(Luận văn thạc sĩ) Nghiên cứu tối ưu hóa thiết kế bộ phận được treo để nâng cao an toàn chuyển động của xe khách 2 tầng

(Luận văn thạc sĩ) Nghiên cứu tối ưu hóa thiết kế bộ phận được treo để nâng cao an toàn chuyển động của xe khách 2 tầng(Luận văn thạc sĩ) Nghiên cứu tối ưu hóa thiết kế bộ phận được treo để nâng cao an toàn chuyển động của xe khách 2 tầng(Luận văn thạc sĩ) Nghiên cứu tối ưu hóa thiết kế bộ phận được treo để nâng cao an toàn chuyển động của xe khách 2 tầng(Luận văn thạc sĩ) Nghiên cứu tối ưu hóa thiết kế bộ phận được treo để nâng cao an toàn chuyển động của xe khách 2 tầng(Luận văn thạc sĩ) Nghiên cứu tối ưu hóa thiết kế bộ phận được treo để nâng cao an toàn chuyển động của xe khách 2 tầng(Luận văn thạc sĩ) Nghiên cứu tối ưu hóa thiết kế bộ phận được treo để nâng cao an toàn chuyển động của xe khách 2 tầng(Luận văn thạc sĩ) Nghiên cứu tối ưu hóa thiết kế bộ phận được treo để nâng cao an toàn chuyển động của xe khách 2 tầng(Luận văn thạc sĩ) Nghiên cứu tối ưu hóa thiết kế bộ phận được treo để nâng cao an toàn chuyển động của xe khách 2 tầng(Luận văn thạc sĩ) Nghiên cứu tối ưu hóa thiết kế bộ phận được treo để nâng cao an toàn chuyển động của xe khách 2 tầng(Luận văn thạc sĩ) Nghiên cứu tối ưu hóa thiết kế bộ phận được treo để nâng cao an toàn chuyển động của xe khách 2 tầng(Luận văn thạc sĩ) Nghiên cứu tối ưu hóa thiết kế bộ phận được treo để nâng cao an toàn chuyển động của xe khách 2 tầng(Luận văn thạc sĩ) Nghiên cứu tối ưu hóa thiết kế bộ phận được treo để nâng cao an toàn chuyển động của xe khách 2 tầng(Luận văn thạc sĩ) Nghiên cứu tối ưu hóa thiết kế bộ phận được treo để nâng cao an toàn chuyển động của xe khách 2 tầng(Luận văn thạc sĩ) Nghiên cứu tối ưu hóa thiết kế bộ phận được treo để nâng cao an toàn chuyển động của xe khách 2 tầng(Luận văn thạc sĩ) Nghiên cứu tối ưu hóa thiết kế bộ phận được treo để nâng cao an toàn chuyển động của xe khách 2 tầng(Luận văn thạc sĩ) Nghiên cứu tối ưu hóa thiết kế bộ phận được treo để nâng cao an toàn chuyển động của xe khách 2 tầng(Luận văn thạc sĩ) Nghiên cứu tối ưu hóa thiết kế bộ phận được treo để nâng cao an toàn chuyển động của xe khách 2 tầng

TỔNG QUAN

Tổng quan lĩnh vực vận tải hành khách bằng xe giường nằm

Trong bối cảnh đất nước phát triển và hội nhập kinh tế, nhu cầu sử dụng ô tô để đi lại và vận chuyển hàng hóa ngày càng tăng đã đẩy số lượng phương tiện tham gia giao thông đường bộ lên cao, kéo theo hậu quả nghiêm trọng về kinh tế và xã hội Thống kê 10 tháng đầu năm 2014 cho thấy hơn 8.000 người tử vong vì tai nạn giao thông và 72.387 ô tô được đăng ký mới, trong khi tổng số phương tiện đang quản lý đạt khoảng 2,2 triệu chiếc Áp lực gia tăng này đặt thách thức lớn lên Đảng và Nhà nước và là một vấn đề nan giải khi tai nạn giao thông gây thiệt hại kinh tế ở nhiều khía cạnh, từ chi phí y tế, thiệt hại phương tiện và hạ tầng, đến chi phí khắc phục và điều tra, cùng với hao phí thời gian lao động của người bị tai nạn và gia đình Mặt khác, tai nạn giao thông còn gây ra những tác động thể chất và tâm lý cho nạn nhân và người thân, cả ngắn hạn lẫn dài hạn, làm gia tăng gánh nặng cho hệ thống y tế, an toàn giao thông và sự phát triển kinh tế xã hội.

Trong bối cảnh đó, Đảng và Nhà nước đã đề ra các chủ trương nhằm cải thiện hạ tầng và quản lý phương tiện Nghị quyết 65/2013/QH13 tập trung cải tạo, nâng cấp Quốc lộ 1A để nâng cao chất lượng, an toàn và hiệu quả vận tải Đồng thời, Nghị định 23/2004/NĐ-CP quy định niên hạn sử dụng của ô tô nhằm bảo đảm xe vận hành an toàn và hiệu quả khai thác Bên cạnh đó, Nghị định 51/2008/NĐ-CP ngày 22 tháng 4 năm 2008 của Chính phủ quy định quá khổ quá tải của ô tô, nhằm bảo vệ kết cấu đường bộ và giảm thiểu tác động xấu tới giao thông.

Hình 1.2: Dự án mở rộng quốc lộ 1A

Nhu cầu sử dụng phương tiện giao thông vận tải bằng ô tô, nhất là trong vận tải hành khách, ngày càng lớn mạnh về quy mô và chất lượng phục vụ để đáp ứng cả nhu cầu vận chuyển hàng hóa lẫn di chuyển của người dân Trong quá khứ, hành khách ở tuyến đường dài chỉ tìm kiếm một phương tiện có thể đến nơi và về đến chốn, với yêu cầu chất lượng phương tiện ở mức tối thiểu; nay nhờ kinh tế phát triển và hội nhập kinh tế thế giới, đời sống người dân được nâng cao và nhu cầu đi lại đi kèm với yêu cầu chất lượng dịch vụ cao Với ưu điểm tiện lợi, cơ động và chi phí hợp lý của vận tải hành khách bằng ô tô, loại hình này ngày càng chiếm ưu thế so với các phương tiện vận tải khác, phù hợp với nhiều địa hình ở Việt Nam Tuy vậy, để đáp ứng mức độ phục vụ ngày càng cao, nhiều hãng xe đã cho ra đời các loại xe khách chất lượng cao, đặc biệt là xe khách giường nằm, nhằm đáp ứng thị hiếu của người dân và nâng cao trải nghiệm di chuyển trên các tuyến đường dài.

Xe ô tô hai tầng không chỉ có khả năng di chuyển linh hoạt trên nhiều loại đường mà còn phải đảm bảo tính điều khiển ở mức tối ưu, duy trì quỹ đạo chuyển động phù hợp theo tín hiệu điều khiển từ người lái Do đó, sự ổn định của chuyển động xe là yếu tố quan trọng để tăng cường an toàn và mang lại cảm giác thoải mái cho tài xế và hành khách khi xe vận hành.

Hình 1.3: Độ tiện nghi của xe giường nằm

Theo thống kê của Ủy ban ATGT Quốc gia, từ ngày 16/12/2013 đến 15/12/2014 cả nước xảy ra 25.322 vụ tai nạn giao thông, làm chết 8.996 người và làm bị thương 24.417 người Dù số vụ tai nạn đã giảm so với năm trước, năm 2014 vẫn ghi nhận nhiều vụ tai nạn thảm khốc liên quan đến xe khách, đặc biệt là xe khách giường nằm.

Hình 1.4: Tai nạn tại Móng Cái

Hình 1.5: Lật xe khách ở Sa Pa

Hình 1.6: Xe khách đối đầu Quảng Ngãi

Hình 1.7: Xe khách va chạm xe bồn trên cao tốc Trung Lương

Lý do chọn đề tài

Ông Nguyễn Hữu Trí, phó cục trưởng Cục Đăng kiểm Việt Nam, cho biết dựa trên thống kê và phân tích của các cơ quan chức năng, đa số vụ tai nạn giao thông liên quan đến xe khách giường nằm hai tầng xảy ra ở khu vực Tây Nguyên, Tây Bắc, đặc biệt trên các tuyến đường cao tốc thời gian gần đây Để hạn chế tai nạn giao thông, cần nghiên cứu giới hạn một số cung đường nguy hiểm hoặc hạn chế hoạt động ở từng cung đường; đồng thời phối hợp cải tiến, tối ưu hóa thiết kế để xe khách giường nằm khi di chuyển trên đường trở nên an toàn và tiện lợi hơn.

Đề tài "Nghiên cứu tối ưu hóa thiết kế bộ phận được treo để nâng cao an toàn chuyển động của xe khách 2 tầng giường nằm" nhằm tối ưu hóa các thông số và cấu hình của bộ phận treo để giảm rung lắc, tăng độ ổn định và nâng cao an toàn cho hành khách trong mọi điều kiện vận hành Nghiên cứu kết hợp phân tích động lực học, mô phỏng số và thử nghiệm trên mô hình để đánh giá ảnh hưởng của vật liệu, loại lò xo và hành trình treo lên hiệu suất làm việc của hệ thống treo Dựa trên kết quả, bài viết đề xuất các nguyên tắc thiết kế và tiêu chuẩn đánh giá an toàn cho bộ phận treo của xe khách 2 tầng giường nằm, nhằm cải thiện chất lượng vận hành, sự thoải mái và tin cậy cho hành khách Nội dung này phục vụ các kỹ sư thiết kế, nhà sản xuất và cơ quan quản lý, đồng thời tối ưu hóa các từ khóa liên quan như tối ưu hóa thiết kế bộ phận treo, an toàn chuyển động và xe khách 2 tầng giường nằm để tăng khả năng tìm kiếm và tiếp cận độc giả.

Tình hình nghiên cứu trong và ngoài nước

1.3.1 Tình hình nghiên cứu trong nước

Luận văn thạc sĩ “Nghiên cứu ổn định thùng xe khi chuyển động thẳng và quay vòng của xe buýt hai tầng BHT 89 đang sử dụng ở TP Hồ Chí Minh” của tác giả Cao tập trung phân tích và đánh giá mức độ ổn định của thùng xe buýt hai tầng BHT 89 trong hai chế độ chuyển động: thẳng và quay vòng Bằng cách kết hợp mô phỏng động lực học, phân tích tải trọng và kiểm chứng thực nghiệm trên các điều kiện vận hành tại TP Hồ Chí Minh, nghiên cứu làm rõ tác động của lực ly tâm, tải trọng và đặc tính khung lên sự rung lắc cũng như nguy cơ mất ổn định Kết quả đề xuất các giải pháp cải tiến thiết kế và vận hành nhằm nâng cao an toàn, hiệu quả và đáng tin cậy của xe buýt hai tầng BHT 89 khi hoạt động ở đô thị đông đúc.

Minh Đức, trong luận văn này, đã xây dựng được một mô hình ổn định thùng xe trong chuyển động và xác định các yếu tố ảnh hưởng đến góc nghiêng của thùng xe, như gia tốc, thông số hệ thống treo và độ cứng của lốp xe Tác giả tiến hành khảo sát và rút ra kết luận về ảnh hưởng của yếu tố vận tốc xe đối với các dịch chuyển của thùng xe và góc nghiêng của thùng xe khi xe chuyển động thẳng và quay vòng, qua đó làm rõ mối quan hệ giữa vận tốc, ổn định thùng và động lực học của xe.

Luận văn thạc sĩ "Nghiên cứu ảnh hưởng của dao động lên hành khách trong xe khách giường nằm" của tác giả Nguyễn Xuân Ngọc khảo sát và tính toán dao động trên xe khách giường nằm Thaco – Mobihome HB120, nhằm xác định tần số và biên độ dao động có ảnh hưởng đến sự thoải mái và an toàn của hành khách Dữ liệu dao động được phân tích và tính toán bằng phần mềm Matlab, qua đó đánh giá mức độ ảnh hưởng và đề xuất các biện pháp giảm thiểu tác động lên hành khách.

