TỔNG QUAN VỀ ĐỀ TÀI
MỞ ĐẦU VÀ GIỚI HẠN VẤN ĐỀ
Trong bối cảnh hiện đại, Việt Nam đang tích cực phát triển kinh tế, trong đó ngành công nghiệp ô tô đóng vai trò quan trọng VinFast, thành lập năm 2017, là một trong những thành tựu nổi bật của ngành công nghiệp ô tô Việt Nam Thị trường ô tô Việt Nam hiện đang rất sôi động và có nhiều tiềm năng phát triển, với sự góp mặt của các công ty trong nước như Thaco Trường Hải, Hyundai Thành Công, cùng với những tập đoàn ô tô lớn toàn cầu như Toyota, Mercedes-Benz và Ford.
Ngành công nghiệp ô tô không chỉ phát triển mạnh mẽ mà còn đóng vai trò quan trọng trong việc thúc đẩy sự tăng trưởng của các ngành kinh tế khác Ô tô, với vai trò là phương tiện vận chuyển phổ biến, đặc biệt trong việc chuyên chở hành khách và hàng hóa, đã trở thành yếu tố thiết yếu trong nền kinh tế Sự gia tăng quy mô sản xuất của các doanh nghiệp dẫn đến nhu cầu vận chuyển hàng hóa ngày càng cao, kéo theo đó là sự gia tăng sử dụng ô tô tải để đáp ứng nhu cầu này.
Với nhu cầu vận tải ngày càng tăng, nhiều tài xế và doanh nghiệp vận tải đã cố tình chở quá tải trọng cho phép để tăng lợi nhuận, mặc dù biết rằng hành động này vi phạm pháp luật và có thể dẫn đến tai nạn giao thông nghiêm trọng Hầu hết các tai nạn giao thông liên quan đến hư hỏng kỹ thuật chủ yếu xuất phát từ hệ thống phanh, hệ thống quan trọng nhất đảm bảo an toàn khi tham gia giao thông Khi xe chở quá tải, khả năng hoạt động an toàn của hệ thống phanh sẽ giảm, gây nguy hiểm cho cả người lái và những người tham gia giao thông xung quanh.
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 HD78 qua các phần nhƣ 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
- Phân tích tính ổn định của ô tô khi phanh.
THÔNG SỐ KỸ THUẬT CỦA XE
Hyundai HD78 là mẫu xe tải nhập khẩu trực tiếp từ Hàn Quốc, nổi bật với công nghệ tiên tiến và thiết kế hiện đại Sản phẩm này không chỉ có khả năng vận hành ưu việt mà còn đảm bảo độ bền bỉ theo thời gian, đáp ứng nhu cầu vận chuyển hiệu quả.
Hyundai HD78 sử dụng động cơ D4DD là động cơ Diesel 4 kỳ, 4 xy lanh thẳng hàng, làm mát bằng dung dịch và phun nhiên liệu trực tiếp
Về truyền động, xe sử dụng ly hợp 1 đĩa điều khiển bằng thuỷ lực, kết hợp với hộp số 5 cấp (5 số tiến, 1 số lùi)
Hệ thống lái, xe sử dụng cơ cấu lái kiểu bi tuần hoàn
- Phanh chính: dẫn động thuỷ lực 2 dòng, có trợ lực chân không, phanh đĩa ở cầu trước và phanh guốc ở cầu sau
- Phanh tay: dẫn động cơ khí, tác dụng lên trục thứ cấp hộp số
Hệ thống treo của Hyundai HD78 được trang bị cả ở cầu trước và cầu sau với cấu trúc treo phụ thuộc, sử dụng nhíp bán elip và giảm chấn thủy lực tác dụng hai chiều, mang lại hiệu suất vận hành ổn định và êm ái.
