Cho đến nay trên thế giới và trong nước đã có nhiều tác giả và nhiều công trình khoa học nghiên cứu cả về lý thuyết và thực nghiệm quá trình làm việc của phanh ô tô cũng như các biện pháp kết cấu, phương pháp tính toán và các nhân tố ảnh hưởng đến chất lượng làm việc của hệ thống phanh.
1.5.1. Điểm qua các tác giả và công trình nghiên cứu về hệ thống phanh ô tô trên thế giới
Một trong số các nhà khoa học đã đặt nền móng cho việc nghiên cứu sâu và toàn diện hệ thống phanh ô tô là Viện sĩ E.A.Tru-Đa-Cốp. Ông đã xây dựng phương pháp tính toán cơ cấu phanh, đánh giá hiệu quả làm việc cũng như các nhân tố ảnh hưởng đến quá trình làm việc của hệ thống phanh ô tô.
Phát triển có hiệu quả các nghiên cứu của E.A.Tru-Đa-Cốp là Viện sĩ N.A. Bu- Kha-Rin. Ông đã nghiên cứu các phương pháp giải tích và đồ thị để tính toán cơ cấu phanh. Trên cơ sở phân tích giản đồ phanh khi thừa nhận sự tăng tốc phanh theo quy luật tuyến tính, N.A. Bu-Kha-Rin đã đưa ra công thức xác định quãng đường phanh có dạng:
Trong công thức trên cho thấy quãng đường phanh không những phụ thuộc vào vận tốc ban đầu khi phanh V0 và hệ số bám giữa lốp xe và mặt đường mà còn phụ thuộc vào các thông số t1, t2, t3 . Các thông số thời gian này phụ thuộc vào kỹ năng của người lái xe và tình trạng kỹ thuật của dẫn động phanh.
Giáo sư U.B.Bê-Len-Ki cũng đã có công trình nghiên cứu về sự tăng áp trong dẫn động phanh và đề xuất công thức tính quãng đường phanh Sp.
37
Kế tục công trình nghiên cứu về dẫn động phanh của Giáo sư U.B.Bê-Len-Ki là công trình nghiên cứu của Giáo sư –Tiến sĩ Mét-Lúc và các đồng nghiệp. Trong công trình các tác giả thấy rằng quá trình lưu thông của dòng khí và chất lỏng qua các thiết bị là rất phức tạp, nó phụ thuộc vào nhiều yếu tố khác nhau như kích thước đường ống, chất lượng lưu thông của dòng khí (dòng chất lỏng), mật độ và áp suất dòng khí (dòng chất lỏng)… Vì vậy tính toán động lực học dẫn động phanh khí nén và thuỷ lực gặp nhiều khó khăn do đó các tác giả đã đưa ra lý thuyết về sự tương đương giữa các đại lượng của mạch điện với mạch khí nén và thuỷ lực. Từ đó cho phép sử dụng lý thuyết của mạch điện để ứng dụng cho việc phân tích và tính toán mạch dẫn động phanh khí nén và thuỷ lực.
1.5.2. Tình hình nghiên cứu hệ thống phanh ô tô ở Việt Nam
Hiện nay ở nước ta vẫn chưa có nền công nghiệp sản xuất ô tô, tuy nhiên cũng đã có một số hãng nước ngoài liên doanh chế tạo ô tô tại Việt Nam như Mercedes- BenZ, Toyota, Ford… nhưng các nhà máy này mới chỉ dừng lại ở việc lắp ráp cụm có sẵn, được sản xuất từ nước ngoài.
