SƠ ĐỒ CẤU TẠO HỆ THỐNG PHANH
Giới thiệu chung về xe KIA K3000S
Xe tải KIA K3000s được lắp ráp từ linh kiện nhập khẩu trực tiếp từ HYUNDAI – KIA (Hàn Quốc), mang đến độ bền chắc với toàn bộ thân xe được sơn và nhúng điện ly Với kiểu dáng đẹp, đa dạng màu sắc và nội thất sang trọng, rộng rãi, xe tạo cảm giác thoải mái cho người lái Thiết kế nhỏ gọn, hiện đại và năng động giúp xe thuận tiện cho việc lưu thông trong thành phố, đồng thời tuân thủ tiêu chuẩn Châu Âu để đảm bảo chất lượng tối ưu khi tham gia giao thông.
Xe được trang bị động cơ Diesel 4 kỳ, 4 xy lanh thẳng hàng, sử dụng hệ thống làm mát bằng nước thông qua bơm ly tâm Động cơ có công suất cực đại đạt 67,5 kW tại 4000 vòng/phút và mômen xoắn cực đại 195 N.m tại 2200 vòng/phút.
Về truyền động: Ly hợp loại 1 đĩa, ma sát khô dẫn động thủy lực Số tay cơ khí, 5 số tiến 1 số lùi.
Hệ thống lái: Trục vít ecu, trợ lực thủy lực.
Hệ thống phanh: Phanh thủy lực, 2 dòng, có bộ trợ lực chân không.
Cầu trước: Hệ thống treo phụ thuộc, nhíp lá, giảm chấn thủy lực.
Cầu sau: Hệ thống treo phụ thuộc, nhíp lá, giảm chấn thủy lực.
Bảng 2 1 Thông số kỹ thuật của xe KIA K3000s ĐỘNG CƠ ENGINE KIA JT
Loại Type Diesel, 04 kỳ, 04 xylanh thẳng hàng, làm mát bằng nước
Dung tích xylanh Displacement 2.957 cc Đường kính x Hành trình piston Diameter x Piston stroke 98 x 98 mm
Công suất cực đại/Tốc độ quay Max power/Rotation speed 67,5/4.000 Kw/rpm
Mômen xoắn cực đại/Tốc độ quay
Max torque/Rotation speed 195/2.200 Nm/rpm
Mômen quán tính khối Moment of inertia of 5396,4 (N.m.s 2 ) lượng quay là I z rotational mass
Ly hợp Clutch 1 đĩa, ma sát khô, dẫn động thủy lực
Số tay Manual Cơ khí, số sàn, 5 số tiến, 1 số lùi
Tỷ số truyền hộp số Gear ratio
HỆ THỐNG LÁI STEERING SYSTEM Trục vít ecu, trợ lực thủy lực
HỆ THỐNG PHANH BRAKES SYSTEM
Phanh thủy lực, 2 dòng, trợ lực chân không Áp suất hệ dầu trong hệ thống q = 11,103(MN/m 2 )
HỆ THỐNG TREO SUSPENSION SYSTEM
Trước Front Phụ thuộc, nhíp lá, giảm chấn thủy lực
Sau Rear Phụ thuộc, nhíp lá, giảm chấn thủy lực
Trước/Sau Front/Rear 6.50-16/Dual 5.50-13
Kích thước lọt lòng thùng (D x R x C) Inside cargo box dimension 3.400 x 1.650 x 380 mm
Vệt bánh trước/Sau Front/Rear tread 1.470/1.270 mm
Chiều dài cơ sở Wheelbase 2.760 mm
Khoảng sáng gầm xe Ground clearance 150 mm
Khối lượng không tải Curb weight 1.980 kg
Tải trọng Load weight 1.400 kg
Khối lượng toàn bộ Gross weight 3.605 kg
Số chỗ ngồi Number of seats 03 ĐẶC TÍNH SPECIALTY
Khả năng leo dốc Hill-climbing ability ≤ 35%
Bán kính quay vòng nhỏ nhất Minimum turning radius ≤ 5,5 m
Tốc độ tối đa Maximum speed 123 km/h
Dung tích thùng nhiên Capacity fuel tank 60 lít liệu
SƠ ĐỒ TỔNG THỂ CỦA XE KIA K3000s:
Hình 2.1 Sơ đồ tổng thể của xe KIA K3000s.
Sơ đồ cấu tạo hê thống KIA K3000S
Hệ thống phanh trên xe KIA K3000S gồm :
- Hệ thống phanh chính (phanh chân) : Là hệ thống phanh gồm : Cơ cấu phanh và dẫn động phanh.
- Phanh dừng (phanh tay): Dẫn động cơ khí gồm cần phanh và các dây kéo (bằng cáp).
Hệ thống phanh chính trên xe KIA K3000S
Cấu tạo hệ thống phanh chính xe KIA K3000S gồm có hai phần :
Cơ cấu phanh loại trống guốc, phanh đĩa.
Dẫn động phanh thủy lực, trợ lực chân không.
Hình 2 2 Sơ đồ hệ thống phanh chính xe KIA K3000S1,2 Ðường ống dẫn dầu phanh đến xylanh bánh xe 3 Xylanh chính
4 Bình chân không 5 Bàn đạp 6 Lọc
7 Van chân không 8 Cần đẩy 9 Van không khí
10.Màng trợ lực 11 Khoang A 12.Khoang B.
