Tính toán kiểm tra hệ thống phanh khi xe chờ quá tải đồ án tốt nghiệp ngành công nghệ kỹ thuật ô tô

MỤC LỤC Trang Lời cảm ơn i Tóm tắt ii Mục lục iii Danh mục hình vi Danh mục bảng vii Chƣơng TỔNG QUAN VỀ ĐỀ TÀI 1.1 MỞ ĐẦU VÀ GIỚI HẠN VẤN ĐỀ 1.1.1 Mở đầu 1.1.2 Giới hạn vấn đề 1.2 THÔNG SỐ KỸ THUẬT CỦA XE Chƣơng SƠ ĐỒ CẤU TẠO HỆ THỐNG PHANH 2.1 CẤU TẠO HỆ THỐNG PHANH HYUNDAI HD78 2.1.1 Cơ cấu phanh 2.1.1.1 Cơ cấu phanh trƣớc 2.1.1.2 Cơ cấu phanh sau 2.1.2 Xy lanh 10 2.1.3 Bộ phận trợ lực chân không 11 2.1.3.1 Bơm chân không 12 2.1.3.2 Van chiều 13 2.1.3.3 Lọc khí 13 2.1.3.4 Trợ lực phanh 14 2.2 SƠ ĐỒ CẤU TẠO HỆ THỐNG PHANH 16 Chƣơng TÍNH TỐN MƠMEN PHANH CẦN THIẾT SINH RA Ở CƠ CẤU PHANH TRONG HAI TRƢỜNG HỢP: ĐÖNG TẢI VÀ QUÁ TẢI 18 iii 3.1 XÁC ĐỊNH MÔMEN PHANH CẦN THIẾT TẠI CÁC CƠ CẤU PHANH 18 3.2 TÍNH TỐN MƠMEN PHANH CẦN THIẾT TẠI CÁC CƠ CẤU PHANH KHI XE CHỞ ĐÚNG TẢI 19 3.3 TÍNH TỐN MƠMEN PHANH CẦN THIẾT TẠI CÁC CƠ CẤU PHANH KHI XE CHỞ QUÁ TẢI 20 Chƣơng TÍNH TỐN CÁC CHỈ TIÊU ĐÁNH GIÁ Q TRÌNH PHANH Ở HAI TRƢỜNG HỢP: ĐÖNG TẢI VÀ QUÁ TẢI 22 4.1 TÍNH TỐN CÁC CHỈ TIÊU ĐÁNH GIÁ QUÁ TRÌNH PHANH Ở TRƢỜNG HỢP XE CHỞ ĐÚNG TẢI 22 4.1.1 Gia tốc chậm dần phanh 22 4.1.2 Thời gian phanh 24 4.1.3 Quãng đƣờng phanh 25 4.1.4 Lực phanh lực phanh riêng 27 4.2 TÍNH TỐN CÁC CHỈ TIÊU ĐÁNH GIÁ QUÁ TRÌNH PHANH Ở TRƢỜNG HỢP XE CHỞ QUÁ TẢI 28 4.2.1 Gia tốc chậm dần phanh 29 4.2.2 Thời gian phanh 30 4.2.3 Quãng đƣờng phanh 31 4.2.4 Lực phanh lực phanh riêng 31 Chƣơng TÍNH TOÁN CƠ CẤU PHANH KHI XE CHỞ QUÁ TẢI 33 5.1 TÍNH TỐN CƠ CẤU PHANH ĐĨA Ở CẦU TRƢỚC 33 5.1.1 Tổng quát 33 5.1.2 Tính tốn cấu phanh cầu trƣớc xe chở tải 34 5.1.3 Tính tốn cấu phanh cầu trƣớc xe chở tải 35 5.1.4 Kết luận 35 5.2 TÍNH TỐN CƠ CẤU PHANH GUỐC Ở CẦU SAU 35 5.2.1 Quy luật phân bố áp suất má phanh 35 5.2.2 Tổng quan lực tác dụng lên má phanh guốc phanh 39 iv 5.2.3 Tính tốn cấu phanh guốc 40 5.2.3.1 Xác định góc δ bán kính ρ lực tổng hợp tác dụng vng góc lên má phanh 40 5.2.3.1.1 Trƣờng hợp áp suất phân bố má phanh q = q1 = const 40 5.2.3.1.2 Trƣờng hợp áp suất phân bố má phanh theo quy luật q = qmaxsinβ 45 5.2.3.2 Tính tốn lực cần thiết tác dụng lên guốc phanh F1 F2 48 Chƣơng TÍNH TỐN DẪN ĐỘNG PHANH 53 6.1 SƠ ĐỒ DẪN ĐỘNG PHANH TRỢ LỰC CHÂN KHÔNG 53 6.2 TÍNH TỐN ÁP SUẤT DẦU TRONG XY LANH BÁNH XE VÀ XY LANH CHÍNH 54 6.2.1 Tính tốn áp suất dầu xy lanh bánh xe 54 6.2.2 Tính tốn áp suất dầu xy lanh 55 6.3 TÍNH TỐN ÁP SUẤT TUYỆT ĐỐI TRONG BUỒNG A CỦA TRỢ LỰC PHANH 55 Chƣơng ỔN ĐỊNH CỦA Ô TÔ KHI PHANH 58 7.1 ỔN ĐỊNH CỦA Ô TÔ KHI PHANH NẾU CÁC BÁNH XE BỊ HÃM CỨNG 58 7.1.1 Các bánh xe cầu sau bị hãm cứng phanh 60 7.1.2 Các bánh xe cầu trƣớc bị hãm cứng phanh 61 7.2 ỔN ĐỊNH CỦA Ô TÔ KHI PHANH NẾU LỰC PHANH PHÂN BỐ KHÔNG ĐỒNG ĐỀU 63 Chƣơng KẾT LUẬN VÀ ĐỀ NGHỊ 