Các ký hiệu sử dụng trong quá trình tính toán

Rz1 và Rz2 - phản lực của mặt đường lên một bánh xe cầu trước và cầu sau; F1 và F2 - lực phanh trên một bánh xe cầu trước và cầu sau;

F - tổng các lực phanh tại các bánh xe;

M1 và M2 - mô men phanh trên các bánh xe trước và sau; M - Tổng mô men phanh trên các bánh xe;

Q - lực trên ty đẩy bầu phanh;

P - áp suất khí nén trong hệ thống phanh;

p1 và p2 - áp suất khí nén trong các bầu phanh trước và sau; k1 và k2 - hệ số bám hiệu dụng trên các cầu trước và sau; K - hệ số mô đun áp suất;

lp - độ dài cần nối của điều hoà lực phanh;

 - góc nghiêng tức thời của cần nối của điều hoà lực phanh;

0 và 01 - góc nghiêng cần nối của điều hoà lực phanh tương ứng với trường hợp ôtô đầy tải và ôtô không tải ở trạng thái tĩnh;

f0 và f01 - độ võng nhíp gây nên bởi tải tác dụng lên 2 bánh sau trong trạng thái tĩnh tương ứng với các trường hợp ôtô đầy tải và ôtô không tải;

f - biến thiên độ võng tĩnh của nhíp.

4.2. Quá trình phanh với sự phân chia tỷ lệ mô men phanh giữa cầu trƣớc và cầu sau thay đổi

Hiệu quả hệ thống phanh có thể được đặc trưng bởi giá trị ổn định của gia tốc phanh khi phanh ngặt. Chẳng hạn, ở Liên Xô cũ, gia tốc phanh yêu cầu không nhỏ hơn 5,5 m/s2, còn ở các nước phát triển, gia tốc phanh yêu cầu không dưới 6 m/s2.

Việc lựa chọn các kích thước của bầu phanh và áp suất khí nén trong dẫn động phanh để đảm bảo được hiệu quả phanh đã định được tiến hành trên cơ sở:

81

+ Lực phanh tại các bánh sau phải đảm bảo tận dụng được lực bám tại các bánh sau của ôtô đầy tải ở trạng thái tĩnh trên đường có hệ số bám không nhỏ hơn 0,65[6];

+ Lực phanh trên các bánh trước cần phải không nhỏ hơn giá trị tối ưu của nó khi phanh ôtô đầy tải với gia tốc 0,6g ( [6].

Từ các điều kiện trên ta có:





Trong đó: Rz2 và F1 đã được tính toán ở chương 3 (xem bảng 3.9).

Từ các tính toán động lực học cơ cấu phanh ta tìm được biểu thức quan hệ giữa mô men phanh M tại bánh xe với lực Q đặt trên ty đẩy của bầu phanh[6]:

trong đó:

A- hệ số phụ thuộc vào kết cấu của cơ cấu phanh; lk- chiều dài cần tác động cam ép;

dk- đường kính quy ước của cam ép;

- hệ số ma sát giữa má phanh và trống phanh;

h1, h2- cánh tay đòn tính từ điểm đặc lực lên đầu guốc phanh tới tâm cam ép. Hệ số A được xác định theo công thức sau[6]:

[ ]

trong đó:

rT- bán kính tang trống;

l- khoảng cách từ tâm trống phanh tới tâm quay của guốc phanh;

0- toạ độ góc xác định điểm bắt đầu của má phanh;

0- góc ôm của má phanh. Lực phanh tại bánh xe:

82 khi đó:

Thay các giá trị F1 và F2 vào biểu thức trên ta được: tại cầu sau:

tại cầu trước:

Sau khi lựa chọn kích thước các bầu phanh theo các dãy tiêu chuẩn, người ta thấy đối với loại ô tô đang xét có thể chọn các bầu phanh loại 24 và 30 tuỳ theo áp suất khí nén sử dụng trong hệ thống (ký hiệu bầu phanh thể hiện diện tích hiệu dụng của màng phanh tính theo inch2).

Đặc tính của các bầu phanh đã chọn:

(4.5) Với áp suất khí nén trong hệ thống p = 60 N/cm2

lực trên ty đẩy Q = 8450 N đối với bầu phanh loại 24 và Q = 11300 N đối với bầu phanh loại 30. Nếu p = 70 N/cm2thì các số liệu tương ứng là 9920 và 13230 N.

