Giáo trình Dao động và tiếng ồn ô tô: Phần 2 - TS. Lâm Mai Long

Chia sẻ: _ _ | Ngày: | Loại File: PDF | Số trang:44

Thêm vào BST

Báo xấu

32
lượt xem 13
download

Download Vui lòng tải xuống để xem tài liệu đầy đủ

Giáo trình Dao động và tiếng ồn ô tô gồm có 7 chương, với các nội dung chính như sau: Khái niệm chung; Các nguồn kích thích dao động; Đặc tính của các bộ phận trong hệ thống treo; Hệ dao động ô tô; Thí nghiệm về độ êm dịu chuyển động và phương pháp xác định các thông số cơ bản của hệ dao động ô tô; Dao động tần số cao và tiếng ồn;... Mời các bạn cùng tham khảo nội dung phần 2 dưới đây.

Chủ đề:

Bình luận(0) Đăng nhập để gửi bình luận!

Lưu

Nội dung Text: Giáo trình Dao động và tiếng ồn ô tô: Phần 2 - TS. Lâm Mai Long

Chương 5 THÍ NGHIỆM VỀ ĐỘ ÊM DỊU CHUYỂN ĐỘNG VÀ PHƯƠNG PHÁP XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ CƠ BẢN CỦA HỆ DAO ĐỘNG Ô TÔ 5.1 THÍ NGHIỆM VỀ ĐỘ ÊM DỊU CHUYỂN ĐỘNG CỦA Ô TÔ Độ êm dịu chuyển động của ô tô xác định tính tiện nghi (comfort) chung của nó tức là đảm bảo sự êm dịu cho hành khách và hàng hóa cũng như tốc độ yêu cầu khi chuyển động trên đường cứng với những lớp phủ mặt đường nhấp nhô khác nhau. Thông số cơ bản đánh giá độ êm dịu chuyển động của ô tô là giá trị gia tốc bình phương trung bình RMS (Root Mean Square) σ [m/s2] hay tỷ lệ so với gia tốc trọng trường g (9.81 m/s2) và được xác định bằng các phương pháp đặc trưng của ô tô. Giá trị của gia tốc bình phương trung bình được xác định theo công thức: 1 𝑇 σ𝑧̈ t = [ ∫0 𝑧̈ t(t)dt ]½ 𝑇 Trong đó: 𝑧̈ t(t) là biên độ gia tốc thẳng đứng biến thiên theo thời gian [s]; T [s] là khoảng thời gian đo. Trong các thí nghiệm kéo dài trong vòng 8 giờ ở các tần số dao động được cho là nhạy cảm với con người (từ 4 tới 8 Hz) thì các giá trị RMS tác động lên con người sẽ tạo nên các cảm giác: - Dễ chịu: 0.1 m/s2 - Gây mệt mỏi: 0.315 m/s2 - Gây ảnh hưởng xấu tới sức khỏe: 0.63 m/s2 Cùng với gia tốc bình phương trung bình trong dịch chuyển thẳng đứng của thùng xe thì giá trị cực đại của gia tốc này 𝑍𝑇̈ cũng được xác định và là một thông số cần được hạn chế. Giá trị gia tốc cực đại được xác định trên đường và ở tốc độ gây ra sự cộng hưởng của KLĐT và KLKĐT của ô tô. Giá trị hạn chế của gia tốc này thường ở mức nhỏ hơn 0.5 m/s2. Điều kiện thí nghiệm cần được chuẩn bị như sau: Xe có chất lượng tốt, tải trọng đủ và bố trí hợp lý để tọa độ trọng tâm đúng như thiết kế, lốp xe được bơm đúng áp lực, các chi tiết của hệ thống treo phải được kiểm tra đúng quy định, thiết bị đo phải được gắn cứng vững trên xe. 74
Thí nghiệm được tiến hành trên các nhóm đường như sau: - Nhóm I: Đường bê tông nhựa trạng thái tốt (với độ nhấp nhô bình phương trung bình vào khoảng 0.7 - 1.2 cm). - Nhóm II là mặt đường trải đá ở trạng thái trung bình (chiều cao bình phương trung bình của độ không phẳng vào khoảng 2.5 - 3.5 cm) - Nhóm III là đường trải đá ở trạng thái xấu (chiều cao bình phương trung bình của nhấp nhô khoảng 2.5 - 3.5 cm). Ô tô du lịch được thí nghiệm chỉ trên loại đường nhóm I và II. Trên mỗi loại đường thí nghiệm được tiến hành ở ít nhất 3 tốc độ (theo quy định của tiêu chuẩn). Trong trường hợp xuất hiện cộng hưởng của KLĐT thì ta tính thêm chế độ tốc độ cộng hưởng này. Các cảm biến gia tốc thẳng đứng được đặt ở các vị trí sau: Ở xe du lịch cảm biến được đặt ở vị trí bên trái phía trước và bên phải phía sau của các ghế ngồi. Ở xe buýt cảm biến đặt ở các ghế ngồi bên trái trên cầu trước, cầu sau và vị trí ghế người lái. Ở những xe tải thì cảm biến đặt ở giữa ghế ngồi của người lái. Các số liệu thí nghiệm về gia tốc bình phương trung bình phải