68 8.1 KẾT LUẬN 68 8.2 ĐỀ NGHỊ 68 DANH MỤC TÀI LIỆU THAM KHẢO 70 v DANH MỤC CÁC HÌNH Trang Hình 1.1 Kích thƣớc tổng thể xe Hyundai HD78 Hình 2.1 Các phận hệ thống phanh xe Hyundai HD78 Hình 2.2 Cấu tạo cấu phanh trƣớc Hình 2.3 Cấu tạo cấu phanh sau Hình 2.4 Xy lanh 10 Hình 2.5 Cấu tạo bơm chân khơng 12 Hình 2.6 Van chiều 13 Hình 2.7 Trợ lực phanh hai buồng 14 Hình 2.8 Sơ đồ hệ thống phanh 16 Hình 4.1 Đồ thị biểu thị ảnh hƣởng phản lực thẳng đứng tác dụng lên bánh xe 29 Hình 5.1 Lực tác dụng lên đĩa phanh 33 Hình 5.2 Sơ đồ dịch chuyển má phanh trống phanh 36 Hình 5.3 Các lực tác dụng lên má phanh guốc phanh 39 Hình 5.4 Sơ đồ tính tốn cấu phanh 40 Hình 5.5 Sơ đồ xác định góc δ lực tổng hợp tác dụng lên má phanh trƣờng hợp q = q1 = const 42 Hình 5.6 Hoạ đồ tính tốn lực tác dụng lên guốc phanh 51 Hình 6.1 Sơ đồ dẫn động phanh trợ lực chân không 53 Hình 7.1 Nguyên nhân xuất phản lực ngang bánh xe phanh 58 Hình 7.2 Vòng tròn giới hạn bám bánh xe phanh 59 Hình 7.3 Các bánh xe cầu sau bị hãm cứng 61 Hình 7.4 Các bánh xe cầu trƣớc bị hãm cứng 62 Hình 7.5 Sơ đồ lực tác dụng lên ô tô phanh mà có tƣợng quay xe lực phanh phân bố không 65 vi DANH MỤC CÁC BẢNG Trang Bảng 1.1 Thông số kỹ thuật xe Hyundai HD78 Bảng 4.1 Hệ số bám số loại đƣờng 23 Bảng 4.2 Gia tốc chậm dần hệ số bám thay đổi trƣờng hợp xe chở tải 24 Bảng 4.3 Thời gian phanh nhỏ ứng với vận tốc bắt đầu phanh khác trƣờng hợp xe chở tải 25 Bảng 4.4 Quãng đƣờng phanh nhỏ ứng với vận tốc bắt đầu phanh khác trƣờng hợp xe chở tải 26 Bảng 4.5 Gia tốc chậm dần hệ số bám thay đổi trƣờng hợp xe chở tải 30 Bảng 4.6 Thời gian phanh nhỏ ứng với vận tốc bắt đầu phanh khác trƣờng hợp xe chở tải 30 Bảng 4.7 Quãng đƣờng phanh nhỏ ứng với vận tốc bắt đầu phanh khác trƣờng hợp xe chở tải 31 vii Chƣơng 1: TỔNG QUAN VỀ ĐỀ TÀI 1.1 MỞ ĐẦU VÀ GIỚI HẠN VẤN ĐỀ 1.1.1 Mở đầu Trong thời buổi đại, nƣớc giới nói chung Việt Nam nói riêng chạy đua phát triển kinh tế Cơng nghiệp nhân tố quan trọng đƣợc hầu hết quốc gia xem trọng điểm để phát triển ngành công nghiệp ô tô không ngoại lệ Ở Việt Nam, ngành công nghiệp ô tô phát triển đạt đƣợc nhiều thành tựu lớn, tiêu biểu đời Công ty trách nhiệm hữu hạn sản xuất Kinh doanh VinFast, nhà sản xuất ô tô Việt Nam thành lập năm 2017 Hiện nay, thị trƣờng ô tô Việt Nam sôi động giàu tiềm phát triển với tham gia nhiều công ty, tập đồn nhƣ Thaco Trƣờng Hải, Hyundai Thành Cơng,… tập đoàn nƣớc bên cạnh tập đồn tơ lớn lâu đời giới nhƣ Toyota, Mercedes-Benz, Ford,… Ngành công nghiệp ô tô phát triển động lực lớn thúc đẩy ngành kinh tế khác phát triển tơ phƣơng tiện đƣợc sử dụng phổ biến chuyên chở hành khách vận chuyển hàng hoá Trong đó, việc vận chuyển hàng hố quan trọng quy mô sản xuất doanh nghiệp ngày lớn, lƣợng nguyên liệu cần thiết thành phẩm