TỔNG QUAN VỀ ĐỀ TÀI
MỞ ĐẦU VÀ GIỚI HẠN VẤN ĐỀ
Ngành ô tô tại Việt Nam đang phát triển mạnh mẽ và khẳng định vị trí quan trọng trong nền công nghiệp quốc gia Ngành chế tạo và sửa chữa ô tô ngày càng phổ biến trên toàn cầu, đóng góp đáng kể vào GDP của đất nước Nhu cầu sở hữu và sử dụng ô tô tại Việt Nam không ngừng gia tăng, với số liệu từ Hiệp hội các Nhà sản xuất ô tô Việt Nam (VAMA) cho thấy trong 6 tháng đầu năm 2022, đã tiêu thụ tổng cộng 201.840 xe, tăng 34% so với cùng kỳ năm 2021 Trong đó, xe du lịch đạt 157.935 xe, tăng 50%, cho thấy tiềm năng phát triển mạnh mẽ của ngành ô tô trong tương lai.
Trong bối cảnh công nghiệp hóa, hiện đại hóa và hội nhập kinh tế quốc tế, ngành giao thông vận tải đóng vai trò ngày càng quan trọng Nhu cầu vận chuyển và lượng hàng hóa gia tăng đã dẫn đến việc một số doanh nghiệp bất chấp quy định, cho xe chở quá tải trọng cho phép, gây hư hại nhanh chóng đến hạ tầng giao thông và làm gia tăng nguy cơ tai nạn Hệ thống phanh, yếu tố then chốt trong đảm bảo an toàn giao thông, thường gặp vấn đề khi xe chở quá tải, ảnh hưởng đến khả năng chịu tải và hiệu suất hoạt động của xe Điều này không chỉ đe dọa tính mạng của tài xế mà còn của tất cả những người tham gia giao thông.
Chính vì những lý do trên, nhóm chúng em đã quyết định chọn đề tài “ Tính toán kiểm tra hệ thống phanh khi xe chở quá tải”
Trong đồ án này, chúng em sẽ tính toán kiểm tra hệ thống phanh sử dụng trên xe Hyundai HD120 qua các phần như sau:
- Tính toán mômen phanh cần thiết phải sinh ra ở các cơ cấu phanh khi chở đúng tải và khi quá tải
- Tính toán các chỉ tiêu đánh giá quá trình phanh khi chở đúng tải và khi quá tải
- Tính toán cơ cấu phanh khi chở quá tải
- Tính toán dẫn động phanh khi chở quá tải
- Phân tích tính ổn định của ô tô khi phanh.
THÔNG SỐ KỸ THUẬT CỦA XE
Ô tô Hyundai HD120 là dòng xe tải nhập khẩu nguyên chiếc từ Hyundai Motor Hàn Quốc, nổi bật với thương hiệu hàng đầu tại thị trường Việt Nam Xe được người dùng đánh giá cao về chất lượng bền bỉ theo thời gian, khả năng tiết kiệm nhiên liệu, dễ dàng bảo dưỡng và sửa chữa Phụ tùng thay thế luôn sẵn có với mức giá hợp lý.
Về động cơ: Hyundai HD120 sử dụng động cơ D4DA là động cơ Diesel 4 kỳ, 4 xy lanh thẳng hàng, tăng áp và làm mát bằng dung dịch
Xe sử dụng hộp số KH10 với ly hợp một đĩa điều khiển bằng thủy lực, kết hợp cùng hộp số cơ khí 6 cấp, bao gồm 6 số tiến và 1 số lùi.
Hệ thống lái: xe sử dụng cơ cấu lái kiểu trục vít ecu, trợ lực thủy lực
- Phanh chính: dẫn động bằng dầu, có trợ lực chân không, cơ cấu phanh loại tang trống ở cả cầu trước và cầu sau
- Phanh tay: dẫn động cơ khí, tác dụng lên trục thứ cấp hộp số
Hyundai HD120 được trang bị hệ thống treo phụ thuộc cho cả cầu trước và cầu sau, sử dụng nhíp lá và giảm chấn thủy lực hai chiều Thông số kỹ thuật của xe Hyundai HD120 được trình bày trong bảng 1.1.
KÍCH THƯỚC (mm) Tổng thể (D x R x C) Overall dimension 8620 x 2400 x 2505
Chiều dài cơ sở Wheelbase 4895
Vệt bánh xe trước/sau Front/rear tread 1795/1660
Khoảng sáng gầm xe Ground clearance 210
Bán kính quay vòng nhỏ nhất
Không tải Empty vehicle weight 5265
Tải trọng cho phép Load weight 5000
Moment quán tính khối lượng I Z
Mass moment of inertia 39985 (Nms 2 )
Số chỗ ngồi Number of seats 3 ĐỘNG CƠ
Diesel 4 kỳ, 6 xy lanh, tăng áp bằng Turbo, làm mát bằng dung dịch
Tiêu chuẩn khí thải Emission standard Euro II
Dung tích xy lanh (cm 3 ) Displacement 6606 Đường kính x hành trình piston (mm) Bore x Stroke 109 x 118
Tỷ số nén Compression ratio 17.6 : 1
Ly hợp Clutch 1 đĩa, ma sát khô, điều khiển thuỷ lực, trợ lực khí nén
Hộp số Transmission Cơ khí, Số sàn, 6 số tiến, 1 số lùi
Tỷ số truyền tay số 1 1 st gear ratio 6.967
Tỷ số truyền tay số 2 2 nd gear ratio 4.247
Tỷ số truyền tay số 3 3 rd gear ratio 2.454
Tỷ số truyền tay số 4 4 th gear ratio 1.471
Tỷ số truyền tay số 5 5 th gear ratio 1
Tỷ số truyền tay số 6 6 th gear ratio 0.769
Tỷ số truyền số lùi Reverse gear ratio 6.492
Loại Type Trục vít Ecu, trợ lực thủy lực
Góc quay vòng trong/ngoài
Loại Type Phụ thuộc, nhíp bán nguyệt
Giảm chấn Shock absorber Thuỷ lực, tác dụng 2 chiều
Phanh chính Service brake Phanh dầu, trợ lực chân không, cơ cấu phanh loại tang trống
Phanh tay/phanh đỗ xe Parking brake Dẫn động cơ khí, tác dụng lên trục thứ cấp hộp số Áp suất dầu trong hệ thống phanh
Oil pressure in brake system 11,8 MN/m 2
Loại Type Bánh đơn ở cầu trước, bánh đôi ở cầu sau
Số lượng lốp trên trục l/ll/lll/lV 02/04/-/-
Mâm Wheel 6.00GS 16 -136 ĐẶC TÍNH Khả năng leo dốc Hill-climbing ability ≥ 37%
Tốc độ tối đa Maximum speed 132 km/h
Dung tích thùng nhiên liệu Capacity fuel tank 200 l
❖ Sơ đồ kích thước tổng thể Hyundai HD120
Hình 1.1 Kích thước tổng thể xe Hyundai HD120
SƠ ĐỒ CẤU TẠO HỆ THỐNG PHANH
CẤU TẠO HỆ THỐNG PHANH HYUNDAI HD120
Hệ thống phanh trên xe Hyundai HD120 gồm:
- Hệ thống phanh chính (phanh chân): dẫn động bằng dầu, có trợ lực chân không, cơ cấu phanh loại tang trống ở cả cầu trước và cầu sau
- Hệ thống phanh đỗ xe (phanh tay): dẫn động cơ khí, tác dụng vào trục thứ cấp của hộp số
Hình 2.1 Các bộ phận chính của hệ thống phanh xe Hyundai HD120
4 Trợ lực phanh chân không
13 Xy lanh thủy lực ( nơi tạo ra áp suất dầu phanh lớn nhờ bộ trợ lực chân không )
Khi người lái đạp bàn đạp phanh, lực tác dụng qua đòn bẩy vào xy lanh chính đẩy dầu từ bình chứa vào xy lanh thủy lực, tạo ra áp suất Sự chênh lệch áp suất giữa khí trời và chân không khuếch đại lực phanh, khiến dầu được đẩy qua các xy lanh bánh xe Lực tác động lên piston trong các xy lanh bánh xe thắng được lực lò xo, đẩy má phanh áp sát vào trống phanh để thực hiện quá trình phanh Khi nhả bàn đạp phanh, áp suất dầu giảm nhanh chóng, lò xo hồi vị kéo các guốc phanh trở về vị trí ban đầu.
Cơ cấu phanh trước là phanh guốc:
Hình 2.2 Cấu tạo cơ cấu phanh trước
• Thông số kỹ thuật Đường kính xy lanh bánh xe : 36.51 mm Đường kính trong trống phanh : 320 mm
Bề rộng má phanh: 120 mm
Bề dày má phanh: 11.6 mm
Cơ cấu phanh sau là phanh guốc
Hình 2.3 Cấu tạo cơ cấu phanh sau
• Thông số kỹ thuật Đường kính xy lanh bánh xe : 38.1 mm Đường kính trong trống phanh : 320mm
Bề rộng má phanh : 150 mm
Bề dày má phanh : 11.5 mm
• Cấu tạo phanh tang trống
Cấu tạo phanh tang trống bao gồm các bộ phận chính như xi lanh bánh xe, piston, cuppen, má phanh và lò xo hồi vị, cùng một số bộ phận khác có nhiệm vụ truyền lực Mỗi bộ phận này đảm nhận một chức năng riêng biệt, góp phần quan trọng vào hiệu quả hoạt động của hệ thống phanh.
- Xi lanh bánh xe (xi lanh phụ): Đóng vai trò làm buồng chứa piston, cuppen, dầu
Piston là bộ phận kết nối với guốc phanh, có nhiệm vụ quan trọng trong hệ thống phanh Khi áp suất dầu được cung cấp, piston sẽ đẩy guốc phanh ra, khiến má phanh ép chặt vào trống phanh, từ đó giúp xe giảm tốc độ hoặc dừng lại một cách hiệu quả.