Nguyên lý làm việc của hệ thống phanh xe KIA K3000S :
Khi phanh, người lái đẩy cần 8 sang phải, làm chân không 7 đóng lại và cắt đường thông giữa hai khoang A và B Van không khí 9 mở ra, cho phép không khí qua phần tử lọc 6 vào khoang A Sự chênh lệch áp suất giữa hai khoang A và B tạo ra áp lực lên piston của bầu trợ lực, từ đó hỗ trợ lực phanh tác động lên các piston trong xylanh chính 3, ép dầu qua các ống dẫn đến các xylanh bánh xe để thực hiện quá trình phanh.
Khi nhả phanh : van chân không 7 mở, do đó khoang A sẽ thông với khoang B qua van này và có cùng áp suất chân không.
Cơ cấu phanh là bộ phận quan trọng tạo ra lực cản cho ô tô, hoạt động dựa trên nguyên lý ma sát Khi phanh, động năng của xe được chuyển hóa thành nhiệt năng trong cơ cấu phanh và sau đó được phát tán ra môi trường xung quanh.
Kết cấu gồm hai phần chính : Các phần tử ma sát và cơ cấu ép.
Phần tử ma sát của cơ cấu phanh dạng : trống guốc, dạng đĩa.
Cơ cấu ép : Ép bằng xylanh thủy lực
2.3.1.1 Sơ đồ và chỉ tiêu đánh giá
Hình 2.3: Sơ đồ cơ cấu phanh a - Cơ cấu phanh trước b - Cơ cấu phanh sau
- Cơ cấu phanh trước (hình 2.3a)
Cơ cấu ép gồm : hai xylanh thủy lực làm việc tác dụng đồng thời lên má phanh ép vào mâm phanh.
Phanh đĩa loại má kẹp tuỳ động.
Má kẹp làm tách rời với xylanh bánh xe
Với kết cấu như vậy thì điều kiện làm mát tốt hơn ,nhiệt độ làm việc của cơ cấu phanh thấp.
Tuy nhiên kết cấu như vậy có độ cứng vững không cao
Khi các chốt dẫn hướng bị mòn biến dạng , mòn rỉ sẽ làm cho các má phanh mòn không đều ,hiệu quả phanh giảm và gây rung động.
- Cơ cấu phanh sau (hình 2.3b)
Cơ cấu ép gồm : Hai xylanh thủy lực làm việc riêng rẽ.
Guốc phanh không có điểm quay cố định, sao cho khi xe chạy tiến thì cả hai guốc đều tự siết.
Với kết cấu như vậy thì cả hai guốc đều tự siết theo chiều tiến.
Cơ cấu phanh không có tính thuận nghịch, mômen sinh ra theo chiều tiến lớn hơn chiều lùi.
Cơ cấu phanh có tính cân bằng
Hiệu quả phanh trong trường hợp này tăng nhiều hơn so với cách bố trí bình thường.
Với cơ cấu phanh loại này thì kết cấu khá phức tạp và hiệu quả phanh theo chiều lùi giảm.
2.3.1.2 Kết cấu các chi tiết và bộ phận chính. a Cơ cấu phanh trước
Thông số kỹ thuật và kết cấu :
Kích thước của đĩa phanh: Đường kính ngoài * chiều dày : 294 * 35 [mm]
Bề rộng má phanh : 100 [mm]
Bề dày má phanh : 11 [mm] Đường kính xylanh lực : 54 * 2 [mm]
Hình 2.4 Cơ cấu phanh trước
1 Má Kẹp 2 Piston 3 chốt dẫn hướng
Khi người lái đạp phanh, dầu được đẩy từ xylanh chính đến bộ trợ lực và xylanh an toàn, tạo lực phanh cho các xylanh bánh xe Một phần dầu đi qua ống dẫn mở van không khí, tạo độ chênh áp trong bộ trợ lực, giúp tăng cường lực phanh Lực bàn đạp của người lái kết hợp với lực trợ lực tác động lên piston thủy lực, đẩy dầu tới xylanh an toàn và các xylanh bánh xe Dầu áp lực cao tác động lên piston trong xylanh bánh xe, ép má phanh vào trống phanh ở phía sau và vào đĩa phanh ở phía trước, hoàn thành quá trình phanh.
Khi nhả phanh: Các chi tiết trả về vị trí ban đầu nhờ các lò xo hồi vị, má phanh tách ra khỏi trống phanh và đĩa phanh.
Bộ phận điều chỉnh khe hở của hệ thống phanh sử dụng bộ đàn hồi của vòng làm kín và độ đảo chiều trục của đĩa, giúp giữ các má phanh cách mặt đĩa một khe hở nhỏ khi nhả phanh mà không cần cơ cấu tách má phanh và điều chỉnh khe hở đặc biệt Đĩa phanh thường được chế tạo bằng gang, với đĩa đặc có chiều dày từ 8 – 13 mm Đĩa xẻ rãnh thông gió có độ dày từ 16 – 25 mm, trong khi đĩa ghép có thể có lớp lõi bằng nhôm hoặc đồng và lớp mặt ma sát bằng gang xám.
Má kẹp: được đúc bằng gang rèn.
Các xylanh thuỷ lực được chế tạo từ hợp kim nhôm, với bề mặt làm việc được mạ crôm nhằm tăng khả năng chống mòn và giảm ma sát Để giảm nhiệt độ đốt nóng dầu phanh, cần giảm diện tích tiếp xúc giữa piston và guốc phanh, hoặc sử dụng piston bằng vật liệu phi kim.
Các thân má phanh: chỗ mà piston ép lên được chế tạo bằng thép lá.