Bảng 1.1 Thông số kỹ thuật của xe Hyundai HD78
KÍCH THƯỚC (mm) Tổng thể (D x R x C) Overall dimension 5275 x 2030 x 2355
Chiều dài cơ sở Wheelbase 2780
Vệt bánh xe trước/sau Front/rear tread 1665/1495
Khoảng sáng gầm xe Ground clearance 235
Bán kính quay vòng nhỏ nhất Minimum turning radius 5.2 m
Không tải Empty vehicle weight 3005
Số chỗ ngồi Number of seats 3 ĐỘNG CƠ
Loại Type Diesel 4 kỳ, 4 xy lanh, làm mát bằng dung dịch
Tiêu chuẩn khí thải Emission standard Euro 3
Dung tích xy lanh (cm 3 ) Displacement 3907 Đường kính x hành trình piston (mm) Bore x Stroke 104 x 115
Tỷ số nén Compression ratio 17.5 : 1
Công suất cực đại (kW/rpm) Max Power 103/2800
Momen xoắn cực đại (Nm/rpm) Max Torque 372/1600
Ly hợp Clutch 1 đĩa ma sát, điều khiển thuỷ lực
Hộp số Transmission Số sàn, 5 cấp số
Tỷ số truyền tay số 1 1 st gear ratio 5.380
Tỷ số truyền tay số 2 2 nd gear ratio 3.208
Tỷ số truyền tay số 3 3 rd gear ratio 1.700
Tỷ số truyền tay số 4 4 th gear ratio 1.000
Tỷ số truyền tay số 5 5 th gear ratio 0.722
Tỷ số truyền số lùi Reverse gear ratio 5.380
Loại Type Kiểu bi tuần hoàn
Góc quay vòng trong/ngoài Inner/outer turning angle 44 o /34 o
Loại Type Phụ thuộc, nhíp bán elip
Giảm chấn Shock absorber Thuỷ lực, tác dụng 2 chiều
Phanh chính Service brake Thuỷ lực 2 dòng, trợ lực chân không
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 10 MN/m 2
Loại Type Bánh đơn ở cầu trước, bánh đôi ở cầu sau
Sơ đồ kích thước tổng thể Hyundai HD78
Hình 1.1 Kích thước tổng thể xe Hyundai HD78
SƠ ĐỒ CẤU TẠO HỆ THỐNG PHANH
CẤU TẠO HỆ THỐNG PHANH HYUNDAI HD78
Hệ thống phanh trên xe Hyundai HD78 gồm:
- Hệ thống phanh chính (phanh chân): dẫn động thuỷ lực 2 dòng, trợ lực chân không, phanh đĩa ở cầu trước và phanh guốc ở cầu sau
- Hệ thống phanh đỗ xe (phanh tay): dẫn động cơ khí, tác dụng vào trục thứ cấp của hộp số
- Ngoài ra còn có hệ thống phanh khí xả
Hình 2.1 Các bộ phận chính hệ thống phanh trên xe Hyundai HD78
Cơ cấu phanh trước là phanh đĩa, 1 xy lanh ép
Hình 2.2 Cấu tạo cơ cấu phanh trước
Thông số kỹ thuật Đường kính ngoài đĩa phanh : 304 mm Đường kính trong đĩa phanh : 164 mm
Bề rộng má phanh: 104 mm
Bề dày má phanh: 12.5 mm Đường kính xy lanh bánh xe : 76 mm
- Toả nhiệt tốt: do phần lớn đĩa phanh đƣợc tiếp xúc không khí nên nhiệt sinh ra do quá trình phanh dễ dàng toả vào không khí
- Cấu tạo đơn giản: phanh đĩa có cấu tạo đơn giản nên việc kiểm tra và thay thế má phanh dễ dàng
- Thoát nước tốt: lực ly tâm sẽ loại bỏ dễ dàng nước bám vào đĩa phanh trong thời gian ngắn
- Không cần điều chỉnh phanh: khe hở phanh đƣợc điều chỉnh tự động bằng các phốt cao su
- Thời gian tác dụng phanh nhanh: phanh đĩa có khả năng làm việc với khe hở bé nên thời gian đáp ứng phanh nhanh chóng
Má phanh chịu áp lực lớn do kích thước hạn chế, dẫn đến việc cần áp suất dầu cao hơn để tạo lực phanh hiệu quả Điều này khiến má phanh phải đối mặt với ma sát và nhiệt độ cao, đồng thời phát ra tiếng rít khi tiếp xúc với đĩa phanh.
Bề mặt ma sát của đĩa phanh dễ bị bám bẩn do tiếp xúc trực tiếp với môi trường bên ngoài, dẫn đến giảm hiệu quả ma sát giữa má phanh và đĩa phanh Việc giữ cho bề mặt này sạch sẽ là rất quan trọng để đảm bảo hiệu suất phanh tối ưu.
- Lực phanh nhỏ nên chỉ thích hợp với các xe tải trọng vừa và nhỏ
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 : 28,57 mm Đường kính trong trống phanh : 320mm
Bề rộng má phanh : 85 mm
Bề dày má phanh : 10 mm
- Chi phí lắp đặt, bảo trì, bảo dƣỡng, sữa chữa thấp hơn phanh đĩa
Thiết kế kín của phanh guốc giúp nó hoạt động hiệu quả trong nhiều điều kiện đường khác nhau, vì hầu hết các bộ phận của phanh đều nằm trong trống phanh, giảm thiểu tiếp xúc với môi trường bên ngoài và hạn chế bám bẩn.
- Có khả năng cường hoá để phù hợp với các loại xe tải trọng lớn
- Hiệu quả phanh thấp hơn phanh đĩa
- Thoát nhiệt kém hơn: do thiết kế của phanh guốc là kín nên việc thoát nhiệt kém hơn phanh đĩa
Việc điều chỉnh khe hở giữa má phanh và trống phanh là rất cần thiết, bởi sự mòn của má phanh sẽ làm tăng khe hở này Điều này dẫn đến việc giảm độ cao tối thiểu của chân phanh, làm tăng hành trình của piston trong xy lanh bánh xe và kéo theo việc làm chậm thời gian tác dụng của phanh.