Như vậy có thể chọn kiểu bầu phanh 24 cho cả cầu trước và cầu sau. Khi đó, thay giá trị Q vào công thức 4.1 ta được:

 ( 4.6)

Biến đổi công thức trên ta xác định được áp suất khí nén cần cấp vào các bầu phanh với các thông số của cơ cấu phanh và bầu phanh đã chọn:

Sử dụng các công thức 4.3 và 4.4 (bầu phanh loại 24) ta tìm được quan hệ giữa lực phanh tại các bánh xe cầu trước và cầu sau với áp suất khí nén trong các bầu phanh:

83  

Để điều chỉnh tỷ lệ lực phanh người ta sử dụng bộ điều hoà lực phanh loại tia. Bộ điều hoà được lắp trên dẫn động phanh cầu sau và điều chỉnh áp suất khí nén dẫn tới các bầu phanh cầu sau theo tải trọng tác dụng lên cụm cầu sau.

Sơ đồ bố trí bộ điều hoà được thể hiện trên hình 4.1, còn đặc tính của nó được trình bày trên hình 4.2.

Bộ điều hoà được lắp trên khung ôtô. Thanh kéo 1 (hình 4.1) có đầu trên nối với cần điều chỉnh 2, còn đầu dưới nối với phần tử đàn hồi 3 lắp trên cầu ôtô. Khi tải tác dụng lên cụm cầu sau thay đổi khung xe dịch chuyển theo phương thẳng đứng làm cần 2 quay quanh tâm O. Nhờ đó mà bộ điều hoà điều chỉnh tỷ lệ giữa áp suất vào và áp suất ra khỏi điều hoà.

Trước tiên cần xác định các thông số lắp ráp của bộ điều hoà lực phanh (chiều dài thanh đòn lP và góc ). Sau đó phải xác định hệ số K - hệ số điều chỉnh áp suất khí nén cấp từ bộ điều hoà đến các bầu phanh khi ôtô ở trạng thái tĩnh, đầy tải và

Hình 4.1. Sơ đồ bố trí bộ điều hoà lực phanh

Hình 4.2. Đặc tính tĩnh bộ điều hoà lực phanh: O- vị trí nằm

84

không tải với các điều kiện sau: lực phanh các bánh sau cần đảm bảo tận dụng khả năng bám tại cầu sau ở trạng thái tĩnh đầy tải và không tải trên đường có hệ số bám

 = 0,65 - 0,8, nghĩa là:

Sử dụng giá trị của Rz2 trong bảng 3.9 ta được: Đối với ô tô đầy tải: 28724 35352 Đối với ôtô không tải: 9701 11940

Biến đổi công thức (4.9) ta được biểu thức quan hệ giữa lực phanh và áp suất khí nén cấp vào bầu phanh:

Thay các giá trị của F2 ta được:

- Đối với ôtô đầy tải: 61 N/cm2 p 74 N/cm2, ta chọn: p2 = 70 N/cm2. - Đối với ôtô không tải: 22 N/cm2 p 27 N/cm2, ta chọn p2 = 27 N/cm2.

Các khối lượng không được treo của cụm cầu sau

Hình 4.3. Đặc tính đàn hồi tĩnh của nhíp sau ôtô MAZ loại 6 x 4[6].

85

Hệ số điều chỉnh áp suất:

trong đó p - áp suất dẫn vào bộ điều hoà lực phanh và p2- áp suất dẫn ra khỏi bộ điều hoà.

Thay các giá trị của p và p2 ta được:

- Đối với ôtô đầy tải: K = 70/70 = 1 - Đối với ôtô không tải: K = 70/27 = 2,6.

Theo đặc tính tĩnh của bộ điều hòa lực phanh (hình 4.2) ta xác định các góc đặt của cần điều chỉnh:

đối với ôtô đầy tải K = 1, = 25o - 40o, ta chọn: 0 = 30o; đối với ôtô không tải: K = 2,6, 01 - 15o.

Độ dài cần điều chỉnh lP có thể được tính theo sơ đồ lắp đặt (hình 4.1):

từ đó: trong đó: .

Giá trị độ võng f của nhíp theo tải trọng P được xác định dựa trên đặc tính tính của nhíp sau ô tô, thể hiện trên hình 4.3.

Sử dụng giá trị tải trọng tác dụng lên cụm cầu sau cho trong bảng 3.9 và đặc tính đàn hồi tĩnh của nhíp sau ôtô MAZ (tương đương với xe ta đang khảo sát) ta xác định độ võng nhíp.

Tiếp theo cần xác định các giá trị tức thời của góc  và hệ số điều chỉnh áp suất K theo hệ số lực phanh cho các trường hợp ôtô đầy tải và không tải.