Tấm ma sát: của má phanh loại đĩa quay hở thường có diện tích ma sát khoảng 12-16
Diện tích bề mặt của đĩa phanh giúp điều kiện làm mát được tối ưu hóa Nhờ đó, áp suất trên bề mặt ma sát của má phanh được giảm và phân bố đều, dẫn đến việc má phanh ít mòn và mòn đều hơn Điều này cũng giảm thiểu tần suất điều chỉnh, trong khi điều kiện làm mát vẫn được duy trì tốt Mômen phanh khi xe tiến và lùi đều đồng nhất, lực tác dụng lên trục đĩa được cân bằng, cho phép hoạt động hiệu quả ngay cả với khe hở nhỏ, từ đó giảm thời gian tác dụng phanh.
Nhược điểm: Khó giữ được sạch trên bề mặt ma sát.
1 Má phanh 2 Đường dầu vào 3 Đĩa Phanh
Cơ cấu ép: Ép bằng xylanh thủy lực (xylanh bánh xe).
Cơ cấu ép bằng xylanh thủy lực, hay còn gọi là xylanh con hoặc xylanh bánh xe, có thiết kế đơn giản và dễ dàng bố trí Thân xylanh được chế tạo từ gang xám với bề mặt làm việc được mài bóng, trong khi piston được làm từ hợp kim nhôm Hệ thống xylanh được đảm bảo kín bằng các vòng cao su, giúp tăng cường hiệu suất hoạt động.
Thông số kỹ thuật và kết cấu : Ðường kính xylanh : 54*2 [mm] b Cơ cấu phanh sau
Thông số kỹ thuật và kết cấu:
Phanh sau là phanh trống guốc Ðường kính tang trống : 320 [mm]
Bề rộng má phanh : 75 [mm]
Bề dày má phanh : 8,5 [mm]
Góc ôm má phanh trước : 113 o Góc ôm má phanh sau : 113 o Ðường kính xylanh bánh xe : 28,57 [mm]
Hình 2.6 Cơ cấu phanh sau
1 - Ðầu nối ống dẫn dầu 2 - Bít lỗ 3 - Ống dầu 4 - Mâm phanh
5 - Cụm xylanh bánh xe 6 - Ðai ốc điều chỉnh khe hở 7 - Khóa điều chỉnh
8 - Má phanh 9 - Guốc phanh 10 - Lò xo kéo 11 - Ðệm giữ
12 - Ðai ốc giữ guốc phanh
Bộ phận điều chỉnh khe hở trong hệ thống phanh rất quan trọng để đảm bảo phanh hoạt động hiệu quả Khi nhả phanh, cần có một khe hở tối thiểu giữa trống phanh và má phanh để phanh có thể nhả hoàn toàn Khe hở này sẽ tăng lên khi các má phanh bị mài mòn, dẫn đến tăng hành trình của cơ cấu ép và thời gian chậm tác dụng Để tránh những vấn đề này, cần có cơ cấu điều chỉnh khe hở giữa má phanh và trống phanh Việc điều chỉnh khe hở được thực hiện thông qua mối ghép ren vít giữa cần đẩy và đuôi quả piston, thường được thực hiện bằng tay bằng cách sử dụng dụng cụ để thay đổi vị trí tương đối giữa má phanh và trống phanh.
Trống phanh: Là một trống quay hình trụ gắn với moayơ bánh xe Một chi tiết có độ cứng vững cao, chịu mài mòn và nhiệt dung lớn.
10 11 Ðường kính trống phanh : d = 320 [mm]
Trống phanh được đúc bằng gang xám Mặt ngoài của trống đúc được làm các gân dày để tăng độ cứng và tăng diện tính tản nhiệt.
Các trống phanh được định tâm với moayơ khi lắp ghép theo bề mặt hình trụ có đường kính d Bề mặt làm việc (trụ trong) của trống phanh, sau khi gia công cơ, được lắp với moayơ và thực hiện cân bằng động.
Guốc phanh: Ðược chế tạo bằng phương pháp hàn dập.
Guốc hàn dập có khối lượng nhẹ và công nghệ tiên tiến, mang lại độ đàn hồi cao, giúp phân bổ áp suất đồng đều trên bề mặt má phanh.
Mặt ngoài của guốc có gắn vành ma sát còn gọi là má phanh Má phanh thường được gắn lên guốc phanh bằng đinh tán.
Guốc phanh có các gân tăng độ cứng vững.
Vành ma sát được sản xuất thông qua quy trình ép định hình từ hỗn hợp sợi átbét kết hợp với các phụ gia như ôxit kẽm, Minium sắt cùng với chất kết dính như cao su, dầu thực vật và dầu khoáng hoặc các hợp chất tổng hợp.
Mâm phanh là một chi tiết dạng đĩa được dập từ thép lá và gắn chặt với dầm cầu bằng bulông Mặc dù có cấu trúc đơn giản, mâm phanh đóng vai trò quan trọng trong việc lắp đặt và định vị các chi tiết khác của cơ cấu phanh Với thiết kế dễ chế tạo và bảo trì, mâm phanh mang lại nhiều ưu điểm cho hệ thống phanh.
Má phanh trước thường chịu ma sát nhiều hơn so với má phanh sau, do đó, khi sản xuất, cần thiết phải chế tạo má phanh trước dài hơn má phanh sau để đảm bảo hiệu suất phanh tối ưu.
Phạm vi sử dụng: Thường được sử dụng nhiều cho xe có tải trọng vừa và nhỏ.
Cơ cấu ép : Ép bằng xylanh thủy lực (xylanh bánh xe).