- Cuppen: Giữ vai trò làm kín xi lanh, không cho khí lọt vào và rò rỉ dầu
- Má phanh: Là bộ phận ma sát trực tiếp với trống phanh
- Lò xo hồi vị: Khi áp suất dầu giảm, lò xo hồi vị sẽ ép piston trở về vị trí ban đầu
• Các loại phanh tang trống
Tuỳ vào sự kết hợp, mục đích của guốc thuận chiều và guốc ngược chiều tạo ra mà phanh tang trống được chia thành 4 loại như sau:
- Loại guốc thuận chiều và guốc ngược chiều: Đây là loại phanh tang trống có xi lanh bánh xe và neo cố định
Guốc phanh loại hai có thiết kế với hai bánh xi lanh cố định, kết nối thông qua bộ điều chỉnh, mang lại khả năng tạo ra lực phanh mạnh mẽ.
- Loại một trợ động: Phanh tang trống loại này có cấu trúc gồm xi lanh bánh xe cố định, xi lanh điều chỉnh, một trợ động
- Loại hai trợ động: Được cấu tạo bởi xi lanh bánh xe cố định, xi lanh điều chỉnh và hai trợ động
- Quá trình phanh an toàn, không khiến xe bị trượt lết gây nguy hiểm cho người điều khiển phương tiện
- Kết cấu đơn giản nên dễ dàng tháo lắp bảo dưỡng, sửa chữa giúp tiết kiệm hơn cho chủ xe
Chi phí lắp đặt, bảo trì, bảo dưỡng và sửa chữa của hệ thống phanh thường thấp hơn so với phanh đĩa Hệ thống này có thể được áp dụng rộng rãi trong kỹ thuật lắp ráp động cơ phương tiện, từ đó hỗ trợ giảm giá thành sản xuất.
Thiết kế nguyên khối kín giúp bảo vệ sản phẩm khỏi tác động của môi trường xung quanh, kéo dài thời gian sử dụng và phù hợp với nhiều điều kiện đường xá và thời tiết khác nhau.
- Có khả năng cường hóa để phù hợp với các loại xe tải trọng lớn
- Khi phanh gấp, đổ đèo, hiệu quả phanh tang trống thấp hơn so với phanh đĩa do thời gian giảm tốc chậm
Thiết kế nguyên khối có thể làm giảm khả năng tản nhiệt và dễ gây bám bụi ở các bộ phận như guốc phanh, tang trống và xi lanh bánh xe, dẫn đến tình trạng nhanh mòn khi hoạt động liên tục.
Thiết kế kín có thể làm giảm hiệu suất phanh do khả năng thoát nhiệt kém, dẫn đến sự gia tăng nhiệt độ và sự giãn nở của các thành phần trong cơ cấu phanh trong quá trình hoạt động.
- Trọng lượng phanh tang trống nặng hơn phanh đĩa
Lớp vật liệu bề mặt ma sát được sản xuất từ amiăng hoặc hợp chất chứa amiăng có khả năng gây ra một số loại ung thư cho con người, do đó đã bị cấm sử dụng từ những năm 1980.
Xy lanh chính là bộ phận thiết yếu trong hệ thống phanh bằng dầu Khi người lái đạp phanh, xy lanh chính chuyển đổi lực đạp thành áp suất dầu, sau đó truyền áp suất này qua các ống dẫn đến từng cơ cấu phanh, giúp điều khiển hoạt động của chúng.
Khi người lái đạp bàn đạp phanh, piston sẽ được đẩy sang trái, tạo ra áp suất trong buồng Áp suất này sẽ đẩy dầu đến bộ trợ lực phanh, từ đó thực hiện quá trình phanh hiệu quả.
2.1.3 Bộ phận trợ lực chân không
Trợ lực chân không giúp người lái giảm sức lực khi đạp phanh mà vẫn đảm bảo hiệu quả phanh cao Khi hệ thống phanh có bộ phận trợ lực, lực tác động lên piston của xy lanh thủy lực sẽ được gia tăng nhờ lực đẩy từ bộ phận trợ lực Do đó, lực mà người lái tác động lên bàn đạp phanh sẽ kích hoạt xy lanh chính và làm cho bộ phận trợ lực hoạt động hiệu quả.
Bộ phận trợ lực bằng chân không gồm các thành phần sau:
Hình 2.5 Cấu tạo bơm chân không
Bơm chân không được lắp ở mặt sau của máy phát điện và được dẫn động bởi máy phát điện
Khi máy phát điện hoạt động, nó quay rotor của bơm chân không, làm cho các cánh quạt bên trong bơm vừa quay vừa di chuyển tịnh tiến nhờ lực ly tâm và sự bố trí lệch tâm Không khí từ bình chứa chân không được hút vào bơm, sau đó bị nén và xả ra ngoài qua cửa xả, giúp duy trì áp suất chân không trong bình chứa Đồng thời, dầu động cơ được đưa vào bơm qua cửa dầu, tạo lớp dầu bảo vệ.
Bơm sử dụng 14 kín và bôi trơn để làm mát bên trong Dầu sau đó được xả ra khỏi cửa ra bằng khí nén và quay trở lại các-te dầu.
Van một chiều được lắp đặt ở cửa vào của bơm chân không nhằm tối ưu hóa lượng chân không trong bình chứa Thiết kế của van giúp ngăn chặn không khí và dầu động cơ chảy ngược từ bơm về bình khi động cơ ngừng hoạt động.
TÍNH TOÁN MÔMEN PHANH CẦN THIẾT SINH RA Ở CƠ CẤU
XÁC ĐỊNH MÔMEN PHANH CẦN THIẾT TẠI CÁC CƠ CẤU PHANH
Mômen phanh trong cơ cấu phanh của ô tô cần đảm bảo khả năng giảm tốc độ hoặc dừng xe hoàn toàn với gia tốc chậm dần trong giới hạn cho phép Bên cạnh đó, nó cũng phải giữ cho ô tô đứng vững ở độ dốc cực đại, đặc biệt là mômen phanh từ phanh tay Đối với ô tô, lực phanh cực đại có thể tác động lên một bánh xe ở cầu trước khi phanh trên đường bằng phẳng.
- G1t, G2t: Tải trọng tĩnh tác dụng lên các bánh xe cầu trước và cầu sau
- m1p, m2p: Hệ số thay đổi tải trọng tương ứng lên cầu trước và sau khi phanh
Hệ số bám dọc giữa lốp và mặt đường (φ) dao động từ 0,7 đến 0,8 Trên ô tô, cơ cấu phanh được lắp đặt trực tiếp ở tất cả các bánh xe, thường gọi là phanh chân Do đó, mômen phanh cần thiết để sinh ra ở mỗi cơ cấu phanh tại cầu trước phải được tính toán chính xác.
= G φ rb (3.3) Ở cầu sau (ô tô hai cầu) là:
Bán kính làm việc trung bình của bánh xe ảnh hưởng đến hiệu suất phanh Đối với cơ cấu phanh guốc, mômen phanh Mp1 và Mp2 cần phải đạt được sự cân bằng để đảm bảo hoạt động hiệu quả.
- M ’ p1, M ’’ p1 : Mômen sinh ra ở má phanh trước và má phanh sau của mỗi cơ cấu phanh ở cầu trước
- M ’ p2 , M ’’ p2 : Mômen sinh ra ở má phanh trước và má phanh sau của mỗi cơ cấu phanh ở cầu sau.
TÍNH TOÁN MÔMEN PHANH CẦN THIẾT TẠI CÁC CƠ CẤU PHANH
Trọng lượng toàn bộ xe khi chở đúng tải: Gđ = 104600 (N)
Theo lý thuyết ô tô, đối với xe tải, thông thường: Z2 = (0,7 – 0,75)G
Trọng lượng tác dụng lên các bánh xe cầu sau:
Trọng lượng tác dụng lên các bánh xe cầu trước:
Bán kính làm việc trung bình của bánh xe: rb = λro = λ(B +
- ro: Bán kính thiết kế của bánh xe
- λ: Hệ số kể đến sự biến dạng của lốp λ = (0,93-0,935) lốp áp suất thấp, λ = (0,945-0,95) lốp áp suất cao
- B: Bề rộng của lốp (inch)
- d: Đường kính của vành bánh xe (inch)
Theo thông số áp suất lốp của xe, chọn λ = 0,95 rb = 0,95.(8,25 +
Theo thiết kế ô tô khi tính toán có thể chọn φ = 0,7 ÷ 0,8
Theo thiết kế ô tô, chọn hệ số thay đổi tải trọng tương ứng lên cầu trước và sau khi phanh: m1p = 1,15 ; m2p = 0,93
Mômen phanh tính toán cần sinh ra của mỗi cơ cấu phanh ở cầu trước:
2 1,15.0,76.0,392 = 5375,5 (Nm) Mômen phanh tính toán cần sinh ra của mỗi cơ cấu phanh ở cầu sau:
TÍNH TOÁN MÔMEN PHANH CẦN THIẾT TẠI CÁC CƠ CẤU PHANH
Xét trường hợp xe chở quá tải 80%:
Trọng lượng hàng hóa tăng thêm khi xe chở quá tải 80%: 50000.0,8 = 40000 (N)
Trọng lượng toàn bộ xe khi chở quá tải 80%:
Khi xe chở quá tải 80%, tải trọng phân bố lên cầu sau tăng lên đáng kể do thùng hàng nằm ở phía sau Điều này làm cho tỷ lệ tải trọng phân bố lên cầu sau không còn đạt mức 0,7Gqt như trước đây Thay vào đó, tải trọng phân bố lên cầu sau tăng lên nhiều hơn so với tải trọng tăng lên ở cầu trước, dẫn đến G2q ≈ 0,76Gq.
Trọng lượng tác dụng lên các bánh xe cầu sau:
Trọng lượng tác dụng lên các bánh xe cầu trước:
Mômen phanh tính toán cần sinh ra của mỗi cơ cấu phanh ở cầu trước:
Mômen phanh tính toán cần sinh ra của mỗi cơ cấu phanh ở cầu sau:
Kết luận: Sau khi so sánh các giá trị tính toán được trong hai trường hợp đúng tải và quá tải 80% cho thấy:
Mômen phanh tính toán cần sinh ra ở cầu trước trong trường hợp xe chở quá tải tăng khoảng 10,5% so với trường hợp xe chở đúng tải
Mômen phanh tính toán cần sinh ra ở cầu sau trong trường hợp xe chở quá tải tăng lên khoảng 50,1% so với trường hợp đúng tải
TÍNH TOÁN CÁC CHỈ TIÊU ĐÁNH GIÁ QUÁ TRÌNH PHANH
Gia tốc chậm dần khi phanh trong trường hợp chở đúng tải
4.1.1.1.Lập biểu thức đánh giá:
Gia tốc chậm dần khi phanh là chỉ tiêu quan trọng để đánh giá chất lượng phanh ô tô Phân tích các lực tác dụng lên ô tô cho phép thiết lập phương trình cân bằng lực kéo khi phanh.
