Động lực học kéo và phanh ô tô máy kéo

PGS.TS LÊ VĂN THÁI ĐỘNG LỰC HỌC KÉO VÀ PHANH Ô TÔ - MÁY KÉO (Tài liệu dùng cho cao học ngành Kỹ thuật khí) TRƯỜNG ĐẠI HỌC LÂM NGHIỆP - 2015 LỜI NĨI ĐẦU Mơn học “Động lực học kéo phanh ô tô - máy kéo” chiếm vị trí quan trọng chương trình đạo tạo Thạc sĩ ngành Kỹ thuật khí - Khoa Cơ điện Cơng trình - Trường Đại học Lâm nghiệp Để đáp ứng yêu cầu học tập giảng dạy sau đại học Trường Đại học Lâm nghiệp, tài liệu “Động lực học kéo phanh ô tô - máy kéo” biên soạn nhằm cung cấp kiến thức chuyên sâu động lực học kéo phanh ô tô, máy kéo Sách dùng làm tài liệu giảng dạy học tập cho nghiên cứu sinh, học viên cao học ngành Kỹ thuật khí, đồng thời làm tài liệu tham khảo cho kỹ sư, cán kỹ thuật chuyên ngành ô tô Sách gồm hai phần với bốn chương sau: Phần thứ - Động lực học kéo ô tô - máy kéo Chương - Động lực học tổng quát ô tô - máy kéo Chương - Tính kéo tơ - máy kéo Phần thứ hai - Động lực học phanh ô tô - máy kéo Chương - Cơ sở khoa học q trình phanh tơ - máy kéo Chương - Dẫn động phanh cấu phanh Tác giả chân thành cảm ơn tập thể Bộ môn Kỹ thuật khí, cán Khoa Cơ điện Cơng trình - Trường Đại học Lâm nghiệp nhà khoa học tạo điều kiện thuận lợi đóng góp nhiều ý kiến nhằm nâng cao chất lượng chun mơn tài liệu Trong q trình biên soạn không tránh khỏi sơ xuất, mong nhận góp ý độc giả để giảng hồn thiện Thư góp ý xin gửi Bộ mơn Kỹ thuật khí - Khoa Cơ điện Cơng trình, Trường Đại học Lâm nghiệp Hà Nội, ngày 05 tháng 11 năm 2015 Tác giả MỤC LỤC LỜI NÓI ĐẦU PHẦN I ĐỘNG LỰC HỌC KÉO Ô TÔ - MÁY KÉO Chương ĐỘNG LỰC HỌC TỔNG QUÁT Ô TÔ - MÁY KÉO 1.1 Đường đặc tính tốc độ động 1.1.1 Khái niệm 1.1.2 Phương pháp xây dựng đường đặc tính tốc độ động 1.2 Động lực học ô tô – máy kéo bánh 11 1.2.1 Lực kéo tiếp tuyến lực bám bánh xe chủ động 11 1.2.2 Các lực cản chuyển động ô tô, máy kéo bánh 16 1.2.3 Động học động lực học bánh xe 25 1.3 Động lực học máy kéo bánh xích 32 1.3.1 Các lực tác dụng lên máy kéo bánh xích 32 1.3.2 Phương trình cân động lực học máy kéo xích 39 1.3.3 Phân bố áp suất mặt tựa xích 39 Chương TÍNH NĂNG KÉO CỦA ƠTƠ - MÁY KÉO 44 2.1 Tính kéo ô tô 44 2.1.1 Cân công suất ô tô 44 2.1.2 Xây dựng đặc tính động lực học ô tô 46 2.1.3 Xây dựng đồ thị đặc tính tăng tốc ô tô 48 2.1.4 Cân lực kéo ô tô 52 2.2 Tính kéo máy kéo 53 2.2.1 Cân công suất máy kéo 53 2.2.2 Xây dựng đường đặc tính kéo tổng hợp máy kéo 55 2.2.3 Quá trình khởi hành gia tốc liên hợp máy kéo 63 PHẦN II ĐỘNG LỰC HỌC PHANH Ô TÔ 67 Chương CƠ SỞ KHOA HỌC CỦA Q TRÌNH PHANH Ơ TƠ 67 3.1 Các lực tác dụng lên ô tô phanh phương trình cân lực 67 3.1.1 Các lực tác dụng lên ô tô phanh 67 3.1.2 Phương trình cân lực phanh 68 3.3 Lực phanh lý thuyết 71 3.4 Cơ sở lý thuyết đánh giá q trình phanh tô 73 3.4.1 Hiệu phanh 73 3.4.2 Tính ổn định hướng ô tô phanh 81 3.5 Các tiêu đánh giá chất lượng q trình phanh tơ 83 3.5.1 Các tiêu đánh giá hiệu phanh 83 3.5.2 Các tiêu đánh giá tính ổn định hướng tô phanh 87 3.5.3 Đánh giá hiệu phanh vết lết 89 3.6 Phanh đoàn xe…………………………………………………………… 90 