Cơ cấu ép bằng xylanh thủy lực, hay còn gọi là xylanh con hoặc xylanh bánh xe, có thiết kế đơn giản và dễ dàng bố trí Thân xylanh được làm từ gang xám với bề mặt mài bóng, trong khi piston được chế tạo từ hợp kim nhôm và được gia cố bằng các chốt thép để làm chỗ tỳ cho guốc phanh Để đảm bảo kín, xylanh được trang bị các vòng cao su.
Thông số kỹ thuật và kết cấu: Ðường kính xylanh : 28,57 [mm]
Hình 2.8 Xylanh bánh xe sau
1 - Xylanh 2 - Cup ben 3 - Piston 4 - Nắp chặn 5 - Bulông điều chỉnh
6 - Khóa điều chỉnh 7 - Vít xả gió 8 - Nắp đậy vít xả gió 9 - Ðầu nối ống dầu
Dẫn động phanh gồm có hai phần:
- Phần dẫn động thủy lực.
- Phần trợ lực chân không.
Dẫn động thủy lực bao gồm cụm xylanh chính đơn, bộ chia và các đường ống dẫn dầu riêng biệt đến các xylanh bánh xe trước và bánh xe sau Trong đó, xylanh chính đóng vai trò quan trọng trong việc điều khiển hệ thống.
Xylanh chính dùng trên xe K3000S là loại xylanh chính đơn có lỗ bù.
Xylanh chính là bộ phận quan trọng nhất và không thể thiếu trong dẫn động thủy lực.
Tạo áp suất làm việc hay áp suất điều khiển cần thiết. Ðảm bảo lượng dầu cung cấp cho toàn bộ hay một phần của hệ thống.
Thông số kĩ thuật của xylanh chính: Ðường kính xylanh chính : D = 28 [mm]
Hành trình lớn nhất của piston : S = 35 [mm]
Xylanh chính được đúc bằng gang, bề mặt làm việc được mài bóng.
Piston xylanh chính được làm bằng hợp kim nhôm.
Hình 2.9 Xylanh chính 1,3 Piston 2 Lỗ bù 4 Vòng chặn
5 Vòng làm kín 6 Thanh giằng 7,8 Lò xo
TÍNH TOÁN MÔMEN PHANH CẦN THIẾT SINH RA Ở CƠ CẤU
Xác định tọa độ trọng tâm
- G :là trọng lượng toàn bộ xe
- Z1=G1, Z2=G2:là trọng lượng phân bố lên cầu trước và cầu sau
- L: chiều dài cơ sở của xe
Viết phương trình cân bằng mômen tại E,F ta được :
Các lực tác dụng lên ô tô khi phanh:
- G: Trọng lượng toàn bộ của ô tô đặt tại trọng tâm.
- Ff1, Ff2: Lực cản lăn ở các bánh xe trước và sau.
- Z1, Z2 : Phản lực thẳng góc tác dụng lên các bánh xe trước và sau.
- Fp1, Fp2: Lực phanh ở các bánh xe trước và sau.
- Fw: Lực cản không khí.
- Fj: Lực quán tính do khi phanh có gia tốc chậm dần.
Lực quán tính Fj được tính theo biểu thức sau: j p
g (3.1) g: Gia tốc trọng trường (g=9,81 m/s 2 ). jp: Gia tốc chậm dần khi phanh.
Khi thực hiện phanh, lực cản không khí Fw cùng với lực cản lăn Ff1 và Ff2 có thể được xem là không đáng kể và có thể bỏ qua Việc bỏ qua này chỉ dẫn đến sai số khoảng 1,5 đến 2%.
Bằng cách thiết lập các phương trình cân bằng mômen cho các lực tác động lên ô tô khi phanh tại các điểm tiếp xúc giữa bánh xe và mặt đường E và F, chúng ta có thể xác định các phản lực thẳng góc Z1 và Z2 tác động lên các bánh xe của cầu trước và cầu sau.
a, b, hg: Tọa độ trọng tâm của ô tô.
L : Chiều dài cơ sở của ô tô.
G1, G2: Tải trọng tác dụng lên các bánh xe cầu trước và cầu sau khi phanh. Thay Fj ở công thức (3.1) vào Z1 và Z2 ta được: p g p g
- Z1t, Z2t : Là phản lực thẳng góc tác dụng lên các bánh xe cầu trước và cầu sau khi xe đứng yên trên mặt phẳng nằm ngang (phản lực tĩnh).
- m1p, m2p: Hệ số thay đổi tải trọng tương ứng lên cầu trước và sau khi phanh.
- G1t, G2t: Tải trọng tĩnh tác dụng lên các bánh xe cầu trước và cầu sau.
Các phản lực phanh sinh ra ở các bánh xe cầu trước và cầu sau: p g p1 1 1
Để tối ưu hóa trọng lượng bám của ô tô, hệ thống phanh được lắp đặt ở cả bánh xe trước và sau, với lực phanh tối đa trên toàn bộ xe là p max.
Mômen phanh trong hệ thống phanh ô tô phải có khả năng giảm tốc độ hoặc dừng xe hoàn toàn với gia tốc chậm dần trong giới hạn cho phép Đồng thời, nó cũng cần đảm bảo giữ xe đứng vững ở độ dốc lớn nhất, 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 bề mặt đường phẳng.
