám giảm từ 20% đến 30% so với hệ số bám cực đại Đặc biệt, trên bề mặt đường ướt, mức giảm này có thể lên tới 50% đến 60%.
Ngoài hệ số bám dọc ( x), vùng tiếp xúc giữa bánh xe và mặt đường còn có hệ số bám ngang ( y), nằm trong mặt phẳng vuông góc với hướng di chuyển của ô tô Hệ số bám ngang này cũng bị ảnh hưởng bởi các yếu tố tương tự như hệ số bám dọc.
Hệ số bám dọc có thể được xác định qua nhiều phương pháp thực nghiệm khác nhau Phương pháp đơn giản nhất là sử dụng một xe kéo một xe khác, trong đó xe sau được phanh cứng hoàn toàn Một lực kế được đặt giữa hai xe để đo lực bám phát sinh ở xe sau Khi biết trọng lượng bám của xe sau, ta có thể tính toán được hệ số bám dọc.
x theo biểu thức sau đây: ;
Hệ số bám chịu ảnh hưởng bởi nhiều yếu tố khác nhau, và việc xác định các yếu tố này để áp dụng trong tính toán thường gặp khó khăn Do đó, người ta thường sử dụng giá trị hệ số bám trung bình, tùy thuộc vào loại đường, theo bảng quy định.
Loại đường và tình trạng mặt đường Hệ số bám x Đường nhựa hoặc đường bê tông:
Bảng 3.1: Giá trị của hệ số bám trung bình
Hệ số bám và lực bám đóng vai trò quan trọng trong việc đảm bảo an toàn khi chuyển động của ô tô, ảnh hưởng trực tiếp đến tính chất động lực học, hiệu quả phanh và sự ổn định khi phanh, cũng như khả năng dẫn hướng Với xu hướng tăng tốc độ di chuyển của ô tô hiện nay, tầm quan trọng của hệ số bám và lực bám càng trở nên nổi bật hơn bao giờ hết.
3.4 Sự trƣợt phụ thuộc vào các lực kéo F k hoặc X
Mối quan hệ (F k ), (X) đƣợc biểu diễn trên hình 3.6 trong cả hai vùng trƣợt lăn và trƣợt lết
Khả năng bám của cầu có vi sai
Ưu điểm chính của vi sai là cho phép hai bán trục quay với tốc độ góc khác nhau, tuy nhiên, việc phân bố mô men xoắn giữa hai bán trục cần được xem xét kỹ lưỡng để đảm bảo hiệu suất tối ưu cho hệ thống truyền động.
44 một tỷ lệ cố định lại trở thành một nhƣợc điểm nếu nhƣ một trong hai bánh xe mất khả năng bám
Mô men bám đƣợc xác định M = Z r (với là hệ số bám giữa bánh xe và mặt đường)
Khi tình trạng bám trên một bánh xe kém đi, mô men chủ động truyền trên bánh xe đó sẽ giảm, dẫn đến sự giảm sút sức kéo tổng cộng của cả cầu Điều này đặc biệt rõ rệt đối với vi sai không ma sát, khi mô men đầu vào luôn bằng mô men đầu ra Trong thực tế, nếu một trong hai bánh xe của cầu chủ động bị sa lầy, bánh xe còn lại cũng không thể tạo ra mô men xoắn đáng kể, khiến ô tô không thể tự vượt qua vũng lầy Hiệu suất của vi sai ảnh hưởng lớn đến sức kéo của cầu, đặc biệt khi khả năng bám của một trong hai bánh xe bị giảm do hệ số bám thấp trên mặt đường trơn Khả năng tận dụng bám của cầu được xác định bởi tỷ số giữa lực kéo tiếp tuyến và lực bám cực đại.
Khi xe di chuyển trên đường tốt, lực kéo tiếp tuyến lớn nhất của cầu do động cơ truyền xuống không vượt quá giá trị F kmax = 2.Z.ϕ, với Z là tải trọng pháp tuyến trên một bánh xe Trong trạng thái này, cầu xe đã tận dụng hết khả năng bám, và càng tận dụng tốt khả năng bám, lực Fk càng lớn, đồng nghĩa với sức kéo của cầu càng tăng.