𝐹 𝑗 : Lực quán tính sinh ra khi phanh ô tô
𝐹 𝑝 : Lực phanh sinh ra ở các bánh xe
𝐹 𝜂 : Lực để thắng tiêu hao do ma sát cơ khí
𝐹 𝑖 : Lực cản lên dốc Khi phanh trên đường nằm ngang thì lực cản lên dốc bằng không ( 𝐹 𝑖 = 0)
Khi phanh thì 𝐹 𝑓 , 𝐹 𝜔 và 𝐹 𝜂 không đáng kể, có thể bỏ qua Sự bỏ qua này chỉ gây sai số khoảng 1,5 ÷ 2%
Khi bỏ qua các lực 𝐹 𝑓 , 𝐹 𝜔 và 𝐹 𝜂 và khi ô tô phanh trên đường nằm ngang ( 𝐹 𝑖 0), biểu thức (4.1) ta có thể viết lại như sau:
Lực phanh lớn nhất 𝐹 𝑝𝑚𝑎𝑥 được xác định theo điều kiện bám khi các bánh xe bị phanh hoàn toàn và đồng thời theo biểu thức:
Hệ số 𝛿 𝑖 được sử dụng để tính đến ảnh hưởng của các khối lượng chuyển động quay, có thể được ước tính gần đúng bằng công thức: 𝛿 𝑖 = 1,05 + 0,05 𝑖 ℎ 2 Trong đó, 𝑖 ℎ thường được chọn là tỷ số truyền ở tay số cao nhất của hộp số Đối với xe đang khảo sát, tỷ số truyền cao nhất nằm ở tay số 6, tức là 𝑖 ℎ = 𝑖 6 = 0,769.
Từ biểu thức (4.3), có thể suy ra biểu thức xác định gia tốc chậm dần cực đại khi phanh:
4.1.1.2.Lập bảng số liệu đánh giá:
Gia tốc chậm dần cực đại khi phanh phụ thuộc vào hệ số bám, gia tốc trọng trường và các yếu tố ảnh hưởng đến khối lượng chuyển động quay.
-Với gia tốc trọng trường g = 9,81 (m/𝑠 2 ), hệ số tính đến ảnh hưởng của các khối lượng chuyển động quay 𝛿 6 = 1,05 + 0,05 0,769 2 = 1,08
Hệ số bám của các loại đường khác nhau phụ thuộc vào loại đường và tình trạng bề mặt Dưới đây là bảng giá trị hệ số bám của một số loại đường.
Bảng 4.1 Hệ số bám của một số loại đường
Loại đường và tình trạng mặt đường Hệ số bám φ Đường nhựa, bê tông
Hệ số bám dao động trong khoảng 0,2 – 0,8 cho thấy sự ảnh hưởng của nó đến gia tốc chậm dần cực đại khi xe chở đúng tải Việc thay thế các giá trị hệ số bám khác nhau vào biểu thức (4.4) đã tạo ra bảng số liệu chi tiết về gia tốc chậm dần trong điều kiện này.
Bảng 4.2 Gia tốc chậm dần khi hệ số bám thay đổi trong trường hợp xe chở đúng tải φ 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,76 0,8 g 9,81 9,81 9,81 9,81 9,81 9,81 9,81 9,81 δ6 1,08 1,08 1,08 1,08 1,08 1,08 1,08 1,08
Các loại đường khác nhau ảnh hưởng đến giá trị gia tốc, với tình trạng mặt đường tốt hơn giúp gia tốc chậm dần cao hơn.
Tốc độ chậm dần khi phanh với hệ số bám φ = 0,76 đạt giá trị 6,903 m/𝑠² Để tăng gia tốc chậm dần khi phanh, cần giảm hệ số δi Do đó, khi phanh đột ngột, người lái nên ngắt ly hợp để tách động cơ khỏi hệ thống truyền lực, lúc này δi sẽ được điều chỉnh.
(δi ≈ 1) sẽ giảm và jpmax sẽ tăng.
Thời gian phanh trong trường hợp xe chở đúng tải
4.1.2.1.Lập biểu thức đánh giá:
Thời gian phanh là một chỉ tiêu quan trọng để đánh giá chất lượng phanh của xe Thời gian phanh càng ngắn, chất lượng phanh càng cao Để xác định thời gian phanh, có thể áp dụng các công thức phù hợp.
Để xác định thời gian phanh nhỏ nhất \( t_{pm_{in}} \), cần tích phân \( dt \) trong giới hạn từ thời điểm tương ứng với vận tốc khi bắt đầu phanh \( v_1 \) đến vận tốc khi kết thúc phanh \( v_2 \) (với điều kiện \( v_1 > v_2 \)) Công thức liên quan là \( dt = \delta i \cdot \phi \cdot g \cdot dv \).
2 = 𝛿 𝑖 φ 𝑔 ( 𝑣 1 - 𝑣 2 ) (4.7) Khi phanh ô tô đến lúc dừng hẳn thì 𝑣 2 = 0, do đó:
4.1.2.2.Lập bảng số liệu đánh giá:
-Từ biểu thức (4.8), ta có thể tính được thời gian phanh tương ứng với các giá trị vận tốc 𝑣 1 khác nhau như sau:
+Với, 𝛿 𝑖 = 1,08, φ = 0,76, 𝑔 = 9,81 (m/𝑠 2 ), vận tốc 𝑣 1 nằm trong khoảng 0 – 132 (km/h)
+Thay số vào, ta được bảng số liệu thời gian phanh như sau:
Bảng 4.3 Thời gian phanh nhỏ nhất ứng với mỗi vận tốc khi bắt đầu phanh khác nhau trong trường hợp xe chở đúng tải v1(km/h) 0 15 30 45 60 75 90 105 120 132 v1(m/s) 0 4,17 8,33 12,50 16,67 20,83 25,00 29,17 33,33 36,67
Thời gian phanh ô tô tối thiểu phụ thuộc vào vận tốc bắt đầu phanh, hệ số δi và hệ số bám φ giữa bánh xe và mặt đường Mặt đường tốt hơn sẽ giúp giảm thời gian phanh Để đạt được thời gian phanh ngắn nhất, người lái cần giảm hệ số δi bằng cách cắt ly hợp khi phanh và thực hiện các biện pháp cải thiện mặt đường nhằm tăng hệ số bám dọc φ.
Quãng đường phanh trong trường hợp xe chở đúng tải
4.1.3.1.Lập biểu thức đánh giá:
Quãng đường phanh là chỉ tiêu quan trọng nhất để đánh giá chất lượng phanh của ô tô Để xác định quãng đường phanh nhỏ nhất, có thể sử dụng biểu thức (4.5) bằng cách nhân hai vế với dS, trong đó dS là vi phân của quãng đường.
-Quãng đường phanh nhỏ nhất được xác định bằng cách tích phân dS trong giới hạn từ 𝑣 1 đến 𝑣 2 , ta có:
-Khi phanh đến lúc ô tô dừng hẳn thì 𝑣 2 = 0, suy ra:
4.1.3.2.Lập bảng số liệu đánh giá:
-Từ biểu thức (4.12), ta có thể tính được quãng đường phanh tương ứng với các giá trị vận tốc 𝑣 1 khác nhau như sau:
+Với, 𝛿 𝑖 = 1,08, φ = 0,76, 𝑔 = 9,81 (m/𝑠 2 ), vận tốc 𝑣 1 nằm trong khoảng 0 – 132 (km/h)
+Thay số vào, ta được bảng số liệu quãng đường phanh như sau:
Bảng 4.4 Quãng đường phanh nhỏ nhất ứng với mỗi vận tốc khi bắt đầu phanh khác nhau trong trường hợp xe chở đúng tải v1(km/h) 0 15 30 45 60 75 90 105 120 132 v1(m/s) 0 4,17 8,33 12,50 16,67 20,83 25,00 29,17 33,33 36,67
Quãng đường phanh tối thiểu của ô tô phụ thuộc vào vận tốc khi bắt đầu phanh, hệ số ảnh hưởng của khối lượng quay 𝛿 𝑖 và hệ số bám φ giữa bánh xe và mặt đường Để giảm quãng đường phanh, người lái cần giảm hệ số 𝛿 𝑖 bằng cách cắt ly hợp khi phanh, đồng thời thực hiện các biện pháp cải thiện mặt đường nhằm tăng hệ số bám dọc φ.
4.1.4.Lực phanh và lực phanh riêng trong trường hợp chở đúng tải:
Lực phanh và lực phanh riêng là những chỉ tiêu quan trọng để đánh giá chất lượng phanh của ô tô Chỉ tiêu này thường được áp dụng hiệu quả nhất khi thử nghiệm phanh trên bệ thử Lực phanh tại các bánh xe của ô tô được xác định theo một biểu thức cụ thể.
Trong đó: 𝐹 𝑝 : Lực phanh ô tô
𝑀 𝑝 : Momen phanh ở các cơ cấu phanh
𝑟 𝑏 : bán kính làm việc trung bình của bánh xe
-Áp dụng thay số ta được:
+Lực phanh ở mỗi bánh xe cầu trước khi xe chở đúng tải:
0,392 = 13713 (N) +Lực phanh ở mỗi bánh xe cầu sau khi xe chở đúng tải:
-Lực phanh riêng là lực phanh tính trên một đơn vị trọng lượng toàn bộ G của ô tô, nghĩa là:
𝐺 (4.14) -Áp dụng thay số ta được lực phanh riêng của xe khi chở đúng tải:
104600 = 0,378 -Lực phanh riêng cực đại ứng với khi lực phanh cực đại khi xe chở đúng tải::
4.2.TÍNH TOÁN CÁC CHỈ TIÊU ĐÁNH GIÁ QUÁ TRÌNH PHANH
Trong trường hợp chở quá tải, độ bám giữa bánh xe và mặt đường được xác định bởi hệ số bám Theo lý thuyết ô tô, hệ số bám dọc 𝜑 𝑥 có vai trò quan trọng trong việc đảm bảo an toàn và hiệu suất vận hành của phương tiện.