Trong đó: : Hệ số bám dọc giữa lốp và đường (= 0,7-0,8)
Các hệ số m1p, m2p xác định theo lý thuyết ô tô như sau: max g g
Trong đó: hg - Chiều cao trọng tâm của ô tô g - Gia tốc trọng trường.(g=9,81 m/s 2 ) jmax - Gia tốc chậm dần cực đại khi phanh
' - Hệ số đặc trưng cho cường độ phanh ( j max
Trong ô tô, cơ cấu phanh được lắp đặt trực tiếp ở tất cả các bánh xe, gọi là phanh chân Do đó, mômen phanh cần thiết để sinh ra cho mỗi cơ cấu phanh ở cầu trước được tính toán theo công thức: \( M_{p1} = \frac{1}{g} \cdot M_{bx} \).
(3.3) Ở cầu sau (ô tô hai cầu) là: p2 2 2p bx g bx
Trong cơ cấu phanh guốc, mômen phanh Mp1 và Mp2 cần phải được cân bằng, với bán kính làm việc trung bình của bánh xe là r bx.
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.
3.2 Tính toán mômen phanh cần thiết phải sinh ra ở cơ cấu phanh trong trường hợp: đúng tải.
Theo lý thuyết ô tô: Đối với xe tải, thông thường: Z2 =(0,7÷0,75)G.
Trọng lượng ô tô khi đầy tải: G = 36050 (N)
- Tải trọng tương ứng tác dụng lên cầu sau: Z2 = G2 =0,7G = 25235(N)
- Tải trọng tương ứng tác dụng lên cầu trước: G1 = G-G2 815(N)
- Tọa độ trọng tâm hg chọn gần đúng hg = ( 0,7�0,8).B
Với B là chiều rộng cơ sở của xe, B70 (mm) hg (1029 1176)
- Tính rbx : bán kính làm việc trung bình của bánh xe xác định theo ký hiệu loại lốp 6.50-16 bx 0 r r (B d).25, 4
2 r0 – Bán kính thiết kế của bánh xe
- Hệ số kể đến sự biến dạng của lốp
= (0,93-0,935) lốp áp suất thấp, = (0,945-0,95) lốp áp suất cao.
B – Bề rộng của lốp (inch). d – đường kính của vành bánh xe (inch).
Theo lý thuyết ô tô, chọn = 0,935 bx r 0, 935.(6, 5 16).25, 4 344(mm)
- Tọa độ trọng tâm, theo lý thuyết ô tô:
Theo thiết kế ô tô khi tính toán có thể chọn ' (0, 4 0,5) � và (0,7 0,8)� Chọn φ’=0,5, φ=0,8.
Mômen phanh cần thiết sinh ra ở mỗi cơ cấu phanh ở cầu trước là: p1 g bx
Tính toán mômen phanh cần thiết phải sinh ra ở cơ cấu phanh trong trường hợp: quá tải 80%
Khi xe chở quá tải 80%: 1400.80% = 1120(kg) = 11200 (N)
- Trọng lượng ô tô khi đầy tải: G = 36050 + 11200 = 47250 (N)
- Tải trọng tương ứng tác dụng lên cầu trước: G1 = 14175 (N) ,G2 = 33075 (N) Mômen phanh cần thiết sinh ra ở mỗi cơ cấu phanh: Ở cầu trước: p1 g bx
Và ở cầu sau là: p2 g bx
TÍNH TOÁN CÁC CHỈ TIÊU ĐÁNH GIÁ QUÁ TRÌNH PHANH Ở 2 TRƯỜNG HỢP: ĐÚNG TẢI VÀ QUÁ TẢI
Các chỉ tiêu đánh giá quá trình phanh khi xe đúng tải
4.1.1 Gia tốc chậm dần khi phanh
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, ta có thể viết phương trình cân bằng lực kéo khi phanh như sau: j p f i.
Fj – Lực quán tính sinh ra khi phanh ô tô.
Fp – Lực phanh sinh ra ở các bánh xe.
F – Lực cản của không khí.
F – Lực để thắng tiêu hao cho ma sát cơ khí.
Fi – Lực cản lên dốc Khi phanh trên đường nắm ngang thì lực cản lên dốc Fi =0.
Khi phanh, F ,Ff và F 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 ,Ff , F và khi ô tô phanh trên đường nằm ngang Fi = 0, ta có phương trình sau:
Lực phanh lớn nhất Fpmax được xác định theo điều kiện bám khi các bánh xe bị phanh hoàn toàn và đồng thời theo biểu thức: p max
i - Hệ số tính đến ảnh hưởng các trọng khối quay của ô tô.
Ta có thể tính i gần đúng theo công thức: i 1, 05 0, 05.ih 2
Trong thiết kế ô tô, việc nâng cao tính động học và hiệu suất hệ thống truyền lực thường yêu cầu lựa chọn tỉ số truyền của hộp số ở tay số cao nhất Nếu hộp số có số truyền thẳng, tỉ số truyền được lấy là ih=1; còn nếu hộp số có số truyền tăng, tỉ số này sẽ khác.
v2.
Khi phanh ô tô đến lúc dừng hẵn, v2 = 0, do đó: i 1 p min t v
Với giá trị δi = 1,087 và g = 9,81m/s 2 và xe sử dụng trên đường nhựa tốt φ = 0,8 khi phanh đến lúc dừng hẵn (v2=0) Ta có thể lập được bảng sau:
Bảng 4 2 Thời gian phanh của xe chở đúng tải khi phanh. v1(m/s) 5 10 15 20 25 tpmin(s) 0,69 1,38 2,07 2,77 3,46
Thời gian phanh ô tô phụ thuộc vào vận tốc ban đầu, hệ số δi và hệ số bám φ giữa bánh xe và mặt đường Để giảm thời gian phanh tối thiểu, cần giảm hệ số δi bằng cách cắt ly hợp khi phanh Đồng thời, cần thực hiện các biện pháp để tăng cường hệ số bám dọc φ.