Xy lanh chính là bộ phận thiết yếu trong hệ thống phanh thủy lực, có vai trò chuyển đổi lực đạp phanh thành áp suất dầu Khi người lái đạp phanh, xy lanh chính sẽ tạo ra áp suất dầu, truyền qua các ống dẫn đến từng cơ cấu phanh, từ đó điều khiển hoạt động của các bộ phận phanh hiệu quả.
Thông số kỹ thuật Đường kính xy lanh chính : 31.75 mm, 30.15 mm Hành trình piston : 31 mm
Hành trình piston 1 : 17 mm Hành trình piston 2 : 14 mm
Xy lanh chính loại song song sẽ cung cấp áp suất thuỷ lực độc lập cho hệ thống phanh cầu trước và cầu sau
Nếu hệ thống phanh ở cầu trước hoặc cầu sau gặp sự cố, hệ thống phanh còn lại vẫn có thể đảm bảo khả năng phanh cho xe, tuy nhiên hiệu quả phanh sẽ giảm so với điều kiện bình thường.
Khi người lái đạp phanh, piston số 1 di chuyển sang trái, làm tăng áp suất trong buồng 1, từ đó đẩy piston số 2 cũng di chuyển sang trái và tăng áp suất ở buồng 2 Quá trình này tạo ra áp suất thủy lực cho cả hệ thống phanh cầu trước và cầu sau.
2.1.3 Bộ phận trợ lực chân không
Trợ lực chân không giúp người lái giảm thiểu lực cần thiết khi đạp phanh mà vẫn đảm bảo hiệu quả phanh cao Khi hệ thống phanh có bộ phận trợ lực, lực tác dụng lên piston số 1 của xy lanh chính là lực đẩy từ bộ phận trợ lực Lực từ người lái tác động lên bàn đạp phanh sẽ kích hoạt van điều khiển của trợ lực, làm cho bộ phận trợ lực hoạt động hiệu quả.
Bộ phận trợ lực chân không gồm các thành phần sau:
Bơm chân không đƣợc lắp phía sau trục máy phát điện và đƣợc dẫn động bởi máy phát điện
Hình 2.5 Cấu tạo bơm chân không
Khi máy phát điện hoạt động, rotor của bơm chân không sẽ quay, tạo ra lực ly tâm và sự lệch tâm giữa rotor và thân bơm Các cánh quạt không chỉ quay bên trong thân bơm mà còn di chuyển tịnh tiến trong rãnh của rotor Không khí được hút vào từ bình chứa chân không và thải ra ngoài qua cửa ra trên thân bơm, giúp duy trì áp suất chân không ổn định trong bình chứa.
Van một chiều được lắp đặt trước cửa vào của bơm chân không, cho phép không khí chỉ đi từ bình chân không qua bơm ra ngoài, ngăn chặn dòng khí đi ngược lại Điều này giúp duy trì độ chân không tối đa trong bình chứa.
Lọc khí đóng vai trò quan trọng trong việc đảm bảo không khí vào hệ thống trợ lực luôn sạch sẽ, không chứa bụi bẩn, từ đó giúp gia tăng độ bền và hiệu suất của hệ thống.
Trợ lực phanh đƣợc sử dụng trên xe Hyundai HD78 là loại trợ lực chân không hai buồng
Hình 2.7 Trợ lực phanh hai buồng
4 Buồng áp suất không đổi 7 Van điều khiển
5 Buồng áp suất thay đổi 8 Van chân không
6 Thân hãm van 9 Cần điều khiển van
Khi không đạp phanh, không có lực tác dụng lên cần điều khiển van, dẫn đến việc van khí và cần điều khiển van bị đẩy sang phải nhờ sức căng của lò xo hồi van khí Chúng dừng lại khi van khí chạm vào tấm chặn van, đồng thời van khí đẩy van điều khiển sang phải, khiến cửa thông với khí quyển qua lọc khí vào trợ lực bị đóng.
Van chân không và van điều khiển không tiếp xúc, dẫn đến cửa A và cửa B thông nhau Điều này cho phép chân không tác động lên tất cả các buồng mà không tạo ra sự chênh áp giữa chúng.
Khi đạp phanh, van điều khiển và van khí sẽ được đẩy sang trái, dẫn đến việc van điều khiển và van chân không tiếp xúc, từ đó chặn đường thông giữa cửa A và cửa B.
Sau khi đẩy van khí tách ra khỏi van điều khiển, không khí sẽ đi qua cửa B vào buồng áp suất thay đổi, tạo ra sự chênh lệch áp suất giữa hai buồng Điều này khiến piston dịch chuyển sang trái Lực đầu ra của trợ lực được tính bằng diện tích tiếp xúc với áp suất của piston 1 và 2 nhân với sự chênh lệch áp suất giữa hai buồng.