Những năm 19851986, để bước đầu đẩy mạnh áp dụng khoa học kỹ thuật vào lĩnh vực an toàn giao thông, Nhà nước đã có chương trình “nghiên cứu hiệu quả phanh của các phương tiện giao thông”. Để hưởng ứng chương trình này, Giáo sư – Tiến sĩ Nguyễn Hữu Cẩn đã chủ trì đề tài mã số 34-06-02-06, “Nghiên cứu xác định hiệu quả phanh ô tô Việt Nam “. Đề tài đã đề xuất các chỉ tiêu cụ thể, các phương pháp xác định hiệu quả phanh cho các xe ô tô đang sử dụng ở nước ta. Năm 1999 Phạm Hữu Nam cũng đã báo cáo luận án PTS khoa học–kỹ thuật về đề tài: “Nghiên cứu phương pháp đánh giá hiệu quả phanh ô tô”.
Vấn đề bám của bánh xe với mặt đường trong các điều kiện sử dụng khác nhau ở địa hình nước ta (cơ cấu phanh ở trạng thái khô và trạng thái ướt) cũng đã được trình bày trong một số công trình nghiên cứu lý thuyết và thực nghiệm. Các công trình nghiên cứu chủ yếu tập trung vào giải quyết các vấn đề về cơ cấu phanh.
Về vấn đề dẫn động phanh và sự ảnh hưởng của nó đến hiệu quả phanh cũng đã được đề cập trong công trình nghiên cứu “ nâng cao hiệu quả dẫn động phanh khí
38
nén trên ô tô”. Nội dung công trình đề cập đến việc xác lập vị trí tối ưu cho các cơ cấu tuỳ động trong hệ thống, kích thước hợp lý của đường ống nguồn, đường ống điều khiển, đường ống cung cấp.
Ngoài ra hàng năm cũng có nhiều luận văn thạc sĩ, kỹ sư, các đề tài nghiên cứu khoa học trong nước đề cập đến việc nâng cao hiệu quả phanh theo các góc độ khác nhau. Đặc biệt hiện nay vấn đề an toàn giao thông đang là vấn đề mà toàn xã hội đang quan tâm, thì việc nghiên cứu về chất lượng hệ thống phanh nhằm cũng cố, phát triển những cơ sở lý luận cần thiết trong thiết kế, tính toán và kiểm định hệ thống phanh cũng như tìm các giải pháp cải tạo, hoàn thiện hệ thống phanh theo các tiêu chuẩn quốc tế là một việc làm thường xuyên cần thiết nhằm đảm bảo an toàn giao thông và khả năng nâng cao tốc độ chuyển động trung bình của ô tô.
39
Chƣơng 2
PHƢƠNG PHÁP ĐÁNH GIÁ HỆ THỐNG PHANH Ô TÔ THEO TIÊU CHUẨN ECE R13
2.1. Các thông số cơ bản
Fc- Lực tác động lên bàn đạp phanh; Fs- Lực tác động lên guốc phanh; Mt- mô men phanh;
Fi- Lực phanh tại bánh xe;
∑ – Tổng lực phanh (2.1);
= F2/ F1 – hệ số phân bố lực phanh;
Ф = F2/ F = /(1+) – hệ số tỷ lệ phân bố lực phanh lên cầu sau (2.2); Ct = Ftp /Fs - chỉ số hiệu quả của cơ cấu phanh (2.3); = j/g – gia tốc tương đối (khoảng biến thiên từ 0 đến 1) (2.4);
DFi/G – Lực phanh riêng (2.5).
2.2. Các phƣơng án bố trí dẫn động phanh
Hình 2.1. Các phương án chia dòng dẫn động phanh[6]
a) Kiểu “II”; b) kiểu “X”; c) kiểu “HI”; d) kiểu “LL”; e) kiểu “HH”
a) b)
c) d)
40
2.3. Tính toán hệ thống phanh[6]
Việc thiết kế, tính toán hệ thống phanh được thực hiện theo quy trình sau:
+ Bƣớc 1: Tính toán động lực học
Trên cơ sở sơ đồ tính toán được thiết lập cho xe thiết kế, cần xác định phản lực từ đường lên bánh xe Rzi, lực phanh lý tưởng Fiu
, mô men phanh Miu và lực phanh cực đại theo khả năng bám Fi (phụ thuộc vào gia tốc tương đối ). Dựa trên kết quả thu được cần xây dựng các đồ thị phân bố lực phanh và các đường parabol phân bố lực phanh riêng lý tưởng cho các trường hợp không tải và đầy tải.