được gia công với sai số không lớn hơn 5%. Kết quả các giá trị bình phương trung bình được vẽ lên đồ thị trong sự phụ thuộc vào tốc độ chuyển động và tương ứng với từng loại đường. Các xung gia tốc cực đại cũng được ghi nhận và lập thành bảng thống kê. 5.2 XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ CƠ BẢN CỦA HỆ DAO ĐỘNG Trong chương 3 và 4 chúng ta đã đề cập tới nhiều thông số cơ bản của hệ thống treo như tỷ số truyền cơ cấu hướng, tần số dao động riêng, hệ số không chu kỳ riêng, mô men quán tính thu gọn của ô tô. Đây là các thông số phụ thuộc vào cấu tạo của ô tô và có ảnh hưởng quan trọng tới dao động của xe. Những quan hệ lý thuyết của các thông số này đã được đề cập, nhưng việc xác định giá trị của chúng theo lý thuyết gặp nhiều khó khăn vì đối với một ô tô cụ thể khó có thể đo đạc các thông số riêng lẻ như độ cứng lò xo, hệ số cản giảm chấn, khối lượng và mô men quán tính thùng xe, khối lượng và mô men quán tính cầu xe v.v. Chính vì vậy các phương pháp tính toán dựa vào các thông số thực nghiệm dễ đo đạc sẽ được giới thiệu trong chương này. 75
5.2.1 Xác định tần số riêng Theo Hình 5.1, tần số dao động riêng của hệ một khối lượng có giảm chấn có thể xác định bằng cách đo biến dạng tĩnh của hệ Z như sau: Ta có Z. C = m.g do đó C = m.g / Z Tần số dao động riêng (tần số góc): ω = (C / m)1/2 = (g / Z)1/2 [5.1] Như vậy bằng cách xác định biến dạng tĩnh ta có thể xác định tần số góc riêng của hệ. Biến dạng tĩnh Z của hệ thống treo ô tô có thể dễ dàng đo đạc bằng thực nghiệm. Hình 5.1. Xác định tần số dao động riêng 5.2.2 Xác định hệ số không tuần hoàn ψ Hình 5.2. Xung dao động tự do có giảm chấn 76
Với hệ một khối lượng dao động tự do có lực cản, bằng thiết bị đo dao động (dịch chuyển thẳng đứng Z của KLĐT) ta có thể vẽ được đồ thị như Hình 5.2. Trên đồ thị ta có thể xác định các biên độ dịch chuyển z1, z2, …zn. Khi đó hệ số không tuần hoàn ψ có thể xác định bằng một trong các công thức sau: 𝑍1 𝑍1 1/2 Ψ ≈ ln / (4𝜋 2 + 𝑙𝑛2 ) [5.2] 𝑍2 𝑍2 Hoặc chính xác hơn ta dựa vào các biên độ Z1 và Zn: 𝑍1 𝑍1 1/2 Ψ ≈ ln / (4 (𝑛 − 1)2 𝜋 2 + 𝑙𝑛2 ) [5.3] 𝑍𝑛 𝑍𝑛 5.2.3 Xác định tỷ số truyền cơ cấu hướng Trong tính toán hệ thống treo cần phân biệt các khái niệm độ cứng và hệ số cản giảm chấn của hệ thống treo và của các phần tử đàn hồi và giảm chấn. Sự khác biệt giữa chúng liên quan tới tỷ số truyền động học của cơ cấu hướng hệ thống treo. Dưới đây giới thiệu phương pháp xác định tỷ số truyền này của một cơ cấu hướng kiểu Mc.Pherson phổ biến trên xe du lịch. Hình 5.3. Cơ cấu hướng hệ thống treo Mc.Pherson 77
Với các thông số kích thước như Hình 5.3 thì độ cứng và hệ số cản giảm chấn tương đương của hệ thống treo được tính: 𝐚 Ce = C( 𝐜𝐨𝐬 ∝)𝟐 𝐛 𝐚 Ke = K( 𝐜𝐨𝐬 ∝)𝟐 [5.4] 𝐛 Với a/b cosα = χ là tỷ số truyền động học của cơ cấu hướng như đã trình bày ở chương 3. 5.2.4 Xác định mô men quán tính khối lượng Mô men quán tính thu gọn JT tg của ô tô là một thông số cấu tạo quan trọng liên quan tới tính độc lập hay phụ thuộc của dao động 2 cầu (tỷ số quán tính ρ2 / a.b). Trong chương 4 chúng ta đã có quan hệ xác định giá trị này, nó phụ thuộc vào khối lượng và mô men quán tính của thùng xe, khối lượng và mô men quán tính cầu xe cũng như một số thông số kích thước và việc xác định bằng lý thuyết rất phức tạp. Chính vì vậy giá trị mô men quán tính của xe thường được xác định bằng đo đạc thực nghiệm bằng cách đưa ô tô lên một thiết bị đo kiểu platform treo như sau: Hình 5.4. Xác định mô men quán tính của giá treo I0 78