Luận văn thạc sĩ mang tiêu đề "Tính toán mô phỏng ổn định thùng xe với hệ thống treo khí" của tác giả Hồ Xuân Trường trình bày một mô hình ổn định cho thùng xe trong hai trạng thái chuyển động: thẳng và quay vòng Từ mô hình này, tác giả rút ra các nhận xét về ảnh hưởng của tham số hệ thống treo đối với trạng thái ổn định của thùng xe và đề xuất một mô hình mô phỏng ổn định thùng xe với hệ thống treo khí bằng phần mềm MATLAB Simulink.

1.3.2 Tình hình nghiên cứu ngoài nước

Bài báo khoa học “Structural design optimization of the body section using the finite element method” của Yu-Cheng Lin nghiên cứu tối ưu thiết kế kết cấu phần thân ôtô khách nhằm nâng cao an toàn cho một đoạn xe Tác giả sử dụng HYPERMESH 7.0 để xây dựng mô hình phần tử hữu hạn cho đoạn xe và LS-DYNA 970 để phân tích kết quả mô phỏng quá trình lật nghiêng của đoạn xe Quá trình nghiên cứu tiến hành so sánh kết quả thí nghiệm và kết quả mô phỏng, từ đó điều chỉnh mô hình phần tử hữu hạn và các tham số kỹ thuật cho đến khi kết quả mô phỏng gần bằng kết quả thí nghiệm.

Bài báo khoa học "Numerical simulation of bus rollover" của tác giả Tomas Wayhs Tech trình bày việc sử dụng phần mềm LS-DYNA để tiến hành mô phỏng tính an toàn của kết cấu khung xương của xe ô tô khách ở điều kiện lật nghiêng Nghiên cứu dựa trên kết quả mô phỏng để phân tích hành vi biến dạng và khả năng chịu tải của khung xe, từ đó đề xuất các phương án thiết kế cải tiến nhằm đáp ứng các yêu cầu tiêu chuẩn quy định về an toàn Kết quả cho thấy phương pháp mô phỏng số và phân tích kết quả có thể hỗ trợ tối ưu hóa thiết kế khung xe để nâng cao an toàn khi xảy ra lật xe.

Mục đích của đề tài

Việc cải tiến thiết kế bộ phận treo của SAMCO PRIMAS KFE6 nhằm giảm trọng tâm của xe bằng cách thay đổi kết cấu và vị trí bố trí giường nằm cho hành khách, đồng thời vẫn đảm bảo đủ số lượng hành khách và không gian riêng cho từng người cũng như không gian an toàn của xe khi có tai nạn Nói cách khác, mục tiêu là đảm bảo các chỉ tiêu đánh giá của xe khách về an toàn và chức năng vận hành Các thay đổi được thiết kế để không ảnh hưởng đáng kể đến hình dạng, khối lượng hoặc kích thước bên ngoài của xe so với thiết kế trước khi thay đổi Vì vậy, trọng tâm xe được hạ xuống mà vẫn duy trì hiệu quả sử dụng không gian và an toàn cho hành khách.

Nhiệm vụ và giới hạn của đề tài

1.5.1 Nhiệm vụ của đề tài Để thực hiện đề tài này thì cần tập trung vào các nhiệm vụ chính sau:

- Đưa ra phương án thay đổi thiết kế bộ phận được treo (phân bố lại vị trí giường nằm trên khoang hành khách)

- Tính toán các thông số có ảnh hưởng đến các chỉ tiêu đánh giá tính năng

- Đánh giá và kết luận về việc tối ưu hóa bộ phận được treo

1.5.2 Giới hạn của đề tài:

Việc thay đổi cấu trúc thùng xe sẽ ảnh hưởng trực tiếp đến điều kiện làm việc và các thao tác điều khiển, đồng thời chịu tác động của nhiều yếu tố khác nhau tùy thuộc vào trạng thái làm việc của xe Vì vậy đề tài này không nghiên cứu lại hệ thống treo mà sẽ sử dụng các kết quả đã có để tiến hành các tính toán liên quan.

Chúng tôi tập trung phân tích và thiết kế lại bố trí khối lượng treo để hạ thấp trọng tâm của xe so với hiện tại, từ đó tăng tính ổn định và khả năng kiểm soát khi vận hành Quá trình tối ưu hóa sẽ đảm bảo an toàn chuyển động đồng thời mang lại sự êm dịu cho hành khách trên mọi điều kiện đường xá Việc điều chỉnh vị trí và khối lượng hệ treo giúp giảm dao động, cải thiện khả năng chịu tải và mang lại trải nghiệm lái xe thoải mái hơn mà không ảnh hưởng tới độ bền và độ tin cậy của xe Các giải pháp được đề xuất nhằm tối ưu hóa trọng lượng treo để đạt hiệu suất vận hành tốt hơn, đồng thời duy trì an toàn và sự ổn định cho người dùng.

Phương pháp nghiên cứu

- Nghiên cứu chỉ tiêu đánh giá chuyển động cũng như sức khỏe con người khi tham gia giao thông bằng xe khách giường nằm

- Xây dựng sơ đồ thiết kế bộ phận được treo

- Tính toán so sánh đánh giá các chỉ tiêu sau khi thay đổi thiết kế

Tổng thể về ô tô khách SAMCO PRIMAS KFE6

Bảng 1.1: Các thông số cơ bản của xe [13]

Stt BẢNG THÔNG SỐ KỸ THUẬT

1 Thông tin chung: Ô tô thiết kế

1.1 Loại phương tiện Ô tô khách

(có giường nằm) 1.2 Nhãn hiệu, số loại của phương tiện SAMCO – PRIMAS KFE6

2 Thông số về kích thước

2.4 Vệt bánh xe sau phía ngoài (mm) 2190

2.5 Chiều dài đầu xe (mm) 2710

2.6 Chiều dài đuôi xe (mm) 3310

2.7 Khoảng sáng gầm xe (mm) 195

2.8 Góc thoát trước/sau (độ) 12/10

3 Thông số về khối lượng

3.1 Khối lượng bản thân (kg) 12990

3.1.1 Phân bố khối lượng bản thân lên trục xe trước (kg) 4800

3.1.2 Phân bố khối lượng bản thân lên trục xe sau (kg) 8190

Số người cho phép chở kể cả người lái (người)/ khối lượng người và hành lý

43 chỗ (41 giường nằm, 1 ghế người lái,

3.3 Khối lượng toàn bộ cho phép tham gia giao thông (kg) 16000

3.3.1 Phân bố lên cầu trước (kg) 6000

3.3.2 Phân bố lên cầu sau (kg) 10000

3.4 Khối lượng toàn bộ theo thiết kế lớn nhất của nhà sản xuất (kg) 16000

3.4.1 Phân bố lên cầu trước (kg) 6000

3.4.2 Phân bố lên cầu sau (kg) 10000

4 Thông số về tính năng chuyển động

4.1 Tốc độ cực đại của xe (km/h) 112,7

4.2 Độ dốc lớn nhất xe vượt được (%) 23,5

Thời gian tăng tốc của xe từ lúc khởi hành đến khi đi hết quãng đường

4.4 Góc ổn định tĩnh ngang của xe khi không tải (độ) 44,95

4.5 Quãng đường phanh của xe ở tốc độ

4.6 Gia tốc phanh của xe ở tốc độ 30 km/h (m/s 2 ) 5,72

4.7 Bán kính quay vòng nhỏ nhất theo vết bánh xe trước phía ngoài (m) 10,4

5.1 Tên nhà sản xuất và kiểu loại động cơ HYUNDAI - D6CA38

5.2 Nhiên liệu, số xi lanh và cách bố trí Diesel, 4 kỳ, 6 xylanh thẳng hàng, làm mát bằng nước, tăng áp

5.3 Dung tích xi lanh (cm 3 ) 12920

5.5 Đường kính xylanh x Hành trình piston (mm) 133 x 155

5.6 Công suất lớn nhất (kW)/ Số vòng quay (vòng/phút) 279/1900

5.7 Mô men xoắn lớn nhất (N.m/số vòng quay (vòng/phút)) 1452/1500

5.8 Vị trí bố trí động cơ trên khung xe: Phía sau

6.1 Kiểu: 1 đĩa ma sát khô

6.2 Dẫn động: Thủy lực, trợ lực khí nén

7 Hộp số: Kiểu cơ khí,5 số tiến, 1 số lùi

7.1 Tỷ số truyền của các tay số: 6,814 4,155 2,282 1,381 1,000

7.2 Tỷ số truyền của tay số lùi: 6,690

8 Trục các-đăng: Các đăng không đồng tốc, 1 trục

Tải trọng cho phép (kg) 6000

Tải trọng cho phép (kg) 10000

10.2 Lốp trước 12R22.5, áp suất: 830 (kPa) tải trọng: 3550 (kg)

10.3 Cấp tốc độ (km/h) L (120 km/h)

10.5 Lốp sau 12R22.5, áp suất: 830 (kPa) tải trọng: 3250 (kg)

10.6 Cấp tốc độ (km/h) L (120 km/h)

11.1 Treo trước: Phụ thuộc, đệm khí nén, giảm chấn thủy lực, thanh cân bằng

11.2 Treo sau: Phụ thuộc, đệm khí nén, giảm chấn thủy lực, thanh cân bằng

12.1.1 Phanh chính: Tang trống / Tang trống

12.1.2 Dẫn động: Khí nén, 2 dòng độc lập

12.2.2 Dẫn động: Khí nén + lò xo tích năng tác động lên các bánh xe cầu sau

13.1 Kiểu Trục vít – êcu bi

13.2 Tỷ số truyền cơ cấu lái 22,6

13.3 Trợ lực lái Thủy lực

14.2 Tiết diện mặt cắt dầm dọc Trước: 180x90x4 ; Giữa: 130x60x4 ;

16 Hệ thống chiếu sáng, tín hiệu Số lượng Màu sắc

16.1 Đèn chiếu sáng trước 02/02 Màu trắng

16.2 Đèn báo rẽ trước 02 Màu vàng

16.3 Đèn sương mù trước 02 Màu trắng

16.4 Đèn sương mù sau 02 Màu đỏ

16.7 Đèn báo rẽ sau 02 Màu vàng

16.8 Tấm phản quang 02 Màu đỏ

16.9 Đèn báo rẽ hông 02 Màu vàng

16.10 Đèn bậc cửa lên xuống 02 Màu trắng

16.11 Đèn khoang hành khách 20 Màu trắng

16.12 Đèn soi biển số sau 02 Màu trắng

16.13 Đèn kích thước trước 04 Màu trắng

16.14 Đèn kích thước sau 04 Màu đỏ

16.15 Đèn cảnh báo nguy hiểm 02/02 Màu vàng

18 Mô tả khoang hành khách

18.1 Kích thước, vật liệu chế tạo: 8470x2340x1950 (mm); thép C350 hoặc tương đương

18.2 Kiểu loại kính chắn gió và kính cửa sổ: kính an toàn

18.3 Số lượng cửa hành khách: 01

18.4 Số lượng lối thoát khẩn cấp: 06

18.5 Đèn chiếu sáng khoang hành khách: 20 cái, lắp trần

18.6 Phương pháp thông gió, cách âm, cách nhiệt: máy lạnh, xốp cách nhiệt

18.7 Hệ thống điều hoà nhiệt độ: DENSO - LD8i, công suất lạnh 30000 (Kcal/h) 18.8 Ghế hành khách: 41 giường nằm, 1 ghế gập

19 Trang thiết bị phòng chống cháy nổ lắp trên xe: 02 bình cứu hoả (2 kg/bình).

CƠ SỞ LÝ THUYẾT

Một số yêu cầu thiết kế của xe khách giường nằm 2 tầng ở Việt Nam: (theo TCVN/QCVN09-2015)

 Chiều dài không lớn hơn 12,2 m

 Chiều rộng không lớn hơn 2,5 m

 Chiều cao không lớn hơn 4,2 m

 Khoảng sáng gầm xe không nhỏ hơn 120 mm

 Góc ổn định tĩnh ngang của xe khi không tải không nhỏ 28 0

 Khối lượng tính toán cho một người được xác định không nhỏ hơn 65 kg/người

 Độ trượt ngang của bánh xe dẫn hướng không lớn hơn 5 mm/m

 Bán kính quay vòng nhỏ nhất theo vệt bánh xe trước phía ngoài của xe không lớn hơn 12 m

Hiệu quả phanh được đánh giá khi thử nghiệm trên đường phủ nhựa hoặc đường bê tông bằng phẳng và khô, với hệ số ma sát bám đường không nhỏ hơn 0,6 Việc đánh giá dựa trên một trong hai chỉ tiêu: quãng đường phanh SP hoặc gia tốc phanh lớn nhất JPmax ở tốc độ thử nghiệm 30 km/h.