SƠ ĐỒ CẤU TẠO HỆ THỐNG PHANH
Hình 2.8 Sơ đồ hệ thống phanh
1 Bàn đạp phanh 6 Ống dẫn dầu 11 Trống phanh
2 Trợ lực phanh 7 Xy lanh bánh xe 12 Đĩa phanh
3 Xy lanh chính 8 Guốc phanh 13 Càng phanh
4 Bình chứa dầu 9 Bơm chân không
5 Bình chân không 10 Lò xo hồi vị
Khi người lái nhấn bàn đạp phanh, lực tác động được truyền qua đòn bẩy đến trợ lực phanh chân không, giúp khuếch đại lực phanh Lực này đẩy piston trong xy lanh chính, ép dầu đi qua ống dẫn đến các xy lanh bánh xe Tại đây, lực tác động lên piston vượt qua lực lò xo, đẩy má phanh áp sát vào trống phanh hoặc đĩa phanh để thực hiện quá trình phanh Khi nhả bàn đạp phanh, áp suất dầu giảm nhanh, khiến piston và má phanh rời khỏi đĩa phanh, trong khi lò xo hồi vị kéo guốc phanh trở về vị trí ban đầu.
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 ô tô cần đạt yêu cầu giảm tốc độ hoặc dừng xe hoàn toàn với gia tốc chậm dần trong giới hạn cho phép Đồng thời, nó cũng phải giữ xe đứng vững ở độ dốc cực đại, đặc biệt là mômen phanh từ phanh tay Đối với ô tô, lực phanh tối đa có thể tác động lên một bánh xe ở cầu trước khi phanh trên đường bằng phẳng.
- G 1t , G 2t : Tải trọng tĩnh tác dụng lên các bánh xe cầu trước và cầu sau
- m 1p , m 2p : 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 trong khoảng 0,7 đến 0,8 Trên ô tô, hệ thống phanh được lắp đặt trực tiếp tại tất cả các bánh xe, gọi là phanh chân Do đó, mômen phanh cần thiết để tạo ra ở cầu trước được tính toán dựa trên thông số này.
G φ r b (3.3) Ở cầu sau (ô tô hai cầu) là:
- r b : Bán kính làm việc trung bình của bánh xe
19 Đứng về kết cấu của cơ cấu phanh guốc mà xét thì mômen phanh Mp1 và M p2 phải bằng:
- 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 KHI
Trọng lƣợng toàn bộ xe khi chở đúng tải: G đ = 78000 (N)
Theo lý thuyết ô tô, đối với xe tải, thông thường: Z 2 = (0,7 – 0,75)G
Trọng lƣợng 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: r b = λr o = λ(B +
- r o : 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 r b = 0,95.(7,5 +
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 trọngtương ứng lên cầu trước và sau khi phanh: m 1p = 1,1 ; m 2p = 0,9
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:
TÍNH TOÁN MÔMEN PHANH CẦN THIẾT TẠI CÁC CƠ CẤU PHANH KHI
Xét trường hợp xe chở quá tải 80%:
Trọng lƣợng khi xe chở quá tải 80%: 45000.0,8 = 36000 (N)
Trọng lƣợng toàn bộ xe khi chở quá tải 80%:
Khi xe chở quá tải 80%, phân bố tải trọng lên cầu sau sẽ thay đổi, không còn đạt 0,737Gqt Tải trọng trên cầu sau tăng lên nhiều hơn so với cầu trước, dẫn đến G 2q khoảng 0,78Gq.
Trọng lƣợng 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:
Khi xe chở quá tải, mômen phanh tính toán cần sinh ra ở cầu trước tăng khoảng 22,2% so với xe chở đúng tải, trong khi mômen phanh ở cầu sau tăng đến 54,7% Điều này cho thấy rằng mômen phanh ở cầu sau tăng lên đáng kể, gây ra những thay đổi tiêu cực và không đảm bảo an toàn trong quá trình phanh.
TÍNH TOÁN CÁC CHỈ TIÊU ĐÁNH GIÁ QUÁ TRÌNH PHANH Ở
TÍNH TOÁN CÁC CHỈ TIÊU ĐÁNH GIÁ QUÁ TRÌNH PHANH Ở TRƯỜNG HỢP XE CHỞ 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 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
- Fω: Lực cản của không khí
- F η : Lực để thắng tiêu hao cho ma sát cơ khí
- F i : Lực cản lên dốc Khi phanh trên đường nắm ngang thì lực cản lên dốc F i =0
Khi phanh, F ω , F f 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 ω , F f , F η và khi ô tô phanh trên đường nằm ngang F i = 0, ta có phương trình sau:
Lực phanh lớn nhất F pmax đƣợc xác định theo điều kiện bám khi các bánh xe bị phanh hoàn toàn và đồng thời theo biểu thức:
Với δ i là hệ số tính đến ảnh hưởng của các khối lượng chuyển động quay của ô tô
Để tính toán gần đúng giá trị δ i, ta sử dụng công thức δ i = 1,05 + 0,05i² h Để cải thiện tính động lực học và hiệu suất của hệ thống truyền lực trong thiết kế ô tô, người ta thường lựa chọn tỉ số truyền ở tay số cao nhất của hộp số Theo thông số kỹ thuật của xe, với i h = i 5 = 0,722, ta có δ i = 1,05 + 0,05 * 0,722² = 1,076.