Trước tiên ta xác định mô men quán tính của platform J0 theo Hình 5.4 như sau: Viết phương trình Eurler đối với điểm A, ta có: ∑ My = 0 suy ra: J0. 𝜃̈ = - M.g.h1sinθ Ta cũng có phương trình vi phân chuyển động: J0. 𝜃̈ + M.g.h1sinθ = 0, vì θ rất nhỏ nên sin θ = θ, khi đó: J0. 𝜃̈ + ωn2.θ = 0 với ωn = (Mgh1 /J0)1/2 được gọi là tần số riêng của chuyển động (lắc). Chu kỳ lắc được xác định: Tn = 2π /ωn (giây) lại có thể đo được bằng thực nghiệm bằng cách xác định giá trị trung bình sau một số chu kỳ lắc hoặc xác định bằng gia tốc kế. Cuối cùng chúng ta có thể xác định mô men quán tính của platform J0 đối với điểm A: J0 = Mgh1Tn2 / 4 π2 [5.5] Hình 5.5. Xác định mô men quán tính của xe trong mặt phẳng dọc Tiếp theo ta xác định moment quán tính khối lượng trong chuyển động xoay xung quanh trục Y đi qua trọng tâm C (với tọa độ đã biệt trước) như sau (Hình 5.5): 79
- Phương trình Euler đối với điểm A khi hệ di chuyển khỏi vị trí cân bằng: ∑ My = JA. 𝜃̈ hay: M.g.h1sinθ – m.g.h2sinθ = J0 Jy + m.h22 Coi sin θ ≈ θ ta có phương trình: 𝜃̈ + ωn2.θ = 0 với ωn = [ (Mh1 + mh2)g /(J0 + Jy + mh22 ]1/2 Khi chu kỳ dao động Tn = 2π/ωn, có thể xác định bằng thực nghiệm thì moment quán tính Iy có thể xác định theo công thức sau đây: Jy = (Mh1 + mh2)gTn2/4π2 - J0 – mh22 [5.6] CÂU HỎI ÔN TẬP CHƯƠNG 5 1. Phương pháp chung khi tiến hành thí nghiệm xác định độ êm dịu chuyển động của ô tô? 2. Phương pháp xác định tần số dao động riêng của hệ dao động, ý nghĩa của tần số này? 3. Phương pháp xác định hệ số không tuần hoàn của hệ dao động tắt dần? 4. Phương pháp xác định tỷ số truyền của cơ cấu hướng hệ thống treo? 5. Phương pháp thực nghiệm xác định mô men quán tính thu gọn của ô tô, ý nghĩa của mô men này? 80
Chương 6 DAO ĐỘNG TẦN SỐ CAO VÀ TIẾNG ỒN Trong chương 4 chúng ta đã nghiên cứu dao động của xe trong vùng tần số thấp, nguồn kích thích khi đó chủ yếu là do độ không phẳng của mặt đường. Dao động trong vùng tần số thấp như vậy chủ yếu gây ảnh hưởng tới con người (tính êm dịu) và khả năng bám giữa bánh xe và mặt đường, năng lượng dao động trong vùng này rất lớn do dịch chuyển của hai khối lượng rất lớn là KLĐT và KLKĐT, sự triệt tiêu năng lượng dao động này chủ yếu nhờ vào sự giảm chấn của hệ thống treo. Trong chương tiếp theo này chúng ta sẽ đề cập tới một số chi tiết dao động với tần số cao đó là lốp xe và thùng xe. Trong dải tần số cao này năng lượng dao động được lan truyền và chủ yếu theo hai con đường: theo con đường kết cấu tạo ra sự rung động của xe và theo con đường âm học (acostic) tức là sóng dao động truyền vào không khí và tạo ra tiếng ồn. Tiếng ồn của ô tô được chia thành hai phần: tiếng ồn bên ngoài phát thải ra môi trường xung quanh và tiếng ồn bên trong tác động ở không gian bên trong xe. Có nhiều cụm chi tiết phát ra tiếng ồn bên ngoài xe nhưng rõ nét nhất và cũng trong phạm vi của giáo trình chúng ta chỉ quan tâm tới dao động và tiếng ồn của lốp xe khi lăn trên đường. Tiếng ồn bên trong xe là do ảnh hưởng kích thích của dao động các cụm như động cơ và hệ thống truyền lực, nó là chỉ tiêu quan trọng liên quan tới tiện nghi và môi trường trong xe và vì thế được thảo luận trong chương này. 6.1 DAO ĐỘNG VÀ TIẾNG ỒN CỦA LỐP Trong chương này chúng ta đề cập tới 3 đặc tính của lốp, chúng có ý nghĩa quan trọng khi nghiên cứu phát triển các mẫu xe mới. Các đặc tính này là đặc tính dao động của vỏ lốp, lực và mô men xuất hiện khi lăn do những sai lệch nào đó so với dạng lý tưởng và tiếng ồn khi lan truyền theo con đường âm học. Dao động riêng của vỏ lốp có tần số vào khoảng 35 - 40 Hz và chúng không ảnh hưởng gì tới độ êm dịu của xe nhưng chúng lại tạo ra 81
