Nghiên cứu tối ưu hóa thiết kế bộ phận được treo để nâng cao an toàn chuyển động của xe khách 2 tầng

Nghiên cứu tối ưu hóa thiết kế bộ phận được treo để nâng cao an toàn chuyển động của xe khách 2 tầng Nghiên cứu tối ưu hóa thiết kế bộ phận được treo để nâng cao an toàn chuyển động của xe khách 2 tầng 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

Với sự phát triển của đất nước trong nền kinh tế hội nhập, nhu cầu đi lại và vận chuyển hàng hóa ngày càng tăng đã thúc đẩy số lượng phương tiện tham gia giao thông đường bộ tăng nhanh và để lại hậu quả nặng nề cho ngân sách, công sức của Nhà nước và đời sống người dân Theo thống kê 10 tháng đầu năm 2014 có trên 8.000 người tử vong do tai nạn giao thông, trong khi số ô tô đăng ký mới lên tới 72.387 và tổng số phương tiện đang quản lý là 2,2 triệu ôtô Tai nạn giao thông tạo áp lực lớn cho Đảng và Nhà nước và là thách thức nan giải về kinh tế khi gây thiệt hại về chi phí y tế, thiệt hại phương tiện, hạ tầng, chi phí khắc phục, đồng thời hao phí thời gian lao động của nạn nhân và gia đình, xã hội Mặt khác, tai nạn giao thông còn tác động tới thể chất và tâm lý của nạn nhân và người thân, cả trước mắt và về lâu dài.

Trong tình hình đó Đảng và nhà nước đã có những chủ trương: Nghị quyết số 65/2013/QH13 cải tạo nâng cấp quốc lộ 1A, Nghị định số 23/2004/NĐ-CP quy định niên hạn sử dụng của ô tô 13/1/2004 , Nghị định số 51/2008/NĐ-CP ngày 22 tháng 4 năm 2008 của Chính phủ quy định quá khổ quá tải của ô tô

Hình 1.2: Dự án mở rộng quốc lộ 1A

Ngày nay nhu cầu sử dụng phương tiện giao thông vận tải bằng ô tô nói chung và vận tải hành khách nói riêng ngày càng mở rộng về quy mô lẫn chất lượng phục vụ để đáp ứng yêu cầu vận chuyển hàng hóa và phục vụ đời sống xã hội Trước đây, trên các tuyến đường dài, hành khách chỉ cần có phương tiện để đi đến nơi về đến chốn mà ít yêu cầu về chất lượng; nay khi kinh tế phát triển, đời sống người dân được nâng cao và hội nhập kinh tế thế giới diễn ra, yêu cầu về chất lượng dịch vụ khi đi lại càng cao hơn Với ưu điểm tiện lợi, cơ động, giá thành hợp lý và phù hợp với nhiều địa hình của Việt Nam, vận tải hành khách bằng ô tô ngày càng chiếm ưu thế so với các phương tiện khác, tuy nhiên sự nâng cao của chất lượng dịch vụ cũng làm nảy sinh những kỳ vọng ngày càng lớn từ người dân Trong các loại xe khách, xe khách giường nằm là một hình thức nổi bật đáp ứng nhu cầu đi lại trên các tuyến đường dài, mang lại sự tiện nghi cho hành khách.

2 tầng, không chỉ đi được nhiều loại đường một cách linh hoạt mà còn phải đảm bảo được tính điều khiển ở mức tốt, tức là phải đảm bảo được quỹ đạo chuyển động khi có tín hiệu điều khiển của người lái Chính vì vậy sự chuyển động của ô tô phải có tính ổn định cao nhất để giúp cho người tài xế, hành khách được an toàn và cảm thấy thoải mái khi xe chuyển động

Hình 1.3: Độ tiện nghi của xe giường nằm

Theo thống kê của Ủy ban An toàn giao thông Quốc gia, từ ngày 16/12/2013 đến 15/12/2014 trên toàn quốc 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 có sự giảm nhẹ 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 theo 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 vùng Tây Nguyên và Tây Bắc, gần đây càng tăng trên các cung đường cao tốc Để hạn chế tai nạn, cần nghiên cứu giới hạn một số cung đường nguy hiểm hoặc hạn chế hoạt động của loại xe này trên từng tuyến đường, đồng thời thực hiện các cải tiến và tối ưu hóa thiết kế để xe khách giường nằm khi chuyển động trên đường an toàn và tiện lợi hơn.