sau sản xuất ngày nhiều, nhu cầu vận chuyển tăng lên nhanh làm tăng lƣợng sử dụng tơ tải Cũng nhu cầu vận tải tăng cao, nên số tài xế, doanh nghiệp vận tải cố ý chở tải trọng cho phép xe với mục đích nâng cao lợi nhuận biết điều vi phạm pháp luật dễ gây tai nạn giao thông đáng tiếc Hầu hết tai nạn giao thông hƣ hỏng, trục trặc kỹ thuật phần lớn hệ thống phanh Có thể nói hệ thống phanh hệ thống quan trọng việc đảm bảo an toàn tham gia giao thơng Khi chở q tải, hệ thống phanh xe khơng cịn đủ an tồn nữa, gây nguy hiểm cho thân ngƣời lái ngƣời tham gia giao thơng gần Chính lý trên, nhóm chúng em định chọn đề tài “ Tính tốn kiểm tra hệ thống phanh xe chở tải ” 1.1.2 Giới hạn vấn đề Trong đồ án này, chúng em tính toán, kiểm tra hệ thống phanh sử dụng xe Hyundai HD78 qua phần nhƣ sau: - Tính tốn mômen phanh cần thiết phải sinh cấu phanh chở tải tải - Tính tốn tiêu đánh giá q trình phanh chở tải tải - Tính tốn cấu phanh chở q tải - Tính tốn dẫn động phanh - Phân tích tính ổn định tơ phanh 1.2 THƠNG SỐ KỸ THUẬT CỦA XE Hyundai HD78 dòng xe tải đƣợc nhập trực tiếp từ Hyundai Hàn Quốc Với công nghệ tiên tiến, Hyundai Hàn Quốc tạo sản phẩm HD78 với thiết kế đại, khả vận hành ƣu việt bền bỉ theo thời gian Hyundai HD78 sử dụng động D4DD động Diesel kỳ, xy lanh thẳng hàng, làm mát dung dịch phun nhiên liệu trực tiếp Về truyền động, xe sử dụng ly hợp đĩa điều khiển thuỷ lực, kết hợp với hộp số cấp (5 số tiến, số lùi) Hệ thống lái, xe sử dụng cấu lái kiểu bi tuần hoàn Hệ thống phanh: - Phanh chính: dẫn động thuỷ lực dịng, có trợ lực chân khơng, phanh đĩa cầu trƣớc phanh guốc cầu sau - Phanh tay: dẫn động khí, tác dụng lên trục thứ cấp hộp số Hệ thống treo, Hyundai HD78 có hệ thống treo cầu trƣớc cầu sau hệ thống treo phụ thuộc, sử dụng nhíp bán elip, giảm chấn thuỷ lực tác dụng chiều Bảng 1.1 Thơng số kỹ thuật xe Hyundai HD78 KÍCH THƢỚC (mm) Tổng thể (D x R x C) Overall dimension 5275 x 2030 x 2355 Thùng xe (D x R x C) Cargo dimension 3410 x 1920 x 380 Chiều dài sở Wheelbase 2780 Vệt bánh xe trƣớc/sau Front/rear tread 1665/1495 Khoảng sáng gầm xe Ground clearance 235 Bán kính quay vịng nhỏ Minimum turning radius 5.2 m KHỐI LƢỢNG (kg) Không tải Empty vehicle weight 3005 Tải trọng Load weight 4500 Toàn Gross weight 7800 Số chỗ ngồi Number of seats ĐỘNG CƠ Diesel kỳ, xy lanh, Loại Type Tiêu chuẩn khí thải Emission standard Euro Dung tích xy lanh (cm3) Displacement 3907 Bore x Stroke 104 x 115 Tỷ số nén Compression ratio 17.5 : Công suất cực đại (kW/rpm) Max Power 103/2800 Đƣờng kính x hành trình piston (mm) Momen xoắn cực đại (Nm/rpm) Max Torque làm mát dung dịch 372/1600 TRUYỀN ĐỘNG đĩa ma sát, điều khiển Ly hợp Clutch Hộp số Transmission Số sàn, cấp số Tỷ số truyền tay số 1st gear ratio 5.380 thuỷ lực Tỷ số truyền