3.6.1 Các lực tác dụng lên đoàn xe phanh 91 3.6.2 Gia tốc phanh đơn vị 96 3.7 Sự phân bố lực phanh trình phanh điều kiện đảm bảo phanh tối ưu 97 3.8 Các giải pháp nâng cao cao hiệu phanh 99 3.8.1 Thiết kế, lắp đặt phanh có khả sinh lực phanh lớn 100 3.8.2 Lắp đặt van hạn chế áp suất đường dẫn động cầu xe 100 3.8.3 Lắp đặt điều chỉnh lực phanh, tạo phân bố lực phanh lý tưởng trình phanh 100 3.8.4 Lắp đặt điều hòa lực phanh 102 3.8.5 Lắp chống hãm cứng bánh xe phanh 111 Chương DẪN ĐỘNG VÀ CƠ CẤU PHANH 118 A DẪN ĐỘNG PHANH 118 4.1 Dẫn động phanh thủy lực 118 4.1.2 Dẫn động phanh hai dòng sơ đồ K với cánh tay đòn quay bánh xe quanh trụ đứng âm 121 4.1.3 Tính tốn tĩnh dẫn động phanh thủy lực 123 4.1.4 Tính tốn động dẫn động phanh thủy lực 127 4.2 Dẫn động phanh khí nén 136 4.2.1 Các sơ đồ dẫn động phanh khí nén 136 4.2.2 Các chế độ làm việc đặc trưng dẫn động phanh khí nén 138 4.2.3 Tính tốn tĩnh dẫn động phanh khí nén 139 B CƠ CẤU PHANH 145 4.3 Đánh giá sơ đồ kết cấu cấu phanh 145 4.4 Cơ cấu phanh đĩa 146 4.5 Cơ cấu phanh trống 147 4.5.1 Các sơ đồ phanh trống chủ yếu dùng ô tô 147 4.5.2 Xác định mô men phanh cấu phanh sinh 151 4.5.3 Xác định hệ số hiệu phanh cấu phanh 159 4.5.4 Xác định thông số đánh giá khả làm việc cấu phanh 160 TÀI LIỆU THAM KHẢO 163 PHẦN I ĐỘNG LỰC HỌC KÉO Ô TÔ - MÁY KÉO Chương ĐỘNG LỰC HỌC TỔNG QUÁT Ô TÔ - MÁY KÉO 1.1 Đường đặc tính tốc độ động 1.1.1 Khái niệm Đường đặc tính tốc độ động đồ thị phụ thuộc cơng suất có ích Ne, mơ men xoắn có ích Me, tiêu hao nhiên liệu GT tiêu hao nhiên liệu riêng ge theo số vòng quay (n) tốc độ góc ( ) trục khuỷu Có hai loại đường đặc tính tốc độ động cơ: - Đường đặc tính tốc độ cục bộ; - Đường đặc tính tốc độ ngồi, gọi tắt đường đặc tính ngồi động 1.1.2 Phương pháp xây dựng đường đặc tính tốc độ động Đường đặc tính tốc độ động nhận cách thí nghiệm động băng thử Khi thí nghiệm động băng thử chế độ cung cấp nhiên liệu cực đại, động xăng để bướm ga mở hoàn toàn, để bơm cao áp ứng với chế độ cung cấp hoàn toàn động điêzen ta nhận đặc tính ngồi động Nếu bướm ga động xăng bơm cao áp động điêzen đặt vị trí trung gian nhận đường đặc tính tốc độ cục Như động đốt có đường đặc tính tốc độ ngồi vơ số đường đặc tính tốc độ cục tùy theo vị trí bướm ga vị trí bơm cao áp Hình 1.1a giới thiệu đặc tính ngồi động xăng khơng có phận hạn chế số vòng quay, loại động dùng ô tô du lịch dùng xe khách Hình 1.1b giới thiệu đường đặc tính ngồi động xăng có phận hạn chế số vịng quay, loại động thường đặt xe tải Trên hình 1.1a, số vịng quay  (nmin) trục khuỷu số vòng quay nhỏ mà động làm việc ổn định chế độ tồn tải, tăng số vịng quay mơ men công suất tăng lên Mô men xoắn đạt cực đại (Mmax) số vòng quay  em (nM) công suất đạt giá trị cực đại (Nmax) số vịng quay  en (nN) Động tô, máy kéo làm việc chủ yếu vùng tốc độ  em   en (nM – nN) Khi tăng số vòng quay trục khuỷu lớn  en (nN) cơng suất động giảm, thiết kế tơ du lịch số vòng quay trục khuỷu tương ứng với tốc độ cực đại ô tô đường nhựa tốt nằm ngang không vượt 10 – 20% so với