Để nâng cao an toàn chuyển động của xe khách hai tầng giường nằm, tôi chọn đề tài "Nghiên cứu tối ưu hóa thiết kế bộ phận được treo" Nghiên cứu tập trung tối ưu hóa các tham số thiết kế bộ phận treo nhằm cải thiện độ ổn định, giảm rung lắc và tăng khả năng chịu tải khi vận hành Phương pháp bao gồm phân tích động học, mô phỏng số và thử nghiệm trên các mẫu thiết kế để xác định cấu hình tối ưu và đề xuất áp dụng trong thực tế cho xe khách hai tầng giường nằm Kết quả kỳ vọng là nâng cao chất lượng hành trình, tăng an toàn cho hành khách và đóng góp vào tiêu chuẩn an toàn giao thông cũng như năng lực cạnh tranh của đơn vị vận tải.

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

Minh Đức, trong luận văn này tác giả đã xây dựng được mô hình ổn định thùng xe trong chuyển động và đưa ra được các yếu tố ảnh hưởng đến góc nghiêng thùng xe như: gia tốc, thông số hệ thống treo, độ cứng lốp xe… Tác giả tiến hành khảo sát và rút ra kết luận về ảnh hưởng của yếu tố vận tốc xe đến các dịch chuyển thùng xe, góc nghiêng thùng xe khi xe chuyển động thẳng và quay vòng

Luận văn thạc sĩ mang tự đề “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 dao động tác động tới hành khách và mức độ thoải mái khi di chuyển Bằng công cụ Matlab, tác giả thực hiện mô phỏng và phân tích đáp ứng dao động để đề xuất các tần số dao động thích hợp nhằm giảm ảnh hưởng đến người trên xe Nghiên cứu xem xét các yếu tố cấu hình xe, điều kiện vận hành và đặc trưng tải trọng nhằm phản ánh đúng thực tế, từ đó cung cấp cơ sở khoa học cho cải tiến thiết kế và vận hành của xe khách giường nằm Thaco – Mobihome HB120.

Luận văn thạc sĩ: “Tính toán mô phỏng ổn định thùng xe với hệ thống treo khí” của tác giả Hồ Xuân Trường, trong luận văn này tác giả đã xây dựng mô hình ổn định thùng xe trong chuyển động thẳng, quay vòng, từ đó rút ra các nhận xét về ảnh hưởng của thông số hệ thống treo đến trạng thái ổn định của thùng xe và xây dựng 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 trình bày nghiên cứu về an toàn kết cấu khung xe ô tô khách cho một đoạn xe Tác giả sử dụng phần mềm HyperMesh 7.0 để xây dựng mô hình phần tử hữu hạn cho một đoạn xe và dùng LS-DYNA 970 để phân tích kết quả mô phỏng lật nghiêng của đoạn ô tô khách Quá trình này được tiến hành so sánh giữa kết quả thí nghiệm và kết quả mô phỏng, sau đó điều chỉnh mô hình phần tử hữu hạn và các tham số kỹ thuật cho đến khi hai loại kết quả gần bằng nhau Từ đó, bài báo tập trung vào tối ưu thiết kế kết cấu phần thân xe dựa trên phân tích phần tử hữu hạn nhằm nâng cao độ an toàn và khả năng chịu lực của khung xe.

Bài báo khoa học “Numerical simulation of bus rollover” của tác giả Tomas Wayhs Tech sử dụng phần mềm LS-DYNA để thực hiện mô phỏng tính an toàn cho kết cấu khung xe buýt dưới điều kiện lật nghiêng; dựa trên kết quả mô phỏng, nghiên cứu phân tích hiệu suất khung xe và đề xuất các phương án thiết kế cải tiến nhằm nâng cao khả năng bảo vệ hành khách và thỏa mãn các tiêu chuẩn quy định về an toàn.