+ Khi thử không tải (có 01 lái xe) quãng đường phanh < 9m + Khi thử đầy tải quãng đường phanh < 10m

 Tần số dao động riêng của phần được treo của xe khách ở trạng thái đầy tải (không lớn hơn 2,5 Hz)

+ Tần số dao động riêng của thân xe

T (2 1) với f 1 : tần số dao động riêng của thân xe (Hz);

T 1 : chu kỳ dao động riêng của thân xe (s);

Bảng 2.1: Sự phản ứng của cơ thể đối với những mức rung động khác nhau

Nhỏ hơn 0,315 m/s 2 Không có cảm giác không thoải mái

Từ 0,315 đến 0,63 m/s 2 Có cảm giác chút ít về sự không thoái mái

Từ 0,5 đến 1 m/s 2 Có cảm giác rõ rệt về sự không thoải mái

Từ 0,8 đến 1,6 m/s 2 Không thoải mái

Từ 1,25 đến 2,5 m/s 2 Rất không thoải mái

Lớn hơn 2 m/s 2 Cực kỳ không thoải mái

Z(t): gia tốc dao động tự do tắt dần của thân xe (m/s2);

Hình 2.1: Đường cong dao động tắt dần của thân xe

Hệ số tắt dần nửa chu kỳ D của dao động thân xe:

Trong đó: A1: giá trị biên độ của đỉnh thứ 2 đến đỉnh thứ 3;

A2: giá trị biên độ của đỉnh thứ 3 đến đỉnh thứ 4;

Hệ số tắt dần ψ của dao động thân xe:

Giường nằm được lắp đặt chắc chắn và bố trí dọc theo chiều chuyển động của xe, nhằm đảm bảo an toàn cho người dùng Mỗi giường chỉ dành cho một người và phải có dây đai an toàn hai điểm.

- Giường phải được bố trí đảm bảo đủ không gian để người sử dụng có thể ra, vào thuận tiện và phải thoả mãn các kích thước mô tả

Hình 2.2: Bố trí giường nằm trên xe khách 2 tầng Trong đó:

+ R2 không nhỏ hơn 350 mm (không áp dụng đối với giường ở hàng cuối cùng của xe);

Một số yêu cầu của xe khách giường nằm 2 tầng quốc tế: (theo ISO 10819:2013/DIS 2631)

Tiêu chuẩn ISO 10819:2013/DIS 2631 đánh giá tính êm dịu của chuyển động dựa trên gia tốc thẳng đứng và quy định các giới hạn cho phép đối với giá trị hiệu dụng của gia tốc thẳng đứng của thùng xe Trên thang đo Loga, tiêu chuẩn này định nghĩa các mức cường độ hiệu dụng của gia tốc bằng một biểu thức cụ thể.

 : Giá trị hiệu dụng của gia tốc, [m/sec 2 ], được xác định bằng công thức:

Z : 10 -6 , [m/sec 2 ] là gia tốc chuẩn Đơn vị tính của L z là deciben [dB] Trị số của L z dùng để đánh giá cường độ của gia tốc hiệu dụng Z hd

Theo tiêu chuẩn ISO 10819:2013/DIS 2631, các giới hạn của gia tốc thẳng đứng được thể hiện trong hình dưới đây Các đồ thị cho thấy mối quan hệ giữa biên độ cường độ Lz của gia tốc thùng xe và tần số trung bình của dao động thùng xe, được đo trên dải tần 1/3 octave và trình bày trên hệ trục chia theo thang logarit thập phân Phân tích này cho phép đánh giá mức rung tác động lên thùng xe ở các tần số khác nhau và hỗ trợ đánh giá an toàn vận hành cũng như thoải mái cho người vận hành.

Hình 2.3 trình bày các giới hạn của gia tốc thẳng đứng trong các khoảng thời gian tác dụng cho phép theo ISO 10819:2013/DIS 2631, đồng thời thể hiện hệ trục tọa độ được quy định trong ISO.

ISO 10819:2013 – Tiêu chuẩn Quốc tế về va đập và rung động cơ khí, đánh giá sự tiếp xúc của con người với rung động toàn thân trong môi trường làm việc Tiêu chuẩn này bỏ qua khái niệm giới hạn suy giảm mức độ thành thạo do mỏi và dựa trên các chuẩn đánh giá ảnh hưởng đến sức khỏe, tiện nghi và nhận thức liên quan đến hiện tượng chóng mặt, mất thăng bằng do chuyển động.

Tiêu chuẩn này sử dụng “vùng khuyến cáo” để phân loại sự tiếp xúc với rung động theo thời gian tiếp xúc; tiếp xúc với rung động vượt khỏi vùng này được xem là có thể gây ra thương tích Tiêu chuẩn đồng thời đưa ra các hướng dẫn về tiện nghi và chóng mặt do chuyển động Đối với đánh giá rung động va đập, tiêu chuẩn mới đưa ra chỉ số giá trị mức độ rung động (VDV) Vùng khuyến cáo được xác định khi trị số VDV đạt 8,5 m/s^2 và vùng có nguy cơ gây hại cho sức khỏe là khi VDV đạt 17 m/s^2.

Hình 2.4: Vùng chỉ dẫn sức khoẻ ISO 10819:2013

Bảng 2.2: Sự phản ứng về tiện nghi với môi trường rung động (ISO 10819:2013)

Nhỏ hơn 0,315 m/s 2 Không có cảm giác không thoải mái

Từ 0,315 đến 0,63 m/s 2 Có cảm giác chút ít về sự không thoái mái

Từ 0,5 đến 1 m/s 2 Có cảm giác rõ rệt về sự không thoải mái

Từ 0,8 đến 1,6 m/s 2 Không thoải mái

Từ 1,25 đến 2,5 m/s 2 Rất không thoải mái

Lớn hơn 2 m/s 2 Cực kỳ không thoải mái

Tiêu chuẩn ISO 10819:2013 là tiêu chuẩn quốc tế hiện hành được dùng để đánh giá ảnh hưởng của dao động toàn thân lên cơ thể con người và xác định mức độ quan trọng của những tác động này.

Hình 2.5: Giới hạn về dao động mà cơ thể chịu được

Trước hết, các tiêu chuẩn giới hạn được xem xét nhằm đánh giá sự đáp ứng của cơ thể trước dao động và ảnh hưởng của nó đến tính tiện nghi Nhiều nghiên cứu đang tìm ra mối liên hệ giữa mức độ dao động tác động lên cơ thể và các tác hại đi kèm, từ đó thiết lập mức an toàn cho phép và giới hạn dao động nhằm ngăn ngừa bệnh nghề nghiệp cho người lao động làm việc trong môi trường có dao động.

Tiêu chuẩn ISO 10819:2013 chỉ rõ kỹ thuật đánh giá và thiết bị dùng cho việc đánh giá dao động ở con người

Có nhiều thông số hỗn hợp và phức tạp khi xác định ảnh hưởng của dao động lên con người Một số tham số liên quan đến đặc điểm cá nhân như tuổi tác, giới tính, trọng lượng và tình trạng hút thuốc, trong khi các tham số khác thay đổi theo thời gian, ví dụ sự biến thiên của tư thế và mức độ vận động Việc kết hợp và phân tích các yếu tố này giúp làm rõ cách dao động tác động lên cơ thể và sức khỏe, đồng thời hỗ trợ tối ưu hóa thiết kế nghiên cứu và ứng dụng thực tiễn.

Những biến ngoại lai quan hệ đến dao động và mức độ dao động (gia tốc), tần số dao động, phương dao động và chu kỳ dao động

Xét ở góc nhìn chủ quan về các thông số chủ thể, tiêu chuẩn hiện hành vẫn còn hạn chế khi xem xét biến ngoại lai và ảnh hưởng của độ lớn, tần số, phương và chu kỳ của dao động Điều này cho thấy sự bất cập giữa lý thuyết và thực tế đo lường, đồng thời nhấn mạnh nhu cầu cập nhật và điều chỉnh các tiêu chuẩn để phản ánh đúng tác động của các yếu tố trên Việc nêu bật vai trò của biến ngoại lai và các tham số dao động như độ lớn, tần số, phương và chu kỳ sẽ giúp nâng cao độ chính xác, tính ổn định và khả năng ứng dụng của hệ thống tiêu chuẩn trong các điều kiện vận hành đa dạng.

ISO 10819:2013 đưa ra 3 tiêu chuẩn để đánh giá ảnh hưởng của dao động lên con người trong nhiều tình huống khác nhau, như sau:

- Ảnh hưởng của đặc tính tuần hoàn, ngẫu nhiên hay tức thời của dao động toàn thân trong quá trình đi trên ô tô đến sức khoẻ

- Sự đánh giá của con người về tính tiện nghi trong quá trình đi trên ô tô

- Ảnh hưởng của dao động đến chứng say sóng.

Khái niệm bộ phận được treo

Bộ phận được treo gồm những cụm, những chi tiết mà trọng lượng của chúng tác động lên hệ thống treo như khung, thùng, cabin, hành khách, hàng hoá, động cơ và một số chi tiết gắn liền với chúng Những cụm chi tiết kể trên được lắp đặt với nhau bằng những đệm cao su đàn hồi, dạ nỉ, gỗ hoặc giấy bìa công nghiệp… trên thực tế bản thân từng cụm chi tiết không phải cứng hoàn toàn mà có sự đàn hồi, biến dạng riêng

Hình 2 6: Sơ đồ bố trí hành khách trên xe SAMCO PRIMAS KFE6

2 4 Sự lăn của bánh ô tô và các loại bán kính bánh ô tô

2.4.1 Khái niệm về sự trượt của bánh ô tô và bán kính lăn r l

Khi bánh ô tô lăn trên đường dưới tác dụng của lực kéo Fk hay lực phanh Fp thì sẽ xảy ra sự trượt

Bán kính lăn rl được xác định bằng quan hệ giữa tốc độ góc k và tốc độ thực tế

2.4.2 Bán kính tính toán r: Được thống nhất lựa chọn là bán kính lăn của bánh ô tô bị động mà trên đó không có bất kỳ một mô men kéo hay mô men phanh nàorr l 0

Khi phanh xảy ra hiện tượng trượt lết thì r < rl và khi trượt lết hoàn toàn rl=∞ Khi kéo xảy ra hiện tượng trượt quay thì r >rl và khi trượt lết hoàn toàn rl=0

Các quan hệ động học bánh ô tô khi phanh

2.5.1 Khái niệm về tốc độ trượt và độ trượt

Khi bánh ô tô lăn trên đường, dưới tác dụng của lực kéo Fk hay lực phanh Fp thì sẽ xảy ra hiện tượng trượt quay hoặc trượt lết

Khi lăn có trượt lăn

Hình 2.7 trình bày sơ đồ lực tác dụng lên bánh ô tô khi có trượt lăn Đây là trường hợp của bánh ô tô kéo Khi đó, tốc độ thực tế của tâm bánh V nhỏ hơn tốc độ lý thuyết V0 = ωk.r, do vậy tâm quay tức thời P nằm ở bên trong vòng bánh ô tô và rl < r Trong vùng tiếp xúc của bánh ô tô với mặt đường sẽ xuất hiện một vận tốc trượt Vδ ngược hướng với trục X.

Do đó: Vδ = V – V0< 0 Để kể tới ảnh hưởng của sự trượt khi kéo, ta có khái niệm độ trượt khi kéo, ký hiệu là δk:

        (2 7) [2] Ở trạng thái trượt lăn hoàn toàn thì ta có các quan hệ:

Khi lăn có trượt lết

Hình 2.8 trình bày sơ đồ lực tác dụng lên bánh ô tô khi trượt lết trong trường hợp phanh Trong trường hợp này, tốc độ thực tế V lớn hơn tốc độ lý thuyết V0, và tâm quay tức thời P nằm bên ngoài bánh ô tô với rl > r Tại vùng tiếp xúc giữa bánh ô tô và mặt đường xuất hiện vận tốc trượt Vδ, có hướng theo dương của trục X Khái niệm về độ trượt khi phanh được giới thiệu.