số vịng quay  en (nN) Trên hình 1.1b, đường đứt nét ứng với động khơng có phận hạn chế số vòng quay, đường đậm nét ứng với trường hợp động có phận hạn chế số vịng quay a) b) Hình 1.1 Đường đặc tính ngồi động xăng a- Khơng hạn chế số vịng quay; b- Có hạn chế số vịng quay Bên cạnh động xăng, động điêzen dùng xe ô tô tải, ô tô khách ngày dùng xe du lịch Động điêzen dùng ô tô trang bị điều tốc hai chế độ nhiều chế độ Riêng động máy kéo trang bị điều tốc đa chế độ Bộ điều tốc đa chế độ giữ cho chế độ làm việc động vùng tiêu hao nhiên liệu riêng Hình 1.2 trình bày đường đặc tính ngồi động điêzen Hình 1.2 Đường đặc tính ngồi động điêzen Trong trường hợp khơng tải, động có số vịng quay chạy khơng tải Khi xuất tải, điều tốc tăng lượng nhiên liệu cung cấp vào xilanh động cơ, nhờ mà công suất mô men động tăng lên, đồng thời số vòng quay trục khuỷu động giảm xuống Khi dịch chuyển đến vị trí định tương ứng với điểm tiêu hao nhiên liệu riêng cơng suất động đạt giá trị cực đại Công suất cực đại động làm việc có điều tốc gọi cơng suất định mức động Nn,, mô men xoắn tương ứng với công suất cực đại gọi mô men xoắn định mức Mn, số vòng quay tương ứng với cơng suất cực đại gọi số vịng quay định mức (  en ) Các đường đồ thị nằm khoảng từ  en đến  max gọi đồ thị có điều tốc, cịn đường đồ thị nằm khoảng tốc độ từ  en đến  em gọi đường đồ thị khơng có đồng tốc Ở vùng tốc độ từ  en đến  max đường Ne Me có dạng đường thẳng Chú ý rằng, tiêu chuẩn thử động để nhận đường đặc tính ngồi nước khác, mà động thử nước khác cho giá trị công suất khác nhau, nên sử dụng đường đặc tính ngồi nhận thực nghiệm để tính tốn sức kéo cần biết rõ đường đặc tính nhận theo tiêu chuẩn thử Động đặt ô tô, máy kéo phát công suất thấp công suất cực đại nhận băng thử nên công suất thực tế mà động phát công suất cực đại nhận bệ thử nhân với hệ số  Hệ số ln nhỏ phụ thuộc vào loại tiêu chuẩn thử, loại động dùng, điều kiện sử dụng chế độ tải động Khi tính tốn gần lấy   0,8  0,9 Khi đường đặc tính tốc độ ngồi động thực nghiệm, ta xây dựng đường đặc tính tốc độ ngồi nhờ cơng thức kinh nghiệm Lây Đécman:  n  ne  n e   N e  N max a  b   c e  nN  nN   nN       (1.1) Trong đó: Ne, ne – Cơng suất hữu ích động số vòng quay trục khuỷu ứng với điểm đồ thị đặc tính ngồi Nmax, nN – Cơng suất có ích cực đại số vịng quay ứng với cơng suất cực đại (xem hình 1.1 1.2) a, b, c, hệ số thực nghiệm chọn theo loại động sau: - Đối với động xăng: a = b = c = 1; - Đối với động điêzen hai kỳ: a = 0,87; b = 1,5; c = 1; - Đối với động điêzen kỳ có buồng cháy trực tiếp: a = 0,5; b = 1,13; c = 1; - Đối với động điêzen kỳ có buồng cháy dự bị: a = 0,6; b = 1,4; c = 1; - Đối với động điêzen kỳ có buồng cháy xốy lốc: a = 0,7; b = 1,3; c = 1; Cho trị số ne khác nhau, dựa theo cơng thức (1.1) tính cơng suất Ne tương ứng từ vẽ đồ thị: Ne = f(ne) Có giá trị Ne ne tính giá trị mô men xoắn Me động theo công thức: Me  9550 N e ne Trong đó: Ne – Cơng suất động cơ, kW; ne – Số vịng quay trục khuỷu, v/p; Me – Mô men xoắn động cơ, Nm 10 (1.2) Trong