Mục đích của đề tài

Cải tiến thiết kế bộ phận treo của SAMCO PRIMAS KFE6 nhằm thay đổi kết cấu và vị trí bố trí giường nằm cho hành khách để giảm trọng tâm của xe đồng thời vẫn đảm bảo số lượng hành khách, không gian riêng của từng người và không gian an toàn khi xảy ra tai nạn, tức là đáp ứng các tiêu chí đánh giá của xe khách Các thay đổi này không làm thay đổi đáng kể hình dáng, khối lượng và kích thước bên ngoài của xe so với thiết kế trước khi cải tiến.

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 chuyển động, tiện nghi và an toàn của xe khách giường sau thay đổi

- 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 kết cấu thùng xe ảnh hưởng trực tiếp đến điều kiện làm việc và các thao tác điều khiển, bị chi phối bởi nhiều yếu tố khác nhau tùy thuộc vào trạng thái làm việc của xe Vì vậy đề tài không xem xét lại hệ thống treo mà dựa trên các kết quả đã có để tiến hành các tính toán cần thiết.

Sẽ tập trung vào phân tích thiết kế và bố trí lại khối lượng được treo để hạ thấp trọng tâm của xe hơn so với hiện tại mà vẫn đảm bảo được về tính an toàn chuyển động, êm dịu cho hành khách.

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

16.2 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 chính khi thử trên đường phủ nhựa hoặc đường bê tông bằng phẳng và khô, hệ số bám không nhỏ hơn 0,6 (được đánh giá bằng một trong hai chỉ tiêu quãng đường phanh SP hoặc gia tốc phanh lớn nhất JPmax 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 trên xe phải được lắp đặt chắc chắn và bố trí dọc theo chiều chuyển động của xe để đảm bảo sự ổn định và an toàn cho người nằm; mỗi giường chỉ dành cho một người và phải có dây đai an toàn loại hai điểm để giữ cố định người nằm trong mọi tình huống.

- 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 chuyển động theo gia tốc thẳng đứng, tiêu chuẩn này đưa các giới hạn cho phép đối với các giá trị hiệu dụng của gia tốc thẳng đứng của thùng xe, trên thang đo Loga, người ta định nghĩa hiệu các mức cường độ hiệu dụng của gia tốc bởi biểu thức:

 : 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 gia tốc thẳng đứng cho thùng xe được thể hiện bằng hình minh họa dưới đây, với các đồ thị cho thấy mối quan hệ giữa mức cường độ rung Lz của gia tốc thùng xe và tần số trung bình của dao động thùng xe được đo trên giải tần 1/3 octave (hệ trục chia theo thang Logarit thập phân).

Hình 2.3 mô tả các giới hạn của gia tốc thẳng đứng trong các khoảng thời gian tác dụng cho phép theo ISO 10819:2013/DIS 2631 và được đặt trong hệ trục tọa độ quy định bởi ISO, nhằm làm rõ cách đánh giá mức độ rung và tuân thủ các yêu cầu an toàn liên quan đến rung động theo chuẩn quốc tế.

Tiêu chuẩn ISO 10819:2013 về va đập và rung động cơ khí mô tả phương pháp đánh giá sự tiếp xúc của con người với rung động toàn thân Tiêu chuẩn này bỏ qua khái niệm giới hạn về suy giảm mức độ thành thạo do mỏi và dựa trên các tiêu chuẩn đánh giá ảnh hưởng sức khỏe, sự tiện nghi và nhận thức liên quan đến hiện tượng chóng mặt do chuyển động.