𝑟 𝑙− 1 < 0 (2 8) [2] Ở trạng thái trượt lết hoàn toàn thì ta có các quan hệ sau:

Qua các kết quả thực nghiệm, độ bám φ không còn là một hằng số mà là một biến số phụ thuộc vào nhiều yếu tố khác nhau; trong số đó, ảnh hưởng của độ trượt giữa bánh ô tô và mặt đường được xem là trường hợp tổng quát nhất tác động đến độ bám, cho thấy sự phức tạp của tương tác giữa bánh xe và bề mặt đường.

Hình 2 9: Đồ thị thể hiện mối quan hệ của hệ số bám và độ trượt

Bằng thực nghiệm có phương trình thể hiện mối quan hệ giữa hệ số bám và độ trượt:

Trong đó C1, C2và C3 là các hệ số thực nghiệm

Giá trị của hệ số bám lăn (thường gọi là hệ số bám) dao động trong khoảng từ 0,1 (đường đóng băng ) tới 1,0 (đường beton )

Tính chất ổn định của ô tô chuyển động

Khi ô tô di chuyển với tốc độ cao trên đường bằng, nó có thể mất ổn định và gặp nguy cơ lật hoặc trượt do tác động của các lực và mô-men lên xe Các phản lực từ mặt đường tác dụng lên bánh xe luôn thay đổi tùy thuộc vào trạng thái và điều kiện chuyển động của xe Giá trị của các phản lực này ảnh hưởng trực tiếp đến các chỉ tiêu kỹ thuật của ô tô như khả năng kéo và bám đường, tính ổn định, an toàn và tuổi thọ của các chi tiết trên xe.

2.6.1 Ổn định chuyển động trong mặt cắt dọc:

Khi ô tô di chuyển với vận tốc cao trên đường nằm ngang (góc nghiêng i=0), lực cản không khí tăng lên đáng kể Lực cản gió lớn này gây mất ổn định cho ô tô, ảnh hưởng đến khả năng kiểm soát và an toàn khi vận hành ở tốc độ cao trên tuyến đường phẳng.

Hình 2 11: Sơ đồ tính tốc độ nguy hiểm xe khách giường nằm

Khi ô tô chạy vượt quá tốc độ nguy hiểm V n

Lực cản không khí gây ra sự lật đổ ô tô qua điểm tiếp xúc bánh sau với mặt đường O 2

Theo phương trình momen, ta có:

M f - momen cản lăn có trị số bé nên có thể bỏ qua

P K F V n lực cản không khí - V n vận tốc nguy hiểm Ô tô bắt đầu lật đổ khi  Z 1 0 suy ra M f  0

Do đó tốc độ nguy hiểm V n

Như vậy tốc độ giới hạn nguy hiểm phụ thuộc toạ độ trọng tâm bánh ô tô (b, h g

); kết cấu hình dạng của ô tô (K,F) khối lượng của ô tô (G gồm trọng lượng có tải và không tải)

Do đó để tăng tốc độ nguy hiểm của ô tô, cũng như tăng tính ổn định thì:

- Ô tô có chiều cao trọng tâm h g thấp, và trọng tâm dịch về phía trước

- Hình dạng chính diện có kết cấu hợp lý, giảm hệ số cản không khí K và F nhân tố cản W=K.F

Hình 2 12: Mô hình ô tô tối ưu

- Tốc độ nguy hiểm của ô tô còn phụ thuộc tình trạng mặt đường, tải trọng của ô tô

- Do đó để xác định tốc độ nguy hiểm cần xét thêm điều kiện bám của bánh ô tô với mặt đường

Theo phương trình cân bằng tổng các lực tác dụng lên ô tô ta có: w k f i j

Khi ô tô chuyển động đều trên đường bằng tức P i  0và P j  0 w k f

Thay vào phương trình (∗∗) ta có:

 (2 13) Đối với loại ô tô một cầu chủ động Đối với loại ô tô hai cầu chủ động G   G

G-trọng lượng toàn bộ của ô tô

G-trọng lượng phân bố lên cầu chủ động f- hệ số cản lăn φ- hệ số bám của bánh ô tô với mặt đường

2.6.2 Tính chất ổn định động trên đường nghiêng ngang:

(Khi ô tô chuyển động thẳng hoặc quay vòng, ô tô dễ bị lật đổ và trượt ngang do các lực tác dụng)

2.6.2.1 Khi ô tô đứng yên trên mặt đường nghiêng ngang:

Hình 2.13: Sơ đồ lực tác dụng khi chuyển động đường nghiêng ngang Điều kiện lật đổ trong trường hợp này lật đổ quanh điểm A

Trường hợp trên ta có:

  (2 15) Ô tô bắt đầu lật khi  Z '' 0

Thay vào phương trình trên ta có: os sin

βm là góc nghiêng ngang lớn nhất khi ô tô đứng yên, cho biết mức độ ổn định của xe trên mặt nghiêng C là chiều rộng cơ sở của ô tô, hg là chiều cao trọng tâm của ô tô; hai tham số này quyết định khả năng lật và độ ổn định của xe Điều kiện trượt phát sinh từ lực tác dụng song song với mặt nghiêng, thường được thể hiện bằng lực F sin β, và để đảm bảo không trượt cần cân bằng giữa lực tác dụng và đặc tính ổn định của xe dựa trên C và hg, nhằm giữ trọng tâm nằm bên trong phạm vi cơ sở và tối ưu hóa khả năng neo bám.

Xét theo điều kiện trượt ngang

Lực bám ngang của ô tô là :

2.6.2.2 Khi ô tô chuyển động trên mặt đường nghiêng ngang:

Sơ đồ: Trường hợp mặt đường nghiêng vào tâm quay vòng (trục quay vòng

Hình 2 13: Sơ đồ lực khi ô tô quay vòng

 Xét theo điều kiện lật đổ:

Do mặt đường nghiêng vào trục tâm quay vòng nên:

Trong phân tích này, xe ô tô bị lật quanh điểm A dưới tác dụng của lực ly tâm Plt và trọng lực G; trọng lực có thành phần G sinβ tác động làm mất cân bằng quay, còn lực ly tâm tác động ngược hướng gây lật Dựa trên cân bằng mô-men quay tại điểm A, ta ghi phương trình cân bằng mô-men: ∑M_A = 0, trong đó các mô men từ trọng lực và từ lực ly tâm đóng vai trò đối lập Điều này cho thấy điều kiện lật hay ổn định của xe phụ thuộc vào các yếu tố như chiều cao trọng tâm, bán kính bánh xe và góc nghiêng β.

Bắt đầu lật khi  Z ' 0 từ đó ta viết lại

Vn- lốc độ giới hạn gây ra lật đổ (m/sec)

R- bán kính quay vòng (m) max max

Tương tự xét mặt đường nghiêng ra ngoài trục tâm quay vòng ( trục A bên phải ít xảy ra)

Ta cũng có kết quả: max max

Khi ô tô quay vòng trên mặt đường ngang  d   0 tg d 0

Để tăng tính ổn định ngang khi quay vòng, cần thiết kế mặt đường có độ nghiêng phù hợp và nghiêng về tâm quay vòng; tăng bán kính quay vòng R tại các đoạn đường vòng để giảm tác động của lực quay lên xe; và giảm tốc độ khi vào đường vòng nhằm đảm bảo V_tt < V_n, từ đó nâng cao tính ổn định và an toàn khi lái xe ở cua.

 Xét theo điều kiện trượt ngang:

Sự mất ổn định ngang cũng bắt nguồn từ hiện tượng trượt ngang Xét trường hợp nguy hiểm là mặt đường nghiêng ra ngoài tâm quay vòng Trong trường hợp này, lực ly tâm P có cùng chiều với hướng trượt, làm tăng áp lực lên bề mặt và làm mất cân bằng của hệ, từ đó làm tăng nguy cơ trượt ngang hoặc mất kiểm soát.

Hình 2.14: Sơ đồ lực khi ô tô theo điều kiện trượt

Phương trình hình chiếu của tổng các lực lên mặt phẳng của đường

Trên hình chiểu đứng vuông góc mặt đường có:

Thay vào ( osG c  P lt sin ) n G.sin P c lt os 0 thay

Khi ô tô quay vòng trên mặt đường nằm ngang  n   0 tg n 0 ta có thể viết lại

Để tính tốc độ nguy hiểm Vn của ôtô, ta xét hai điều kiện: lật đổ (điều kiện lật) và bám/trượt ngang (điều kiện ma sát) Để bảo đảm an toàn, thường lấy điều kiện trượt ngang làm ngưỡng trước khi xảy ra lật đổ, tức là Vn φ < Vn, với Vn được xác định từ các tham số g và R và các thành phần liên quan đến ma sát như φn Các tham số này cho thấy mối liên hệ giữa tốc độ, gia tốc và lực ma sát giữa bánh xe và mặt đường Kết quả là tốc độ cho phép phải nhỏ hơn ngưỡng do điều kiện trượt ngang xác định để giảm thiểu nguy cơ lật đổ.

(2 25) 2.6.3 Tính chất ổn định trên đường bằng:

Hình 2.15: Sơ đồ mômen và lực tác dụng lên ô tô khi quay vòng trên đường nằm ngang

2.6.3.1 Xét ổn định theo điều kiện trượt bên

Để xác định vận tốc giới hạn khi ô tô quay vòng trên đường nằm ngang và bắt đầu trượt, ta phân tích các lực theo hai phương: song song với mặt đường và vuông góc với mặt đường Lực ma sát giới hạn f_max = μ N cung cấp lực hướng tâm cho chuyển động quanh quỹ đạo, trong khi lực pháp tuyến N cân bằng trọng lực, với N = m g trên mặt đường bằng phẳng Ở ngưỡng trượt, f = f_max = μ m g và phải đủ để tạo gia tốc hướng tâm m v^2 / R, với R là bán kính quỹ đạo Do đó vận tốc giới hạn được cho bởi v_lim = sqrt( μ g R ) Các giả định gồm mặt đường bằng phẳng, hệ số ma sát giữa lốp và mặt đường là μ, và xe di chuyển theo đường tròn có bán kính R.

Z’ + Z” = G Khi vận tốc ô tô đạt tới giá trị giới hạn v thì ô tô bắt đầu trượt ngang, lúc đó các phản lực ngang sẽ bằng lực bám

Y’ + Y” = φ y ( Z’ + Z” ) Thay giá trị của biểu thức (1) vào (2) ta được: Plt = φ y G

Mà lực ly tâm Plt = GV φ

Do đó: GV φ 2 gR = φ y G  V φ = √gRφy

Vậy khi ô tô quay vòng trên đường nằm ngang thì vận tốc giới hạn khi ô tô bị trượt là [2]:

V φ = √gRφy Ở đây: g – Gia tốc trọng trường

R – Bán kính quay vòng tức thời φ y - Hệ số bám ngang của bánh xe và mặt đường

2.6.3.2 Xét ổn định theo điều kiện lật đổ

Khi ô tô quay vòng trên đường nằm ngang, lực ly tâm khiến xe có xu hướng lật đổ quanh trục đi qua điểm B và nằm trong mặt phẳng của mặt đường; lúc đó vận tốc của ô tô đạt tới giá trị giới hạn lật Để xác định vận tốc giới hạn lật của ô tô trong trường hợp này, ta xét và giải phương trình cân bằng mômen tại điểm B để tìm vận tốc sao cho các mô men xoay quanh trục tại B cân bằng với lực ly tâm.