tiếng “ồn ào” của thùng xe khi bánh xe lăn trên một loại đường nào đó, đặc biệt là đường lát đá. Độ sai lệch so với dạng lý tưởng của lốp thường tạo ra dao động truyền lên xe vì chúng tạo ra các lực kích thích một cách có chu kỳ có tần số trùng với tần số quay của bánh xe. Ngoài ra nó còn ảnh hưởng rõ nét tới chuyển động thẳng của xe, làm cho xe bị lệch hướng hoặc bị “bơi” khi quay vòng. Tiếng ồn âm học xuất hiện khi lốp lăn ở tốc độ cao và là thành phần chủ yếu gây ra tiếng ồn bên ngoài khi xe chạy đối với tất cả các loại xe (tiếng ồn này còn lớn hơn cả tiếng ồn gây ra do hệ thống truyền lực). 6.1.1 Dao động riêng của lốp Lốp xe là một phần tử đàn hồi có độ cứng và khối lượng phân tán, nó có thể dao động theo các hướng: hướng tâm, hướng ngang và hướng vòng (tiếp tuyến). Giống như một vật thể đàn hồi, lốp sẽ dao động khi thay đổi trạng thái tĩnh. Biên dạng dao động của lốp sẽ quy định bậc của dao động: nếu biên dạng có 2 điểm cực đại và tương ứng với nó là 2 điểm cực tiểu thì ta nói lốp có dạng dao động bậc 2, nếu có 3 cực đại và 3 cực tiểu, ta nói lốp có dạng dao động bậc 3… Trên Hình 6.1 chỉ ra các bậc dao động hướng tâm của lốp. Rõ ràng rằng khi tăng tần số dao động thì bậc dao động của lốp tăng lên. Hình 6.1. Các bậc dao động hướng tâm của lốp Trước tiên chúng ta quan tâm tới dao động hướng tâm (liên quan tới dao động của vòng lốp và sự co rút của profil ngang). 82
Các dạng dao động và tần số dao động riêng cũng có thể tính toán trong các trường hợp xác định với sai số không lớn so với các thực nghiệm dưới đây: Khi chúng ta tác động (làm lệch) một cách có chu kỳ một vòng lốp không tải với một biên độ hằng số thì lốp sẽ bị biến dạng hướng tâm trên toàn bộ vòng lốp. Trên Hình 6.2 chỉ ra các trường hợp ứng với các tần số kích thích khác nhau. Vì ở chỗ tác dụng ngoại lực biên dạng dao động nói chung không liên tục nên các biên dạng thực tế nói chung khác với biên dạng lý tưởng được mô tả trên Hình 6.1. Các biên dạng trên Hình 6.2 a, b được vẽ ở các biên độ cực đại của biến dạng hướng tâm và nó xuất hiện một sự chậm pha là φr so với biên độ cực đại của tác động kích thích. Giá trị của các góc chậm pha này cho trên hình vẽ. Bằng phương pháp như trên ta có thể xác định cả dạng dao động cũng như tần số riêng của dao động ở các tần số kích thích mà khi đó xảy ra hiện tượng cộng hưởng. Thí dụ các lốp 155-15 theo Hình 6.2 a, b sẽ cộng hưởng ở các tần số sau: Lốp 155-15, pv = 0.15MPa bậc 2 bậc 3 bậc 4 bậc 5 bậc 6 Radial 90 Hz 110 130 148 170 Diagonal 160 90 - - - Pv = 0.3 MPa Radial 105 Hz 130 152 183 - Diagonal 180 Hz - - - - Lốp radial dao động hướng tâm một cách rõ nét hơn và ở tần số dao động riêng thấp hơn lớp diagonal. Khi tăng áp suất lốp pv thì tần số dao động riêng hướng tâm tăng lên. Khi lốp chịu tải hướng tâm thì sẽ có sự thay đổi cả về dạng dao động cũng như tần số dao động riêng so với Hình 6.2, tuy nhiên sự khác biệt này là nhỏ. Ở lốp xe lăn thì các mối quan hệ hơi phức tạp hơn do ảnh hưởng của các lực sinh ra do sự quay (lực ly tâm, lực Coriolis) tác dụng lên vỏ lốp. Ở lốp đứng yên không quay thì các nút dao động luôn luôn được kết tại các điểm xác định trên lốp. Nếu như lốp quay và xảy ra dao động thì các nút dao động phải có liên hệ cứng với tâm bánh xe và vùng tiếp xúc giữa bánh xe và mặt đường - ở đây là một hệ tọa độ cứng nối với tâm bánh xe mà không thể kết lại tại một chỗ nào đó trên vòng lốp. 83