tay số 2nd gear ratio 3.208 Tỷ số truyền tay số 3rd gear ratio 1.700 Tỷ số truyền tay số 4th gear ratio 1.000 Tỷ số truyền tay số 5th gear ratio 0.722 Tỷ số truyền số lùi Reverse gear ratio 5.380 HỆ THỐNG LÁI Kiểu bi tuần hồn Loại Type Góc quay vịng trong/ngồi Inner/outer turning angle 44o/34o HỆ THỐNG TREO Loại Type Giảm chấn Shock absorber Phụ thuộc, nhíp bán elip Thuỷ lực, tác dụng chiều HỆ THỐNG PHANH Phanh Service brake Thuỷ lực dịng, trợ lực chân khơng Dẫn động khí, tác Phanh tay/phanh đỗ xe Parking brake dụng lên trục thứ cấp hộp số Áp suất dầu hệ thống Oil pressure in brake phanh system 10 MN/m2 LỐP VÀ MÂM XE Bánh đơn cầu trƣớc, Loại Type Lốp Tire 7.50R 16 12PR Mâm Wheel 6.00GS 16 SDC-127 bánh đơi cầu sau  Sơ đồ kích thƣớc tổng thể Hyundai HD78 Hình 1.1 Kích thƣớc tổng thể xe Hyundai HD78 Trong đó: - S1: Diện tích màng piston - S2: Diện tích màng piston Lực đẩy sinh xy lanh đƣợc tính: Fđ’ = Fđ.η2 – Flx1 – Flx2 = Fđ1’+ Fđ2’ - (6.3) Với η2: hiệu suất truyền động khí từ trợ lực phanh đến xy lanh (hiệu suất vào khoảng 98%) Suy ra: Fđ = Fđ1'  Fđ2'  Flx1  Flx2 η2 q xlc = π.d 2p1  q xlc π.d 2p2  Flx1  Flx2 (6.4) η2 Từ công thức (6.2) (6.4) ta có: (qB – qA).(S1+S2) - Flx = q xlc q B (S1  S )  Flx  qA = π.d 2p1  q xlc π.d 2p2  Flx1  Flx2 η2 q xlc π.d 2p1  q xlc π.d 2p2  Flx1  Flx2 η2 (S1  S ) (6.5) Áp dụng tính tốn với giá trị từ thông số kỹ thuật xe: qB = qkk = 9,81.104 (N/m2) S1 = 0,089 m2 S2 = 0,073 m2 qxlc = 10 MN/m2 Flx = 150 N 56 dp1 = 31,75 mm = 0,03175 m dp2 = 30,15mm = 0,03015 m Flx1 = Flx2 = 30 N Thay giá trị vào cơng thức (6.5) ta có: q B (S1  S )  Flx  qA  q xlc π.d 2p1  q xlc π.d 2p2  Flx1  Flx2 η2 (S1  S ) π.0,031752 π.0,030152  10.106  30  30 4 9,81.10 (0,089  0,073)  150  0,98  (0,089  0,073) 10.106 = 1956,4 N/m2 Suy áp suất chân không bơm sinh ra: qck = qkk – qA = 9,81.104 – 1956,4 = 96143,6 (N/m2) = 9,61.104 (N/m2) Kết luận: Bơm chân không tạo đƣợc áp suất chân không qck = 9,61.104 (N/m2), nhƣng xe chở tải địi hỏi bơm chân khơng phải tạo áp suất chân không lớn nhiều so với giá trị 9,61.104 (N/m2) đảm bảo xe dừng giới hạn an toàn Với giá trị áp suất dầu hệ thống phanh qd = 10 (MN/m2) áp suất dầu u cầu xy lanh tính tốn đƣợc qxlc = 12,84 (MN/m2), ta thấy xe chở tải địi hỏi áp suất dầu xy lanh phải lớn hơn nhiều xe chở tải Nhƣng hệ thống phanh không cải tạo để tăng áp suất dầu lên đƣợc, xe chở tải lực phanh sinh cấu phanh không đáp ứng đƣợc yêu cầu Hậu quãng đƣờng phanh thời gian phanh tăng lên, làm tăng nguy xảy nạn phanh Bởi xe không đƣợc phép chở tải trọng quy định 57 Chƣơng 7: ỔN ĐỊNH CỦA Ô TÔ KHI PHANH 7.1 ỔN ĐỊNH CỦA Ô TÔ KHI PHANH NẾU CÁC BÁNH XE BỊ HÃM CỨNG Để thấy rõ ổn định ô tô phanh bánh xe bị hãm cứng, trƣớc hết phải khảo sát mối quan hệ phản lực tiếp tuyến Xb phản