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 bằng cách nhân hai vế với dS (vi phân của quãng đường).
Quãng đường phanh nhỏ nhất được xác định bằng cách tích phân dS trong giới hạn từ v1 đến v2 Ta có:
Khi phanh đến lúc ô tô dừng hẵn, v2 =0: i 1 2 p min
Với giá trị δi = 1,087 và g = 9,81m/s 2 và xe sử dụng trên đường nhựa tốt φ = 0,8 khi phanh đến lúc dừng hẵn (v2 = 0) Ta có thể lập được bảng sau:
Bảng 4 3 Quãng đường phanh của xe chở đúng tải khi phanh. v1(m/s) 5 10 15 20 25
Quá trình phanh của ô tô phụ thuộc vào vận tốc ban đầu, hệ số bám φ và hệ số ảnh hưởng của các khối lượng quay δi Để giảm quãng đường phanh, cần giảm hệ số δi Do đó, nếu người lái cắt ly hợp trước khi phanh, quãng đường phanh sẽ ngắn hơn.
Theo công thức jpmax, tpmin và Spmin, các giá trị này phụ thuộc vào hệ số bám φ, mà hệ số này lại chịu ảnh hưởng từ tải trọng lên bánh xe, tức là trọng lượng toàn bộ của xe G Do đó, mặc dù trong các công thức tính toán jp, tp và Sp không có sự xuất hiện của G, nhưng chúng vẫn có mối liên hệ với trọng lượng của xe.
4.1.4 Lực phanh và lực phanh riêng
Lực phanh và lực phanh riêng là những chỉ tiêu quan trọng để đánh giá chất lượng hệ thống phanh Chỉ tiêu này đặc biệt hữu ích khi thực hiện thử nghiệm phanh ô tô trên bệ thử Lực phanh tại các bánh xe của ô tô được xác định theo công thức p p b.
Mp : Mômen phanh ở các cơ cấu phanh. rb : Bán kính làm việc trung bình của bánh xe.
Lực phanh riêng là lực phanh tính trên một đơn vị trọng lượng toàn bộ G của ô tô, nghĩa là: p pr
G Lực phanh riêng cực đại tương ứng với khi lực phanh cực đại: p max pr max
Lực phanh riêng cực đại trên mặt đường nhựa khô nằm ngang có thể đạt từ 75 đến 80% theo lý thuyết, tương ứng với hệ số bám φ Tuy nhiên, trong thực tế, giá trị thực tế thường chỉ đạt khoảng 45 đến 65%, thấp hơn nhiều so với giá trị lý thuyết.
Trong các chỉ tiêu đánh giá chất lượng phanh ô tô, quãng đường phanh là tiêu chí quan trọng nhất, giúp người lái xác định vị trí dừng xe trước chướng ngại vật và tránh tai nạn Chỉ tiêu này phản ánh hiệu quả của hệ thống phanh, và lực phanh cùng lực phanh riêng là những yếu tố thuận lợi để đánh giá chất lượng phanh trên bệ thử.
Cần lưu ý rằng bốn chỉ tiêu được đề cập có giá trị tương đương, do đó, khi đánh giá chất lượng phanh, chỉ cần sử dụng một trong các chỉ tiêu này.
Bảng 4 4 Hiệu quả phanh chính khi thử đầy tải theo QCVN 09: 2011/BGTVT
Loại xe Vận tốc ban đầu khi phanh (km/h)
Gia tốc phanh lớn nhất (m/s2)
Xe tải khách có khối lượng toàn bộ không quá 3,5 tấn 50 ≤ 22 ≥ 5,4
Các loại xe còn lại (1) 30 ≤ 10 ≥ 5,0
Chú thích: (1)Không áp dụng yêu cầu về hiệu quả phanh khi thử đầy tải đối với ô tô đầu kéo
Tiêu chuẩn về hiệu quả phanh trên thử trên mặt đường phủ nhựa hoặc đường bê tông bằng phẳng và khô, hệ số bám φ không nhỏ hơn 0,6.
Các chỉ tiêu đánh giá quá trình phanh khi xe chở quá tải
Độ bám giữa bánh xe và mặt đường được xác định bởi hệ số bám φ, chịu ảnh hưởng từ nhiều yếu tố như áp suất lốp, tốc độ di chuyển của ô tô, phản lực thẳng đứng tác động lên bánh xe và độ trượt của bánh xe với mặt đường Khi xe chở quá tải, tải trọng tác động lên bánh xe (Gb) tăng, dẫn đến phản lực thẳng đứng (Zb) cũng tăng theo, vì Zb = Gb.
Hình 4 1 Đồ thị ảnh hưởng của phản lực thẳng đứng tác dụng lên bánh xe đối với hệ số bám dọc φx
Theo giả thuyết trường hợp khi xe chở đúng tải có φx = 0,8; Gb = 36050 (N) suy ra lực kéo tiếp tuyến cực đại: k max x b
F G 0,8.36050 28840(N) Hệ số bám φqt khi xe chở quá tải 80%: Gb quá tải : Gb = 47250 (N) k max qt b
4.2.1 Gia tốc chậm dần khi phanh
Gia tốc chậm dần cực đại khi phanh khi xe chở quá tải: qt p max i j g
Với giá trị δi =1,087 và giá trị g = 9,81m/s 2 ta lập được bảng sau:
Bảng 4 5 Gia tốc chậm dần của xe chở quá tải khi phanh φ 0,4 0,5 0,61 j(m/s 2 ) 3,61 4,51 5,51
Gia tốc chậm dần khi phanh phụ thuộc vào phản lực thẳng đứng của mặt đường Zb Khi xe chở quá tải, Zb tăng lên, dẫn đến hệ số bám φ giảm Kết quả là gia tốc chậm dần cực đại jmax của ô tô khi phanh cũng giảm theo.