Fkmax: Lực kéo tiếp tuyến cực đại giữa bánh xe với mặt đường
Fpmax: Lực phanh cực đại giữa bánh xe với mặt đường
Gb: Tải trọng thẳng đứng tác dụng lên bánh xe
Hệ số bám dọc 𝜑 𝑥 được xác định bởi phản lực thẳng đứng tác dụng lên bánh xe, như thể hiện trong biểu thức (4.13) Đồ thị dưới đây minh họa ảnh hưởng của phản lực thẳng đứng lên bánh xe đối với hệ số bám dọc theo lý thuyết ô tô.
Hình 4.1 Ảnh hưởng của phản lực thẳng đứng tác dụng lên bánh xe đến hệ số bám dọc
Theo đồ thị hình 4.1, khi tải trọng thẳng đứng tác động lên bánh xe tăng, hệ số bám dọc 𝜑 𝑥 sẽ giảm Đặc biệt, trong trường hợp xe chở quá tải, ký hiệu là 𝜑 𝑞𝑡, giá trị này sẽ thấp hơn 𝜑 𝑥 (𝜑 𝑞𝑡 < 𝜑 𝑥) Đối với xe đang khảo sát, khi chở quá tải 80% tải trọng và di chuyển trên đường nhựa tốt, hệ số bám dọc giảm xuống còn 0,65, tức là 𝜑 𝑞𝑡 = 0,65.
4.2.1.Gia tốc chậm dần khi phanh trong trường hợp xe chở quá tải:
-Dựa vào biểu thức (4.5), ta có thể xác định gia tốc chậm dần khi phanh trong trường hợp xe chở quá tải:
-Thay số vào ta được bảng số liệu sau:
Bảng 4.5 Gia tốc chậm dần khi hệ số bám thay đổi trong trường hợp xe chở quá tải φ 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,65 g 9,81 9,81 9,81 9,81 9,81 9,81 δ6 1,08 1,08 1,08 1,08 1,08 1,08
Gia tốc chậm dần khi phanh của xe phụ thuộc vào trọng lượng toàn bộ của xe; khi trọng lượng tăng, hệ số bám dọc giảm, dẫn đến gia tốc chậm dần cũng giảm theo Gia tốc chậm dần khi phanh đạt giá trị cực đại chỉ là 5,904 m/𝑠².
4.2.2.Thời gian phanh trong trường hợp xe chở quá tải:
-Dựa vào biểu thức (4.8), ta có thể suy ra biểu thức xác định thời gian phanh trong trường hợp xe chở quá tải:
𝜑 𝑞𝑡 𝑔 (4.18) -Với 𝛿 𝑖 = 1,08, 𝑔 = 9,81 (m/𝑠 2 ), 𝜑 𝑞𝑡 = 0,65, vận tốc 𝑣 1 nằm trong khoảng 0 – 132 (km/h)
-Thay số vào ta được bảng số liệu thời gian phanh trong trường hợp xe chở quá tải:
Bảng 4.6 Thời gian phanh nhỏ nhất ứng với mỗi vận tốc khi bắt đầu phanh khác nhau trong trường hợp xe chở quá tải v1(km/h) 0 15 30 45 60 75 90 105 120 132 v1(m/s) 0 4,17 8,33 12,50 16,67 20,83 25,00 29,17 33,33 36,67
Nhận xét từ bảng số liệu cho thấy thời gian phanh của xe phụ thuộc vào trọng lượng toàn bộ Khi trọng lượng xe tăng, hệ số bám dọc giảm, dẫn đến thời gian phanh tăng lên trong trường hợp xe chở quá tải Điều này có nghĩa là xe chở quá tải sẽ phanh chậm hơn so với xe chở đúng tải khi bắt đầu phanh với cùng một vận tốc.
4.2.3.Quãng đường phanh trong trường hợp xe chở quá tải:
-Dựa vào biểu thức (4.12), ta có thể suy ra biểu thức xác định quãng đường phanh trong trường hợp xe chở quá tải:
-Với, 𝛿 𝑖 = 1,08, 𝜑 𝑞𝑡 = 0,65, 𝑔 = 9,81 (m/𝑠 2 ), vận tốc 𝑣 1 nằm trong khoảng 0 – 132 (km/h)
-Thay số vào ta được bảng số liệu quãng đường phanh trong trường hợp xe chở quá tải:
Bảng 4.7 Quãng đường phanh nhỏ nhất ứng với mỗi vận tốc khi bắt đầu phanh khác nhau trong trường hợp xe chở quá tải v 1 (km/h) 0 15 30 45 60 75 90 105 120 132 v 1 (m/s) 0 4,17 8,33 12,50 16,67 20,83 25,00 29,17 33,33 36,67
Quãng đường phanh của xe phụ thuộc vào trọng lượng toàn bộ của xe, với việc trọng lượng tăng lên, hệ số bám dọc sẽ giảm Điều này dẫn đến việc quãng đường phanh của xe chở quá tải dài hơn so với xe chở đúng tải.
4.2.4.Lực phanh và lực phanh riêng trong trường hợp xe chở quá tải:
Dựa vào các biểu thức (4.13), (4.14), (4.15), chúng ta có thể xác định lực phanh, lực phanh riêng và lực phanh riêng cực đại trong trường hợp xe chở quá tải.
-Thay số vào, ta xác định được các lực sau:
+ Lực phanh ở mỗi bánh xe cầu trước khi xe chở quá tải:
0,392 = 15165,64 (N) + Lực phanh ở mỗi bánh xe cầu sau khi xe chở quá tải:
0,392 = 38837,24 (N) +Lực phanh riêng của xe khi chở quá tải:
-Lực phanh riêng cực đại ứng với khi lực phanh cực đại khi xe chở đúng tải::
Kết quả tính toán cho thấy sự khác biệt rõ rệt giữa hai trường hợp đúng tải và quá tải Lực phanh riêng trong trường hợp xe chở quá tải thấp hơn do hệ số bám dọc giảm xuống còn 0,65 khi tải trọng tăng Khi xe quá tải, gia tốc giảm khi phanh tối đa giảm 16,92%, thời gian phanh tăng 17,1%, và quãng đường phanh tăng 16,9% so với khi chở đúng tải Hơn nữa, sau thời gian dài sử dụng, chất lượng các chi tiết trong hệ thống cũng suy giảm, gây nguy hiểm cho tài xế và làm giảm khả năng phản ứng kịp thời trong các tình huống giao thông.
Vì vậy, để đảm bảo an toàn, các tài xế tuyệt đối không được chở hàng hóa vượt quá tải trọng cho phép.
TÍNH TOÁN CÁC CHỈ TIÊU ĐÁNH GIÁ QUÁ TRÌNH PHANH TRONG TRƯỜNG HỢP CHỞ QUÁ TẢI
Trong trường hợp chở quá tải, độ bám giữa bánh xe và mặt đường được xác định bởi hệ số bám Theo lý thuyết ô tô, hệ số bám dọc 𝜑 𝑥 được định nghĩa để thể hiện khả năng bám đường của xe trong các điều kiện tải trọng khác nhau.
Fkmax: Lực kéo tiếp tuyến cực đại giữa bánh xe với mặt đường
Fpmax: Lực phanh cực đại giữa bánh xe với mặt đường
Gb: Tải trọng thẳng đứng tác dụng lên bánh xe
Hệ số bám dọc 𝜑 𝑥 được xác định từ biểu thức (4.13) và phụ thuộc vào phản lực thẳng đứng tác dụng lên bánh xe Đồ thị dưới đây minh họa ảnh hưởng của phản lực thẳng đứng đối với hệ số bám dọc theo lý thuyết ô tô.
Hình 4.1 Ảnh hưởng của phản lực thẳng đứng tác dụng lên bánh xe đến hệ số bám dọc
Theo đồ thị hình 4.1, khi tải trọng thẳng đứng tác động lên bánh xe tăng, hệ số bám dọc 𝜑 𝑥 sẽ giảm Đối với trường hợp xe chở quá tải, ký hiệu là 𝜑 𝑞𝑡, hệ số bám dọc sẽ thấp hơn 𝜑 𝑥 (𝜑 𝑞𝑡 < 𝜑 𝑥) Cụ thể, với xe chở quá tải 80% tải trọng và di chuyển trên đường nhựa tốt, hệ số bám dọc giảm xuống còn 0,65, tức là 𝜑 𝑞𝑡 = 0,65.
4.2.1.Gia tốc chậm dần khi phanh trong trường hợp xe chở quá tải:
-Dựa vào biểu thức (4.5), ta có thể xác định gia tốc chậm dần khi phanh trong trường hợp xe chở quá tải:
-Thay số vào ta được bảng số liệu sau:
Bảng 4.5 Gia tốc chậm dần khi hệ số bám thay đổi trong trường hợp xe chở quá tải φ 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,65 g 9,81 9,81 9,81 9,81 9,81 9,81 δ6 1,08 1,08 1,08 1,08 1,08 1,08
Nhận xét từ bảng số liệu cho thấy gia tốc chậm dần khi phanh phụ thuộc vào trọng lượng toàn bộ của xe Khi trọng lượng xe tăng, hệ số bám dọc giảm, dẫn đến gia tốc chậm dần khi phanh cũng giảm theo Gia tốc chậm dần khi phanh đạt giá trị tối đa chỉ còn 5,904 m/𝑠².
4.2.2.Thời gian phanh trong trường hợp xe chở quá tải:
-Dựa vào biểu thức (4.8), ta có thể suy ra biểu thức xác định thời gian phanh trong trường hợp xe chở quá tải:
𝜑 𝑞𝑡 𝑔 (4.18) -Với 𝛿 𝑖 = 1,08, 𝑔 = 9,81 (m/𝑠 2 ), 𝜑 𝑞𝑡 = 0,65, vận tốc 𝑣 1 nằm trong khoảng 0 – 132 (km/h)
-Thay số vào ta được bảng số liệu thời gian phanh trong trường hợp xe chở quá tải:
Bảng 4.6 Thời gian phanh nhỏ nhất ứng với mỗi vận tốc khi bắt đầu phanh khác nhau trong trường hợp xe chở quá tải v1(km/h) 0 15 30 45 60 75 90 105 120 132 v1(m/s) 0 4,17 8,33 12,50 16,67 20,83 25,00 29,17 33,33 36,67
Thời gian phanh của xe phụ thuộc vào trọng lượng toàn bộ, với việc xe chở quá tải dẫn đến sự gia tăng thời gian phanh Khi trọng lượng xe tăng, hệ số bám dọc giảm, khiến cho xe phanh chậm hơn so với khi chở đúng tải.