a) b) Hình 6.2. Các dạng dao động của vòng lốp khi kích thích một phần nhỏ của vòng lốp bằng máy tạo dao động với dịch chuyển hằng số và tần số thay đổi. a- lốp diagonal, b- lốp radial 6.1.2 Tiếng ồn khi lăn của lốp Khi bánh xe lăn tiếng ồn âm học xuất hiện trong dải tần số từ 100 - 10.000 Hz. Trong đó ở xe tải thì tần số cực đại trong khoảng 1000 Hz, ở xe du lịch thì trong khoảng từ 100 - 1000 Hz. Nguồn gây ra tiếng ồn chủ yếu như sau: 1. Ở một số lốp thì lớp vỏ cao su (tạo thành hoa lốp) khi lăn trên đường có thể tạo thành các “túi” trong đó có thể xuất hiện áp suất hoặc độ chân không khi lốp lăn. Khi các túi này được mở ra lúc bánh xe lăn sẽ xuất hiện chênh lệch áp suất so với môi trường và tạo ra tiếng ồn. Tần số cơ bản của loại tiếng ồn này phụ thuộc vào số lượng các “túi” trên vòng lốp và tốc độ chuyển động của xe. 2. Khi lốp lăn thì một phần nào đó trên vòng lốp tại vùng tiếp xúc sẽ tồn tại ứng suất nén và trượt. Khi ra khỏi vùng tiếp xúc thì ứng suất này được giải phóng, điều này dẫn đến sự rung động cục bộ của 84
một phần hoa lốp và được truyền qua thành của lốp vào không khí tạo ra tiếng ồn. Lực kéo và lực ngang càng lớn thì hiện tượng này càng rõ nét (khi quay vòng thường có tiếng “huýt gió”). Từ hai nguyên lý cơ bản tạo ra tiếng ồn nói trên có thể dẫn ra các nguyên nhân làm gia tăng tiếng ồn khi chuyển động như sau: - Tăng kích thước của lốp: Khi tăng kích thước lốp sẽ tăng khả năng tạo “túi” hoặc số lượng các “túi” sẽ tăng lên, ngoài ra tăng kích thước lốp sẽ làm tăng phần biến dạng củng như năng lượng biến dạng vì vậy làm gia tăng tiếng ồn. - Chế tạo hoa lốp có nhiều “túi” hoặc khuynh hướng tạo ra nhiều “túi” khi chuyển động. - Tạo ra hoa lốp có răng ngang (dễ biến dạng dọc khi chuyển động thẳng và phanh) hoặc răng dọc (dễ biến dạng ngang khi quay vòng). Sự gia tăng biến dạng và trượt sẽ làm tăng tiếng ồn. - Tăng tốc độ chuyển động: Khi tăng tốc độ chuyển động làm cho tần suất xuất hiện các “túi” tăng lên, ngoài ra thời gian phục hồi biến dạng sẽ giảm đi khiến năng lượng biến dạng lan truyền lên thành lốp và tạo ra tiếng ồn. - Vật liệu lốp có biến dạng trễ nhỏ (khả năng tự giảm chấn trong lốp nhỏ): Biến dạng trễ là hiện tượng tạo ra nội ma sát bên trong lốp, nó là thành phần của cản lăn và làm cho lốp nóng lên. Như vậy biến dạng trễ lớn sẽ tiêu thụ nhiều năng lượng và làm giảm tiếng ồn và ngược lại. - Khi tăng tải trọng hướng tâm ở cùng một áp suất lốp hoặc giảm áp suất lốp ở cùng một tải trọng: trường hợp này làm tăng biến dạng lốp cả theo hướng tiếp tuyến và hướng hướng tâm nên làm gia tăng tiếng ồn. Trên Hình 6.3 chỉ ra ảnh hưởng của dạng hoa lốp và tốc độ chuyển động của ô tô tới mức ồn ở lốp xe tải 1100 - 20 khi tải trọng là 20 kN. Tiếng ồn sẽ tăng khi tăng tốc độ - điều này đúng với lý thuyết về âm học là mức ồn sẽ tăng khi tăng nguồn gây tiếng ồn trong một đơn vị thời gian. 85
Hình 6.3. Ảnh hưởng của hình dạng hoa lốp tới mức độ ồn của lốp xe tải Khi tăng độ không phẳng micro của mặt đường với chiều dài độ không phẳng khoảng từ 1 - 5 mm sẽ làm tăng kích thích cơ học rung động của vỏ lốp trong dải tần số đã cho và tiếng ồn của lốp sẽ tăng lên. Sự mòn của hoa lốp (Hình 6.4) thường làm tăng tiếng ồn chủ yếu do sự tăng áp suất và độ chân không tại bề mặt giữa lốp và mặt đường, mặt khác là do sự tăng của ứng suất trượt trong các phần tử lốp và làm tăng tác dụng lực lên thân lốp. Tuy nhiên khi sự mòn là đáng kể, thí dụ lốp mòn hết cỡ (không còn hoa lốp nữa) thì mức ồn lại giảm đi (chỉ số % chỉ mức độ mòn của hoa lốp). Hình 6.4. Ảnh hưởng của sự mòn hoa lốp tới tiếng ồn 86