Từ công thức (4.3), ta xác định đƣợc gia tốc chậm dần cực đại khi phanh: j pmax δ i
Hệ số bám φ đóng vai trò quan trọng trong việc ảnh hưởng đến gia tốc chậm dần khi phanh Dưới đây là giá trị của hệ số bám φ trên một số loại đường khác nhau.
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
Với giá trị δ i = 1,076 và g = 9,81 m/s², cùng với hệ số bám của các loại đường từ bảng (4.1), chúng ta có thể tính toán gia tốc chậm dần khi phanh cho từng loại đường khác nhau bằng công thức (4.5).
Để cải thiện gia tốc chậm dần của xe chở đúng tải khi phanh, cần tăng hệ số bám φ và giảm hệ số δi Bảng 4.2 cho thấy mối quan hệ giữa hệ số bám và gia tốc chậm dần, với giá trị gia tốc tối đa (pmax) tăng từ 1,82 m/s² đến 7,29 m/s² khi hệ số bám φ tăng từ 0,2 đến 0,8.
Theo bảng (4.2), khi hệ số bám φ giữa bánh xe và mặt đường tăng, gia tốc chậm dần khi phanh cũng tăng theo Với δi = 1,076 và g = 9,81 m/s², gia tốc chậm dần khi phanh đạt giá trị tối đa j pmax = 7,29 m/s² trên đường nhựa hoặc bê tông tốt Do đó, để nâng cao hệ số bám φ, cần cải thiện chất lượng mặt đường.
Để giảm gia tốc chậm đần khi phanh, cần giảm hệ số δ i Khi phanh đột ngột, người lái nên ngắt ly hợp để tách động cơ khỏi hệ thống truyền lực, giúp giảm δ i (δ i ≈ 1) và tăng j pmax.
Thời gian phanh là một chỉ tiêu quan trọng để đánh giá chất lượng hệ thống phanh Thời gian phanh càng ngắn, chất lượng phanh càng tốt Để xác định thời gian phanh, có thể sử dụng công thức j p =
Để xác định thời gian phanh tối thiểu \( t_{p_{min}} \), cần thực hiện tích phân \( dt \) trong khoảng từ thời điểm tương ứng với vận tốc bắt đầu phanh \( v_1 \) đến vận tốc khi kết thúc phanh \( v_2 \) (với \( v_1 > v_2 \)).
Khi phanh ô tô đến lúc dừng hẵn, v 2 = 0, do đó: t pmin =
Với giá trị δ i = 1,076 và g = 9,81 m/s², khi xe chạy trên đường nhựa tốt với hệ số bám φ = 0,76, ta có thể tính toán thời gian phanh khi vận tốc ban đầu khác nhau từ công thức (4.9) cho đến khi xe dừng hẳn với v² = 0.
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 v 1 (m/s) 4,17 8,33 13,89 20,83 25,00 30,55 t pmin (s) 0,60 1,20 2,00 3,00 3,61 4,41
Thời gian phanh ô tô tối thiểu phụ thuộc vào tốc độ khi bắt đầu phanh, hệ số δ i và hệ số bám φ giữa bánh xe và mặt đường Để giảm thời gian phanh, người lái nên cắt ly hợp và cải thiện mặt đường nhằm tăng hệ số bám dọc φ Đồng thời, việc tuân thủ tốc độ an toàn trên từng loại đường cũng rất quan trọng.
Quãng đường phanh là yếu tố quan trọng nhất để đánh giá hiệu quả của hệ thống phanh ô tô Để tính toán quãng đường phanh ngắn nhất, có thể áp dụng công thức (4.6) bằng cách nhân cả hai vế với dS, trong đó dS là vi phân của quãng đường.
Ta có: dS = dS Hay: vdv = dS (4.10)
Quãng đường phanh nhỏ nhất được xác định bằng cách tích phân dS trong giới hạn từ v 1 đến v 2 Ta có:
S pmin ( ) (4.12) Khi phanh đến lúc ô tô dừng hẳn, v 2 =0:
Với giá trị δ i = 1,076 và g = 9,81 m/s², khi xe chạy trên đường nhựa khô với hệ số bám φ = 0,76, chúng ta có thể tính toán quãng đường phanh từ vận tốc ban đầu khác nhau cho đến khi dừng hẳn (v² = 0) bằng công thức (4.13).
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 v 1 (m/s) 4,17 8,33 13,89 20,83 25,00 30,55
Quãng đường phanh tối thiểu của ô tô phụ thuộc vào vận tốc lúc bắt đầu phanh, hệ số ảnh hưởng của các khối lượng quay δi, và hệ số bám φ giữa bánh xe và mặt đường Để giảm quãng đường phanh, người lái cần cắt ly hợp khi phanh và cải thiện mặt đường nhằm tăng hệ số bám dọc φ Đồng thời, việc tuân thủ tốc độ an toàn trên từng loại đường là rất quan trọng.