4.2.3.Quãng đường phanh trong trường hợp xe chở quá tải:
-Dựa vào biểu thức (4.12), ta có thể suy ra biểu thức xác định quãng đường phanh trong trường hợp xe chở quá tải:
-Với, 𝛿 𝑖 = 1,08, 𝜑 𝑞𝑡 = 0,65, 𝑔 = 9,81 (m/𝑠 2 ), vận tốc 𝑣 1 nằm trong khoảng 0 – 132 (km/h)
-Thay số vào ta được bảng số liệu quãng đường phanh trong trường hợp xe chở quá tải:
Bảng 4.7 Quãng đường phanh nhỏ nhất ứng với mỗi vận tốc khi bắt đầu phanh khác nhau trong trường hợp xe chở quá tải v 1 (km/h) 0 15 30 45 60 75 90 105 120 132 v 1 (m/s) 0 4,17 8,33 12,50 16,67 20,83 25,00 29,17 33,33 36,67
Quá trình phanh của xe phụ thuộc vào trọng lượng toàn bộ của xe Dữ liệu cho thấy khi xe chở quá tải, quãng đường phanh sẽ dài hơn so với khi xe chở đúng tải Điều này xảy ra do trọng lượng tăng dẫn đến hệ số bám dọc giảm, làm cho hiệu suất phanh kém hơn.
4.2.4.Lực phanh và lực phanh riêng trong trường hợp xe chở quá tải:
Dựa vào các biểu thức (4.13), (4.14), và (4.15), chúng ta có thể xác định lực phanh, lực phanh riêng, cũng như lực phanh riêng cực đại trong trường hợp xe chở quá tải.
-Thay số vào, ta xác định được các lực sau:
+ Lực phanh ở mỗi bánh xe cầu trước khi xe chở quá tải:
0,392 = 15165,64 (N) + Lực phanh ở mỗi bánh xe cầu sau khi xe chở quá tải:
0,392 = 38837,24 (N) +Lực phanh riêng của xe khi chở quá tải:
-Lực phanh riêng cực đại ứng với khi lực phanh cực đại khi xe chở đúng tải::
Kết quả tính toán cho thấy sự khác biệt rõ rệt giữa hai trường hợp xe chở đúng tải và quá tải Lực phanh riêng trong trường hợp quá tải giảm xuống do hệ số bám dọc giảm còn 0,65 Khi xe chở quá tải, gia tốc chậm dần khi phanh tối đa giảm 16,92%, thời gian phanh tăng 17,1%, và quãng đường phanh tăng 16,9% so với khi chở đúng tải Hơn nữa, việc sử dụng phương tiện trong thời gian dài làm giảm chất lượng các chi tiết trong hệ thống, gây nguy hiểm cho tài xế và làm khó khăn trong việc phản ứng kịp thời khi tham gia giao thông.
Vì vậy, để đảm bảo an toàn, các tài xế tuyệt đối không được chở hàng hóa vượt quá tải trọng cho phép
TÍNH TOÁN CƠ CẤU PHANH KHI XE CHỞ QUÁ TẢI
LÝ THUYẾT TÍNH TOÁN CƠ CẤU PHANH
Xe khảo sát Hyundai HD120 sử dụng cơ cấu phanh guốc với hai guốc phanh, bao gồm một guốc hoạt động thuận chiều và một guốc hoạt động ngược chiều, ở cả cầu trước và cầu sau Vì vậy, cách tính toán cơ cấu phanh ở hai cầu là tương tự nhau Đồ án này chỉ trình bày một phương án tính toán cho cơ cấu phanh guốc.
5.1.1.Quy luật phân bố áp suất trên má phanh:
Để tính toán cơ cấu phanh guốc, cần nắm rõ quy luật phân bố áp suất trên má phanh Các công thức tính toán phanh guốc sẽ khác nhau tùy thuộc vào sự thừa nhận quy luật này Thí nghiệm cho thấy độ hao mòn ở các điểm khác nhau của má phanh không đồng đều, do đó việc giả định áp suất phân bố đều trên má phanh là không thực tế Chứng minh dưới đây sẽ làm rõ điều này.
Hình 5.1 Sơ đồ dịch chuyển má phanh trong trống phanh
• Để tìm quy luật phân bố áp suất trên má phanh chúng ta thừa nhận các giả thiết sau:
Áp suất tại một điểm trên má phanh tỷ lệ thuận với biến dạng hướng kính của điểm đó khi phanh, cho thấy má phanh tuân theo định luật Húc Điều này chỉ được chấp nhận trong phạm vi biến dạng rất nhỏ của má phanh.
Khi phanh, chỉ có má phanh (tấm ma sát) bị biến dạng, trong khi trống và guốc phanh vẫn giữ nguyên hình dạng Điều này xảy ra vì trống và guốc phanh được chế tạo từ nguyên liệu cứng hơn nhiều so với má phanh, đồng thời chúng có cấu trúc với đường gân giúp tăng cường độ cứng vững.
- Bề mặt làm việc của má phanh ép sát vào bề mặt làm việc của trống phanh khi phanh
Trên hình 5.1a trình bày sơ đồ dịch chuyển guốc phanh trong trống phanh quanh tâm
Trong quá trình phanh, khi má phanh vừa chạm vào bề mặt làm việc của trống phanh, guốc phanh vẫn tiếp tục quay thêm một góc θ do má phanh bị biến dạng dưới tác dụng của lực F từ piston của xilanh.
Điểm A trên má phanh đại diện cho thời điểm mà má phanh vừa mới tiếp xúc với trống phanh Trong quá trình biến dạng, điểm A sẽ quay quanh tâm.
Khi má phanh quay một góc rất nhỏ θ, bán kính O1A và O1A' sẽ bằng nhau Từ điểm A', hạ đường thẳng vuông góc A'B xuống bán kính OA, đoạn AB biểu thị sự biến dạng hướng kính của má phanh tại điểm A khi má phanh quay thêm góc θ.
Góc BÂ ≈ OAO ′ A ̂ = γ vì có A 1 ′ B ⊥ AO và A ′ A ⊥ AO 1 (coi như θ rất nhỏ)
Xét tam giác vuông ABA’ ta có :
AB= ' sinγ Nhưng AA’ = O1A.θ (θ tính theo rad) cho nên:
AB = 1 θ.sinγ (5.1) Tam giác OO1A cho ta biểu thức sau:
Thay trị số O 1 Atừ biểu thức (5.1) vào (5.2) ta có:
AB= 1 θ.sinβ Áp suất q tại điểm A theo giả thiết thứ nhất sẽ tỷ lệ với biến dạng hướng kính, do đó:
. OO k AB k q = = 1 θ.sinβ (5.3) Ở đây: k là độ cứng của má phanh
Trong công thức (5.3), k và OO1 là các hằng số, trong khi θ đại diện cho góc quay chung cho tất cả các điểm trên má phanh quanh tâm O1 Do đó, θ được coi là hằng số đối với các điểm của má phanh.
Để xác định áp suất tại bất kỳ điểm nào trên má phanh, ta thay các hằng số bằng một trị số không đổi K và lấy điểm A là một điểm xác định trên má phanh với góc β (góc thay đổi) Công thức tổng quát được đưa ra là: q = Ksinβ (5.4).
- K: Hệ số tỷ lệ (K = kOO 1 θ)
- β: Góc xác định vị trí của điểm cần tính áp suất trên má phanh
Công thức (5.4) chỉ ra rằng áp suất phân bố trên má phanh tuân theo quy luật đường sin, với áp suất cực đại xảy ra khi β = 90 độ tại điểm C (hình 5.1b), nơi má phanh nằm trên trục x vuông góc với trục y đi qua các tâm O và O1 Ngược lại, áp suất cực tiểu xuất hiện khi β = 0 độ và β = 180 độ, tại những điểm này áp suất bằng không Biểu đồ phân bố áp suất trên má phanh được minh họa trong hình 5.1b, với áp suất cực đại tại điểm C.
Do đó công thức (5.6) còn có thể viết: q = q max sinβ (5.5)
Áp suất phân bố trên má phanh không đều theo quy luật đường sin dẫn đến sự hao mòn khác nhau ở các điểm trên má phanh Cụ thể, phần gần điểm C sẽ bị hao mòn nhiều hơn, trong khi các đầu cuối sẽ hao mòn ít hơn.
Trong thực tế, các đầu cuối của má phanh thường không hoạt động hiệu quả, dẫn đến góc ôm βo của má phanh trên mỗi guốc phanh thường nhỏ hơn 120 độ Đối với ô tô hiện nay, góc βo thường nằm trong khoảng từ 90 độ đến 110 độ.
Quy luật phân bố áp suất phức tạp hóa việc tính toán cơ cấu phanh, do góc ôm βo hiện tại không lớn và guốc phanh có thể bị biến dạng Sự chênh lệch áp suất trên má phanh trong phạm vi này không đáng kể, vì vậy trong giai đoạn tính toán ban đầu, chúng ta giả định áp suất phân bố đều trên má phanh để đơn giản hóa Tuy nhiên, khi guốc phanh có độ cứng lớn và cần tính toán chính xác, cần áp dụng quy luật phân bố theo đường sin.