Khi xe bắt đầu lật đổ, Z’ = 0 nên ta có:

2 Thay giá trị lực ly tâm Plt = GV n

2 gR vào biểu thức trên ta được:

2 Vậy khi ô tô quay vòng trên đường nằm ngang thì vận tốc giới hạn khi xe bị lật đổ là [2]:

2h g (2 26) Ở đây: g – Gia tốc trọng trường

R – Bán kính quay vòng tức thời h g – Chiều cao trọng tâm xe c – Chiều rộng cơ sở của xe

2.6.4 Tính chất ổn định của ô tô khi quay vòng:

2.6.4.1 Sự quay vòng của ô tô có lốp đàn hồi

Dưới tác dụng của phản lực bên, bánh ô tô bị lệch về một phía và vết tiếp xúc giữa lốp và mặt đường lệch khỏi mặt phẳng giữa của bánh ô tô một góc δ, được gọi là góc lệch hướng.

Góc lăn lệch của bánh ô tô tỷ lệ thuận với lực ngang Py và tỷ lệ nghịch với hệ số chống lệch ngang của lốp ô tô k, nên khi lắp lốp đàn hồi, góc lăn lệch δ được biểu diễn bằng quan hệ δ = Py / k (2.27) [2].

P : lực ngang KG δ : góc lăn lệch bánh ô tô, rad

2.6.4.2 Bán kính quay vòng tức thời R

Trong hệ thống ô tô sử dụng lốp đàn hồi quay vòng, lực ngang Py tác động làm thay đổi hướng chuyển động của bánh ô tô dẫn hướng, trong khi các bánh sau lệch khỏi quỹ đạo do sự lăn lệch của các lốp đàn hồi; sự lệch này được biểu thị bởi hai góc δ1 của véctơ tốc độ V1 ở bánh trước và δ2 của véctơ tốc độ V2 ở bánh sau.

Hình 2.16: Sự quay vòng của ô tô có lốp đàn hồi

Do có sự lăn lệch giữa các bánh trước và bánh sau của ô tô, bán kính quay vòng (Rd) của loại ô tô có lắp lốp đàn hồi sẽ thay đổi theo điều kiện lăn Để xác định Rd, ta xem xét qua hình vẽ bên, nơi mô tả các yếu tố ảnh hưởng và cách tính bán kính quay vòng dựa trên trạng thái lăn của các bánh.

Xét tam giác AO1B có:

Vì    1 , 2 , nhỏ nên tg(  1 ) =   1 ; tg( 2 ) =  2

Cuối cùng bán kính quay vòng của loại ô tô có lắp lốp đàn hồi được xác định theo công thức sau:

Trường hợp bánh ô tô cứng thì 1 =  2 = 0 nên : R = L

Bán kính quay vòng tức thời của loại bánh ô tô có lớp đàn hồi (Rđ) phụ thuộc vào hai góc lăn lệch δ1 và δ2; do đó xảy ra các trường hợp khác nhau sẽ được trình bày ở phần sau.

Khi ô tô trang bị lốp đàn hồi, nó quay vòng với bán kính Rđ = R, trong đó R là bán kính quay vòng của ô tô có bánh cứng; tuy vậy, tâm quay vòng của hệ lốp đàn hồi là O1 không trùng với tâm quay vòng của xe có bánh cứng là O Đây được gọi là quay vòng “trung hòa”.

Tính chất ổn định ô tô khi phanh

2.7.1 Các bánh ô tô ở cầu sau bị hãm cứng khi phanh:

Giả thiết ô tô đang phanh trên đường không thẳng tuyệt đối, lực quán tính Pj sẽ tạo với trục dọc của ô tô một góc α ≠ 0 Nếu đường thẳng thì vẫn có lực ngang tác dụng tại trọng tâm T, đó là thành phần G sin β do mặt đường nghiêng một góc β ≠ 0 Như vậy, khi phanh sẽ xuất hiện lực ngang Y tác dụng tại T (Y = Pj_y hay Y = G sin β hoặc Y là lực gió tạt ngang).

Khi có lực ngang tác dụng tại T, ở cầu trước ô tô xuất hiện hai phản lực ngang lần lượt là Y1 và Y2, với tổng Y1 + Y2 = Y Ở cầu sau, do các bánh xe bị hãm cứng (Pp2), phân bố phản lực ngang giữa các bánh sau sẽ khác và phụ thuộc vào trạng thái phanh, ma sát mặt đường và cấu hình xe Phân tích sự phân bố lực giữa hai cầu giúp nắm được cách xe chịu tác động của lực ngang và ảnh hưởng của lực phanh lên sự ổn định, hướng di chuyển và an toàn khi lái xe.

Dễ thấy rằng Y1 = Pjy và Y1, Pjy là một ngẫu lực nên đã làm xuất hiện mômen Mq làm quay ô tô:

Chiều của Mq như ở hình khiến góc α tăng lên, làm Pjy tăng và làm cho giá trị Mq tăng lên, khiến xe có khả năng quay ngang và làm tăng nguy cơ bị lật đổ, do đó khi các bánh ở cầu sau bị hãm cứng khi phanh, trạng thái chuyển động của xe trở nên không ổn định và khó tránh khỏi mất kiểm soát.

2.7.2 Các bánh ô tô cầu trước bị hãm cứng khi phanh:

Giả thiết được đặt ra là khi ô tô đang phanh, có một lực ngang Y tác dụng lên thân xe, với Y có thể bằng Y = Pjy hoặc Y = G sin β hoặc Y là lực của gió tạt ngang Lực ngang này khiến các bánh ở cầu trước bị hãm cứng khi phanh.

Hình 2 24: Các bánh ô tô ở cầu trước bị hãm cứng

Khi có lực ngang tác dụng tại vị trí T lên hệ truyền lực của ô tô, hai bánh ở cầu sau chịu các phản lực ngang từ mặt đường, gọi lần lượt là Y1 và Y2 Tổng các phản lực ngang ở cầu sau bằng với lực ngang tác động tại T, nên Y1 + Y2 = lực ngang tại T Ở cầu sau, các phản lực ngang phân bố giữa hai bánh sau theo trạng thái tiếp xúc và tải trọng, được biểu diễn bằng các thành phần b2' và b2'' tại mỗi bánh Ở cầu trước, do các bánh xe bị hãm cứng (Pp1), sự phân bố phản lực ngang ở cầu trước bị ảnh hưởng bởi quá trình phanh.

Ta thấy rằng Y2 = Pjy và Y2, Pjy là một ngẫu lực nên đã làm xuất hiện mômen M ' q làm quay ô tô:

Chiều của M'q làm cho góc α giảm xuống, dẫn tới giảm Pjy và làm cho giá trị M'q càng giảm, tức là nguyên nhân gây quay ô tô yếu đi và trở về trạng thái cân bằng Vì vậy, nguy cơ ô tô bị quay ngang là không thể xảy ra.

Khi các bánh xe ở cầu trước bị hãm cứng, các phản lực ngang tác dụng lên bánh trước trở nên vô hiệu, khiến hệ thống lái không còn kiểm soát được xe và xe mất tính ổn định hướng Do đó, xe chuyển động không ổn định và khó kiểm soát trong trường hợp này.

+ Khi phanh ô tô, để ô tô chuyển động ổn định thì không được để các bánh ô tô cầu trước và cầu sau bị hãm cứng

Nếu tất cả các bánh ô tô ở cả hai cầu bị hãm cứng và không có lực ngang tác dụng lên xe, ô tô sẽ trượt thẳng Khi có lực ngang tác dụng lên ô tô, xe sẽ trượt xiên do ngoài lực ngang Y còn có lực Pj tác dụng theo chiều dọc của ô tô; hợp lực của hai lực này làm cho ô tô trượt theo một hướng lệch và chuyển động không ổn định Nếu hợp lực của lực ngang Y và lực Pj quá lớn, ô tô có thể bị lật đổ.

2.7.3 Ổn định của ô tô khi phanh nếu các lực phanh phân bố không đều:

Trong quá trình phanh ô tô, trục dọc của xe có thể nghiêng khỏi phương quỹ đạo đang chuyển động với một góc γ, do sự chênh lệch tổng lực phanh giữa hai bên bánh Sự khác biệt này giữa lực phanh ở bánh phải và bánh trái tạo ra mômen quay Mq quanh trục thẳng đứng z đi qua trọng tâm xe, làm phát sinh hiện tượng yaw và làm thay đổi hướng di chuyển so với quỹ đạo ban đầu.

Khi phanh mà xe bị quay đi một góc vượt quá giới hạn cho phép, sự lệch hướng này ảnh hưởng đến an toàn chuyển động trên đường Tính ổn định khi phanh là khả năng của xe duy trì thăng bằng và đúng hướng lái đã chọn dù có tác động của lực phanh lên xe Các yếu tố ảnh hưởng đến ổn định khi phanh gồm phân bổ lực phanh giữa các bánh, trọng tâm và tải trọng xe, độ bám của lốp, điều kiện mặt đường và tốc độ ban đầu Hệ thống phanh ABS và hệ thống kiểm soát ổn định ESC/ESP giúp ngăn xe quay vòng quá mức bằng cách điều chỉnh lực phanh và ga Để tăng cường ổn định khi phanh, người lái nên duy trì khoảng cách an toàn, phanh từ từ và đều, tránh phanh gấp kết hợp với đánh lái mạnh, kiểm tra lốp và áp suất lốp, và đảm bảo lốp còn đủ mòn để bám đường.

Trong phần này chúng ta nghiên cứu sự ổn định của ô tô khi phanh mà các lực phanh phân bố không đều

Giả sử ô tô đang chuyển động theo hướng trục x và sau khi phanh xe bị lệch một góc γ Trong quá trình phanh, các bánh phía bên phải nhận các lực phanh Pp.p1 ở cầu trước và Pp.p2 ở cầu sau, trong khi các bánh phía bên trái nhận các lực phanh Pp.t1 ở cầu trước và Pp.t2 ở cầu sau.

Tổng các lực phanh ở các bánh ô tô bên phải là:

Và tổng các lực phanh ở các bánh ô tô bên trái bằng:

Giả sử rằng tổng các lực phanh bên phải Pp.p lớn hơn tổng các lực phanh bên trái

Pp.t lúc đó ô tô sẽ quay vòng theo hướng mũi tên chỉ trên hình 9.6 quanh trọng tâm T của ô tô

Mômen quay Mq được xác định theo biểu thức: q p.p p.t p.p p.t

Ma sát giữa bánh ô tô và mặt đường sinh ra mômen quay vòng Mq khi xuất hiện Ở các bánh ô tô của cầu trước sẽ có phản lực Ry1 tác dụng từ mặt đường theo phương ngang, còn ở các bánh ô tô của cầu sau sẽ có phản lực Ry2 tác dụng theo cùng phương ngang Hai phản lực Ry1 và Ry2 phân bổ lực tác dụng lên xe giúp duy trì ma sát bám đường và ổn định khi di chuyển.

Phương trình chuyển động của ô tô đối với trọng tâm T được viết dưới dạng : z q y1 y2

Vì ô tô đã bị xoay đi một góc γ, mômen quay vòng Mq lớn hơn nhiều so với mômen do các lực Ry1 và Ry2 sinh ra Do đó, để đơn giản hóa cho tính toán, ta có thể bỏ qua tác dụng của Ry1 và Ry2 Khi bỏ qua hai lực này, phương trình mô tả hệ thống có dạng z_q.

Iz – Mômen quán tính khối lượng của ô tô quanh trục z đi qua trọng tâm T

Hình 2.25: Sơ đồ lực tác dụng lên ô tô khi phanh mà có hiện tượng quay ô tô do lực phanh phân bố không đều

Lấy tích phân phương trình ta được: q 1 z γ = M t + C I

Theo điều kiện ban đầu, khi t = 0 thì  = 0 nên γ = 0, thay vào ta có:

Lấy tích phân phương trình (9.17) ta được: q 2

Để tìm giá trị C2, ta dùng điều kiện ban đầu tại t = 0 với γ = 0 và thay vào phương trình để được C2 = 0; từ đó rút ra biểu thức cuối cùng xác định góc lệch γ do mô-men quay vòng Mq gây ra Mô-men Mq xuất phát từ sự không đồng đều lực phanh ở các bánh ô tô phía bên phải và phía bên trái, tạo ra: q 2 z γ = M t 2I.