Tiêu chuẩn này sử dụng “vùng khuyến cáo” để phân loại sự tiếp xúc với rung động giữa các giới hạn tùy theo thời gian tiếp xúc với rung động Tiếp xúc với rung động vượt ra khỏi giới hạn này được xem là”có thể gây ra thương tích” Tiêu chuẩn này đồng thời đưa ra các hướng dẫn về tiện nghi và chóng mặt do chuyển động Đối với vấn đề đánh giá rung động va đập, tiêu chuẩn mới đưa ra chỉ số giá trị mức độ rung động (VDV) Khu vực khuyến cáo là khu vực có trị số VDV đạt 8,5m/sec 2 và khu vực có khả năng nguy hại đến sức khỏe là khu vực VDV đạt 17m/sec 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 quốc tế hiện hành ISO 10819:2013 được sử dụng để đánh giá dao động toàn thân và xác định ảnh hưởng của nó đến cơ thể con người cùng mức độ quan trọng của hiện tượng này Tiêu chuẩn này cung cấp khung tham chiếu cho đo lường, phân tích và so sánh các yếu tố liên quan đến rung động, từ đó đánh giá nguy cơ và thiết kế biện pháp giảm thiểu phù hợp với người lao động và người tiếp xúc với nguồn dao động Việc áp dụng ISO 10819:2013 giúp nâng cao nhận thức về an toàn sức khỏe và tối ưu hóa môi trường làm việc bằng cách quản lý hiệu quả dao động toàn thân.

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

Trước hết, các tiêu chuẩn giới hạn được xây dựng để đánh giá ảnh hưởng của dao động đến sự tiện nghi và thoải mái của người làm việc Nhiều nghiên cứu vẫn đang tìm kiếm mối liên hệ giữa mức dao động đưa vào cơ thể và các tác hại kèm theo, từ đó xác 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

Đánh giá ảnh hưởng của dao động lên con người dựa trên một hệ tham số hỗn hợp và phức tạp, trong đó có các yếu tố cá nhân như tuổi tác, giới tính, cân nặng và trạng thái hút thuốc, vốn ảnh hưởng đến cách cơ thể đáp ứng dao động Bên cạnh đó, nhiều tham số còn thay đổi theo thời gian và ngữ cảnh làm việc, như sự thay đổi tư thế, mức độ vận động và các biến động sinh lý khác Do đó, việc phân tích tác động của dao động đòi hỏi mô hình đa tham số, theo dõi liên tục và hiệu chỉnh theo đặc thù công việc nhằm đảm bảo an toàn và tối ưu hiệu suất làm việc.

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 độ chủ quan đối với các thông số chủ thể, các tiêu chuẩn hiện hành vẫn còn hạn chế khi xét tới biến ngoại lai và ảnh hưởng của độ lớn, tần số, phương và chu kỳ của dao động Những yếu tố này có thể gây lệch kết quả đo lường nếu không được kiểm soát đầy đủ, từ đó ảnh hưởng đến độ tin cậy và khả năng so sánh giữa các nghiên cứu Để nâng cao độ chính xác và tính tương thích của chuẩn hóa, cần mở rộng phạm vi tiêu chuẩn để tích hợp biến ngoại lai và đặc tính động của dao động vào quá trình hiệu chuẩn và đánh giá.

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

Các cụm chi tiết treo lên hệ thống treo gồm khung, thùng, cabin, hành khách, hàng hóa, động cơ và một số chi tiết gắn liền với chúng; trọng lượng của các bộ phận này tác động lên hệ thống treo Những cụm chi tiết này được lắp ráp với nhau bằng những đệm cao su đàn hồi, dạ nỉ, gỗ hoặc giấy bìa công nghiệp; trên thực tế từng cụm chi tiết không phải là khối cứng tuyệt đối mà có sự đàn hồi và khả năng 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, r nhỏ hơn rl và khi trượt lết hoàn toàn rl = ∞ Khi kéo xảy ra hiện tượng trượt quay, r lớn hơn rl và khi trượt quay 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 mô tả sơ đồ lực tác dụng lên bánh ô tô khi có trượt lăn, đây là trường hợp bánh ô tô kéo Tốc độ thực tế của tâm bánh V nhỏ hơn tốc độ lý thuyết V0 = ωk.r, nên tâm quay tức thời P nằm ở bên trong vòng bánh và rl < r Trong vùng tiếp xúc giữa bánh ô tô và 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