3.5.1 Ảnh hưởng của hệ số bám
Hệ số bám lớn nhất của mặt đường được ký hiệu là o, trong khi hệ số bám của bánh xe e, ký hiệu là e, sẽ giảm trong khoảng từ 0 đến o, dẫn đến tỷ số e / o nằm trong khoảng từ 0 đến 1 Đồ thị thể hiện mối quan hệ giữa Fk / F kmax và e / o phụ thuộc vào η r được trình bày trong hình 3.8.
Hình 3.8: Hiệu suất riêng vi sai và khả năng tận dụng bám Đường 1: không có vi sai; đường 2: η r = 0,25; Đường 3: η r = 0,5 ;Đường 4: η r = 0,75; đường 5: η r = 1,0;
+ Đối với cầu không vi sai :
F k / F kmax = Z ( e + o )/ 2Z. o = 0,5 (1 + e / o ) (3-4) Phương trình (3-4) là phương trình của đường thẳng „„không vi sai ‟‟
+ Đối với cầu có vi sai không ma sát :
F k / F kmax = 2Z. e / 2Z. o = e / o (3-5) Phương trình (3-5) là phương trình của đường thẳng „„η r = 1‟‟
+ Đối với cầu có vi sai ma sát :
Phương trình (3-6) mô tả đường thẳng „„η r < 1‟‟ Điểm giao của các đường này với đường thẳng không vi sai được xác định thông qua việc cân bằng giữa hai phương trình (3-4) và (3-6).
Các quan hệ nhận được là tuyến tính và chỉ có ý nghĩa trong vùng tồn tại của η r Đối với một giá trị η r nhất định, quan hệ này có ý nghĩa từ điểm [0,0] tới giao điểm với đường thẳng "không vi sai" Khi giá trị e lớn hơn và nằm trong khoảng η r < e / o ≤ 1, sự phân bố mô men theo quan hệ M e / M i = η r không còn tồn tại, và cầu xe sẽ hoạt động như cầu không có vi sai Do đó, cầu xe trang bị vi sai có ma sát sẽ có hiệu suất riêng không thay đổi khi di chuyển trên đường tốt với tỷ lệ e / o ≈ 1.
1 thì cầu có thể ứng xử nhƣ cầu không có vi sai, đây là một nhƣợc điểm của loại vi sai này
Theo đồ thị, khi giá trị e /o tăng, cầu có hiệu suất riêng thấp sẽ dẫn đến giá trị F k / F kmax cao hơn, tức là sức kéo của cầu lớn hơn Tuy nhiên, với hiệu suất riêng thấp, vùng làm việc gần như không có vi sai sẽ mở rộng, dễ dẫn đến hiện tượng lưu thông công suất.
3.5.2 Ảnh hưởng của lực li tâm
Lực li tâm khi cầu chủ động quay vòng làm nâng bánh, dẫn đến giảm khả năng bám của bánh xe và cả cầu Hình 3-4 thể hiện mối quan hệ giữa tỷ lệ (F k / F kmax ) và tỷ số Z i / Z, trong đó thông số η r vẫn giữ nguyên.
Tương tự chúng ta có các quan hệ sau :
Đối với cầu không vi sai :
F k / F kmax = ( Z i + Z e ). o / ( Z i + Z e ). o = 1 (3-8) Đây là phương trình của đường thẳng không vi sai
Đối với cầu vi sai không ma sát có η r = 1 :
Đối với cầu vi sai có ma sát có η r < 1 :
F k / F kmax = Z i o (1 + 1/ η r )/ 2Z. o = 0,5Z i / Z.( 1 + 1/ η r ) (3-10) Chú ý rằng trên đồ thị có đường chấm chấm tương ứng với phương trình
F k /F kmax = 0,5(1 + Z i / Z) Giao điểm của đường này với đường (3-10) cho bởi tọa độ : 0,5Zi / Z.( 1 + 1/ η r ) = 0,5(1 + Z i / Z) suy ra η r = Z i / Z
Các quan hệ tuyến tính chỉ có ý nghĩa trong khoảng từ điểm [0,0] đến đường thẳng "không vi sai", và trong khoảng này, cầu mới phân phối mô men theo quan hệ M e / M i = η r Ngoài khoảng này, cầu sẽ ứng xử như cầu không có vi sai Hơn nữa, khi hiệu suất riêng của cầu càng thấp, sức kéo sẽ càng lớn khi Z i giảm, nhưng khoảng ứng xử như không có vi sai sẽ càng rộng.