lực ngang Yb tác dụng từ mặt đƣờng lên bánh xe trình phanh Khi phanh, phản lực tiếp tuyến tác dụng lên bánh xe là: Xb = Fpb + Ffb (7.1) Nhƣng Ffb nhỏ so với Fpb, nên coi: Xb = Fpb (7.2) Trong đó: - Fpb: Lực phanh tác dụng lên bánh xe - Ffb: Lực cản lăn tác dụng lên bánh xe Hình 7.1 Nguyên nhân xuất phản lực ngang bánh xe phanh 58 Trong q trình phanh, có lực ngang Y tác dụng lên thân xe, tâm bánh xe có lực ngang Fy tác dụng, dƣới bánh xe xuất phản lực ngang Yb ngƣợc chiều với Fy (hình 7.1) Chúng ta giả thiết rằng: φx ≈ φy ≈ φtq = φ Lúc dƣới bánh xe xuất đồng thời lực Fpb Yb Hợp lực chúng Nb: Nb = Fpb2  Yb2 (7.3) Phản lực tổng hợp Nb bị giới hạn điều kiện bám bánh xe với mặt đƣờng Nghĩa là: Nb = Fpb2  Yb2 ≤ Nbmax = φ.Zb (7.4) Giá trị Nbmax xác định vịng trịn có tâm O tâm bề mặt tiếp xúc bánh xe với mặt đƣờng bán kính R = Nbmax Vịng trịn đƣợc gọi vòng tròn giới hạn bám Nếu lực Fpb, Yb Nb lớn R bánh xe trƣợt ( hình 7.2) Hình 7.2 Vịng trịn giới hạn bám bánh xe phanh 59 Từ (7.3) ta suy ra: Yb = N 2b  Fpb2 (7.5) Từ công thức (7.5) dễ thấy rằng: Khi lực phanh Fpb tăng phản lực ngang Yb giảm ngƣợc lại Đặt biệt nếu: Fpb = Fpbmax = φ.Zb Nb = Nbmax = φ.Zb Yb = (7.6)  Kết luận: Nếu lực phanh Fp = Fpmax = φZb bánh xe bắt đầu bị hãm cứng phản lực ngang tác dụng lên bánh xe Yb = Lúc cần lực ngang nhỏ Y tác dụng lên thân xe bánh xe xuất lực ngang Fy nhỏ tác dụng tâm bánh xe làm cho bánh xe trƣợt ngang, dƣới bánh xe Yb = không cân lực theo chiều ngang Chúng ta sử dụng kết luận để xét ổn định xe phanh bánh xe bị hãm cứng 7.1.1 Các bánh xe cầu sau bị hãm cứng phanh Giả thiết xe phanh đƣờng khơng thẳng tuyệt đối, lực qn tính Fj tạo với trục dọc xe góc α (xem hình 7.3) Nếu đƣờng thẳng có lực ngang tác dụng trọng tâm T, thành phần Gsinβ mặt đƣờng nghiêng ngang góc β ≠ Nhƣ vậy, phanh xuất lực ngang Y tác dụng T (Y = Fjy hay Y = Gsinβ Y lực gió tạt ngang) 60 jy Hình 7.3 Các bánh xe cầu sau bị hãm cứng Khi có lực ngang tác dụng T bánh xe cầu trƣớc xuất phản lực ngang Yb1' , Yb1'' ( Yb1' + Yb1'' = Y1) , cầu sau bánh xe bị hãm cứng ( Fp2 ≥ φZ2) nên Yb2' = 0, Yb2'' = 0, suy Y2 = Yb2' + Yb2'' = Dễ thấy Y1 = Fjy Y1, Fjy ngẫu lực nên làm xuất mômen Mq làm quay xe: Mq =Y1.a = Fjy.a (7.7) Với chiều Mq nhƣ hình 7.3 làm góc α tăng lên, dẫn đến Fjy tăng lên làm cho giá trị Mq tăng, xe có khả bị quay ngang nguy xe bị lật đổ khó tránh khỏi Bởi vậy, bánh xe cầu sau bị hãm cứng phanh trạng thái chuyển động không ổn định 7.1.2 Các bánh xe cầu trƣớc bị hãm cứng phanh Vẫn giả thiết rằng: xe phanh có lực ngang Y tác dụng lên thân xe (Y = Fjy hay Y = Gsinβ Y lực gió tạt ngang) Lúc bánh xe cầu trƣớc bị hãm cứng (xem hình 7.4) 61 Hình 7.4 Các bánh xe cầu trƣớc bị hãm cứng Khi có lực ngang tác dụng T bánh xe cầu sau xuất phản lực ngang