Đây là trường hợp bánh ô tô đang phanh và bị trượt lết Hình 2.8 cho thấy lực tác dụng lên bánh xe khi xảy ra trượt lết, với tốc độ thực tế V lớn hơn tốc độ lý thuyết V0 Tâm quay tức thời P nằm ở phía ngoài bánh và rl > r, cho thấy sự lệch giữa vòng quay và kích thước bánh Tại vùng tiếp xúc giữa bánh và mặt đường cũng xuất hiện vận tốc trượt Vδ theo hướng dương của trục X Tương tự, ta có khái niệm về độ trượt khi phanh để mô tả và phân tích hành vi của hệ thống phanh và lực ma sát tác động lên bánh xe.

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

Bằng thực nghiệm người ta chứng minh được rằng độ bám  không phải là một hằng số mà là một biến số phụ thuộc vào nhiều yếu tố trong đó ảnh hưởng của độ trượt giữa bánh ô tô với mặt đường là trường hợp tổng quát nhất

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 chuyển động trên đường bằng có thể bị mất ổn định (lật hoặc trượt) dưới tác dụng của các lực và mômen khi chuyển động ở tốc độ cao trên đường Các phản lực từ mặt đường tác dụng lên bánh ô tô luôn thay đổi tuỳ thuộc trạng thái và điều kiện chuyển động 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, tính ổn định, an toàn và tuổi thọ của các chi tiết

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 gây ra tác động rất lớn, dẫn đến mất ổn định cho xe Trong tình huống này, sự tăng của lực cản không khí có thể làm giảm khả năng kiểm soát và đòi hỏi các biện pháp thiết kế khí động học cùng hệ thống kiểm soát lái tối ưu để duy trì an toàn ở tốc độ cao.

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: 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

 m : góc nghiêng ngang lớn nhất khi ô tô đứng yên C: chiều rộng cơ sở của ô tô hg:chiều cao trọng tâm của ô tô Điều kiện trượt là do lực sinG  nên để đảm bảo không trượt thì

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 vuông góc mặt phẳng ngang bên trái)

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:

 g R hướng ngược với hướng lực thành phần G.sinDưới tác dụng lực ly tâm Plt ô tô bị lật đổ quanh điểm A viết phương trình cân bằng momen qua A ta có:

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

Muốn tăng tính ốn định ngang khi quay vòng cần: thiết kế mặt đường nghiêng và nên nghiêng vào trục tâm quay vòng; tăng bán kính quay vòng R tại chỗ đường vòng; giảm tốc độ khi đi vào đường vòng đám bảo V tt V n

 Xét theo điều kiện trượt ngang:

Sự mất ồn định ngang còn do sự trượt ngang Xét trường hợp nguy hiểm là mặt đường nghiêng ra ngoài tâm quay vòng Trường hợp này lực ly tâm Plt cùng chiều với

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 toán tốc độ nguy hiểm Vn của ôtô, ta phân tích hai điều kiện: lật đổ (điều kiện lật) và bám/trượt ngang (điều kiện ma sát) Tốc độ nguy hiểm theo điều kiện lật thể hiện ngưỡng xe có thể mất thăng bằng và gặp sự cố lật đổ trên cung đường, trong khi tốc độ nguy hiểm theo điều kiện trượt ngang cho thấy giới hạn bám đường của bánh xe dựa trên hệ số ma sát và tải trọng Để đảm bảo an toàn, thông thường ta lấy giới hạn từ điều kiện trượt ngang trước khi xảy ra lật đổ, tức là Vnφ < Vn Các công thức xác định Vn và Vnφ dựa trên các tham số như bán kính quỹ đạo R, gia tốc trọng lực g và các đặc trưng bám đường, với Vn và Vnφ được biểu diễn theo các mô hình động học nhằm so sánh hai giới hạn và đánh giá rủi ro lật đổ hoặc trượt ngang ở các vận tốc khác nhau, từ đó hỗ trợ đưa ra ngưỡng tốc độ an toàn cho lái xe và hệ thống hỗ trợ.