Khi ôtô đầy tải, một bên của cụm cầu sau phải chịu lực bằng 2.Rz2 = 88380 N và độ võng nhíp là f0 = 72 mm. Khi ôtô không tải: 2Rz2 = 29850 N và f01 = 18 mm. Như vậy:

86

Thay các giá trị 0, 01 và f0 vào công thức (4.11) ta được:

Khi phanh do sự phân bố lại trọng lượng giữa các cầu nên tải trọng đặt lên cầu sau giảm đi, góc  giảm theo, điều này dẫn đến sự thay đổi hệ số điều chỉnh áp suất K.

Biến đổi công thức (4.11) và thay 01 bằng , f0 bằng f ta được:

(4.12)

trong đó f- giá trị tức thời của biến dạng nhíp, nghĩa là hiệu số giữa độ võng nhíp ở trạng thái tĩnh khi ôtô đầy tải và độ võng ở chế độ tải đang xét (phụ thuộc vào hệ số lực phanh).

Thay các giá trị l và 0 vào công thức (4.12) ta được:

Các giá trị f được xác định theo đồ thị đặc tính tĩnh của nhíp theo tải đặt lên cụm cầu sau (hình 4.3).

Các giá trị của hệ số K phụ thuộc vào góc  được lấy theo đồ thị đặc tính tĩnh của bộ điều hoà lực phanh (hình 4.2).

Các kết quả tính toán xác định các thông số phụ thuộc vào hệ số lực phanh T

được cho trong bảng 4.1.

Ta xác định hệ số bám hiệu dụng của các bánh xe với mặt đường.

Tổng lực phanh cần thiết tính theo hệ số lực phanh được xác định theo các công thức :

Mặt khác, tổng lực phanh bằng tổng các lực phanh tác dụng trên các bánh xe cầu trước và cụm cầu sau:

  l f sin l f sin l sin 0 p 0 p        

87

Các giá trị lực phanh F1 và F2 phụ thuộc vào áp suất khí nén trong các bầu phanh được xác định theo các công thức (4.8) và (4.9).

Áp suất khí nén trong các bầu phanh của các cầu sau:

Khi đó: 

Thay các giá trị F1 và F2 từ các công thức (4.8) và (4.9) và công thức (4.14), ta có:

[ (

* ]

Biến đổi công thức trên và thay F bằng G(j/g), ta được quan hệ giữa áp suất trong dẫn động phanh với hệ số lực phanh của ôtô:

Thay các giá trị của G và K lấy từ bảng 4.1vào công thức (4.17) ta xác định được p1 và sau đó theo công thức (4.15) ta tính được p2.

Các giá trị lực phanh được tính theo các công thức (4.8) và (4.9) bằng cách thay vào đó các giá trị p1 và p2.

Hệ số bám hiệu dụng, thể hiện sự phân bố lực phanh giữa các cầu trong quá trình phanh và được tính theo các công thức:

Bằng cách thay vào đó các giá trị F1 và F2 tính theo các công thức (4.8) và (4.9) và các giá trị Rz1 và Rz2 tính theo bảng 3.9

88

Các kết quả tính toán xác định các thông số theo hệ số lực phanh trong trường hợp có điều chỉnh tỷ lệ lực phanh giữa các cầu được cho trong bảng 4.1.

Bảng 4.1. Kết quả tính toán xác định các thông số theo hệ số lực phanh trong trường hợp có điều chỉnh tỷ lệ lực phanh giữa các cầu

Trên hình 4.4 thể hiện đồ thị quan hệ giữa hệ số bám hiệu dụng trên cầu trước và cụm cầu sau với hệ số lực phanh trong trường hợp tỷ lệ lực phanh giữa các cầu được điều chỉnh.

89

Hình 4.4 - Đồ thị quan hệ giữa hệ số sử dụng trọng lượng bám cầu trước và cụm cầu sau của ôtô không tải (đường đứt) và đầy tải (đường liền) của ôtô HYUNDAI HD250 với hệ số lực phanh trong trường hợp tỷ lệ lực phanh giữa các cầu được điều chỉnh.

Nhận xét:

Trên đồ thị hình 4.4 các đường cong không vượt quá đường thẳng giới hạn  = ( T +0,07)/0,85. Trong khoảng T = 0,15 – 0,3 đường cong ở trên đường cong . Như vậy hệ thống phanh chính của ô tô HYUNDAI HD250 khi có điều chỉnh tỷ lệ lực phanh giữa các cầu đáp ứng các tiêu chuẩn về hiệu quả phanh

90

và về phân bố lực phanh giữa các cầu theo quy định 13 tiêu chuẩn E/ECE/324 trong cả hai trường hợp đầy tải và không tải.