Kết luận chương 3
Trong các nội dung đã trình bày ở trên có thể rút ra các kết luận và nhận xét sau:
Các yếu tố ảnh hưởng đến tính chất quay vòng của ô tô bao gồm chất lượng mặt đường, với hệ số bám quyết định khả năng di chuyển của xe, tác động của lực ly tâm đến khả năng quay vòng và khả năng kéo của cầu có vi sai.
Tính chất quay vòng của ô tô phụ thuộc vào loại xe và cầu chủ động, dẫn đến hiện tượng quay vòng thừa hoặc quay vòng Các yếu tố này ảnh hưởng đến khả năng điều khiển và độ ổn định của xe trong quá trình di chuyển.
XÂY DỰNG PHƯƠNG TRÌNH VI PHÂN MÔ TẢ
QUỸ ĐẠO CHUYỂN ĐỘNG CỦA Ô TÔ
Có nhiều phương pháp mô tả quỹ đạo chuyển động của ô tô, nhưng phương pháp toán học mang lại nhiều lợi ích vượt trội, cho phép đánh giá độc lập các yếu tố ảnh hưởng và tối ưu hóa thông số cấu trúc Các kết quả từ mô hình tính toán đã được kiểm chứng thực nghiệm, nhằm xác định độ chính xác của mô hình mô tả quỹ đạo chuyển động Nghiên cứu xây dựng hệ phương trình vi phân thể hiện mối quan hệ giữa góc lệch thân xe β, góc đánh lái δ, và các góc lệch bánh xe α với các thông số của xe, từ đó xác định quỹ đạo chuyển động và các yếu tố ảnh hưởng đến tính chất quay vòng của ô tô Những yếu tố này bao gồm vận tốc chuyển động, bán kính quay vòng và đặc tính biến dạng của lốp.
4.1 Hệ trục tọa độ khảo sát
Trước khi xây dựng mô hình khảo sát cho xe, cần thiết thiết lập hệ trục tọa độ tương đối gắn vào trọng tâm T của xe Txyz Để xác định vị trí trọng tâm của xe trong khoảng thời gian khảo sát, cần có hệ trục tọa độ cố định (tuyệt đối) gắn trên mặt đường Ox 0 y 0 z 0.
Hình (4.1) minh họa quỹ đạo chuyển động của ô tô dưới dạng đường cong, được xác định bởi các vị trí liên tiếp của trọng tâm ô tô T Vận tốc tức thời của ô tô, ký hiệu là v, là tiếp tuyến với quỹ đạo chuyển động và tạo thành một góc β với trục dọc của ô tô, phản ánh sự lệch của phương tốc độ thực tế so với trục dọc Ngoài ra, góc quay tương đối giữa hai hệ tọa độ tại thời điểm t được ký hiệu là Ψ.
Hình 4.1: Quan hệ động học của ô tô trong mô hình phẳng Các ký hiệu trên hình vẽ:
Ox 0 y 0 z 0 – là hệ trục tọa độ cố định gắn trên mặt đường
Txyz là hệ trục tọa độ tương đối gắn vào trọng tâm T của ô tô, trong khi v biểu thị vận tốc chuyển động của xe Góc lệch β thể hiện sự khác biệt giữa phương tốc độ thực tế và trục dọc của xe, còn Ψ là góc quay tương đối giữa hai hệ tọa độ.
Chiếu vận tốc v lên hai trục Ox 0 và Oy 0 ta đƣợc: v x0 = v cos (β + ψ ) v y0 = v sin (β + ψ ) (4-1)
Vị trí của ô tô tại một thời điểm cụ thể sau khoảng thời gian từ 0 đến t được xác định thông qua hình 4-2 Tọa độ trọng tâm ô tô được tính bằng tích phân với công thức: x0 = ∫(v0 * cos(β + ψ)) dt từ 0 đến t và y0 = ∫(v0 * sin(β + ψ)) dt từ 0 đến t.