Cần lưu ý rằng các giá trị j pmax, t pmin và S pmin phụ thuộc vào hệ số bám φ, mà φ lại chịu ảnh hưởng từ tải trọng tác động lên các bánh xe, tức là trọng lượng toàn bộ của xe G Do đó, các thông số j p, t p và S p cũng có sự phụ thuộc vào G, mặc dù trong công thức tính toán các thông số này không có sự xuất hiện của G.
4.1.4 Lực phanh và lực phanh riêng
TÍNH TOÁN CÁC CHỈ TIÊU ĐÁNH GIÁ QUÁ TRÌNH PHANH Ở TRƯỜNG HỢP XE CHỞ QUÁ TẢI
Độ bám giữa bánh xe với mặt đường được đặc trưng bởi hệ số bám φ Theo Lý thuyết ô tô, hệ số bám dọc φ x đƣợc định nghĩa: φ x b pmax b kmax
- F kmax : Lực kéo tiếp tuyến cực đại giữa bánh xe với mặt đường
- F pmax : Lực phanh cực đại giữa bánh xe với mặt đường
- G b : Trọng lƣợng thẳng đứng tác dụng lên bánh xe
Hình 4.1 Đồ thị biểu thị ảnh hưởng của phản lực thẳng đứng tác dụng lên bánh xe
Dựa trên đồ thị hình (4.1) và công thức (4.17), có thể thấy hệ số bám phụ thuộc đáng kể vào trọng lượng thẳng đứng tác dụng lên bánh xe Khi tăng trọng lượng thẳng đứng tác dụng lên bánh xe, hệ số bám φ x sẽ có xu hướng giảm.
Với: φ q là hệ số bám giữa bánh xe với mặt đường khi xe chở quá tải
Khi xe chở quá tải 80%, giả sử xe chạy trong điều kiện đường nhựa tốt thì hệ số bám cực đại giảm chỉ còn φ q = 0,62
4.2.1 Gia tốc chậm dần khi phanh
Từ công thức (4.5), ta xác định đƣợc gia tốc chậm dần cực đại khi phanh trong trường hợp xe chở quá tải: j pqmax i q δ
Với giá trị δ i = 1,076; g = 9,81 m/s 2 và hệ số bám của một số loại đường trong điều kiện xe chở quá tải, ta lập đƣợc 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 q 0,2 0,3 0,4 0,5 0,62 j pqmax (m/s 2 ) 1,82 2,74 3,65 4,56 5,65
Gia tốc chậm dần khi phanh của xe phụ thuộc vào trọng lượng tổng thể của xe; khi trọng lượng tăng, hệ số bám giảm, dẫn đến gia tốc chậm dần cũng giảm theo Đặc biệt, khi xe chở quá tải 80%, hệ số bám cực đại φq chỉ còn 0,62 và gia tốc chậm dần cực đại j pqmax chỉ đạt 5,65 m/s².
Từ công thức (4.9) ta xác định đƣợc thời gian phanh nhỏ nhất khi xe chở quá tải: t pqmin
Với giá trị δ i = 1,076; g = 9,81 m/s 2 , hệ số bám φ q = 0,62 khi xe phanh đến lúc dừng hẳn v 2 = 0, ta lập đƣợc bảng số liệu sau:
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 v 1 (m/s) 4,17 8,33 13,89 20,83 25,00 30,55 t pqmin (s) 0,74 1,47 2,46 3,69 4,42 5,40
Dựa vào bảng số liệu (4.3) và (4.6), có thể nhận thấy rằng khi trọng lượng toàn bộ xe tăng lên, hệ số bám giữa bánh xe và mặt đường sẽ giảm, dẫn đến thời gian phanh kéo dài, mặc dù vận tốc khi bắt đầu phanh vẫn giữ nguyên.
Từ công thức (4.13), ta xác định được quãng đường phanh nhỏ nhất khi xe chở quá tải:
Với giá trị δ i = 1,076; g = 9,81 m/s 2 ; hệ số bám φ q = 0,62 khi xe phanh đến lúc dừng hẳn v 2 = 0, ta lập đƣợc bảng số liệu sau:
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 (m/s) 4,17 8,33 13,89 20,83 25,00 30,55
Dựa vào bảng số liệu (4.4) và (4.7), có thể nhận thấy rằng khi trọng lượng của xe tăng lên, hệ số bám giữa bánh xe và mặt đường sẽ giảm, dẫn đến quãng đường phanh tăng lên, ngay cả khi vận tốc khởi đầu phanh không thay đổi.
4.2.4 Lực phanh và lực phanh riêng
Từ công thức (4.14), ta xác định đƣợc:
Lực phanh ở mỗi bánh xe cầu trước khi xe chở quá tải:
Lực phanh ở mỗi bánh xe cầu sau khi xe chở quá tải:
Khi xe chở quá tải 80%, lực phanh ở cả bánh xe cầu trước và cầu sau đều gia tăng do mômen phanh tăng lên ở cả hai cầu.
Từ công thức (4.15), ta xác định đƣợc lực phanh riêng của xe khi chở quá tải:
Lực phanh riêng cực đại ứng với khi lực phanh cực đại trong trường hợp xe chở quá tải:
Khi xe chở quá tải, lực phanh cực đại giảm so với khi xe chở đúng tải do hệ số bám giữa bánh xe và mặt đường giảm, dẫn đến hiệu suất phanh kém hơn.