Khi phanh ô tô đến lúc dừng hẵn, v2 = 0, do đó: i 1 p min qt t v
Với giá trị δi = 1,087 và g = 9,81m/s 2 và xe sử dụng trên đường nhựa tốt và chở quá tải 80%: φqt = 0,61 khi phanh đến lúc dừng hẵn (v2=0)
Bảng 4 6 Thời gian phanh của xe chở quá tải khi phanh. v1(m/s) 5 10 15 20 tpmin(s) 0,91 1,82 2,73 3,63
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 Khi xe chạy quá tải, hệ số bám φ giảm, dẫn đến thời gian phanh tăng lên.
Khi phanh đến lúc ô tô dừng hẳn, v2 =0: i 1 2 p min qt
Với giá trị δi = 1,087 và g = 9,81m/s 2 và xe sử dụng trên đường nhựa tốt φqt = 0,61 khi phanh đến lúc dừng hẵn (v2 = 0) Ta có thể lập được bảng sau:
Bảng 4 7 Quãng đường phanh của xe chở quá tải khi phanh. v1(m/s) 5 10 15 20
Qua bảng so sánh với trường hợp xe chạy đúng tải, ta nhận thấy rằng quãng đường phanh tối thiểu phụ thuộc vào vận tốc của ô tô khi bắt đầu phanh, hệ số bám φ, và hệ số ảnh hưởng của các khối lượng quay δi Đặc biệt, khi hệ số bám φ giảm, quãng đường phanh sẽ tăng lên.
Khi xe chở quá tải, các chỉ tiêu của quá trình phanh sẽ bị ảnh hưởng, dẫn đến gia tốc chậm dần khi phanh giảm Điều này làm tăng thời gian phanh và khoảng đường phanh cần thiết để dừng xe.
TÍNH TOÁN HỆ THỐNG PHANH KHI XE CHỞ QUÁ TẢI
TÍNH TOÁN CƠ CẤU PHANH
5.1.1 Tính toán cơ cấu phanh guốc ở cầu sau:
5.1.1.1.Quy luật phân bố áp suất trên má phanh.
Để tính toán cơ cấu phanh guốc, việc hiểu quy luật phân bố áp suất trên má phanh là rất quan trọng Tùy thuộc vào cách nhận thức quy luật này, chúng ta có thể áp dụng các công thức khác nhau cho việc tính toán Thí nghiệm đã chỉ ra rằng độ hao mòn của má phanh không đồng đều ở các điểm khác nhau, do đó, giả định áp suất phân bố đều trên má phanh không phản ánh đúng thực tế Chứng minh này càng khẳng định sự cần thiết phải xem xét quy luật phân bố áp suất một cách chính xác.
Hình 5 1 Sơ đồ dịch chuyển má phanh trống phanh
* Để tìm quy luật phân bố áp suất trên má phanh chúng ta thừa nhận 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 đúng trong phạm vi biến dạng rất nhỏ của má phanh.
Khi phanh trống và phanh guốc không bị biến dạng, chỉ có má phanh bị ảnh hưởng, điều này xảy ra do trống và guốc phanh được chế tạo từ vật liệu cứng hơn nhiều so với má phanh Hơn nữa, thiết kế của trống và guốc phanh có đường gân, giúp tăng cường độ cứng vững cho chúng.
+ 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 trống phanh, guốc phanh có thể quay thêm một góc θ do tác động của lực P từ ống xylanh làm việc, dẫn đến hiện tượng biến dạng của má phanh.
Điểm A trên má phanh biểu thị thời điểm má phanh tiếp xúc với trống phanh Trong quá trình biến dạng, điểm A di chuyển quanh tâm O1 với bán kính O1A, đến điểm A’ tương ứng với góc quay nhỏ θ của má phanh.
O1A=O1A’ Từ A’ hạ đường thẳng góc A’B xuống bán kính OA, đoạn AB đặc trưng cho biến dạng hướng kính của má phanh tại điểm A khi má phanh quay góc θ.
Góc BA'A � OAO1 = γ vì có A ’ B AO và A ’ A ^ AO1 (coi như θ rất nhỏ)
Xét tam giác vuông ABA ’ ta có :
Nhưng AA ’ = O1A.θ (θ tính theo rad) cho nên :
AB O A .sin 1 (5.1) Tam giác OO1A cho ta biểu thức sau :
Thay trị số O1A từ biểu thức 5.2 vào 5.1 ta có :
Áp suất q tại điểm A theo giả thiết thứ nhất tỷ lệ với biến dạng hướng kính, được biểu diễn bằng công thức q = kAB * kOO * sin(θ1) * β, trong đó k là độ cứng của má phanh.
Trong công thức (5.3), k và OO là hằng số, trong khi θ là góc quay chung cho tất cả các điểm của má phanh quanh tâm O1 Do đó, θ cũng được xem 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 trị số không đổi K và coi điểm A là một điểm bất kỳ được xác định bởi góc β (β là góc thay đổi) Công thức tổng quát được đưa ra như sau: q = Ksinβ Trong đó, K là hệ số tỷ lệ (K kOO = 1/θ) và β là góc xác định vị trí của điểm cần tính áp suất trên má phanh.
Áp suất phân bố trên má phanh tuân theo quy luật đường sin, với áp suất cực đại xảy ra tại điểm C khi β = 90 độ, tương ứng với vị trí trên trục X - X vuông góc với trục Y - 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 đó áp suất bằng không Biểu đồ phân bố áp suất má phanh được thể hiện rõ trong hình 5.1b, trong đó áp suất cực đại tại điểm C được xác định là qmax = K.
Do đó công thức (5.4) còn có thể viết: q = qmaxsinβ
Áp suất phân bố không đều trên má phanh theo 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.
Các đầu cuối của má phanh thường không hoạt động, do đó góc ôm β của má phanh trên mỗi guốc phanh thường nhỏ hơn 120 độ Đối với ô tô hiện nay, góc β0 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 β không lớn và guốc phanh có thể biến dạng khi phanh, dẫn đến sự chênh lệch áp suất trên má phanh không đáng kể Trong giai đoạn tính toán ban đầu, để đơn giản hóa, áp suất được coi là phân bố đều trên má phanh Tuy nhiên, khi guốc phanh có độ cứng lớn và cần tính toán chính xác, quy luật phân bố theo đường sin phải được áp dụng.
Sau đây chúng ta sẽ tính cơ cấu phanh cho cả hai trường hợp phân bố áp suất đều và theo đường sin.
5.1.1.2 Xác định góc δ và bán kính ρ của lực tổng hợp tác dụng vuông góc lên má phanh:
Trường hợp áp suất phân bố đều trên má phanh q = q 1 =const:
Khi phanh, mỗi phần tử của má phanh chịu tác động từ trống phanh thông qua lực thẳng góc dN1 và lực ma sát dT1 Lực ma sát này được tính toán để đảm bảo hiệu quả phanh tối ưu.
1 1 dT dN Ở đây: μ : Hệ số ma sát giữa trống phanh và má phanh.
Lực thẳng góc dN1 trên phần tử sẽ là:
Áp suất phân bố trên má phanh trước (q1) được giả định là hằng số, với b là chiều rộng của má phanh và rt là bán kính trong của trống phanh Góc ôm của phần tử má phanh đang xét được ký hiệu là dβ.
Sơ đồ tính toán cơ cấu phanh cho thấy các guốc phanh có điểm tựa cố định riêng biệt về một phía, với lực ép lên các guốc phanh được phân bổ đồng đều.
Tính toán dẫn động phanh
5.2.1 Tính toán hành trình piston của các xylanh làm việc ở cơ cấu phanh bánh xe
Hình 5 6 Sơ đồ tính hành trình dịch chuyển của guốc phanh
Hành trình dịch chuyển x hai đầu trên của các guốc phanh (hình 4.5) có thể tính theo công thức sau:
Khe hở hướng kính trung bình giữa má phanh và trống phanh khi thả bàn đạp phanh ở vị trí tự do là δ = 0,3 mm Độ mòn hướng kính cho phép của má phanh được quy định là λ = 1,5 mm Khoảng cách từ tâm trống đến điểm đặt lực P là a = 120 mm, trong khi khoảng cách từ tâm trống đến chốt cố định của má phanh là c = 125 mm.
5.2.2 Tính toán áp suất dầu trong xylanh bánh xe sau và xylanh chính.
Sơ đồ dẫn động phanh thể hiện các áp suất dầu trong hệ thống phanh, bao gồm áp suất dầu trong xylanh chính thủy lực (qxlc), áp suất dầu trong xylanh bánh xe trước (qbxt), áp suất dầu trong xylanh bánh xe sau (qbxs) và áp suất dầu toàn hệ thống (q).
P : là lực tác dụng lên guốc phanh ở cầu sau.
Fd : là lực ép tác dụng lên má phanh ở cầu trước.
D : đường kính piston của xylanh chính.
D1 : đường kính piston của xylanh bánh xe trước.
D2 : đường kính piston của xylanh bánh xe sau.
Tính toán áp suất dầu trong xylanh bánh xe ở cầu sau:
Ta có công thức tính áp suất dầu trong xylanh bánh xe: bxs 2
Trong đó : S : Diện tích xylanh công tác trong bánh xe ở cầu sau.
P : Lực tác dụng lên guốc phanh ở cầu sau.
Tính toán áp dầu trong xylanh chính:
Do ma sát trong hệ thống phanh nên hiệu suất truyền động không đạt giá trị cực đại.
Vì thế hiệu suất truyền động chỉ đạt 0, 92% Ta có công thức tính áp suất dầu trong xylanh chính:
Áp suất dầu trong hệ thống phanh là 11,103 MN/m², nhưng khi xe chở quá tải 80%, lực phanh không đủ lớn, dẫn đến quãng đường phanh dài hơn so với khi xe chở đúng tải Để giảm quãng đường phanh, cần tăng áp suất dầu trong hệ thống, nhưng điều này có thể gây hư hỏng cho các đường ống và tăng nguy cơ tai nạn Việc chở quá tải không chỉ gây hư hỏng hàng hóa mà còn đe dọa an toàn cho tài xế và người xung quanh Do đó, tài xế cần tuân thủ trọng tải quy định để tránh tình trạng quãng đường phanh tăng lên và nguy cơ xảy ra tai nạn thảm khốc.