sơ đồ này, cấu doãng má phanh sử dụng cam phanh đối xứng Khi cam quay chuyển dịch hai guốc hai phía nhau, mà đảm bảo giá trị phản lực tiếp tuyến lực ma sát guốc trước guốc sau, cấu phanh cân Lực đẩy từ cam phanh lên guốc phanh khác (P1 < P2) Hiệu phanh theo hai chiều tiến lùi Sự cân cấu phanh mô men phanh guốc trước guốc sau tạo tạo sở giữ ổn định chất lượng phanh Vì vậy, áp dụng tơ tải loại lớn (ví dụ ZIL 131) Tổng lực đẩy cam lên guốc trước guốc sau là: P1  P2  2M d (4.63) Trong đó: M – Mô men đặt trục cam phanh; d – Đường kính vịng trịn sở biên dạng cam; P1, P2 – Lực đẩy từ cam phanh tác dụng lên guốc trước guốc sau c) Sơ đồ cấu phanh có chốt tựa khác phía lực đẩy lên guốc phanh (hình 4.17) Sơ đồ áp dụng hệ thống phanh có dẫn động thủy lực Với sơ đồ tạo hiệu phanh theo chiều xe tiến cao hai guốc phanh làm việc guốc trước sơ đồ hình 4.15 Nhược điểm hiệu phanh lùi giảm mạnh Cơ cấu phanh cân độ mòn má phanh Hình 4.17 Cơ cấu phanh có chốt tựa khác phía lực đẩy lên guốc phanh 149 d) Cơ cấu phanh có chốt tựa chung cho hai guốc phanh (loại cấu phanh kiểu bơi) (hình 4.18) Hình 4.18 Sơ đồ nguyên lý cấu phanh có chốt tựa chung cho hai guốc phanh (loại cấu phanh kiểu bơi) Cơ cấu phanh loại sử dụng lực ma sát xuất tang phanh guốc phanh trước (khi xe tiến) guốc phanh sau tang phanh (khi xe lùi) để tác dụng lên guốc sau guốc trước Khi hiệu phanh guốc sau tăng lên guốc sau có thêm lực đẩy R Hiệu phanh theo hai chiều xe tiến lùi Nhược điểm cấu phanh loại lực phanh tăng mạnh phanh, điều dẫn đến trượt lết bánh xe, giảm chất lượng phanh phanh liên tục giảm hệ số ma sát bị đốt nóng, mịn khơng ma sát e) Cơ cấu phanh trống tự cường hóa (hình 4.19) a) b) c) Hình 4.19 Các sơ đồ bố trí cấu phanh có cường hóa dùng ô tô Sơ đồ hình 4.19a: Khi trống phanh quay ngược chiều kim đồng hồ (xe chuyển động tiến), guốc phanh bên trái tác dụng lực píttơng xilanh 150 làm việc ép sát trước vào trống phanh lị xo yếu lị xo Khi guốc phanh trống phanh theo ép lên guốc phanh sau qua nối (4), guốc phanh sau quay theo chiều trống phanh đến tỳ vào chốt định vị (3) Khi ô tô chuyển động lùi, trống phanh guốc phanh bên phải qua nối (4) tác dụng vào guốc phanh bên trái để ép sát vào chốt cố định (3) Cơ cấu phanh tự cường hóa hai chiều quay trống phanh - Sơ đồ hình 4.19b: Khi ô tô chuyển động tiến ta thực trình phanh, guốc phanh trước ép sát vào trống phanh, thông qua nối (2) guốc phanh sau (3) tỳ sát vào trống phanh Một đầu guốc phanh (3) tỳ lên điểm tựa cố định (4) Trong trình phanh, hai guốc phanh bị theo chiều quay trống phanh làm tăng hiệu phanh - Sơ đồ hình 4.19c: Loại cấu phanh píttơng có đường kính khác nhau, píttơng tác dụng trực tiếp lên guốc phanh trước, cịn píttơng có đường kính nhỏ tác dụng trực tiếp lên guốc phanh sau qua đòn (1) Đầu địn (1) nối với guốc phanh trước thơng qua (2) Nhờ có tỷ số truyền địn (1) mà lực píttơng nhỏ tác dụng lên guốc phanh sau tăng lên 4.5.2 Xác định mô men phanh cấu phanh sinh Để xác định mô men phanh Mp cấu phanh sinh ra, dùng sơ đồ tính tốn trình