5.1.2.Tổng quan về các lực tác dụng lên má phanh và guốc phanh:
Hình 5.2 Các lực tác dụng lên má phanh
Các lực tác dụng lên guốc phanh và các ký hiệu trên hình:
- 𝐹 1 , 𝐹 2 : Lần lượt là lực ép của xy lanh bánh xe tác dụng lên guốc phanh trước và sau
- 𝑁 1 , 𝑁 2 : Lần lượt là lực tổng hợp vuông góc của trống phanh tác dụng lên má phanh trước và sau
- 𝑇 1 , 𝑇 2 : Lần lượt là lực ma sát tổng hợp của trống phanh tác dụng lên má phanh trước và sau
- 𝑅 1 , 𝑅 2 : Lần lượt là lực tổng hợp của trống phanh tác dụng lên má phanh trước và sau
- 𝑈 1 , 𝑈 2 : Lần lượt là phản lực của điểm tựa tác dụng lên guốc phanh trước và sau
- 𝛿 1 , 𝛿 2 : Lần lượt là góc hợp bởi lực tổng hợp vuông góc của trống phanh tác dụng lên má phanh trước, sau (𝑁 1 , 𝑁 2 ) và trục 𝑥 1 - 𝑥 1
- 𝜑 1 , 𝜑 2 : lần lượt là góc hợp bởi lực 𝑁 1 với lực 𝑅 1 và lực 𝑁 2 với lực 𝑅 2
Khoảng cách từ điểm đặt của lực tổng hợp vuông góc lên má phanh 𝑁 1, 𝑁 2, đồng thời là điểm đặt của lực ma sát tổng hợp 𝑇 1, 𝑇 2 và lực tổng hợp 𝑅 1, 𝑅 2 đến tâm O của trống phanh được ký hiệu lần lượt là 𝜌 1 và 𝜌 2.
- 𝑟 𝑡 : bán kính của tang trống
Khi đạp bàn đạp phanh, áp suất dầu từ hệ thống phanh đẩy piston của xy lanh bánh xe ép vào guốc phanh, tạo ra lực 𝐹 1 và 𝐹 2 làm cho má phanh trước và sau ép chặt vào trống phanh Hai lực tổng hợp vuông góc 𝑁 1 và 𝑁 2 tác động lên má phanh, từ đó sinh ra lực ma sát tổng hợp 𝑇 1 và 𝑇 2 Hợp lực 𝑅 1 và 𝑅 2 được tạo ra từ các lực 𝑁 1, 𝑇 1 và 𝑁 2, 𝑇 2 Dưới tác dụng của các lực này, các điểm tựa sinh ra phản lực 𝑈 1 và 𝑈 2 tác động lên guốc phanh trước và sau.
5.1.3.Tính toán cơ cấu phanh guốc
ÁP DỤNG TÍNH TOÁN CƠ CẤU PHANH Ở XE HYUNDAI HD120
- Xét đối tượng khảo sát thực tế là xe Hyundai HD120 có các thông số kết cấu như sau:
+Bán kính của tang trống: 𝑟 𝑡 = 160 (mm)
+Góc đầu của má phanh: 𝛽 1 = 17°
+Góc cuối của má phanh: 𝛽 2 = 127°
+Góc ôm của má phanh: 𝛽 0 = 𝛽 2 - 𝛽 1 = 110°
-Áp dụng số liệu vào công thức (5.9), ta tính được góc δ (góc hợp bởi lực N và trục 𝑥 1
Suy ra góc δ xấp xỉ 11,64° ( δ = 11,64°)
Bằng cách áp dụng số liệu vào công thức (5.12), chúng ta có thể tính được bán kính ρ, đại diện cho khoảng cách từ điểm đặt của lực tổng hợp vuông góc N của trống phanh đến tâm O của trống phanh Công thức tính bán kính ρ được xác định là ρ = 2r𝑡 (cos β1 - cos β2).
- Chọn hệ số ma sát μ = 0,3, ta có: tgφ 1
Suy ra góc tạo bởi hai lực N và R là: φ = 16,7°
- Do cơ cấu phanh gồm hai guốc phanh đối xứng nhau qua trục đứng của trống phanh nên ta suy ra
Dựa vào các thông số kết cấu và phương pháp tính toán cơ cấu phanh đã trình bày ở phần 5.1.3, chúng ta có thể vẽ họa đồ các lực tác dụng lên guốc phanh, như được thể hiện trong hình sau.
Hình 5.4 Họa đồ các lực tác dụng lên guốc phanh của xe khảo sát (HD – 120)
Khi xy lanh bánh xe có cùng đường kính, lực F1 và F2 sẽ bằng nhau, tức là F1 = F2 = F Khi chuyển đổi sang độ dài, độ dài của lực F1 tương đương với độ dài của lực F2 Để phân tích, ta lấy F1 và F2 làm cơ sở cho hai tam giác lực, với giá trị F1 = F2 = 150 mm.
- Dựa vào hai tam giác lực, ta đo được độ dài của các lực còn lại như sau: R1 527 (mm), R2 = 217 (mm), U1 = 392 (mm), U2 = 76 (mm)
- Từ số liệu đo được, ta suy ra được tỉ lệ giữa hai lực R1, R2 là: 𝑅 1
- Ta cũng suy ra được biểu thức tính các lực F, U1, U2:
- Áp dụng số liệu vào công thức (5.15), ta tính được bán kính r0 :
5.2.1.Tính toán các lực tác dụng lên guốc phanh (F,R,U) ở cầu trước trong trường hợp xe chở đúng tải
Theo số liệu trong chương 3, mômen phanh tính toán tại cầu trước khi xe chở đúng tải đạt 5375,5 Nm Dựa vào biểu thức (5.16) và (5.17), chúng ta có thể thiết lập hệ phương trình liên quan.
-Giải hệ phương trình ta được:
-Từ biểu thức (5.18), (5.19), (5.20), ta tính được các lực còn lại (F, U1, U2):
5.2.2.Tính toán các lực tác dụng lên guốc phanh (F,R,U) ở cầu sau trong trường hợp xe chở đúng tải
Theo dữ liệu từ chương 3, mômen phanh tính toán ở cầu sau của xe chở đúng tải đạt 10143,4 Nm Dựa vào biểu thức (5.16) và (5.17), ta có thể thiết lập hệ phương trình liên quan.
-Giải hệ phương trình ta được:
-Từ biểu thức (5.18), (5.19), (5.20), ta tính được các lực còn lại (F, U1, U2):
5.2.3.Tính toán các lực tác dụng lên guốc phanh (F,R,U) ở cầu trước trong trường hợp xe chở quá tải
Theo số liệu tính toán trong chương 3, mômen phanh tính toán ở cầu trước khi xe chở quá tải đạt 5944,93 Nm Dựa vào biểu thức (5.16) và (5.17), chúng ta có thể thiết lập hệ phương trình liên quan.
-Giải hệ phương trình ta được:
-Từ biểu thức (5.18), (5.19), (5.20), ta tính được các lực còn lại (F, U1, U2):
5.2.4.Tính toán các lực tác dụng lên guốc phanh (F,R,U) ở cầu sau trong trường hợp xe chở quá tải
Theo số liệu tính toán ở chương 3, mômen phanh tính toán ở cầu sau khi xe chở quá tải đạt 15825,2 Nm Dựa vào các biểu thức (5.16) và (5.17), ta có thể thiết lập hệ phương trình tương ứng.
-Giải hệ phương trình ta được:
-Từ biểu thức (5.18), (5.19), (5.20), ta tính được các lực còn lại (F, U1, U2):
TÍNH TOÁN DẪN ĐỘNG PHANH
TÍNH TOÁN ÁP SUẤT DẦU TRONG XY LANH BÁNH XE VÀ XY LANH THỦY LỰC
Dẫn động phanh thủy lực được trợ lực bởi chân không được mô phỏng theo sơ đồ:
Hình 6.1 Sơ đồ dẫn động phanh trợ lực bằng chân không Trong đó:
- Flx : Lực đẩy của lò xo hồi vị trợ lực phanh
- Fđ : Lực đẩy do sự chênh lệch áp suất giữa hai buồng A, B khi phanh
- Fđ’ : Lực đẩy truyền từ trợ lực phanh đến piston thủy lực
- Fyc1q : Lực phanh yêu cầu ở cầu trước khi xe chở quá tải
- Buồng A: Buồng áp suất không đổi ( chứa áp suất chân không)
- Buồng B: Buồng áp suất thay đổi
- qA : Áp suất tuyệt đối của buồng A khi phanh
- qB : Áp suất tuyệt đối của buồng B khi phanh (bằng áp suất không khí qkk)
TÍNH TOÁN ÁP SUẤT DẦU TRONG XY LANH BÁNH XE VÀ XY LANH THỦY LỰC KHI CHỞ QUÁ TẢI
6.2.1 Tính toán áp suất dầu trong xy lanh bánh xe
Từ mục 5.2.1 và 5.2.2 ta đã tính được lực phanh yêu cầu cho cả cơ cấu phanh cầu trước và cầu sau khi xe chở quá tải 80%, ta có:
Khi tính toán áp suất dầu trong xy lanh bánh xe, cần lưu ý rằng việc hãm cứng cả hai cầu trước và sau khi phanh có thể gây nguy hiểm Theo tính toán, lực phanh tác dụng lên cầu trước thường nhỏ hơn so với cầu sau, điều này cho thấy áp suất ở các xy lanh bánh xe cầu trước cần phải thấp hơn so với cầu sau Do xe không được trang bị hệ thống phanh ABS, nên việc tính toán áp suất dầu trong dẫn động phanh cho cầu trước là rất quan trọng để đảm bảo an toàn.
Công thức tính áp suất dầu trong xy lanh bánh xe:
𝑆 𝑥𝑙𝑏 : Diện tích mặt đáy của piston ở xy lanh bánh xe cầu trước d1: đường kính xy lanh bánh xe ở cầu trước, d1 = 36,51 (mm)
6.2.2 Tính toán áp suất dầu trong xy lanh thủy lực
Trong quá trình phanh, ma sát giữa dầu và các chi tiết cơ khí trong xy lanh thủy lực làm giảm hiệu suất truyền động của dầu, không đạt giá trị tối đa.
57 vậy xem hiệu suất truyền động thủy lực khoảng 97% Ta có công thức tính áp suất dầu trong xy lanh thủy lực : q xlq = 𝑞 xlb
TÍNH TOÁN ÁP SUẤT TUYỆT ĐỐI TRONG BUỒNG A CỦA TRỢ LỰC
6.3.1 Tính toán áp suất tuyệt đối trong buồng A của trợ lực phanh ở trường hợp xe chở đúng tải
Khi phanh, lực tác dụng lên màng thép xuất phát từ sự chênh lệch áp suất giữa hai buồng A và B, được truyền tới xy lanh thủy lực qua cần đẩy Để tạo ra chênh lệch áp suất này, buồng B sẽ được thông với khí trời, trong khi buồng A duy trì áp suất chân không nhờ vào bơm chân không.