Ảnh hưởng tương tự như sự mòn là sự tồn tại của lớp nước trên mặt đường. Trên đường ướt thì thường lốp ồn hơn. Sự gia tăng của tiếng ồn phụ thuộc nhiều vào lớp hoa lốp và độ nhám micro của mặt đường. Lớp xương của vỏ lốp càng dầy, độ mấp mô mặt đường càng cao, nước càng dễ thoát ra khỏi vùng tiếp xúc thì tiếng ồn sẽ giảm đi khi chuyển động trên đường ướt. Tăng tải trọng khi áp suất lốp không đổi sẽ làm tăng tiếng ồn (Hình 6.5, ứng với các lốp ở Hình 6.3). Hình 6.5. Ảnh hưởng đến tiếng ồn của tải trọng hướng kính khi áp suất lốp hằng số Lốp Radial thì ít ồn hơn lốp Diagonal (Hình 6.6) do sự biến dạng khác nhau của lớp hoa lốp trên đường, nhưng sự khác biệt này là nhỏ. Hình 6.6. So sánh tiếng ồn của hai loại lốp cùng kích thước, cùng dạng hoa lốp Vật liệu làm lốp cũng đóng vai trò quan trọng liên quan tới tiếng ồn. Việc lựa chọn vật liệu chế tạo lốp chủ yếu dựa vào điều kiện đảm bảo độ bền, khả năng bám, giảm tiếng ồn và chống mài mòn. Vì thế mà 87
mục tiêu giảm tiếng ồn thường bị hạn chế vì phải ưu tiên hai tiêu chí quan trọng hơn là tuổi thọ và khả năng bám trên đường khô, đường ướt. 6.2 DAO ĐỘNG VÀ TIẾNG ỒN CỦA THÂN XE LIỀN KHỐI Ô TÔ DU LỊCH Thân xe liền khối tạo ra một vật thể rỗng không thuần nhất và có khối lượng, nó có thể dao động với tổng số dạng (bậc) dao động không giới hạn. Ở các bậc dao động thấp (dao động một nút và hai nút) thì dao động của thân xe có thể coi là một khối, tức là biên độ dao động của các điểm gần nhau luôn có quan hệ tỷ lệ với nhau. Tần số của các dao động này nằm trong khoảng từ 15 - 40 Hz. Ở các bậc dao động cao hơn và dao động nhiều nút sẽ xuất hiện các dao động cục bộ chủ yếu là các tấm vỏ panel, khi đó một số phần của thân xe có thể dao động với tần số rất cao trong khi các phần khác, thí dụ như các dầm lại rung với tần số rất nhỏ. Tần số riêng của các dao động này thường trên 300 Hz và có khi tới vài kHz. Giữa hai loại dao động này là một vùng chuyển tiếp thông thường là loại dao động 3 tới 6 nút và với các tần số riêng từ 40 - 300 Hz. Thùng xe chịu kích thích bởi dao động của động cơ, của bánh xe thông qua hệ thống treo, vùng tần số kích thích này rất rộng. Thông qua bánh xe và hệ thống treo kích thích từ mặt đường truyền lên thùng xe có tần số từ 0 tới 400 Hz, còn sự hoạt động của động cơ tạo ra kích thích trong hệ thống treo của động cơ với tần số từ 10 Hz và thậm chí lên tới vài kHz. Tần số của các lực kích thích thực tế bao phủ hết các tần số dao động riêng của thân xe. Tuy nhiên theo quan điểm dao động kết hợp với tiếng ồn chúng ta chỉ nghiên cứu trong dải tần số thấp với tần số nhỏ hơn 300 Hz, khi đó dao động sẽ ảnh hưởng tới cả độ êm dịu và tiếng ồn của thân xe. 6.2.1 Dao động uốn và xoắn của thân xe liền khối Các dạng và tần số dao động riêng của bộ khung thùng xe: Dao động của thùng xe có thể coi là dao động của một vật thể tự do (đặc biệt là khi hệ thống treo cứng). Giữa dao động của toàn bộ thùng xe và dao động của bộ khung của nó có một sự khác biệt nhất định. Bộ khung xe được hiểu là bộ phận trên đó có lắp ráp (bằng bu- lông) các chi tiết khác như chắn bùn, dầm ngang, các cửa… nhưng không kể động cơ. Các dạng cơ bản và tần số dao động tự do của các dao động uốn thẳng đứng, uốn ngang, xoắn và dao động ngang của loại xe du lịch 4 cửa được chỉ ra trên Hình 6.7. 88
Hình ảnh chi tiết hơn của các biên độ dao động cộng hưởng của nhóm ô tô du lịch với động cơ phía trước khi kích thích bởi lực thẳng đứng khoảng 200 N theo chu kỳ được cho trên Hình 6.8. Hình 6.7. Các dạng cơ bản của dao động thùng xe Đối với các thùng xe du lịch kín thông thường thì hầu như không có sự khác biệt nào về hình dạng riêng và cả tần số dao động riêng so với những điều đã chỉ ra ở trên, và vì thế có thể coi một cách điển hình là: tần số riêng thấp nhất của dao động uốn thẳng đứng của khung thùng xe (2 góc) nằm trong khoảng 30 - 35 Hz, dao động xoắn (1 góc) trong khoảng từ 25 - 30 Hz, dao động uốn ngang (2 góc) trong khoảng 35 - 40 Hz (chú ý rằng đây là tần số ứng với tần số kích thích và xuất hiện xung cộng hưởng - Hình 6.9). Tần số dao động riêng lớn thường có ở ô tô có chiều dài cơ sở lớn. Hình 6.8. Các biên độ uốn thẳng đứng Hình 6.9. Đặc tính biên độ và xoắn của thùng xe dịch chuyển các điểm mép theo Hình 6.8 89