Sau khi so sánh các giá trị tính toán được trong hai trường hợp đúng tải và quá tải 80% cho thấy:
- Gia tốc chậm dần khi phanh cực đại trong trường hợp xe chở quá tải giảm khoảng hơn 20% so với trường hợp xe chở đúng tải
Thời gian phanh tối thiểu của xe chở quá tải tăng khoảng 23% so với thời gian phanh của xe chở đúng tải, và sự gia tăng này tương ứng với từng dải tốc độ.
- Quãng đường phanh ngắn nhất khi xe chở quá tải tăng trung bình khoảng 23% so với xe chở đúng tải
- Lực phanh cần thiết ở mỗi cầu xe khi chở quá tải tăng nhƣng lực phanh riêng lại giảm so với trường hợp đúng tải
Các chỉ tiêu đánh giá quá trình phanh đang có xu hướng thay đổi tiêu cực, ảnh hưởng xấu đến hiệu suất phanh Điều này khiến người lái xe khó lường trước các tình huống bất ngờ, làm tăng nguy cơ tai nạn Hơn nữa, với những phương tiện đã sử dụng lâu dài, sự hao mòn và xuống cấp của các chi tiết sẽ càng gia tăng nguy cơ mất an toàn và dẫn đến tai nạn giao thông.
TÍNH TOÁN CƠ CẤU PHANH KHI XE CHỞ QUÁ TẢI
TÍNH TOÁN CƠ CẤU PHANH ĐĨA Ở CẦU TRƯỚC
Cơ cấu phanh trước là phanh đĩa có 1 xy lanh làm việc
Hình 5.1 Lực tác dụng lên đĩa phanh
- F: Lực tổng hợp tác dụng vuông góc giữa má phanh và đĩa phanh
- T: Lực ma sát tổng hợp giữa má phanh và đĩa phanh
- R: Bán kính điểm đặt lực ma sát T
- q d : Áp suất dầu trong hệ thống phanh
- d x : Đường kính trong của xy lanh làm việc
Trước hết ta phải tính lực ép lên đĩa phanh F theo độ lớn mômen phanh đã tính ở mục (3.2) và (3.3):
- F yc : Lực tác dụng lên đĩa phanh theo yêu cầu
- μ: Hệ số ma sát giữa má phanh và đĩa phanh
Lực F tác dụng lên đĩa phanh được sinh ra từ áp suất dầu phanh tác động lên bề mặt piston Do đó, chúng ta có thể tính toán lực F tổng dựa trên áp suất của dầu phanh.
- F tt : Lực tác dụng thực tế lên đĩa phanh
- S pt : Diện tích đáy piston
5.1.2 Tính toán cơ cấu phanh cầu trước khi xe chở đúng tải
Với giá trị M p1đ = 3207 Nm đƣợc tính từ mục (3.2), bán kính R = 118 mm và chọn hệ số ma sát μ = 0,3 theo thiết kế ô tô Ta có:
Lực tác dụng lên đĩa phanh theo yêu cầu khi xe chở đúng tải:
Với giá trị q d = 10 MN/m 2 , d x = 76 mm, ta có:
Lực tác dụng thực tế lên đĩa phanh khi xe chở đúng tải:
Khi xe được chở đúng tải trọng, lực tác dụng lên đĩa phanh gần như không khác biệt nhiều so với giá trị yêu cầu.
5.1.3 Tính toán cơ cấu phanh cầu trước khi xe chở quá tải
Với giá trị M p1q = 3920 Nm đƣợc tính từ mục (3.3), bán kính R = 118 mm và hệ số ma sát μ = 0,3, ta có:
Lực tác dụng lên đĩa phanh theo yêu cầu khi xe chở quá tải 80%:
Khi xe chở quá tải, lực tác dụng thực tế lên đĩa phanh vẫn không thay đổi:
Khi xe chở quá tải 80%, lực tác dụng lên đĩa phanh tăng cao đáng kể, vượt xa so với lực tác dụng thực tế Điều này cho thấy sự cần thiết phải kiểm soát tải trọng xe để đảm bảo an toàn trong quá trình vận hành.
Khi so sánh giá trị Fyc1đ và Fyc1q, nhận thấy rằng việc xe chở quá tải làm tăng lực tác dụng lên đĩa phanh do mômen phanh cần thiết gia tăng tại mỗi cơ cấu, trong khi lực tác dụng thực tế lên đĩa phanh lại không thay đổi.
Khi xe chở quá tải, lực phanh không đủ để đáp ứng yêu cầu, dẫn đến mômen phanh không đạt tiêu chuẩn cần thiết Hệ quả là quãng đường và thời gian phanh tăng lên, làm tăng nguy cơ tai nạn Do đó, việc chở quá tải trọng quy định là không được phép khi lưu hành.