bày hình 4.20 Hình 4.20 Sơ đồ tính tốn mơ men phanh guốc phanh trước 151 Mô men phanh M P guốc phanh gây nên xác định theo công thức: (4.64) M P   X k R Trong đó:  - Hệ số ma sát má phanh trống phanh, thường lấy   0,35  0,45 ; R – Bán kính tang phanh; k – Hệ số xác định k   R ; Với  bán kính quy dẫn điểm đặt lực tiếp tuyến Trị số k phụ thuộc vào quy luật phân bố áp suất theo chiều dài ma sát guốc phanh Trong tính tốn cấu phanh thừa nhận quy luật phân bố áp suất chiều dài má phanh hay theo hình sin Chọn quy luật phân bố theo hình sin đảm bảo độ xác cao - Nếu thừa nhận quy luật phân bố áp suất chiều dài má phanh đều, nghĩa (p = const) thì: k  sin cos 1  cos  (4.65) - Nếu thừa nhận quy luật phân bố áp suất chiều dài má phanh theo quy luật phân bố hình sin ( p  p max sin  ) có giá trị k sau đây: k 4.(cos 1  cos  ) sin 2(   1 )  sin 1  sin  (4.66) Trong đó:  - Góc xác định hướng lực pháp tuyến X;     1 ; 1 ,  góc xác định kích thước ma sát; Trên sở công thức ta xác định mô men phanh cấu phanh sinh theo sơ đồ hình 4.21 sau: MP  P (a  c) cos  c A c.B  1 R.D. R.D (4.67) Trong đó: a,c,d – Các kích thước cấu phanh; D =  góc ơm má phanh ( p  const ); D  cos 1  cos  góc ơm má phanh ( p  p max sin  ); 152 P – Lực đẩy cấu dỗng má phanh lên guốc; R – Bán kính tang phanh;  - Hệ số ma sát má tang phanh; Dấu (+) lấy cho guốc trước, dấu (-) lấy cho guốc sau Hình 4.21 Sơ đồ tính tốn cấu phanh Cơng thức (4.67) áp dụng cho cấu phanh có lực đẩy lên hai guốc (dẫn động phanh thủy lực xe UAZ 469, GAZ 66, URAL ) Đối với cấu phanh với cấu doãng má phanh dùng cam phanh hệ thống phanh có dẫn động khí nén (Zil 131, KRAZ 255B ), sau rà trơn má phanh, áp suất bề mặt phanh đồng đều, mơ men phanh guôc bên trái (MP) guốc phanh bên phải Khi lực đẩy lên hai guốc khác nhau: (P’>P) Nếu ký hiệu mô men phanh cấu phanh sinh MP ta có cơng tác xác định giá trị lực đẩy từ cam lên guốc trước guốc sau sau: P MP M P  c A  c A   c.B c.B    1    1   R.D R.D  ; P '    R.D R.D  (a  c) cos  (a  c) cos  (4.68) Khi ta xác định mơ men cần thiết đặt lên trục cam quay cấu phanh để nhận lực đẩy P, P’ theo công thức sau: M  ( P  P ' ) d0 153 (4.69) Trong đó: d0 đường kính vịng trịn sở biên dạng cam phanh Đối với cấu phanh kiểu bơi (hình 4.18), hiệu phanh tăng lên nhờ dùng lực ma sát má phanh trước tang phanh Hai guốc nối với nhau trung gian Do guốc sau ép vào tang phanh lực P’ mà cịn thêm lực U (hình 4.22) Hình 4.22 Sơ đồ tính tốn cấu phanh kiểu bơi Với cấu phanh kiểu bơi, mơ men phanh xác định phương pháp đồ thị giải tích Khi biết thơng số kích thước cấu phanh, biết trị số phương tác dụng lực P, biết phương tác dụng phản lực U (nó ln ln vng góc với bề mặt tựa), lực ma sát guốc bề mặt tựa bỏ qua Chúng ta cần xác định trị số phương tác dụng tổng phản lực từ tang phanh tác dụng lên guốc S Kéo dài đường tác dụng lực P lực U gặp m, từ kẻ đường tiếp tuyến với vịng trịn có bán kính r Trị số r xác định theo công thức sau: r  k R sin  (4.70) Trong đó:  - Góc ma sát ( (tg   ) ; k - Hệ số mà trị số xác định theo cơng