Lực đẩy sinh ra ở trợ lực phanh được tính :
Công thức Fđ = (qB – qA).S - Flx mô tả lực đẩy trong hệ thống thủy lực, trong đó S là diện tích của màng thép Để piston trong xy lanh thủy lực di chuyển và tạo ra áp suất qxlđ, cần thỏa mãn điều kiện Fđ’ = Fđ.η2 = qxlđ Sxl.
Suy ra: Fđ 𝑞 xlđ π.dxl
𝜂 2 (6.2) Trong đó: - 𝑞 𝑥𝑙đ : Áp suất dầu trong xy lanh thủy lực khi xe chở đúng tải
- Sxl : Diện tích mặt đáy của piston ở xy lanh thủy lực
Hiệu suất truyền động cơ khí từ trợ lực phanh đến piston ở xy lanh thủy lực đạt khoảng 98% Điều này là do bộ trợ lực được đặt sát với xy lanh thủy lực, giúp giảm thiểu tổn thất do ma sát.
- dxl : Đường kính của xy lanh thủy lực
Từ công thức (6.1) và (6.2) ta có:
𝜂 2 ( 6.3) Áp dụng tính toán với các giá trị từ thông số kỹ thuật của xe: qB = qkk = 9,81.10 4 (N/m 2 ) D: Đường kính của màng thép D = 241,3 mm = 0,2413 m qxlđ = 11,8 MN/m 2 dxl = 19,05 mm = 0,01905 m
Flx = 160 N Thay giá trị vào công thức (6.3) ta có:
Suy ra áp suất chân không do bơm chân không sinh ra: qck = qkk – qA = 9,81.10 4 – 19554,59 = 78545,41 (N/m 2 ) = 7,85.10 4 (N/m 2 )
6.3.2 Tính toán áp suất tuyệt đối trong buồng A của trợ lực phanh ở trường hợp xe chở quá tải 80%
Với qxlq = 22,53 (MN/m 2 ) tính được ở mục 6.2.1 ta có:
Suy ra áp suất chân không do bơm chân không sinh ra: qck = qkk – qA = 9,81.10 4 + 48686,97 = 146786,97 (N/m 2 ) = 14,67.10 4 (N/m 2 )
Nhận xét: Do áp suất tuyệt đối qt ≥ 0 ( theo Giáo trình Cơ Lưu Chất ), mà áp suất chân không qck được tính : qck = qkk - qt
Vì qt ≥ 0 nên khi qt = 0 thì qck = qckmax = 9,81.10 4 ( N/m 2 )
Bơm chân không chỉ có thể tạo ra áp suất chân không tối đa là 9,81 x 10^4 (N/m²) Tuy nhiên, khi xe chở quá tải 80%, yêu cầu áp suất chân không cần đạt là 14,67 x 10^4 (N/m²), điều này không thể thực hiện trong thực tế Do đó, khi xe quá tải, hệ thống phanh không thể cung cấp đủ áp suất dầu phanh cần thiết để đảm bảo lực phanh đủ lớn cho các bánh xe Vì vậy, để đảm bảo an toàn khi phanh, tài xế không được chở quá tải trọng cho phép.
TÍNH TOÁN ỔN ĐỊNH CỦA Ô TÔ CHỞ QUÁ TẢI KHI PHANH
ỔN ĐỊNH CỦA Ô TÔ KHI PHANH NẾU CÁC BÁNH XE BỊ HÃM CỨNG60 1 Các bánh xe ở cầu sau bị hãm cứng khi phanh
Để đánh giá sự ổn định của ô tô khi phanh, cần khảo sát mối quan hệ giữa phản lực tiếp tuyến Xb và phản lực ngang Yb từ mặt đường tác động lên bánh xe trong quá trình phanh, đặc biệt khi các bánh xe bị hãm cứng.
Khi phanh, phản lực tiếp tuyến tác dụng lên bánh xe sẽ là:
Xb = Fpb + Ffb (7.1) Nhưng do Ffb rất nhỏ so với Fpb, nên có thể coi:
- Fpb: Lực phanh tác dụng lên bánh xe
- Ffb: Lực cản lăn tác dụng lên bánh xe
Hình 7.1 Nguyên nhân xuất hiện phản lực ngang ở các bánh xe khi phanh
Trong quá trình phanh, lực ngang Y tác động lên thân xe sẽ tạo ra lực ngang Fy tại tâm các bánh xe Điều này dẫn đến sự xuất hiện của phản lực ngang Yb dưới các bánh xe, có chiều ngược lại với Fy.
Chúng ta giả thiết rằng: φx ≈ φy ≈ φtq = φ
Lúc này dưới bánh xe sẽ xuất hiện đồng thời các lực Fpb và Yb Hợp lực của chúng là Nb:
Phản lực tổng hợp Nb cũng bị giới hạn bởi điều kiện bám giữa bánh xe với mặt đường
Giá trị Nbmax xác định một vòng tròn có tâm O tại bề mặt tiếp xúc giữa bánh xe và mặt đường, với bán kính R = Nbmax, được gọi là vòng tròn giới hạn bám Nếu các lực Fpb, Yb hoặc Nb vượt quá R, bánh xe sẽ bị trượt.
Hình 7.2 Vòng tròn giới hạn bám của bánh xe khi phanh
Từ công thức (7.5) dễ thấy rằng: Khi lực phanh Fpb tăng thì phản lực ngang Yb giảm và ngược lại Đặt biệt nếu:
Fpb = Fpbmax = φ.Zb và Nb = Nbmax = φ.Zb thì Yb = 0 (7.6)
Khi lực phanh đạt đến mức tối đa và bánh xe bắt đầu hãm cứng, phản lực ngang tác dụng lên bánh xe trở thành 0 Trong tình huống này, chỉ cần một lực ngang nhỏ tác động lên thân xe sẽ tạo ra một lực rất nhỏ tại tâm bánh xe, dẫn đến hiện tượng trượt ngang Điều này xảy ra do không còn sự cân bằng lực theo chiều ngang dưới bánh xe.
Chúng ta sẽ sử dụng kết luận trên để xét ổn định của xe khi phanh nếu các bánh xe bị hãm cứng
7.1.1 Các bánh xe ở cầu sau bị hãm cứng khi phanh
Khi xe phanh trên một đoạn đường không hoàn toàn thẳng, lực quán tính Fj sẽ tạo ra một góc α khác không với trục dọc của xe Ngay cả khi đường thẳng, vẫn tồn tại lực ngang tác động tại trọng tâm T, đó là thành phần Gsinβ do mặt đường nghiêng một góc β khác không.
Như vậy, khi phanh sẽ xuất hiện lực ngang Y tác dụng tại T (Y = Fjy hay Y Gsinβ hoặc Y là lực của gió tạt ngang)
Hình 7.3 Các bánh xe ở cầu sau bị hãm cứng
Khi có lực ngang tác dụng tại điểm T, các bánh xe cầu trước sẽ xuất hiện phản lực ngang Y b1 ' và Y b1 '', với tổng phản lực Y1 = Y b1 ' + Y b1 '' Trong khi đó, ở cầu sau, các bánh xe bị hãm cứng, dẫn đến lực Fp2.
Dễ thấy rằng Y1 = Fjy và Y1, Fjy là một ngẫu lực nên đã làm xuất hiện mômen Mq làm quay xe:
Khi chiều của Mq như ở hình 7.3 tăng, góc α cũng tăng theo, dẫn đến lực Fjy gia tăng và làm giá trị Mq tăng lên Điều này khiến xe có khả năng bị quay ngang, tăng nguy cơ lật đổ Do đó, nếu các bánh xe ở cầu sau bị hãm cứng khi phanh, trạng thái chuyển động sẽ trở nên không ổn định.
7.1.2 Các bánh xe cầu trước bị hãm cứng khi phanh
Vẫn giả thiết rằng: khi xe đang phanh thì có lực ngang Y tác dụng lên thân xe (Y
= Fjy hay Y = Gsinβ hoặc Y là lực của gió tạt ngang) Lúc này các bánh xe ở cầu trước bị hãm cứng (xem hình 7.4) jy
Hình 7.4 Các bánh xe ở cầu trước bị hãm cứng
Khi có lực ngang tác dụng tại điểm T, các bánh xe cầu sau sẽ xuất hiện các phản lực ngang Y b2 ' và Y b2 '' với tổng Y b2 ' + Y b2 '' = Y2 Trong khi đó, ở cầu trước, do các bánh xe bị hãm cứng (Fp1 ≥ φZ1), nên Y b1 ' và Y b1 '' đều bằng 0, dẫn đến Y1 = Y b1 ' + Y b1 '' = 0.
Ta thấy rằng Y2 = Fjy và Y2, Fjy là một ngẫu lực nên đã làm xuất hiện mômen
Khi chiều của M như hình 7.4, góc α sẽ giảm, dẫn đến lực F ' q jy cũng giảm theo Điều này làm cho giá trị M tiếp tục giảm, khiến cho nguy cơ xe bị quay ngang trở về gần bằng không Do đó, khả năng xe bị quay ngang là rất thấp.
Khi các bánh xe ở cầu trước bị hãm cứng, các phản lực ngang tác dụng lên bánh xe trước bằng không, dẫn đến việc xe không còn khả năng điều khiển qua hệ thống lái Điều này khiến xe mất tính ổn định hướng và chuyển động trở nên không ổn định.
- Khi phanh xe, để xe chuyển động ổn định thì không được để các bánh xe cầu trước và cầu sau bị hãm cứng
Khi tất cả các bánh xe ở cả hai cầu bị hãm cứng và không có lực ngang tác dụng, xe sẽ trượt thẳng Nếu có lực ngang tác động, xe sẽ trượt xiên do sự kết hợp của lực ngang Y và lực Fj theo chiều dọc, dẫn đến chuyển động không ổn định Nếu hợp lực của lực ngang Y và lực Fj quá lớn, xe có nguy cơ bị lật đổ.
ỔN ĐỊNH CỦA Ô TÔ KHI PHANH NẾU LỰC PHANH PHÂN BỐ KHÔNG ĐỀU
Trong quá trình phanh ô tô, trục dọc của xe có thể nghiêng một góc γ so với phương quỹ đạo chuyển động do tổng lực phanh ở các bánh xe bên phải khác với tổng lực phanh ở bánh xe bên trái, tạo ra mômen quay vòng Mq quanh trục thẳng đứng z đi qua trọng tâm T của ô tô.