Biểu thức cho thấy góc lệch γ tỷ lệ thuận với mômen quay vòng Mq và với bình phương thời gian phanh t, đồng thời nghịch với mômen quán tính Iz của ô tô quanh trục z đi qua trọng tâm Nói cách khác, γ ∝ Mq × t^2 / Iz, tức là khi mômen quay vòng hoặc thời gian phanh tăng lên thì góc lệch tăng, còn khi Iz lớn thì góc lệch giảm Các yếu tố này phản ánh ảnh hưởng của mômen quay vòng và đặc tính quán tính lên sự lệch hướng và ổn định quay của xe quanh trục z tại trọng tâm.

TÍNH ĐỘNG HỌC VÀ ĐỘNG LỰC HỌC Ô TÔ SAU THAY ĐỔI

Bộ phận được treo nguyên mẫu

Hình 3 1: Sơ đồ bố trí hành khách trên xe SAMCO PRIMAS KFE6 trước thay đổi

Hình 3 2: Sơ đồ bố trí hành khách trên xe SAMCO PRIMAS KFE6 sau khi thay đổi

Hình 3.3: Cách bố trí giường tầng trên trước thay đổi [13]

Hình 3.4: Cách bố trí giường tầng trên sau khi thay đổi

Hình 3.6: Cách bố trí giường tầng dưới sau khi thay đổi

Hình 3.7: Mặt cắt đứng A-A trước thay đổi, B-B sau khi đã thay đổi

3.1.1 Xác định khối lượng bản thân của ô tô:

Các thành phần khối lượng phân bố đối xứng theo chiều dài trục đối xứng dọc của ô tô

Bảng 3.1: Tọa độ của các cụm thành phần tính từ tâm trục bánh ô tô trước

Thành phần khối lượng Ký hiệu

Khối lượng cụm động cơ - hộp số (ly hợp, két nước, intercooler) GDC 8847 1527

Khối lượng khung xe – hệ thống lái GKX 3691 3100

Khối lượng cụm cầu trước – hệ thống treo GTT 0 365

Khối lượng cụm cầu sau – hệ thống treo GTS 6150 1098 Khối lượng bánh xe (kể cả bánh dự phòng) GBX 3232 560

Khối lượng thùng nhiên liệu GTNL -1215 400

Khối lượng khung xương khoang hành khách và tấm vỏ GKV 3295 2425

Khối lượng kính hông, trước và sau GK 4005 660

Khối lượng máy lạnh GML 1335 250

Khối lượng giường nằm và ghế tài xế GGN 3495 1620

Khối lượng ván sàn và nội thất GNT 725 985

Khối lượng bản thân của ô tô Go xo 12990

-x0: là tọa độ trọng tâm ô tô tính từ tâm cầu trước khi ô tô không tải

- Vẽ sơ đồ xác định sự phân bố khối lượng các cụm thành phần của ô tô:

Hình 3 1: Sự phân bố khối lượng các cụm thành phần của ô tô

 Viết phương trình cân bằng mô men tại tâm cầu trước, ta có:

Z 02 *6150 = (G DC *8847+G TS *6150+G K *4005+G KX *3691+G GN *3495+G KV *3295+

G BX *3232+G ML *1335+G NT *725+G TT *0+G TNL *(-1215)).g (3 1) [6]

Giải phương trình (3.1) ta được:

- Phản lực tác dụng lên cầu sau: Z02 = 81900 (N)

- Phản lực tác dụng lên cầu trước: Z01 = G0 - Z02 = 48000 (N)

3.1.2 Xác định khối lượng toàn bộ của ô tô:

Khối lượng hành khách phân bố ở hàng ghế tài xế và ghế tiếp viên GG1 -1640 130

Khối lượng hành khách phân bố ở hàng giường tầng trên, dưới bên tài, bên phụ 01 GG2 -100 260

Khối lượng hành khách phân bố ở hàng giường tầng trên, dưới bên tài, bên phụ 02 GG3 1300 260

Khối lượng hành khách phân bố ở hàng giường tầng GG6 5500 260

Giá trị (kg) trên, dưới bên tài, bên phụ 05

Khối lượng hành khách phân bố ở hàng giường băng

Khối lượng hành khách phân bố ở hàng giường tầng trên, dưới dãy giữa 01 GG9 -30 130

Khối lượng hành khách phân bố ở hàng giường tầng trên, dưới dãy giữa 02 GG10 1370 130

Khối lượng hành lý GHL 2970 215

Tổng khối lượng hành khách GHK 2795

Giả thiết các thành phần khối lượng phân bố đối xứng qua trục đối xứng dọc của ô tô

Vẽ sơ đồ tính toán phân bố khối lượng hành khách và hành lý:

Hình 3.2: Sơ đồ tính toán phân bố khối lượng hành khách và hành lý

Zt2*6150 (GG8*8300+GG14*6970+GG7*6900+GG13*5570+GG6*5500+GG12*4170+GG5*4100 +GHL*2970+GG11*2770+GG4*2700+GG10*1370+GG3*1300+GG9*(-30)+GG2*(-100)

Giải phương trình trên ta được:

- Phản lực do khối lượng hành khách và hành lý phân bố lên cầu sau: Zt2 = 18100 (N)

- Phản lực do khối lượng hành khách và hành lý phân bố lên cầu trước: Zt1 = 12000 (N)

- Vậy, tổng phản lực dokhối lượng hành khách và hành lý cho phép phân bố lên 2 cầu:

Zt = Zt1+Zt2 = GHK+GHL = 30100 (N)

- Khối lượng bản thân của ô tô: G0 = 12990 (kg)

- Tổng khối lượng phân bố phản lực lên cầu trước: Z1 = Z01 + Zt1 = 48000 + 12000 60000(N)

- Tổng khối lượng phân bố phản lực lên cầu sau: Z2 = Z02 + Zt2 = 81900 + 18100 100000(N)

- Tổng phản lực do khối lượng toàn bộ của ô tô tac dụng:

Bộ phận được treo sau khi thay đổi thiết kế

3.2.1 Xác định khối lượng bản thân của ô tô sau khi thay đổi thiết kế:

Các thành phần khối lượng phân bố đối xứng theo chiều dài trục đối xứng dọc của ô tô

Bảng 3.2: Tọa độ của các cụm thành phần tính từ tâm trục bánh ô tô trước

Thành phần khối lượng Ký hiệu Tọa độ

Khối lượng cụm động cơ - hộp số (ly hợp, két nước, intercooler) GDC 8847 1527

Khối lượng khung xe – hệ thống lái GKX 3691 3100

Khối lượng cụm cầu sau – hệ thống treo GTS 6150 1098 Khối lượng bánh xe (kể cả bánh dự phòng) GBX 3232 560

Khối lượng thùng nhiên liệu GTNL -1215 400

Khối lượng khung xương khoang hành khách và tấm vỏ GKV 3295 2225

Khối lượng kính hông, trước và sau GK 4005 660

Khối lượng máy lạnh GML 1335 250

Khối lượng giường nằm và ghế tài xế GGN 3495 1620

Khối lượng ván sàn và nội thất GNT 725 985

Khối lượng bản thân của ô tô Go xo 12790

-x0: là tọa độ trọng tâm ô tô tính từ tâm cầu trước khi ô tô không tải

- Vẽ sơ đồ xác định sự phân bố khối lượng các cụm thành phần của ô tô:

Hình 3 3: Sự phân bố khối lượng các cụm thành phần của ô tô

Z 02 *6150 = (G DC *8847+G TS *6150+G K *4005+G KX *3691+G GN *3495+G KV *3295+

G BX *3232+G ML *1335+G NT *725+G TT *0+G TNL *(-1215)).g (3 3)

Giải phương trình (3.3) ta được:

- Phản lực do khối lượng bản thân tác dụng lên cầu sau: Z02 = 81430 (N)

- Phản lực do khối lượng bản thân tác dụng lên cầu trước: Z01 = G0.g - Z02 = 46470 (N) 3.2.2 Xác định khối lượng toàn bộ của ô tô:

Khối lượng hành khách phân bố ở hàng ghế tài xế và ghế tiếp viên GG1 -1640 130

Khối lượng hành khách phân bố ở hàng giường tầng trên, dưới bên tài, bên phụ 01 GG2 -100 260

Khối lượng hành khách phân bố ở hàng giường GG6 5500 260

Giá trị (kg) tầng trên, dưới bên tài, bên phụ 05

Khối lượng hành khách phân bố ở hàng giường băng 5 GG8 8300 325

Khối lượng hành khách phân bố ở hàng giường tầng trên, dưới dãy giữa 01 GG9 -30 130

Tổng khối lượng hành khách GHK 2795

Giả thiết các thành phần khối lượng phân bố đối xứng qua trục đối xứng dọc của ô tô

Vẽ sơ đồ tính toán phân bố khối lượng hành khách và hành lý:

Hình 3.4: Sơ đồ tính toán phân bố khối lượng hành khách và hành lý

Zt2*6150 (GG8*8300+GG14*6970+GG7*6900+GG13*5570+GG6*5500+GG12*4170+GG5*4100 +GHL*2970+GG11*2770+GG4*2700+GG10*1370+GG3*1300+GG9*(-30)+GG2*(-100)

Giải phương trình trên ta được:

- Phản lực do khối lượng hành khách và hành lý phân bố lên cầu sau: Zt2 = 18100 (N)

- Làm tương tự cho cầu trước, ta tính được phản lực do khối lượng hành khách và hành lý phân bố lên cầu trước: Zt1 = 12000 (N)

- Vậy, tổng phản lực do khối lượng hành khách và hành lý cho phép phân bố lên 2 cầu:

- Khối lượng bản thân của ô tô: G0 = 12790 (kg)

- Tổng phản lực do khối lượng phân bố lên cầu trước: Z1 = Z01 + Zt1 = 44670 + 12000 58470(N)

- Tổng phản lực do khối lượng phân bố lên cầu sau: Z2 = Z02 + Zt2 = 81430 + 18100 99530(N)

- Tổng phản lực khối lượng toàn bộ của ô tô:

Tính toán lại trọng tâm sau khi thay đổi thiết kế

BẢNG THÔNG SỐ TÍNH TOÁN CHIỀU CAO TRỌNG TÂM

Thành phần khối lượng Ký hiệu Tọa độ h i

Khối lượng cụm động cơ-hộp số (ly hợp, két nước, intercooler) GDC 960 1527

Khối lượng khung ô tô – hệ thống lái GKX 1018 3100

Khối lượng cụm cầu sau – hệ thống treo GTS 515 1098

Khối lượng bánh ô tô (kể cả bánh dự phòng) GBX 524 560

Khối lượng thùng nhiên liệu GTNL 635 400

Khối lượng khung vỏ GTH 1402 5540

Khối lượng hành khách GHK 1830 2795

Khối lượng bản thân ô tô sát xi GCH hCH 7050

Khối lượng bản thân ô tô G0 hg0 12790

Khối lượng toàn bộ ô tô G hg 15800

BẢNG THÔNG SỐ TÍNH TOÁN ỔN ĐỊNH

Mô tả Ký hiệu Đơn vị Giá trị

Chiều dài cơ sở L0 mm 6150

Vết bánh ô tô trước B1 mm 2050

Vết bánh ô tô sau phía ngoài Wt mm 2190

Khối lượng bản thân G0 kg 12790

Khối lượng toàn bộ G kg 15800

3.3.1 Xác định tọa độ trọng tâm ôtô:

Tọa độ trọng tâm theo chiều dọc ô tô:

Khoảng cách từ trọng tâm ô tô đến tâm cầu trước a = (Z2 * L0) / G.g = 3,874 (m) [1]

Z 2 – phản lực do khối lượng phân bố lên trục sau ô tô

G - Khối lượng toàn bộ ô tô

Khoảng cách từ trọng tâm ôtô đến tâm cầu sau b = L0 - a = 2,276 (m)

+ Khi không tải: tính toán tương tự ta có: a0 = 3,943 (m) b0 = 2,207 (m)

Tọa độ trọng tâm theo chiều cao:

Để xác định chiều cao trọng tâm của ôtô, ta dựa trên trị số khối lượng của từng thành phần và chiều cao trọng tâm tương ứng của chúng Chiều cao trọng tâm của xe được tính bằng hg = (∑ Gi · hgi) / G, trong đó Gi là khối lượng của phần thành phần i, hgi là chiều cao trọng tâm của phần đó, và G = ∑ Gi là tổng khối lượng của toàn bộ xe Công thức này cho phép kết hợp các yếu tố trọng lượng và vị trí của từng thành phần để xác định vị trí trọng tâm tổng thể của ôtô.