(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

Khi ô tô quay vòng trên đường nằm ngang, để xác định vận tốc giới hạn tại đó ô tô bắt đầu trượt, ta chiếu các lực lên hai phương: song song với mặt đường và vuông góc với mặt đường Từ phép chiếu này, ta xác định lực hướng tâm và lực ma sát tối đa, và vận tốc khi cả hai lực cân bằng chính là vận tốc giới hạn mà xe có thể quay an toàn trước khi trượt.

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, dưới tác dụng của lực ly tâm xe sẽ bị lật đổ quanh trục đi qua 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 của ô tô trong trong trường hợp này, ta xét phương trình cân bằng mômen tại điểm B

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 sẽ bị lệch bên và vết tiếp xúc của lốp với mặt đường sẽ bị lệch so với mặt phẳng giữa của bánh ô tô một góc δ (góc lệch hướng)

Góc lăn lệch tỷ lệ thuận với lực ngang Py và tỷ lệ nghịch với hệ số chống lệch ngang của lốp ô tô k Do đó góc lăn lệch của bánh ô tô lắp lốp đàn hồi δ có thể biểu thị theo quan hệ sau: δ= P y k (2 27)[2]

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

2.6.4.2 Bán kính quay vòng tức thời R

Khi ô tô lắp lốp đàn hồi quay vòng, lực ngang Py tác động lên hệ thống bánh khiến hướng chuyển động của bánh trước bị lệch và các bánh sau cũng lệch theo do sự lăn lệch của lốp đàn hồi Hiện tượng này được thể hiện bằng hai góc lệch δ1 và δ2, tương ứng với vectơ tốc độ V1 của bánh trước và vectơ tốc độ V2 của bánh sau Nhờ vậy, lốp đàn hồi quay vòng gây biến dạng quỹ đạo xe và ảnh hưởng đến động học của cả hệ thống lái.

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

Do có sự lăn lệch của các bánh ô tô trước và các bánh ô tô sau, nên bánh kính quay vòng của loại ô tô có lắp lốp đàn hồi sẽ thay đổi Để xác định bán kính quay vòng đó (Rd), ta xét qua hình vẽ bên có:

Xét tam giác AO1B có:

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

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 góc lăn lệch  1 và  2 , do đó xảy ra các trường hợp sau:

 Lúc này ô tô có lốp đàn hồi sẽ quay vòng với bán kính Rđ = R với R là bán kính quay vòng của ô tô có bánh cứng nhưng tâm quay vòng O1 không trùng với tâm quay vòng O của ô tô có bánh cứng Sự quay vòng này là sự 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 phanh trên đường không thẳng tuyệt đối, nên lực quán tính Pj 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 ngang với 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 thì ở các bánh ô tô cầu trước xuất hiện các phản lực ngang Y ,Y ( Y + Y = Y ) b1 ' b1 " b1 ' b1 " 1 , còn ở cầu sau do các bánh ô tô đã bị hãm cứng ( Pp2

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

Với chiều của Mq như ở hình sẽ làm góc  tăng lên, dẫn đến Pjy tăng lên và làm cho giá trị Mq càng tăng, ô tô có khả năng bị quay ngang và nguy cơ ô tô bị lật đổ là khó tránh khỏi Bởi vậy, nếu các bánh ô tô ở cầu sau bị hãm cứng khi phanh là trạng thái chuyển động không ổn định

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

Vẫn giả thiết rằng: khi ô tô đang phanh thì có lực ngang Y tác dụng lên thân ô tô (Y = Pjy hay Y = Gsin hoặc Y là lực của gió tạt ngang) Lúc này các bánh ô tô ở cầu trước bị hãm cứng

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

Khi có lực ngang tác dụng tại T thì ở các bánh ô tô cầu sau xuất hiện các phản lực ngang Y ,Y ( Y + Y = Y ) b2 ' b2 " b2 ' b2 " 2 , còn ở cầu trước do các bánh ô tô bị hãm cứng ( Pp1

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

Với chiều của M'q, góc α giảm xuống làm Pjy giảm và từ đó M'q càng giảm, tức là nguyên nhân gây lật ô tô càng yếu đi Do đó nguy cơ ô tô bị quay ngang không thể xảy ra.