Kết luận chƣơng 4:

Việc khảo sát quá trình phanh giúp xác định các thông số tối ưu cho các cơ cấu và dẫn động phanh: xác định được lực và mô men phanh cần thiết ở các bánh xe, kiểu bầu phanh và áp suất cần thiết để đảm bảo hiệu quả phanh và độ ổn định của ôtô khi phanh với việc bố trí bộ điều hoà lực phanh cùng với các thông số của nó. Trong ví dụ tính toán cũng chỉ ra rằng điều hòa lực phanh giúp ô tô có hiệu quả phanh tốt trong chế độ không tải và đầy tải đáp ứng tiêu chuẩn E/ECE/324.

91

KẾT LUẬN

Luận văn đã nghiên cứu các vấn đề chung về hệ thống phanh ô tô, quá trình phanh, các chỉ tiêu đánh giá hiệu quả phanh và các tiêu chuẩn quy định về phanh ô tô nhằm đưa ra được phương pháp đánh giá hệ thống phanh và quy trình thiết kế phù hợp với các tiêu chuẩn tiên tiến.

Để đánh giá hệ thống phanh trong quá trình thiết kế, người ta phải dựa trên các tiêu chuẩn, quy định đối với thiết kế ô tô. Luận văn đã chọn Tiêu chuẩn ECE R13 làm cơ sở thiết kế và đánh giá hệ thống phanh. Tiêu chuẩn này đặt ra các yêu cầu khắt khe đối với hệ thống phanh ô tô, đặc biệt là các yêu cầu về phân bố lực phanh giữa các cầu.

Dựa trên các quy định của tiêu chuẩn ECE R13 luận văn đã phân tích, tính toán động lực học phanh cho 2 loại xe, xây dựng được quan hệ giữa lực phanh lý tưởng Fи

, lực phanh thực F và lực phanh cực đại F với gia tốc tương đối trong trường hợp không tải và đầy tải. Đồ thị phân bố lực phanh riêng giữa các cầu xe. Luận văn cũng xây dựng được đồ thị quan hệ giữa hệ số sử dụng lực bám giữa các cầu trước và cầu sau, qua đó đối chiếu kiểm tra với tiêu chuẩn ECE R13 theo tiêu chí phân chia lực phanh để chỉ ra sự cần thiết phải có cơ cấu điều hoà lực phanh giữa các cầu xe.

Luận văn cũng đã hoàn thiện quy trình tính toán hệ thống phanh với quá trình phanh có tỷ lệ lực phanh giữa cầu trước và cầu sau thay đổi, được điều chỉnh bằng bộ điều hoà lực phanh. Kết quả đánh giá cho thấy, hệ thống phanh thiết kế đáp ứng các quy định của tiêu chuẩn ECE R13.

Như vậy, Luận văn đã thực hiện quy trình tính toán theo 3 bước và tiến hành đánh giá hệ thống phanh trong từng bước thiết kế. Trên cơ sở các đánh giá sơ bộ ở từng bước, các bước tính toán tiếp theo thực hiện việc hoàn thiện hệ thống nhằm đáp ứng các quy định của ECE R13.

Kết quả nghiên cứu của Luận văn có thể giúp cho người thiết kế đánh giá hệ thống phanh ngay trong từng bước thiết kế, tính toán và điều chỉnh các thông số kết

92

cấu một cách hợp lý để đạt được hệ thống phanh tối ưu, phù hợp với tiêu chuẩn trước khi đưa vào sản xuất.

93

TÀI LIỆU THAM KHẢO

1. Cục ĐKVN, Tổng hợp số liệu về phương tiện giao thông trong cả nước, Tháng 01/2013.

2. Nguyễn Hữu Cẩn, Đỗ Quốc Thịnh, Phạm Minh Thái, Nguyễn Văn Tài, Lê Vàng: “Lý thuyết ô tô máy kéo”, NXB Khoa học kỹ thuật, Hà Nội 2002.

3. Nguyễn Khắc Trai, Nguyễn Trọng Hoan, Hồ Hữu Hải, Phạm Huy Hường, Nguyễn Văn Chương, Trịnh Minh Hoàng: “Kết cấu ô tô”. NXB Bách Khoa Hà Nội, Hà Nội 2009.

4. Nguyễn Khắc Trai: “Cơ sở thiết kế ô tô”, NXB Giao thông vận tải, Hà Nội 2006. 5. UN/ECE Regulations 13, 13H.

6. В.М. Беляев, В.Г. Иванов, Л.А. Молибошко: “Проектирование тормозных систем автомобиля”. Минск 2000.

7. Nguyễn Hữu Cẩn, Phan Đình Kiên: “Thiết kế và tính toán ôtô máy kéo”. Nhà xuất bản Đại học và Trung học Chuyên nghiệp, 1985.

8. Nguyễn Trọng Hoan: “Thiết kế tính toán ôtô”. Tập bài giảng ĐHBK Hà Nội,