Trong đó h g - Chiều cao trọng tâm ôtô;

G i - Khối lượng các thành phần (ô tô sát xi, thùng vỏ, hành lý, ); h gi - Chiều cao trọng tâm các thành phần khối lượng;

G - Khối lượng toàn bộ ô tô

Từ đó ta tính được:

Chiều cao trọng tâm ô tô sát xi: hCH = 0,790 (m)

Chiều cao trọng tâm ô tô khi ô tô không tải: hg0 = 1,079 (m)

Chiều cao trọng tâm ô tô khi ô tô đầy tải: hg = 1,115 (m)

3.3.2 Xác định bán kính quay vòng nhỏ nhất của ôtô:

Hình 3 5: Xác định bán kính quay vòng

- Bán kính quay vòng nhỏ nhất tính đến tâm đối xứng dọc ô tô:

Trong đó: 1 = 40 0 - Góc quay trung bình của các bánh ô tô dẫn hướng

- Bán kính quay vòng nhỏ nhất theo vệt bánh ô tô trước phía ngoài được tính theo công thức:

A: khoảng cách từ ngõng quay đến vết bánh ô tô trước:A = (B – B1)/2 = 0,115 m

B1: khoảng cách giữa 2 tâm trụ quay đứng: B1= 1,82 m

B: chiều rộng cơ sở bánh trước: B = 2,05 m

L = 6,15 (m) - Chiều dài cơ sở của ô tô

 = arctg(L/(Rmin + B1/2)) = 36,72 o - Góc quay bánh ô tô phía ngoài

3.3.3 Kiểm tra tính ổn định của ô tô:

Trên cơ sở bố trí chung và tọa độ của trọng tâm của ô tô, có thể xác định được các giới hạn ổn định của ô tô như sau:

- Góc giới hạn lật khi lên dốc:

- Góc giới hạn lật khi xuống dốc:

- Góc giới hạn lật trên đường nghiêng ngang:

- Vận tốc chuyển động giới hạn của ôtô khi quay vòng với bán kính Rqmin:

- Góc giới hạn lật khi lên dốc:

- Góc giới hạn lật khi xuống dốc:

- Góc giới hạn lật trên đường nghiêng ngang:

- Vận tốc chuyển động giới hạn của ô tô khi quay vòng với bán kính Rqmin:

Tính toán nhân tố động học và động lực của ô tô sau khi thay đổi thiết kế

Sử dụng công thức thực nghiệm của S.R.Laydecman

Nemax - Công suất hữu ích cực đại của động cơ

Ne là số vòng quay của trục khuỷu động cơ tương ứng với công suất hữu ích tối đa trên đồ thị đặc tính ngoài Trên đồ thị này, công suất hữu ích của động cơ ứng với mọi giá trị vòng quay của trục khuỷu nN (vòng/phút) cho thấy mối quan hệ giữa vòng quay và công suất ở trạng thái làm việc khác nhau Số vòng quay tương ứng với công suất tối đa được ký hiệu là ne (vòng/phút), và việc xác định nN và ne giúp đánh giá hiệu suất và tối ưu vận hành động cơ.

Ne a,b,c - Các hệ số thực nghiệm của động cơ được chọn tương đối theo chủng loại động cơ

3.4.2 Mô men xoắn trên trục khuỷu động cơ:

3.4.3 Lực kéo trên bánh ô tô chủ động:

Pk = [( Me* ih * io )/ Rbx] *  (N) (3 8) [1]

Trong đó: ih; io - Tỉ số truyền hộp số và truyền lực chính;

 - Hiệu suất truyền lực; (chọn theo chủng loại ô tô và hệ thống truyền lực)

Rbx - Bán kính bánh xe; (bằng bán kính lý thuyết nhân với hệ số biến dạng lốp xe)

3.4.4 Lực cản tác dụng lên ô tô:

Trong đó: k = 0,04 (kG.s 2 /m 4 ) - Hệ số cản không khí;

F = B01 * H - Diện tích cản chính diện ô tô (m 2 );

Lực cản tổng cộng Pc:

Trong đó: Pf = f * G – Lực cản lăn

3.4.5 Vận tốc di chuyển của ô tô:

V = 0,377 [(Rbx * ne) / (ih * io)](km/h) (3 11) [1]

3.4.6 Nhân tố động lực học D:

Trong đó: G - Khối lượng toàn bộ ô tô (kg);

Pk - Lực kéo trên bánh ô tô chủ động (N);

Pw - Lực cản không khí (N)

3.4.7 Gia tốc tịnh tiến của ô tô:

Trong đó: g = 9,81 m/s 2 - Gia tốc trọng trường;

 = 1,05 + 0,05 * i 2 hi- Hệ số tính đến ảnh hưởng của khối lượng quán tính quay

3.4.8 Độ dốc lớn nhất mà ô tô có thể khắc phục được: imax = Dmax - f (3 14) [1]

Trong đó: f - Hệ số cản lăn của mặt đường

3.4.9 Thời gian tăng tốc của ô tô khi đầy tải:

Thời gian để ô tô tăng tốc từ V1 đến V2 xác định theo công thức

Trong đó: J (m/s 2 ) - Gia tốc di chuyển của ôtô

Để giải tích phân này, ta áp dụng phương pháp đồ thị dựa trên đồ thị gia tốc của ô tô Từ đồ thị gia tốc, ta chia đường cong thành nhiều đoạn nhỏ sao cho trong mỗi khoảng tốc độ tương ứng với đoạn đường cong đó ô tô tăng tốc với gia tốc không đổi Nhờ giả thiết gia tốc không đổi trên từng đoạn, ta có thể tính được sự thay đổi của vận tốc và quãng đường theo từng phần và sau đó ghép lại để có giá trị tích phân tổng thể Phương pháp này vừa cung cấp sự phân tích trực quan về động lực học vừa tối ưu hóa tính toán cho các bài toán mô phỏng và phân tích động lực học của xe.

Thời gian tăng tốc của ôtô trong khoảng tốc độ từ Vi1 đến Vi2 được xác định như sau:

Trong đó: Jitb = 0,5(Ji1+Ji2)

Ji1 + Ji2 là đại diện cho gia tốc tại điểm đầu và điểm cuối của một khoảng tốc độ được chọn Thời gian tăng tốc tổng cộng từ tốc độ cực tiểu Vmin lên đến tốc độ Vn được tính bằng tổng các khoảng thời gian Δt giữa các mức vận tốc liên tiếp, tức t = ΣΔti, trong đó mỗi Δti xác định sự tăng tốc giữa hai mức tốc độ kế tiếp Việc xác định chính xác gia tốc ở hai đầu và tổng thời gian tăng tốc giúp mô tả và tối ưu quá trình tăng tốc trong hệ thống vận hành.

3.4.10 Xác định quãng đường tăng tốc của ô tô khi đầy tải:

Quảng đường để ô tô tăng tốc từ vận tốc V1 đến vận tốc V2 xác định theo công thức:

Chúng ta sử dụng phương pháp đồ thị dựa trên đồ thị thời gian tăng tốc đã xây dựng để phân tích bài toán Đường cong thời gian tăng tốc được chia thành nhiều đoạn nhỏ; với mỗi đoạn, sự thay đổi tốc độ được coi là nhỏ và ô tô được xem là chuyển động với vận tốc trung bình trong đoạn đó Việc tách nhỏ các đoạn cho phép ước lượng quãng đường và thời gian di chuyển một cách trực quan và chính xác hơn dựa trên dữ liệu gia tốc và vận tốc trung bình ở từng đoạn Phương pháp này phù hợp với các bài toán phân tích chuyển động của xe khi tốc độ thay đổi và giúp tối ưu hóa quá trình tính toán.

Vitb = 0,5*(Vi2 + Vi1) Quãng đường tăng tốc của ô tô trong khoảng tốc độ từ Vi1- Vi2

Quãng đường tăng tốc tổng cộng từ tốc độ cực tiểu Vmin đến tốc độ V n n i i S S S S

3.4.11 Khả năng vượt dốc theo điều kiện bám của bánh ô tô chủ động:

Theo lý thuyết ô tô thì :

Go *  (Memax * ih1 * io * t) / Rđ m * Z *  (3 19) [1]

Memax - Mô men quay cực đại của động cơ, (kG.m); ih1 - Tỉ số truyền số 1 của hộp số;

Rđ - Bán kính động lực học bánh xe, (m); m = 1,2 - Hệ số sử dụng khối lượng bám khi kéo;

Z - Tải trọng tác dụng lên cầu chủ động, (kg);

G - Khối lượng toàn bộ ô tô, (kg);

= f + i - Hệ số cản tổng cộng của đường (lấy theo ô tô nguyên thủy);

Với hệ số bám dọc φ = 0,7, khả năng leo dốc cực đại của ô tô trên các loại đường được tính dựa vào khả năng bám của bánh xe chủ động theo công thức imax ≤ [(mφ · Zφ · φ) / G] – f = 0,507, tức là imax ≤ 50,7%.

3.4.12 Bảng kết quả tính toán: n e (vg/ph) 500 600 700 800 900 1000 1200 1500 1600 1700 1800 1900 n e /n N 0,263 0,316 0,368 0,421 0,474 0,526 0,632 0,789 0,842 0,895 0,947 1,000

Kết quả tính toán thời gian và quãng đường tăng tốc:

So sánh kết quả tính toán lại một số chỉ tiêu sau khi thay đổi thiết kế

3.5.1 Thông số động lực học:

Thông số Giá trị Giới hạn áp dụng

Nhân tố động lực học lớn nhất Dmax 0,253 Không quy định

Nhân tố động lực học nhỏ nhất Dmin 0,018 Không quy định

Vận tốc Vmax tính toán (km/h) 112,7  60

Vận tốc Vmax thực tế theo hệ số cản của mặt đường (km/h) 112,7 Không quy định

Khả năng vượt dốc lớn nhất imax (%) 23,5 ≥20%

Khả năng vượt dốc lớn nhất cho phép theo điều kiện bám (%) 50,7 Không quy định Thời gian tăng tốc (đầy tải) hết quãng đường 200m 25,5 ≤ 26,4

Nhận xét: Các thông số động lực học nêu trên đều thỏa mãn Quy chuẩn QCVN 09:2011/BGTVT [5], đảm bảo ô tô khách (có giường nằm) sau khi thay đổi thiết kế có thể vận hành tốt trên đường

3.5.2 Tính toán dao động của xe sau khi thay đổi thiết kế:

BẢNG THÔNG SỐ TÍNH TOÁN Khối lượng đặt lên hệ thống treo Đơn vị Treo trước Treo sau

Khi ô tô không tải kg 4647 8143

Khi ô tô đầy tải kg 5847 9953

Để phân tích động lực học xe, bài viết trình bay tính toán dao động riêng độc lập của hệ thống treo trước và hệ thống treo sau, giúp phân tách và đánh giá đáp ứng rung động từng nhánh một cách rõ ràng Lực P được xác định tác dụng lên các phần tử đàn hồi thuộc các loại cấu hình khác nhau, từ đó mô phỏng sự phân bổ lực và ảnh hưởng của P lên biên độ dao động của mỗi hệ thống treo Phương pháp này cho phép đánh giá mức độ ổn định, thoải mái và khả năng giảm xóc của xe bằng cách so sánh đáp ứng rung giữa hệ thống treo trước và sau khi chịu cùng một tải tác dụng Các kết quả phân tích hỗ trợ tối ưu hóa thiết kế đệm lò xo và giảm chấn, giúp cải thiện cảm giác lái và an toàn trên các điều kiện đường xá khác nhau.