+ Bƣớc 2: Tính toán cơ cấu phanh
Lựa chọn loại cơ cấu phanh thiết kế và xác định sơ bộ các thông số kết cấu của cơ cấu phanh trên cơ sở tham khảo các xe tương tự. Tiến hành tính toán động lực học cơ cấu phanh và tính kiểm tra bền, điều kiện thoát nhiệt và tính toán các chi tiết.
+ Bƣớc 3: Kiểm tra theo tiêu chuẩn ECE R13
Cần xây dựng biểu đồ gồm các đồ thị ki theo và so sánh với tiêu chuẩn. Nếu không đáp ứng cần đưa ra giải pháp khắc phục.
+ Bƣớc 4: Tính toán dẫn động phanh
+ Bƣớc 5: Tính toán các phần tử trong dẫn động 2.3.1. Tính toán động lực học
a) Phản lực thẳng đứng lên các cầu của ô tô ( hình 2):
Cầu trước: Rz1G1 , (2.6)
Cầu sau: Rz2G , (2.7)
Cụm cầu sau:
Trong đó: = a/L; = hg/L; G, N – Trọng lượng ô tô; L, m – chiều dài cơ sở ô tô; а và b, m – khoảng cách từ trọng tâm tới tâm các cầu trước và sau; hg , m – chiều cao trọng tâm ô tô.
Các phản lực trên có thể được tính từ trọng lượng phân bố lên các cầu:
41
Rz2 G2G , (2.10)
G1 và G2 là trọng lượng phân bố lên các cầu ở trạng thái tĩnh. Phân bố trọng lượng lên các cầu ô tô được cho trong (Phụ lục 1). Chiều cao trọng tâm ô tô được tính theo (Phụ lục 2.)
Gia tốc tương đối được tính như sau:
Đối với sơ đồ hình 3a:
Rz1Gт1т т , (2.12)
Rz2Gтт т , (2.13)
Rz3Gп1п п , (2.14)
Rz4Gпп п , (2.15)
Trong đó: Gт– trọng lượng ô tô (N); Gп – trọng lượng mooc (N);
т= а/Lт; п= с/Lп; т = hgт/Lт; п = hgп/Lп.
b) a)
G.T
42
Hình 2.2. Sơ đồ tính toán phản lực lên các cầu ô tô
Hình 2.3. Sơ đồ tính toán phản lực lên các cầu đoàn xe
c) ) a) b) G.T GT.T GT.T G. G.
43
Tương tự như đối với ô tô không có mooc, nếu biết phân bố trọng lượng lên các cầu, có thể tính phản lực như sau :
Rz1G1т Gт, (2.16)
Rz2G2т Gт, (2.17)
Rz3G3п Gп , (2.18)
Rz4G4п Gп , (2.19)
G1, G2, G3, G4 – trọng lượng trên các cầu tương ứng.
b) Lực và mô men phanh:
Lực phanh lý tưởng:
(2.20)
Lực phanh thực:
FiRziki , (2.21)
với ki gọi là hệ số sử dụng lực bám (hệ số bám hiệu dụng). Lực phanh cực đại bị giới hạn bởi lực bám:
FiRzi , (2.22)
Giá trị lớn nhất của hệ số bám max có thể lấy bằng 0,9…1,2 đối với ô tô con, ô tô khách và 0,8…1,0 đối với ô tô tải.
Mô men phanh tại các bánh xe của cầu thứ i:
(2.23)
với rdi là bán kính động lực của bánh xe.