Tuy nhiên, khi các bánh ô tô ở cầu trước bị hãm cứng, do các phản lực ngang tác dụng lên các bánh ô tô trước bằng không nên ô tô không còn điều khiển được thông qua hệ thống lái, tức là ô tô bị mất tính ổn định hướng Bởi vậy ở trường hợp này ô tô cũng chuyển động không ổn định

+ 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 ô tô thì ô tô sẽ trượt thẳng Nếu có lực ngang tác dụng lên ô tô thì ô tô sẽ trượt xiên (vì lúc này ngoài lực ngang Y còn có lực Pj tác dụng theo chiều dọc của ô tô, nên hợp lực của chúng làm cho ô tô trượt ) và ô tô chuyển động không ổn định Nếu hợp lực của lực ngang Y và lực Pj quá lớn thì 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 thì trục dọc của ô tô có thể bị nghiêng đi một góc  nào đấy so với phương quỹ đạo đang chuyển động Sở dĩ như vậy là do tổng các lực phanh sinh ra ở các bánh ô tô bên phải khác với tổng các lực phanh sinh ra ở các bánh ô tô bên trái và tạo thành mômen quay vòng Mq quanh trục thẳng đứng z đi qua trọng tâm

Khi phanh mà ô tô bị quay đi một góc quá mức quy định sẽ ảnh hưởng đến an toàn chuyển động trên đường Vậy tính ổn định của ô tô khi phanh là khả năng ô tô giữ

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 của trục x nhưng sau khi phanh thì ô tô bị lệch một góc  Trong khi phanh thì ở các bánh ô tô bên phải có các lực phanh Pp.p1 ở cầu trước và Pp.p2 ở cầu sau, còn ở các bánh ô tô bên trái có 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

Do ma sát giữa bánh ô tô và mặt đường, khi mômen quay vòng Mq xuất hiện, các bánh ở cầu trước sẽ chịu phản lực Ry1 tác dụng từ mặt đường theo hướng ngang, trong khi các bánh ở cầu sau chịu phản lực Ry2 tác dụng.

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  nghĩa là mômen quay vòng Mq lớn hơn nhiều so với mômen do các lực Ry1 và Ry2 sinh ra, cho nên để đơn giản cho tính toán ta có thể bỏ qua các lực Ry1 và Ry2 , lúc đó phương trình 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

(2 37) [2] Để tìm giá trị C2 ta cũng sử dụng điều kiện ban đầu khi t = 0 thì  = 0 và lắp vào phương trình ta có C2 = 0, từ đó rút ra được biểu thức cuối cùng để xác định góc lệch  do mômen quay vòng Mq gây ra, mà mômen Mq là do sự không đồng đều lực phanh ở các bánh ô tô phía bên phải và phía bên trái của ô tô tạo ra: q 2 z γ = M t 2I

Từ biểu thức thấy rằng góc lệch  tỷ lệ thuận với mômen quay vòng Mq, với bình phương thời gian phanh t và tỷ lệ nghịch với mômen quán tính khối lượng Iz của ô tô quanh trục z đi qua trọng tâm của nó

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:

Căn cứ vào trị số khối lượng các thành phần và chiều cao trọng tâm của chúng ta có thể xác định chiều cao trọng tâm của ôtô như sau: hg = ( Gi * hgi) / G (3 5) [1]

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 - Công suất hữu ích của động cơ ứng với số vòng quay bất kỳ của trục khuỷu trên đồ thị đặc tính ngoài nN (vòng /phút) - Số vòng quay của trục khuỷu động cơ tương ứng với công suất cực đại ne (vòng /phút) - Số vòng quay của trục khuỷu động cơ tương ứng với công suất

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

Sử dụng phương pháp đồ thị để giải tích phân này, từ đồ thị gia tốc của ô tô, chia đường cong gia tốc ra thành nhiều đoạn nhỏ, giả thiết rằng trong mỗi khoảng tốc độ ứng với đoạn đường cong đó thì ô tô tăng tốc với một gia tốc không đổi