Yb2' , Yb2'' ( Yb2' + Yb2'' = Y2), cầu trƣớc bánh xe bị hãm cứng ( Fp1 ≥ φZ1 ) nên Yb1' = Yb1'' = 0, suy Y1 = Yb1' + Yb1'' = Ta thấy Y2 = Fjy Y2, Fjy ngẫu lực nên làm xuất mômen M 'q làm quay xe: M 'q = Y2b = Fjyb (7.8) Với chiều M 'q nhƣ hình 7.4 làm góc α giảm xuống, dẫn đến Fjy giảm xuống làm cho giá trị M 'q giảm, tức nguyên nhân làm quay xe giảm xuống trở không Cho nên nguy xe bị quay ngang xảy Tuy nhiên, bánh xe cầu trƣớc bị hãm cứng, phản lực ngang tác dụng lên bánh xe trƣớc không Nên xe khơng cịn điều khiển đƣợc thơng qua hệ thống lái, tức xe bị tính ổn định hƣớng Bởi vậy, trƣờng hợp xe chuyển động không ổn định 62  Kết luận: - Khi phanh xe, để xe chuyển động ổn định khơng đƣợc để bánh xe cầu trƣớc cầu sau bị hãm cứng - Nếu tất bánh xe hai cầu bị hãm cứng khơng có lực ngang tác dụng lên xe xe trƣợt thẳng Nếu có lực ngang tác dụng lên xe xe trƣợt xiên (vì lúc ngồi lực ngang Y cịn có lực Fj tác dụng theo chiều dọc xe, nên hợp lực chúng làm cho xe trƣợt) xe chuyển động không ổn định Nếu hợp lực lực ngang Y lực Fj lớn xe bị lật đổ 7.2 ỔN ĐỊNH CỦA Ơ TÔ KHI PHANH NẾU LỰC PHANH PHÂN BỐ KHÔNG ĐỀU Trong q trình phanh tơ trục dọc ô tô bị nghiêng góc γ so với phƣơng quỹ đạo chuyển động Sở dĩ nhƣ tổng lực phanh sinh bánh xe bên phải khác với tổng lực phanh sinh bánh xe bên trái tạo thành mơmen quay vịng Mq quanh trục thẳng đứng z qua trọng tâm T ô tô (hình 7.5) Khi phanh mà ô tô bị quay góc mức quy định ảnh hƣởng đến an tồn chuyển động đƣờng Vậy tính ổn định ô tô phanh khả ô tô giữ đƣợc quỹ đạo chuyển động nhƣ ý muốn ngƣời lái trình phanh Trong phần này, nghiên cứu ổn định ô tô phanh mà lực phân bố không Sơ đồ nghiên cứu nhƣ hình 7.5 Giả sử tô chuyển động theo hƣớng trục x nhƣng sau phanh tơ bị lệch góc γ Trong phanh, bánh xe bên phải có lực phanh Fp.p1 cầu trƣớc Fp.p2 cầu sau, bánh xe bên trái có lực phanh Fp.t1 cầu trƣớc Fp.t2 cầu sau Tổng lực phanh bánh xe bên phải là: Fp.p = Fp.p1 + Fp.p2 (7.9) 63 Và tổng lực phanh bánh xe bên trái bằng: Fp.t = Fp.t1 + Fp.t2 (7.10) Giả sử tổng lực phanh bên phải Fp.p lớn tổng lực phanh bên trái Fp.t lúc ô tô quay vòng theo hƣớng mũi tên hình 7.5 quanh trọng tâm T tơ Mômen quay Mq đƣợc xác định theo biểu thức: Mq = Fp.p B - Fp.t B = (Fp.p – Fp.t) B 2 (7.11) Do có ma sát bánh xe mặt đƣờng xuất mơmen quay vịng Mq bánh xe cầu trƣớc có phản lực Ry1 tác dụng từ đƣờng theo phƣơng ngang (hình 7.5) bánh xe sau có phản lực Ry2 tác dụng Phƣơng trình chuyển động tơ trọng tâm T đƣợc viết dƣới dạng : Iz γ = Mq – Ry1a – Ry2b (7.12) Vì tơ bị xoay góc γ nghĩa xe bị trƣợt ngang Điều cho thấy hệ số bám ngang φy có giá trị nhỏ Mặt khác Ry1 ≤ Z1.φy Ry2 ≤ Z2.