Ảnh hưởng của tần số riêng và dạng dao động thì rất khó phân biệt, ngược lại thì đặc tính biên độ của các thân xe riêng biệt khi lực kích thích tần số thấp thì có sự khác biệt rõ ràng do ảnh hưởng của độ cứng tuyệt đối cũng như sự giảm chấn kết cấu khác nhau. Tần số riêng và các dạng dao động của thùng xe có lắp đầy đủ thiết bị: Khi lắp ráp đầy đủ các bộ phận thì tất cả các tần số dao động thấp nhất của thùng xe giảm tới 30% so với khung xương xe. Điều này là do các quan hệ liên kết giữa các bộ phận của thùng xe nhưng chủ yếu là do xuất hiện các dao động không đối xứng rõ nét do ảnh hưởng của việc bố trí không đối xứng các cụm chi tiết trên thùng xe. Tần số riêng của dao động uốn thẳng đứng xe du lịch vào khoảng 20 - 25 Hz, dao động xoắn vào khoảng 18 - 23 Hz, dao động uốn ngang khoảng 30 - 35 Hz. Các dạng dao động gần như bảo toàn theo Hình 6.7. Khả năng giảm chấn bên trong lớn hơn từ 2 tới 5 lần so với khung xương nhưng cực đại cộng hưởng lại không rõ ràng. Ở thùng xe có đầy đủ các bộ phận người ta cũng xác định được những dao động của các chi tiết riêng lẻ với tần số riêng khá thấp và nó không làm thay đổi đặc tính tần số thấp cơ sở của thùng xe nhưng lại liên quan tới hiện tượng cộng hưởng một cách rõ nét. Thí dụ: dao động của tấm cản với tần số riêng khoảng 25 - 40 Hz, của ac-qui khoảng 40 - 50 Hz… Một bộ phận dao động rõ nét trên thùng xe là vô lăng với tần số dao động riêng khoảng 25 - 30 Hz. Dao động này hầu như không ảnh hưởng gì tới dao động của thùng xe về tổng thể nhưng có thể tạo ra dao động của các đòn điều khiển lái. 6.2.2 Dao động của thùng xe trong dải tần số từ 40 đến 300 Hz Dạng và tần số dao động riêng của thùng xe: Trong dải tần số nói trên (tức là dải tiếng ồn tần số thấp) thì tại thùng xe xuất hiện hàng loạt các dạng dao động riêng bậc cao, khi đó các bộ phận khác nhau của thùng xe sẽ đồng thời dao động với các cường độ khác nhau. Nhưng quan trọng nhất trong số chúng là những rung động gây ra dao động của panel bao quanh không gian hành khách vì nó trực tiếp tạo ra sự thay đổi áp lực không khí và tạo ra tiếng ồn trong xe. Dao động này liên kết với dao động của các đầu mút của thùng xe như được chỉ ra trên Hình 6.6 đối với trường hợp uốn thẳng đứng 3 góc, biểu thị điển hình của chúng là dao động “vòng” của thùng xe. Dạng điển hình của các dao động thùng xe bao quanh không gian hành khách chỉ ra trên Hình 6.10 và 6.11. Các bậc dao động ở đây chủ yếu liên quan tới tổng số các góc theo đường vòng 90
của không gian hành khách (bậc dao động bằng một nửa tổng số góc). Trên Hình 6.10 thể hiện 1 dao động vòng bậc 2 còn trên Hình 6.11 là 3 dao động vòng bậc 3 và 1 dao động vòng bậc 4. Hình 6.10. Dao động vòng của các điểm mép của thùng xe Hình 6.11. Dao động “vòng” của thùng xe Mối quan hệ giữa dao động cơ học và tiếng ồn tần số thấp bên trong thùng xe: Lực kích thích dao động thùng xe có tính chu kỳ (do kích thích từ động cơ, hệ thống truyền lực và bánh xe quay) hoặc do độ không phẳng 1 vấu lồi và truyền tới thân xe qua các điểm nối ghép của các tổ hợp thiết bị. Những tương quan điển hình khi có kích thích từ một điểm nối ghép của tổ hợp truyền lực được chỉ ra trên Hình 6.12. Sau khi chịu kích thích lực kiểu Harmonic của một điểm ghép nối nào đó (điểm 2) thì các sóng dao động uốn và trượt được truyền đi theo tất cả các hướng tới mọi điểm của thùng xe theo con đường kết cấu của thùng xe. 91