- p: áp suất của không khí nén dư bên trong

- Fh, Rh: diện tích và bán kính hiệu dụng của phần tử đàn hồi

Khi tải trọng động thay đổi, không khí nén dư sẽ thay đổi theo định luật:

- pt: áp suất không nén dư khi có tải trọng tĩnh

- Vo: thể tích đầu tiên của phần tử đàn hồi khi có tải trọng tĩnh và áp suất tĩnh của không khí

- V:thể tích của phần tử đàn hồi tại thời điểm ta đang xét

- Vp: thể tích bình chứa phụ

k là chỉ số đặc trưng cho tính chất tác dụng theo nhiều hướng của không khí khi bị nén Để xác định độ cứng của hệ thống treo, ta cần xác định đạo hàm của tải trọng P theo độ võng f (theo độ dịch chuyển), tức dP/df Việc tính dP/df cho biết độ cứng của hệ thống treo và mô tả cách hệ thống phản ứng với tải trọng và biến dạng Do đó, cả hai tham số k và dP/df đóng vai trò quan trọng trong đánh giá và thiết kế hệ thống treo nhằm đạt được hành vi mong muốn dưới các điều kiện làm việc khác nhau.

Thay thế các phương trình trên vào nhau và rút ra: df dF V

Trong đó: Vt = Vo + Vp và Vd = V + Vp

Mặc khác ta có: F h df dV 

Sau khi biến đổi ta có: df pdF

Chỉ số k là một tham số đa hướng phụ thuộc vào tốc độ thay đổi tải trọng Trong pha nén, giá trị k tương ứng với tần số dao động của ô tô, khoảng k ≈ 1,3 Độ cứng của phần tử đàn hồi phụ thuộc vào giá trị tức thời của V và Fh, cũng như thể tích của bình chứa phụ Bằng cách điều chỉnh áp suất không khí, ta có một họ đường đặc tính đàn hồi khác nhau tương ứng với các tải trọng tĩnh tác dụng lên phần tử đàn hồi.

Việc xác định quan hệ giữa thể tích của phần tử đàn hồi và diện tích hiệu dụng với biến dạng f bằng phương pháp giải tích có thể cho kết quả chính xác, nhưng rất phức tạp; do đó ta dùng phương pháp tính gần đúng và tiếp cận bằng giải pháp đồ thị Với mỗi giá trị biến dạng f, ta vẽ hình dạng bên ngoài của mặt bên ở một vài vị trí trên hành trình nén và trả, và ở từng vị trí tính được thể tích và diện tích hiệu dụng Từ các kết quả tính toán này xây dựng được hai đường đặc tính V = ψ1(f) và Rh = ψ2(f) Gọi V1 là thể tích của bầu hơi để điều chỉnh áp suất ban đầu, ta có bảng kết quả tính toán sau:

Tần số dao động n n300 f (lần/phút)

Với f là độ võng (cm)

Bảng kết quả tính toán cho hệ thống treo trước theo tải trọng từ không tải đến đầy tải:

BẢNG KẾT QUẢ TÍNH TOÁN CHO HỆ THỐNG TREO TRƯỚC

C1 (kG/cm) 811,72 795,34 781,37 769,15 758,01 750,67 f1 (cm) 5,72 6,14 6,55 6,97 7,39 7,78 n1 (lần/phút) 125,48 121,12 117,20 113,65 110,38 107,56

Bảng kết quả tính toán cho hệ thống treo sau theo tải trọng từ không tải đến đầy tải:

BẢNG KẾT QUẢ TÍNH TOÁN CHO HỆ THỐNG TREO SAU

C2 (kG/cm) 858,64 803,28 758,33 720,85 689,04 664,81 f2 (cm) 9,17 10,25 11,33 12,43 13,52 14,56 n2 (lần/phút) 99,09 93,71 89,11 85,11 81,58 78,62

Tần số dao động liên kết:

Do có sự thay đổi về các tham số như toạ độ trọng tâm của ô tô và khối lượng của các hệ treo, cần đánh giá lại thông số êm dịu của xe dựa trên tần số dao động liên quan nhằm tối ưu hóa sự thoải mái và ổn định khi vận hành Việc tái đánh giá này giúp điều chỉnh hệ thống treo và giảm xóc để nâng cao chất lượng lái và đáp ứng tốt hơn với các điều kiện vận hành khác nhau.

Trong đó: 1 và 2: Hệ số liên kết

2= (1-)/(+a/b) Trong đó: a và b là các thông số toạ độ trọng tâm ô tô khách

 = 0,8 - 1,2 là hệ số phân bố khối lượng được treo

1 và 2 là tần số dao động đặc trưng của các phần tử khối lượng được treo phân ra cầu trước và cầu sau:

TRƯỜNG HỢP KHÔNG TẢI Treo trước Treo sau

Tần số dao động riêng độc lập; n1,n2 lần/phút 125,48 99,09

Tần số dao động liên kết; Ω 1, Ω 2 lần/phút 148,42 132,37

TRƯỜNG HỢP ĐẦY TẢI Treo trước Treo sau

Tần số dao động riêng độc lập; n1,n2 lần/phút 107,56 78,62

Tần số dao động liên kết; Ω 1, Ω 2 lần/phút 103,59 91,38

Nhận xét cho thấy số lần dao động trong một phút của khối lượng treo ở cầu trước và cầu sau nằm trong giới hạn cho phép đối với ô tô khách, với Ω ≤ 150 lần/phút Như vậy, hệ thống treo trước và sau thỏa mãn điều kiện êm dịu khi ô tô làm việc, cho phép vận hành ổn định và mang lại cảm giác lái êm ái cho người ngồi trên xe.

3.5.3 Tính toán hiệu quả của hệ thống phanh sau khi đổi thiết kế:

BẢNG THÔNG SỐ TÍNH TOÁN TRƯỚC THAY ĐỔI

Ký hiệu Đơn vị Giá trị

Chiều cao trọng tâm ô tô khi không tải hg0 m 1,047

Chiều cao trọng tâm ô tô khi đầy tải hg m 1,115

Tọa độ trọng tâm ô tô theo chiều dọc khi không tải a0 m 3,878 b0 m 2,272

Tọa độ trọng tâm ô tô theo chiều dọc khi đầy tải a m 3,844 b m 2,306

Khối lượng của ô tô không tải (có 1 lái xe) G0 kg 12855

Khối lượng toàn bộ của xe G kg 15800

Bán kính động lực học của bánh xe Rđ m 0,558

Tốc độ ô tô trước khi phanh đạt 8,330 m/s, và khoảng cách từ điểm chốt cố định tới tâm cam ép đối với cơ cấu phanh dẫn động khí nén của cầu trước là 0,32 m.

Khoảng cách từ điểm chốt cố định tới tâm cam ép đối với cơ cấu phanh dẫn động khí nén của cầu sau h2 m 0,32

Bán kính trống phanh cầu trước R1 m 0,205

Bán kính trống phanh cầu sau R2 m 0,205

Hệ số ma sát của cặp trống phanh, má phanh f 0,3

Hệ số bám của mặt đường  0,7

Hệ số xét đến sự không đồng đều lực phanh ở các bánh ô tô mp 1,2

Với hệ thống phanh khí nén Áp suất khí nén trong dẫn động phanh cầu trước p1 kG/cm 2 6

Các thông số hệ thống phanh được nêu như sau: tỷ số truyền cơ cấu cam phanh cầu trước ik1 = 5; đường kính làm việc của bầu phanh cầu trước Dbp1 = 16 cm; áp suất khí nén trong dẫn động phanh cầu sau p2 = 6 kg/cm^2.

Tỷ số truyền cơ cấu cam phanh cầu sau ik2 5 Đường kính làm việc của bầu phanh cầu sau Dbp2 cm 18

Hệ số cường độ phanh K 0,6

3.5.2.1 Momen do cơ cấu phanh sinh ra theo thiết kế của xe

Hình 3 6: Cơ cấu phanh guốc

RX1, RY1 - là các phản lực ở các điểm đặt cố định của guốc phanh

Viết phương trình cân bằng mô men của tất cả các lực so với điểm cố định của guốc phanh trước Từ đó theo biểu thức Y1 = f.X1 rút ra

Như vậy mô men ma sát ở guốc phanh trước:

Các lực tác dụng lên guốc phanh sau hoàn toàn tương tự, do đó mô men ma sát ở guốc phanh sau là:

Mô men phanh tổng cộng của một cơ cấu phanh

Với: h - Khoảng cách từ điểm chốt cố định tới tâm xi lanh phanh bánh ô tô hoặc tâm cam ép đối với cơ cấu phanh dẫn động khí nén

R - Bán kính trống phanh f - Hệ số ma sát của cặp trống phanh, má phanh; f = 0,3

Trong đó: p - Áp suất khí nén trong dẫn động phanh; p = 6 kG/cm 2

S - Diện tích bầu phanh S = (D 2 bp/4) (cm 2 ) ik - Tỷ số truyền cơ cấu cam phanh = L2/L1 = 5

Mô men tổng cộng của một cơ cấu phanh như sau: p 2 2 2

Mô men phanh ở cầu trước:

Mô men phanh ở cầu sau:

3.5.2.2 Xác định các chỉ tiêu đánh giá hiệu quả phanh theo QCVN 09:2011/BGTVT [5]:

 Mô men phanh cần thiết theo điều kiện bám khi không tải:

Mô men phanh cần thiết trên cầu trước

Mô men phanh cần thiết trên cầu sau

 Mô men phanh cần thiết theo điều kiện bám khi đầy tải:

Mô men phanh cần thiết trên cầu trước

Mô men phanh cần thiết trên cầu sau

Mpb2 = G/L*(a – K*hg)**Rbx = 3153,36 (kG.m) Trong đó: K= j/g = 0,6: Hệ số cường độ phanh

Gia tốc chậm dần lớn nhất khi phanh được tính theo công thức đặc thù dựa trên lực phanh tác động lên bánh xe và đặc tính ma sát giữa lốp và mặt đường; nhằm đảm bảo phanh không gây hiện tượng hãm cứng bánh xe, công thức này phải tính tới khả năng bám dính tối đa và giới hạn lực phanh ở mức an toàn Khi tính gia tốc phanh, các yếu tố như tải trọng xe, trạng thái đường, điều kiện thời tiết và loại lốp được xem xét để ước lượng quán tính và giới hạn an toàn của hệ thống phanh Hệ thống phanh hiện đại, đặc biệt là ABS, giúp duy trì độ bám và ngăn ngừa khóa bánh xe, từ đó tối ưu hóa thời gian phanh và khoảng cách phanh Việc xác định đúng gia tốc phanh hỗ trợ thiết kế hệ thống treo, phân bổ lực phanh và chọn lốp phù hợp, đồng thời nâng cao an toàn khi điều khiển xe ở các điều kiện khác nhau.

Jpmax = (Mphi.g)/(G.Rbx) = (Mph1+Mph2).g/G.Rbx.mp (m/s 2 )

 Quãng đường phanh ngắn nhất:

Trong đó: V0 - Tốc độ chuyển động của ôtô trước khi phanh V = 30 km/h mp - Hệ số xét đến sự không đồng đều lực phanh ở các bánh ô tô mp= 1,2

KẾT QUẢ TÍNH TOÁN Các chỉ tiêu đánh giá hiệu quả phanh Đơn vị Giá trị Khi không tải

Gia tốc chậm dần lớn nhất khi phanh m/s 2 5,72

Quãng đường phanh ngắn nhất m 7,28

Gia tốc chậm dần lớn nhất khi phanh m/s 2 5,72

Quãng đường phanh ngắn nhất m 7,28

Kết luận: Quãng đường phanh và gia tốc phanh chậm dần lớn nhất phù hợp với quy định cho phép của Quy chuẩn QCVN 09:2011/BGTVT [5].

XÂY DỰNG VÀ ĐÁNH GIÁ MÔ HÌNH

Tiêu đề	Nghiên cứu tối ưu hóa thiết kế bộ phận được treo để nâng cao an toàn chuyển động của xe khách 2 tầng
Tác giả	Phạm Sơn Tùng
Người hướng dẫn	PGS.TS Nguyễn Văn Phụng
Trường học	Trường Đại học Sư Phạm Kỹ Thuật
Chuyên ngành	Kỹ thuật Cơ khí
Thể loại	Luận văn thạc sĩ
Năm xuất bản	2016
Thành phố	Tp. Hồ Chí Minh

Định dạng
Số trang	119
Dung lượng	6,09 MB