thức (4.65) (4.66); 154 Việc xác định xác hệ số k theo công thức 4.65 4.66 khó khăn, khó biết trị số góc  Do trường hợp ta sử dụng phương pháp gần liên tiếp Ban đầu cho trước giá trị k khoảng 1,14 – 1,18, sau ta tìm giá trị r, sau xác định hướng lực X xác định giá trị góc  Khi biết  tìm k theo cơng thức 4.65 4.66 Nếu giá trị hệ số k bước sau tìm lớn giá trị k bước trước 1% phải tính lại bán kính r Để xác định giá trị S S’chúng ta dùng phương pháp đồ thị cách vẽ tam giác lực Trên hình 4.22 sơ đồ lực tác dụng lên guốc phanh bên trái bên phải với tang trống phanh quay ngược chiều kim đồng hồ Mô men phanh guốc tạo xác định theo công thức: - Đối với guốc bên trái: M PT  S r  S k R sin  (4.71) - Đối với guốc bên phải: M PP  S ' r  S ' k R sin  (4.72) Bằng phương pháp tính tốn giải tích ta xác định mô men phanh tương ứng với guốc bên trái guốc bên phải sinh theo công thức sau: M PT  P.k R sin  sin  sin(   ) (4.73) M PP  P ' k R sin  sin  sin(   ' ) (4.74) Trị số góc   ' xác định theo công thức sau: sin   Trong đó: l  l.r  a l  a  r  l.r  a l  a  r ' sin   l2  a2 l  a2 (4.75) ac  d r  k R sin  tg Theo ANTONOV, sơ đồ tính tốn cấu phanh guốc thể hình 4.23 cơng thức xác định mơ men phanh sau: Theo sơ đồ hình 4.15, ta có: 155     1 M P   P. (a  c)    c  c (cos    sin     (cos    sin   .   cos   cos  (4.76) Ở sơ đồ ta có: P1 = P2 = P; Theo sơ đồ hình 4.16, ta có:     1 M P   P. (a  c)    c  c (cos    sin     (cos    sin   .   cos   cos  (4.77) Ở sơ đồ ta có: P1  P2 ; Theo sơ đồ hình 4.17, ta có:     M P  2. P. (a  c)    c (cos    sin  )      cos   (4.78) Ở sơ đồ ta có: P1 = P2 = P; Hình 4.23 Sơ đồ tính tốn cấu phanh guốc theo ANTONOV Theo sơ đồ hình 4.18, ta có: M P  M PT  M PP M PT   P.(c  d ).  P.(a  d )  Q.(a  c). ; M PP  c.(cos    sin  )    a.(cos    sin  )    Ở sơ đồ ta có: P1 = P2 = P; 156 (4.79) (4.80) Trong công thức giá trị  ,  xác định theo công thức: - Khi áp suất bề mặt má phanh phân bố ( p  const ) thì:   R  sin (4.81) - Khi áp suất bề mặt má phanh phân bố theo quy luật hình sin ( p  p max sin  ) :  4.R.(cos   cos  ) (cos 2  cos 2 )  (2   sin 2  sin 2 ) tg  cos 2  cos 2   sin 2  sin 2 (4.82) (4.83) Theo N.A BUCHARIN sơ đồ tính tốn cấu phanh thể hình (4.24) Nếu giả thiết áp suất phân bố bề mặt má phanh ta có hợp lực pháp tuyến tác dụng từ tang phanh lên ma sát đặt cung ma sát bằng: Y  p. rt b (4.84) Trong đó: p – Áp suất bề mặt má phanh theo chiều dài;  - Góc ơm má phanh; rt – Bán kính tang phanh; b – Chiều rộng má phanh Giá trị hợp lực pháp tuyến Y1 Y2 tác dụng cho guốc trước guốc sau xác định từ phương trình cân mơ men điểm O1 O2 sau: Y1  P1 ac ac ; Y2  P2 c  .e c   e (4.85) Mô men phanh hai guốc tạo sau: P2   P M P   rt (Y1  Y2 )   rt (a  c).    