φy ( Z1 Z2 phản lực tác dụng lên cầu trƣớc cầu sau) nên suy Ry1, Ry2 có giá trị nhỏ Bởi để đơn giản cho tính tốn, ta bỏ qua lực Ry1 Ry2, lúc phƣơng trình (7.12) có dạng: Iz γ = Mq γ = Mq (7.13) IZ Trong đó: - Iz : Mơmen qn tính khối lƣợng tơ quanh trục z qua trọng tâm T - Mq : Mơmen quay vịng tơ xe bị quay góc 64 Hình 7.5 Sơ đồ lực tác dụng lên tơ phanh mà có tƣợng quay xe lực phanh phân bố không Lấy tích phân phƣơng trình (7.13) ta đƣợc: γ Mq IZ t  C1 (7.14) Theo điều kiện ban đầu, t = γ = nên γ = 0, thay vào (7.14) ta có: C1 = 0, nên: γ Mq IZ t (7.15) Lấy tích phân phƣơng trình (7.15) ta đƣợc: γ Mq 2I Z t  C2 (7.16) Với: t – Thời gian phanh 65 Để tìm giá trị C2 ta sử dụng điều kiện ban đầu t = γ = lắp vào phƣơng trình (7.16) ta có C2 = 0, từ rút đƣợc biểu thức cuối để xác định góc lệch γ mơmen quay vịng Mq gây ra, mà mơmen Mq không đồng lực phanh bánh xe phía bên phải phía bên trái tô tạo ra: γ Mq 2I Z t2 (7.17) Từ biểu thức (7.17) thấy góc lệch γ tỷ lệ thuận với mơmen quay vịng Mq, với bình phƣơng thời gian phanh t tỷ lệ nghịch với mômen quán tính khối lƣợng Iz tơ quanh trục z qua trọng tâm Theo yêu cầu nhà máy chế tạo tơ xuất xƣởng (chế tạo sửa chữa) phải đảm bảo lực phanh bánh xe cầu nhƣ nhằm đảm bảo tính ổn định phanh Độ chênh lệch tối đa lực phanh bánh xe cầu không vƣợt 15% so với giá trị lực phanh cực đại bánh xe cầu Giả sử bánh xe phía bên phải có lực phanh lớn Fp.pmax theo điều kiện bám bánh xe với mặt đƣờng, lực phanh thấp bánh xe phía bên trái cho phép là: Fp.tmin  0,85.Fp.pmax (7.18) Lúc mơmen quay vịng cực đại Mqmax đƣợc xác định nhƣ sau: M qmax  Fp.pmax B B  Fp.tmin 2 Hay: M qmax  (Fp.pmax  Fp.tmin ) B  (Fp.pmax  0,85.Fp.pmax ) B Từ ta có: M qmax  0,075.B.F p.pmax (7.19) 66 Thế giá trị mômen Mqmax từ biểu thức (7.19) vào biểu thức (7.17) ta tìm đƣợc góc lệch cực đại γmax: γmax = ' 0,075.B.Fpmax 2I Z t2 (7.20) ' Ở biểu thức (6.20) thành phần Fpmax cần phải hiểu lực phanh cực đại phía (có thể phía bên phải phía bên trái) theo điều kiện bám Lực phanh cực đại: ' Fpmax  G φmax (7.21) ' Thế giá trị Fpmax từ biểu thức (7.21) vào biểu thức (6.20), cuối ta có biểu thức xác định γmax sau đây: B.G.t 2 max γmax = 0,019 IZ (7.22) Góc lệch cực đại γmax cho phép phanh không vƣợt o 67 Chƣơng 8: KẾT LUẬN VÀ ĐỀ NGHỊ 8.1 KẾT LUẬN Sau thời gian tháng thực đồ án với đề tài “Tính tốn hệ thống phanh xe chở tải 80%” đƣợc giúp đỡ tận tình thầy Đặng Q, nhóm chúng em hoàn thành đạt đƣợc yêu cầu đồ án đề Trong đề tài này, chúng em tính tốn dựa thơng số kỹ xe từ nhà sản suất đƣa Đề tài giới thiệu đƣợc tổng quan hệ thống phanh xe HYUNDAI HD78, giới thiệu chi tiết cấu tạo nguyên lý hoạt động phận cấu phanh dẫn động phanh Đặc biệt, đề tài này, chúng em sâu vào nghiên cứu chi tiết lực phanh, mômen phanh sinh cấu phanh cầu xe xe chở tải tải 80% Bên cạnh đó, chúng em cịn tính tốn áp suất dầu xy lanh bánh xe xy lanh để đƣa đánh giá an toàn hệ thống phanh xe chở tải Từ nhận thấy xe chở tải, lực phanh mômen phanh sinh phanh lớn nhiều so với xe chở tải áp suất dầu sinh xy lanh bánh xe đòi hỏi phải lớn nhiều đáp ứng đƣợc yêu cầu phanh Điều dẫn đến quãng đƣờng phanh thời gian phanh tăng lên làm tăng nguy gây tai nạn giao thông 8.2 ĐỀ NGHỊ Với hậu nghiêm trọng việc xe chở tải gây nhận thấy ý thức ngƣời tài xế trực tiếp cầm lái, doanh nghiệp kinh doanh vận tải đóng vai trò lớn việc giảm thiểu hậu Vì mơi trƣờng giao thơng an tồn thân thiện, tài xế, doanh nghiệp cho xe lƣu thông đƣờng phải chở tải trọng cho phép chấp hành luật an tồn giao thơng Ngồi ra, cấp quyền quan chức cần rà soát, kiểm tra ban hành điều luật cho phù hợp chặt chẽ để đáp ứng đƣợc u cầu an tồn giao thơng Cần tăng cƣờng công tác tuần tra, kiểm tra xử lý trƣờng hợp vi phạm, đặc biệt cần xử phạt cách nghiêm khắc nhằm răn đe trƣờng hợp xe chở tải trọng quy định Bên cạnh đó, quan truyền thơng cần đẩy mạnh 68 công tác tuyên truyền, vận động để ngƣời dân cần hiểu, nắm rõ chấp hành luật an tồn giao thơng Do kiến thức thời gian chúng em hạn chế nên đề tài chúng em tính tốn mơmen phanh, tiêu đánh giá q trình phanh, tính tốn lực tác dụng lên đĩa phanh guốc phanh, tính tốn dẫn động phanh Vì vậy, có thời gian hội, chúng em tiếp tục nghiên cứu mở rộng sang hƣớng khác nhƣ: tính tốn độ bền đĩa phanh, guốc phanh má phanh xe chở q tải; tính tốn nghiên cứu hệ thống phanh xe chở tải nhiều dải tải trọng khác Một lần chúng em xin gửi lời cảm ơn đến tất thầy khoa Cơ khí Động lực, đặc biệt thầy Đặng Quý giúp chúng em hoàn thành đồ án Trong trình thực đồ án, chúng em khơng tránh khỏi sai sót, chúng em mong quý thầy cô cho ý kiến nhận xét để đồ án đƣợc hoàn thiện 69 DANH MỤC TÀI LIỆU THAM KHẢO [1] Đặng Q, Giáo trình tô – lý thuyết ô tô, Trƣờng Đại học Sƣ phạm Kỹ thuật TP Hồ Chí Minh, 2010 [2] Đặng Q, Giáo trình tơ – thiết kế ô tô, Trƣờng Đại học Sƣ phạm Kỹ thuật TP Hồ Chí Minh, 2006 [3] https://carmanualshub.com/hyundai-hd-trucks-pdf-workshop-and-repair-manuals/ [4] https://truckmanualshub.com/hyundai-trucks-forklifts-pdf-service-manuals/ [5] http://trucknbus.hyundai.com/global/file/downloadBlb?fil_sn=BF00001491 70 ... “ Tính tốn kiểm tra hệ thống phanh xe chở tải ” 1.1.2 Giới hạn vấn đề Trong đồ án này, chúng em tính toán, kiểm tra hệ thống phanh sử dụng xe Hyundai HD78 qua phần nhƣ sau: - Tính tốn mômen phanh. .. bánh xe ô tô xác định theo biểu thức: Fp = Mp (4.14) rb Trong đó: - Fp: Lực phanh tô - Mp: Mômen phanh cấu phanh - rb: Bán kính làm việc trung bình bánh xe Lực phanh bánh xe cầu trƣớc xe chở tải: ... cấu phanh chở tải tải - Tính tốn tiêu đánh giá q trình phanh chở tải tải - Tính tốn cấu phanh chở q tải - Tính tốn dẫn động phanh - Phân tích tính ổn định tơ phanh 1.2 THƠNG SỐ KỸ THUẬT CỦA XE