Lực phanh riêng lý tưởng của cầu trước và cầu sau bằng:
(2.24)
Để xây dựng các đồ thị đặc tính, gia tốc tương đối lấy trong khoảng từ 0 đến 1, còn hệ số bám lấy từ 0,1 đến 1,0. Các số liệu tính toán các thông số động lực học (ĐLH) phanh ô tô: Rzi, Fi, Mi và Di được cho vào bảng (Phụ lục 3).
Các giá trị lực phanh cực đại, giới hạn bởi lực bám được đưa vào bảng (Phụ lục 5 ). Do Fi phụ thuộc vào theo quan hệ tuyến tính, nên chỉ cần xác định Fi
44
Trong hệ thống phanh ô tô, phân bố lực phanh thực trên các cầu luôn tuân thủ quan hệ tuyến tính: =F2/F1 = const.
Gọi Ф là hệ số tỷ lệ phân bố lực phanh lên cầu sau, ta có thể viết:
Với một tỷ lệ phân bố lực phanh nhất định, lực phanh thực tại các cầu: F11G . ; F2 G (2.26) F =G
Lực phanh riêng trong trường hợp phân bố tuyến tính:
D1 1 ; D2 (2.27) Quan hệ giữa các lực phanh riêng:
Hệ số sử dụng lực bám tại các cầu:
Trong trường hợp phân bố lực phanh lý tưởng (k1=k2), lực phanh riêng tại cầu sau được tính như sau:
и (2.30)
Trên hình 2.4 thể hiện một ví dụ về các mối quan hệ giữa lực phanh lý tưởng Fи, lực phanh thực Fi và lực phanh cực đại Fi với gia tốc tương đối . Lấy
=0,4.
So sánh lực phanh thực Fi (đường mảnh) với lực phanh lý tưởng Fи
(đường đậm, có thể thấy với giá trị từ 0 đến 0,575 cầu trước bị “phanh quá” còn cầu sau thì “phanh thiếu”.
Với giá trị gia tốc tương đối lớn hơn, thì cầu trước “phanh thiếu”, còn cầu sau “phanh quá”, nghĩa là ô tô có nguy cơ mất ổn định.
Giá trị gia tốc tương đối, tương ứng với thời điểm bánh xe bị hãm cứng được xác định bằng cách so sánh lực phanh cực đại Fi với lực phanh thực FI. Ví dụ, với
45
= 0,8, các bánh sau bị bó cứng. Gia tốc tương đối lúc này đạt được là 0,75 (điểm A trên đồ thị, là giao điểm của đường F2 tại = 0,8 với đường F2). Các bánh xe cầu trước không bị bó cứng trong điều kiện này và đạt được gia tốc tương đối 0,9 (điểm B).
Trên đường ướt có = 0,4, các bánh xe cầu trước bị bó cứng trước (điểm C). Như vậy, ô tô có = 0,4 sẽ không ổn định trên đường khô, nhưng ổn định trên đường ướt.
Hình 2.4. Quan hệ giữa lực phanh lý tưởng Fи
, lực phanh thực F và lực phanh cực đại F với gia tốc tương đối Khối lượng ô tô 1820 kg; = 0,52; = 0,22[6].
Đồ thị phân bố lực phanh riêng lý tưởng thể hiện trên hình 2.5. Trên đồ thị này cũng thể hiện các đường lực phanh cực đại (các đường thẳng với hệ số bám không đổi).
Giá trị lực phanh riêng cực đại trên các cầu được xác định như sau:
( * L ực ph an h
Gia tốc tương đối
46
( *
Do mối quan hệ giữa với và với hệ số bám là tuyến tính, nên chỉ cần xác định ở các giá trị biên của (bằng 0 và 0,5). Giá trị của hệ số bám nên lấy từ 0,1 đến 1,2. Kết quả tính toán cho vào bảng (Phụ lục 5).
Tương tự như vậy, tính các giá trị theo các giá trị của (bằng 0 và 1).