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

Ji1+Ji2 - Gia tốc ứng với điểm đầu và điểm cuối khoảng tốc độ chọn Thời gian tăng tốc tổng cộng từ tốc độ cực tiểu Vmin đến tốc độ V n n i i t t t t t t     

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:

Sử dụng phương pháp đồ thị dựa trên đồ thị thời gian tăng tốc vừa lập để giải tích phân này, chia đường cong thời gian tăng tốc ra nhiều đoạn nhỏ và thừa nhận rằng trong mỗi khoảng thay đổi tốc độ ứng với từng đoạn này ô tô chuyển động đều với tốc độ trung bình

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; io - Tỉ số truyền lực chính;

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);

 = 0,7 - Hệ số bám dọc Như vậy khả năng leo dốc cực đại của ô tô trên các loại đường tính theo khả năng bám của bánh ô tô chủ động được tính toán như sau : imax [(m Z )/G] – f = 0,507 Hay 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

Những nhận xét cho thấy các thông số động lực học được nêu ra đều đáp ứng đầy đủ Quy chuẩn QCVN 09:2011/BGTVT [5], bảo đảm ô tô khách (có giường nằm) sau khi thay đổi thiết kế có thể vận hành tốt và ổn định 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

Trong bài viết này, chúng tôi trình bày cách tính toán dao động riêng độc lập cho hệ thống treo trước và hệ thống treo sau, phân tích tác động của lực P lên các phần tử đàn hồi theo các loại đã được xác định và mô hình hóa đáp ứng động học của từng nhánh treo nhằm tối ưu hóa độ ổn định và cảm giác lái.

- 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: 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 tìm đạo hàm của tải trọng P theo độ võng f (theo độ dịch chuyển) df

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

- k: chỉ số đa hướng phụ thuộc vào vận tốc thay đổi tải trọng Trong vận tốc nén ứng với tần số dao động của ô tô k ≈ 1,3 Độ cứng của phần tử đàn hồi phụ thuộc vào giá trị tức thời của V và Fh và thể tích bình chứa phụ Bằng cách thay đổi áp suất không khí ta có một họ đường đặc tính đàn hồi ứng với tải trọng tĩnh khác nhau tác dụng lên phần tử đàn hồi

Có thể xác định bằng phương pháp giải tích mối quan hệ giữa thể tích phần tử đàn hồi và diện tích hiệu dụng với biến dạng, nhưng rất phức tạp nên ta dùng phương pháp tính gần đúng và giải quyết bằng phương pháp đồ thị Bằng thực nghiệm ứng 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–mở và từ đó tính thể tích và diện tích hiệu dụng tại mỗi vị trí Từ các kết quả tính ta xây dựng đường đặc tính V = ψ1(f) và Rh = ψ2(f) Nếu 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 giá trị như toạ độ trọng tâm ô tô, giá trị của các khối lượng được treo, nên cần đánh giá lại thông số êm dịu của ô tô theo tần số dao động liên

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: Số lần dao động trong một phút của khối lượng được treo ở cầu trước và cầu sau nằm trong giới hạn cho phép đối với ô tô khách ([]  150 lần/phút) Như vậy, hệ thống treo trước và sau thỏa mãn điều kiện êm dịu khi ô tô làm việc [5]

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 chuyển động của ô tô trước khi phanh V m/s 8,330 Khoảng cách từ điểm chốt cố định tới tâm cam ép đối với cơ cấu phanh dẫn động khí nén của cầu trước h1 m 0,32

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

Tỷ số truyền cơ cấu cam phanh cầu trước ik1 5 Đường kính làm việc của bầu phanh cầu trước Dbp1 cm 16 Áp suất khí nén trong dẫn động phanh cầu sau p2 kG/cm 2 6

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

P = p.S.ik (kG) 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: Để đảm khi phanh không có hiện tượng hãm cứng bánh xe, khi tính gia tốc phanh lấy giá trị nhỏ nhất giữa 2 mô men phanh do cơ cấu sinh ra và mô men phanh cần thiết

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

Định dạng
Số trang	116
Dung lượng	5,07 MB