c   e c   e  (4.86) Đối với cấu phanh có chốt tựa phía chuyển dịch guốc phanh (hình 4.24a), sau chạy rà trơn ma sát với tang phanh ta có quan hệ sau đây: P1 < P2; P1 = P2; p1 = p2 157 Trị số áp suất bề mặt má phanh là: p1  Y1 Y ; p2  rt 1 b rt  b (4.87) Do Y1 = Y2 nên từ công thức (4.85) ta suy ra: P1 P2  c   e c   e Mô men cấu phanh tạo là: M P  2.rt .P1 (4.88) ac c   e a) (4.89) b) c) Hình 4.24 Sơ đồ tính tốn cấu phanh theo BUCHARIN a - Sơ đồ chốt tựa phía; b - Sơ đồ chốt tựa khác phía; c - Sơ đồ tự cường hóa Đối với cấu phanh có chốt tựa phía (sơ đồ hình 4.24a) ta có: P1 = P2 = P; Y1 > Y2; p1 > p2 158 Mô men cấu phanh tạo là: M P  2.rt  P.(a  c) c c   e (4.90) Đối với cấu phanh loại chốt tựa khác (sơ đồ hình 4.24b) hai guốc làm việc có tự xiết Nếu kích thước hai xilanh bánh xe ta có: P1 = P2 = P Mơ men phanh cấu phanh tạo xác định theo công thức (4.86) thay vào thành phần guốc sau giá trị c giá trị a ta có: P2   P M P  rt  (a  c)     c   e a   e  (4.91) Khi lùi xe ta nhận mô men phanh cấu phanh sinh sau: P2   P M P  rt  (a  c)     c   e a   e  (4.92) 4.5.3 Xác định hệ số hiệu phanh cấu phanh Trị số hệ số hiệu phanh xác định theo công thức sau đây: KE  MP ( P1  P2 ).rt (4.93) Trong đó: MP – Mô men phanh cấu phanh sinh P1, P2 – Lực tác dụng từ cấu doãng lên guốc phanh; rt – Bán kính tang phanh; Với cấu phanh khác trị số hiệu phanh KE khác - Đối với cấu phanh có chốt tựa phía chuyển dịch guốc phanh nhau: KE = 0,7; - Đối với cấu phanh có chốt tựa phía, lực đẩy lên guốc phanh nhau: KE = 0,81; - Đối với cấu phanh có chốt tựa khác phía lực đẩy lên guốc phanh nhau: KE = 1,11; - Có cấu phanh có cường hóa: KE = 1,72 159 4.5.4 Xác định thông số đánh giá khả làm việc cấu phanh Khả làm việc cấu phanh đánh giá thông qua thông số như: a) Công ma sát riêng (lms) Công ma sát riêng xác định sở má phanh thu toàn động ô tô phanh ô tô vận tốc ban đầu đó: l ms  G.V02 (KNm/m2) 2.g F (4.94) Trong đó: G – Trọng lượng tồn ô tô đủ tải, N; V0 – Vận tốc ô tô bắt đầu phanh, m/s; g – Gia tốc trọng trường, m/s2; F - Tổng diện tích tồn má phanh tơ, m Theo tính tốn, trị số cơng ma sát riêng cấu phanh: + Ơ tơ tải, xe khách: [lms] = (3000 – 7000) KNm/m2 + Xe con: [lms] = (4000 – 15000) KNm/m2 Thời gian phục vụ má phanh phụ thuộc vào công ma sát riêng, cơng lớn nhiệt độ phát phanh cao, tang phanh bị nóng nhiều má phanh chóng bị hỏng b) Áp suất bề mặt má phanh (p); Giả thiết áp suất bề mặt má phanh phân bố đều, ta xác định giá trị áp suất bề mặt ma sát theo công thức sau: p MP (MN/m2)  b.rt  Trong đó: MP – Mơ men sinh cấu phanh, Nm;  - Hệ số ma sát;  - Góc ơm má phanh, rad; rt – Bán kính tang phanh; b – Chiều rộng má phanh 160 (4.95) Giá trị áp suất cho phép bề mặt má phanh thường lấy sau: [p] = (1,5 – 2,0) MN/m2 c) Độ tăng nhiệt độ tang phanh trình phanh Trong trình phanh động ô tô chuyển thành nhiệt tang trống phanh phần mơi trường khơng khí Khi phanh với cường độ phanh lớn nhất, nhiệt truyền khơng khí khơng đáng kể xem tồn nhiệt truyền cho tang phanh Do phương trình cân lượng có dạng sau: t G V12  V22  mt c.  Ft  k  dt g (4.96) Trong đó: G – Trọng lượng ô tô, N; g – Gia tốc trọng trường, m/s2; V1, V2 – Vận tốc ban đầu vận tốc cuối trình phanh, m/s2; mt – Khối lượng tang trống phanh, kg; c – Nhiệt dung riêng chi tiết bị nung nóng (kcal/kg.độ); Đối với thép gang ta có: c = 0,125(kcal/kg.