Đường parabol phân bố lực phanh lý tưởng (đường 1 trên hình 2.5) được xây dựng theo các số liệu trong bảng (phụ lục 3). Tuy nhiên, nó cũng có thể được vẽ theo các điểm cắt của các đường thẳng lực phanh lý tưởng cực đại của cầu trước và cầu sau tương ứng với các hệ số bám bằng nhau với gia tốc tương đối . Trên đồ thị cũng thể hiện đường thẳng 2 phân bố lực phanh thực (trong trường hợp này lấy
= 0,4).
Đồ thị trên thể hiện trực quan các tính chất phanh của một ô tô thực. Giao điểm của đường parabol 1 với đường thẳng 2 là điểm giới hạn, tại đây phân bố thực bằng phân bố lý tưởng, nghĩa là hệ số bám hiệu dụng đạt giá trị tối ưu. Điểm này
Hình 2.5. Đồ thị phân bố lực phanh riêng[6] 1- Trường hợp phân bố lý tưởng Фи, 2- Trường hợp phân bố thực Ф.
Khối lượng ô tô 1820 kg; = 0,52; = 0,22.
47
tương ứng với gia tốc tương đối kp= 0,575. Điểm giới hạn chia đồ thị thành 2 phần: phần ổn định và phần không ổn định. Với < kp các bánh trước bị bó cứng, nên trong quá trình phanh chuyển động của ô tô vẫn ổn định. Khi > kp, các bánh sau sẽ bị bó cứng vì lực phanh riêng tạo nên bởi các cơ cấu phanh cầu sau D2
lớn hơn lực phanh riêng lý tưởng theo điều kiện bám. Giá trị gia tốc tương đối tại điểm giới hạn:
Để phân tích chuyển động của ô tô trên các loại đường có hệ số bám khác nhau cần so sánh lực phanh riêng lý tưởng với lực phanh riêng thực tế mà hệ thống phanh của ô tô đạt được.
Chẳng hạn, nếu phanh ô tô trên đường với hệ số bám = 0,4, các bánh xe cầu trước sẽ bị lết trước, khi đó gia tốc tương đối đạt được là = 0,37 (điểm A, là điểm cắt giữa đường D1 có = 0,4 với đường phân bố lực phanh thực 2). Trong trường hợp này, các bánh xe cầu sau không bị bó cứng và gia tốc tương đối đạt được là = 0,43 (điểm B).
2.3.2. Đánh giá hệ thống theo ECE R13
a) Ô tô 2 cầu
Để đánh giá chất lượng phanh của ô tô 2 cầu người ta xây dựng đường cong hệ số bám hiệu dụng ki theo gia tốc tương đối cho cả 2 cầu xe. Để xây dựng các đường cong này, người ta sử dụng các công thức sau:
Trong đó:
là phản lực từ đường lên các cầu ở trạng thái tĩnh; F1, F2 là lực phanh thực tế tại các cầu;
48
G- trọng lượng của ô tô.
Các đường cong được xây dựng cho ô tô không tải và đầy tải với = 0,1…0,8. Không phụ thuộc vào chủng loại, tất cả các ô tô phải thỏa mãn điều kiện sau:
0,10,85(0,2) , (2.36)
trong đó thay đổi trong khoảng từ 0,2 đến 0,8.
Trong phần lớn các trường hợp, khi tính toán động lực học phanh ô tô giá trị lực phanh thực của ô tô chưa biết. Vì vậy, việc tính toán hệ số bám hiệu dụng ki theo các giá trị khác nhau của được thực hiện theo công thức 2.29. Hệ số tỷ trọng lực phanh cầu sau được xác định theo phương pháp trình bày dưới đây.
Từ bảng (Phụ lục 3) chọn giá trị mô men phanh lý tưởng tương ứng với giá trị = 0,7. Áp suất trong dẫn động phanh cần có để tạo được mô men phanh trên được xác định tùy theo loại dẫn động:
Đối với dẫn động thủy lực:
Trong đó: kтi – hệ số tỷ lệ trong quan hệ giữa mô men phanh và lực tác động