Hình 6.12. Sự phụ thuộc của dao động thùng xe với tiếng ồn bên trong xe Các sóng được truyền đi ở các dạng khác nhau và các sóng phản xạ từ các chỗ gãy sẽ cộng thêm theo kiểu vec-tơ và do đó làm xuất hiện sóng dừng. Sóng dừng: Khi sóng truyền trong môi trường không đồng nhất sẽ xảy ra hiện tượng phản xạ, sóng phản xạ giao thoa với sóng truyền tới và tạo ra sự xen kẽ hay triệt tiêu nhau và tạo ra sóng dừng. Như vậy sóng dừng là kết quả của sự giao thoa của hai hay nhiều sóng cùng truyền dọc theo môi trường tương đồng. Dọc theo đường truyền sẽ có những điểm không chuyển động (biên độ không đổi) - gọi là các điểm nút của sóng dừng, các điểm chuyển động với biên độ lớn gọi là bụng sóng. Nút và bụng sóng luôn xen sẽ nhau. Nếu như phần lớn các sóng xuất hiện cùng pha với nhau thì sẽ xảy ra cộng hưởng kết cấu thân xe với tần số đã cho. Có một số điểm của thùng xe khi đó lại ở trạng thái tĩnh và một số điểm khác lại có biên độ dao động cực đại. Với một số lượng lớn các tần số riêng của thùng xe thì số lượng các cộng hưởng này là đáng kể. Với dao động uốn của mỗi một panel như vậy sẽ tạo ra một khoảng không gian trong xe ở đó bao trùm các sóng, nếu giá trị trung bình của sóng âm thanh panel tới 200 Hz thì tỷ lệ với tốc độ dao động của panel, nếu trên 200 Hz thì tỷ lệ với gia tốc dao động của nó. Các sóng âm phát ra từ một panel có thể bị dội lại từ tấm panel khác và cộng thêm vào sóng phát ra đó. Hiện tượng này làm tăng hiệu ứng dao động âm giống như sự cộng hưởng âm xảy ra bên trong khoang hành khách. Theo quan điểm tiếp nhận chủ quan của tiếng ồn thì các điểm phía trên đầu hành khách 4 và 4’ có ý nghĩa quan trọng. 92
Sự phản xạ sóng âm của các panel tự do sẽ dẫn đến một sự trao đổi năng lượng giữa phần cấu trúc của thùng xe với không khí. Chừng nào mà năng lượng của sóng áp suất được truyền dẫn tới kết cấu của thùng xe thì biên độ của sóng âm sẽ giảm đi nhưng biên độ dao động cơ học của các panel phản xạ lại tăng lên. Như vậy việc ngăn chặn dao động cơ học của các panel lại có thể làm tăng tiếng ồn trong thùng xe. Vấn đề quan trọng trong trường hợp này là các mối quan hệ về pha của dao động âm và dao động panel kích thích bằng con đường cơ học. Mức độ của áp lực âm thanh không thể đánh giá theo dao động của các panel riêng biệt. Thông thường mức áp lực này ở trong xe ở khoảng tần số đang xem xét thì phụ thuộc chủ yếu vào pha của dao động panel mui và sàn xe. Nếu như các dao động này cùng pha (và cùng hướng đối với trục Z) thì mức áp suất âm học sẽ nhỏ nhất, nếu ngược pha thì sẽ là lớn nhất. Điều này được mô tả trên Hình 6.13, ở đây bán kính vòng tròn biểu thị mức độ của áp lực tiếng ồn phía trên đầu hành khách khi dao động của mui và sàn xe cùng pha hoặc ngược pha. Cộng hưởng âm thanh bên trong thùng xe: Một cách tổng quát có thể nói rằng sóng dừng có thể xuất hiện theo cả 3 hướng tọa độ, tuy nhiên sóng dừng theo hướng ngang rất hiếm khi xuất hiện. Hình 6.13. So sánh mức độ tiếng ồn phía trên đầu hành khách khi mui và sàn xe dao động cùng pha và ngược pha Những sóng dừng không đối xứng so với mặt phẳng tọa độ của xe (thí dụ dao động xoắn của thùng xe) có thể xuất hiện nhưng lại có một mức áp suất âm rất thấp. Vì thế dạng chủ yếu của sóng dừng bên trong xe là sóng dừng trong mặt phẳng dọc của hệ tọa độ xe. Trên Hình 6.14 chỉ ra các ví dụ điển hình của 3 bậc sóng dừng bên trong xe ô tô du lịch, kích thước các vòng tròn chỉ mức độ áp lực tiếng ồn, đường chấm chỉ các điểm nút của sóng dừng nơi đó mức tiếng ồn bằng không. 93