độ); o  - Độ tăng nhiệt độ tang trống phanh so với môi trường khơng khí, K; Ft – Diện tích làm mát tang trống phanh, m2; k – Hệ số truyền nhiệt tang trống phanh mơi trường khơng khí, W/m2.10K; t – Thời gian phanh, s Số hạng thứ vế phải phương trình (4.96) phần lượng làm nung nóng tang trống phanh, cịn số hạng thứ hai phần lượng truyền khơng khí Khi phanh đột ngột thời gian ngắn, lượng truyền mơi trường khơng khí coi khơng đáng kể số hạng thứ hai bỏ qua, sở ta xác định độ tăng nhiệt độ tang trống phanh trình phanh sau: G.(V12  V22 )  2.g mt c (4.97) 161 Sự tăng nhiệt độ tang trống phanh V1 = 8,33 m/s2 dừng hồn tồn (V2 = 0) khơng vượt 150K d) Tỷ số khối lượng tồn tơ tổng diện tích ma sát cấu phanh Thời gian phục vụ má phanh đánh giá trị số q: q M Fms (4.98) Trong đó: M – Khối lượng tồn tơ, kg; Fms – Tổng diện tích ma sát má phanh tất cấu phanh, m2 Giá trị cho phép q loại tơ sau: + Ơ tơ con: [q] = (1,0 – 2,0) 104 kg/m2; + Ô tô khách: [q] = (1,5 – 2,5) 104 kg/m2; + Ô tô tải: [q] = (2,5 – 3,5) 104 kg/m2 e) Kiểm tra tượng tự xiết cấu phanh Hiện tượng tự xiết xảy má phanh ép sát vào tang phanh lực ma sát mà khơng cần lực tác động từ cấu dỗng má phanh (P) lên guốc phanh Trong trường hợp mơ men phanh phương diện lý thuyết mà nói tiến tới vơ Guốc phanh trước xảy tự xiết thỏa mãn điều kiện sau: c(cos    sin  )     Suy ra:   c cos    c sin  162 (4.99) (4.100) TÀI LIỆU THAM KHẢO Nguyễn Thanh Bình (2011) Khảo sát ổn định hướng chuyển động ô tô trình phanh tơ hai cầu Học viện kỹ thuật quân - Hà Nội Nguyễn Hữu Cẩn (2004) Phanh ô tô - Cơ sở khoa học thành tựu Nhà xuất khoa học kỹ thuật - Hà Nội Nguyễn Hữu Cẩn, Dư Quốc Thịnh, Phạm Minh Thái (2003) Lý thuyết ô tô – máy kéo Nhà xuất Khoa học kỹ thuật - Hà Nội Võ Văn Hường, Nguyễn Tiến Dũng, Dương Ngọc Khánh, Đàm Hồng Phúc (2014) Động lực học tô Nhà xuất giáo dục Việt Nam Phạm Xn Mai, Nguyễn Hữu Hường, Ngơ Xn Ngát (2007) Tính tốn sức kéo tơ – máy kéo Nhà xuất Đại học Quốc gia thành phố Hồ Chí Minh Vũ Đức Lập (2011) Động lực học phanh ô tô Nhà xuất Quân đội nhân dân - Hà Nội Nghiên cứu yếu tố ảnh hưởng đến chất lượng trình phanh xe đề xuất giải pháp nâng cao độ ảnh hưởng an toàn chuyển động ô tô Học viện kỹ thuật quân - Hà Nội La Đức Nghĩa (2012) Nghiên cứu ổn định chuyển động phanh đoàn xe kéo bán moóc Học viện kỹ thuật quân - Hà Nội Đặng Q (2012) Giáo trình lý thuyết tô Nhà xuất Đại học Quốc gia thành phố Hồ Chí Minh 10 www OTO - HUI.com 163 ... Động lực học kéo ô tô - máy kéo Chương - Động lực học tổng qt tơ - máy kéo Chương - Tính kéo ô tô - máy kéo Phần thứ hai - Động lực học phanh ô tô - máy kéo Chương - Cơ sở khoa học trình phanh. .. độ động 1.2 Động lực học ô tô – máy kéo bánh 11 1.2.1 Lực kéo tiếp tuyến lực bám bánh xe chủ động 11 1.2.2 Các lực cản chuyển động ô tô, máy kéo bánh 16 1.2.3 Động học động lực. .. b) Lực kéo moóc Lực kéo moóc Pm lực kéo trường hợp máy kéo kéo moóc kéo máy canh tác làm việc Trường hợp máy kéo kéo mc, lực kéo mc tính tốn tương tự ô tô máy kéo bánh bơm Trường hợp máy kéo