Khi ô tô phanh và bị quay đi một góc quá mức, điều này sẽ ảnh hưởng đến an toàn khi di chuyển trên đường Tính ổn định của ô tô khi phanh được định nghĩa là khả năng giữ vững quỹ đạo chuyển động theo ý muốn của người lái trong suốt quá trình phanh.
Trong phần này, chúng ta nghiên cứu sự ổn định của ô tô khi phanh mà các lực phân bố không đều Sơ đồ nghiên cứu như hình 7.5
Khi ô tô di chuyển theo hướng trục x và thực hiện phanh, xe sẽ bị lệch một góc γ Trong quá trình phanh, lực phanh Fp.p1 tác động lên bánh xe bên phải ở cầu trước và lực phanh Fp.p2 ở cầu sau, trong khi đó, lực phanh Fp.t1 và Fp.t2 tác động lên bánh xe bên trái ở cầu trước và cầu sau.
Tổng các lực phanh ở các bánh xe bên phải là:
Và tổng các lực phanh ở các bánh xe bên trái bằng:
Giả sử rằng tổng các lực phanh bên phải Fp.p lớn hơn tổng các lực phanh bên trái
Fp.t lúc đó ô tô sẽ quay vòng theo hướng mũi tên chỉ trên hình 7.5 quanh trọng tâm T của ô tô
Mômen quay Mq được xác định theo biểu thức:
Khi có mômen quay vòng Mq, ma sát giữa bánh xe và mặt đường tạo ra phản lực Ry1 tác dụng lên các bánh xe của cầu trước theo phương ngang, trong khi các bánh xe sau nhận phản lực Ry2.
Phương trình chuyển động của ô tô đối với trọng tâm T được viết dưới dạng :
Khi ô tô bị xoay một góc γ, xe sẽ trượt ngang, dẫn đến hệ số bám ngang φy có giá trị rất nhỏ Đồng thời, do Ry1 ≤ Z1.φy và Ry2 ≤ Z2.φy (trong đó Z1 và Z2 là phản lực tác dụng lên cầu trước và cầu sau), ta có thể suy ra rằng Ry1 và Ry2 cũng có giá trị rất nhỏ Do đó, để đơn giản hóa tính toán, chúng ta có thể bỏ qua các lực Ry1 và Ry2, và phương trình (7.12) sẽ có dạng mới.
- Iz : Mômen quán tính khối lượng của ô tô quanh trục z đi qua trọng tâm T
- Mq : Mômen quay vòng của ô tô khi xe bị quay một góc
Hình 7.5 Sơ đồ lực tác dụng lên ô tô khi phanh mà có hiện tượng quay xe do lực phanh phân bố không đều
Lấy tích phân phương trình (7.13) ta được:
𝐼 𝑍 𝑡 + 𝐶 1 (7.14) Theo điều kiện ban đầu, khi t = 0 thì γ = 0 nên γ = 0, thay vào (7.14) ta có:
𝐼 𝑍 𝑡 (7.15) Lấy tích phân phương trình (7.15) ta được:
Để xác định giá trị C2, ta sử dụng điều kiện ban đầu khi t = 0, tại đó γ = 0 Thay vào phương trình (7.16), ta tìm được C2 = 0 Từ đó, chúng ta có thể rút ra biểu thức cuối cùng để tính toán góc lệch γ do mômen quay vòng Mq gây ra, mà mômen này xuất phát từ sự không đồng đều lực phanh giữa các bánh xe bên phải và bên trái của ô tô.
Góc lệch γ tỷ lệ thuận với mômen quay vòng Mq và bình phương thời gian phanh t, đồng thời tỷ lệ nghịch với mômen quán tính khối lượng Iz của ô tô quanh trục z đi qua trọng tâm.
Theo yêu cầu của nhà máy chế tạo ô tô, khi xuất xưởng, lực phanh ở các bánh xe trên cùng một cầu phải đồng đều để đảm bảo tính ổn định khi phanh Độ chênh lệch tối đa giữa các lực phanh ở các bánh xe trên cùng một cầu không được vượt quá 15% so với giá trị lực phanh cực đại của cầu đó.
Giả sử rằng các bánh xe bên phải chịu lực phanh lớn nhất Fp.pmax theo điều kiện bám giữa bánh xe và mặt đường, lực phanh tối thiểu cho các bánh xe bên trái sẽ được xác định là:
𝐹 p.tmin = 0,85.F p.pmax (7.18) Lúc đó mômen quay vòng cực đại Mqmax được xác định như sau:
Thế giá trị mômen Mqmax từ biểu thức (7.19) vào biểu thức (7.17) ta tìm được góc lệch cực đại γmax: γmax = 2
Trong biểu thức (6.20), thành phần Fpmax' đại diện cho lực phanh cực đại ở một phía, có thể là bên phải hoặc bên trái, tùy thuộc vào điều kiện bám.
Thế giá trị F pmax ' từ biểu thức (7.21) vào biểu thức (6.20), cuối cùng ta có biểu thức xác định γmax sau đây: γmax =
(7.22) Góc lệch cực đại γmax cho phép khi phanh không vượt quá 8 o
ÁP DỤNG TÍNH TOÁN ỔN ĐỊNH CỦA Ô TÔ CHO XE HYUNDAI HD120
Các thông số cần tính toán:
-Trọng lượng cầu trước khi xe chở quá tải 80% :G1qt = 34704 N
-Trọng lượng cầu sau khi xe chở quá tải 80% :G2qt = 109896 N
-Khoảng cách giữa 2 bánh xe trái và phải B = 1,795 m
-Moment quán tính khối lượng là IZ = 39985 (Nms 2 ) ( theo thông số kỹ thuật của xe) -Hệ số thay đổi tải trọng tác dụng lên cầu trước m1p = 1,15
-Hệ số thay đổi tải trọng tác dụng lên cầu sau m2p = 0,93
7.3.1.Tính toán góc lệch 𝜸 khi hệ số bám của các bánh xe bên phải và bên trái lần lượt là 𝝋 𝒑 = 𝟎, 𝟕; 𝝋 𝒕 = 𝟎, 𝟔𝟓
Tổng lực phanh ở các bánh xe bên phải là:
Tổng lực phanh ở các bánh xe bên trái là:
Do Fp.p > Fp.t nên moment quay Mq được xác định như sau:
Với 𝛿 𝑖 = 1,08 và g = 9,81 (m/s 2 ), giả sử điều kiện đường khô tương đối tốt 𝜑 𝑝 0,7 và 𝜑 𝑡 = 0,65 và khi phanh đến lúc dừng hẳn thì v2 = 0, momen quay Mq = 3188,66
(Nm) Từ đó ta xác định được góc lệnh 2
Z q t 2I γ=M (độ) qua bảng số liệu sau:
Bảng 7.1 Bảng số liệu góc lệch 𝛾 trong trường hợp 𝜑 𝑝 = 0,7; 𝜑 𝑡 = 0,65 v1(km/h) 0 15 30 40 45 60 75 90 v1(m/s) 0 4.17 8.33 11.11 12.50 16.67 20.83 25.00
7.3.2.Tính toán góc lệch 𝜸 khi hệ số bám của các bánh xe bên phải và bên trái lần lượt là 𝝋 𝒑 = 𝟎, 𝟓; 𝝋 𝒕 = 𝟎, 𝟔
Tổng lực phanh ở các bánh xe bên phải là:
Tổng lực phanh ở các bánh xe bên trái là:
Do Fp.t > Fp.p nên moment quay Mq được xác định như sau:
Với 𝛿 𝑖 = 1,08 và g = 9,81 (m/s²), giả sử điều kiện đường khô tương đối tốt với 𝜑 𝑝 = 0,5 và 𝜑 𝑡 = 0,6, khi phanh đến lúc dừng hẳn, ta có v2 = 0 và momen quay Mq đạt 6377,31 Nm Từ đó, có thể xác định được góc lệnh 2.
Z q t 2I γ=M (độ) qua bảng số liệu sau:
Bảng 7.2 Bảng số liệu góc lệch 𝛾 trong trường hợp 𝜑 𝑝 = 0,5; 𝜑 𝑡 = 0,6 v1(km/h) 0 15 30 40 45 60 75 90 v1(m/s) 0 4.17 8.33 11.11 12.50 16.67 20.83 25.00
7.3.3.Tính toán góc lệch 𝜸 khi hệ số bám của các bánh xe bên phải và bên trái lần lượt là 𝝋 𝒑 = 𝟎, 𝟒; 𝝋 𝒕 = 𝟎, 𝟓𝟓
Tổng lực phanh ở các bánh xe bên phải là:
Tổng lực phanh ở các bánh xe bên trái là:
Do Fp.t > Fp.p nên moment quay Mq được xác định như sau:
Với 𝛿 𝑖 = 1,08 và g = 9,81 (m/s²), giả sử điều kiện đường khô tương đối tốt với 𝜑 𝑝 = 0,4 và 𝜑 𝑡 = 0,55, khi phanh đến lúc dừng hẳn với v2 = 0, momen quay Mq đạt 9944 N.m Từ đó, chúng ta có thể xác định được góc lệnh 2.
Z q t 2I γ= M (độ) qua bảng số liệu sau:
Bảng 7.3 Bảng số liệu góc lệch 𝛾 trong trường hợp 𝜑 𝑝 = 0,4; 𝜑 𝑡 = 0,55 v1(km/h) 0 15 30 40 45 60 75 90 v1(m/s) 0 4.17 8.33 11.11 12.50 16.67 20.83 25.00
Kết quả tính toán cho thấy, trên những đoạn đường có chất lượng mặt đường tốt, khi xe chở quá tải 80%, tốc độ từ 40 km/h trở lên sẽ dẫn đến góc lệch γ vượt quá 8°, mức tối đa cho phép Điều này cho thấy góc lệch γ phụ thuộc vào độ chênh lệch hệ số bám giữa các bánh xe bên trái và bên phải; chênh lệch càng lớn thì góc lệch càng cao, gây mất ổn định cho xe và tiềm ẩn nguy hiểm cho người lái cũng như hành khách Do đó, để đảm bảo tính ổn định và an toàn khi lái xe, tài xế cần tuân thủ quy định về trọng tải cho phép.