TÍNH TOÁN CƠ CẤU PHANH GUỐC Ở CẦU SAU
5.2.1 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 Các công thức tính toán phanh guốc sẽ khác nhau tùy thuộc vào sự thừa nhận quy luật này Thí nghiệm đã chỉ ra rằng độ hao mòn trên các điểm khác nhau của má phanh không đồng đều, do đó cần xem xét quy luật phân bố áp suất một cách kỹ lưỡng.
36 luật phân bố áp suất đều trên má phanh là không phù hợp với thực tế Chứng minh sau đây càng chứng tỏ điều đó
Hình 5.2 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, theo định luật Hooke Điều này được chấp nhận trong giới hạn biến dạng rất nhỏ của má phanh.
Khi phanh, trống phanh và guốc phanh không bị biến dạng, chỉ có má phanh (tấm ma sát) bị biến dạng Điều này xảy ra do trống và guốc phanh được chế tạo từ nguyên liệu cứng hơn nhiều so với má phanh, đồng thời có cấu trúc với các đường gân nhằm 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 5.2a trình bày sơ đồ dịch chuyển guốc phanh trong trống phanh quanh tâm O 1
Trong quá trình phanh, khi má phanh vừa tiếp xúc với bề mặt trống phanh, guốc phanh sẽ quay thêm một góc θ do sự biến dạng của má phanh dưới tác động của lực F từ ống xy lanh.
Điểm A trên má phanh đại diện cho thời điểm mà má phanh bắt đầu tiếp xúc với trống phanh Trong quá trình biến dạng, điểm A sẽ quay quanh một tâm cố định.
Tại điểm O1 với bán kính O1A, khi má phanh quay một góc rất nhỏ θ, ta có O1A = O1A’ Đường thẳng vuông góc A’B được hạ từ A’ xuống bán kính OA, trong đó đoạn AB thể hiện biến dạng hướng kính của má phanh tại điểm A khi má phanh quay thêm góc θ.
Góc ̂ ̂ vì có và (coi nhƣ θ rất nhỏ)
Xét tam giác vuông ABA’ ta có :
AB ' sinγ Nhƣng AA’ = O 1 A.θ (θ tính theo rad) cho nên:
Tam giác OO 1 A cho ta biểu thức sau: sinβ
Thay trị số O 1 Atừ biểu thức (5.4) vào (5.3) 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 (5.5) Ở đây: k là độ cứng của má phanh
Trong công thức (5.5), k và OO1 là các hằng số, trong khi θ là 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 xem điểm A là một điểm bất kỳ được xác định bởi góc β (góc thay đổi) Công thức tổng quát cho áp suất được biểu diễn như sau: q = Ksinβ (5.6).
- K: Hệ số tỷ lệ (K = kOO 1 θ)
- β: 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 đạt được khi β = 90 độ, tương ứng với điểm C trong hình 5.2b.
C của má phanh nằm trên trục x - x vuông góc với trục y - y, đi qua các tâm O và O1 Áp suất cực tiểu xảy ra khi β = 0° và β = 180°, tại những điểm này áp suất bằng không Biểu đồ phân bố áp suất trên má phanh được thể hiện trong hình 5.2b Áp suất cực đại tại điểm C được xác định là q max = K.
Do đó công thức (5.6) còn có thể viết: q = q max sinβ (5.7)
Áp suất phân bố trên má phanh không đồng đều theo quy luật đường sin, dẫn đến sự hao mòn khác nhau ở các điểm trên má phanh 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 việc góc ôm β o của má phanh trên mỗi guốc phanh thường được thiết kế nhỏ hơn 120 độ Đối với ô tô hiện nay, góc β o 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 o không lớn và guốc phanh có thể bị biến dạng Sự chênh lệch áp suất trên má phanh trong trường hợp này không đáng kể, vì vậy trong giai đoạn tính toán sơ bộ, chúng ta giả định áp suất phân bố đều trên má phanh để đơn giản hóa quá trình tính toán Tuy nhiên, khi guốc phanh có độ cứng vững cao và cần tính toán chính xác, quy luật phân bố áp suất theo đường sin cần được áp dụng.
5.2.2 Tổng quan về các lực tác dụng lên má phanh và guốc phanh
Hình 5.3 Các lực tác dụng lên má phanh và guốc phanh
Các lực tác dụng lên guốc phanh:
- F 1 , F 2 : Lực ép của xy lanh bánh xe tác dụng lên guốc phanh trước và sau
- N 1 , N 2 : Lực tổng hợp vuông góc của trống phanh tác dụng lên má phanh trước và sau
- T 1 , T 2 : Lực ma sát tổng hợp của trống phanh tác dụng lên má phanh trước và sau
- R 1 , R 2 : Lực tổng hợp của trống phanh tác dụng lên má phanh trước và sau
- U 1 , U 2 : Phản lực của điểm tựa tác dụng lên guốc phanh trước và sau
Khi đạp phanh, áp suất dầu từ hệ thống đẩy piston của xy lanh bánh xe tạo ra hai lực F1 và F2, khiến hai má phanh ép chặt vào trống phanh Trống phanh sau đó sẽ chịu hai lực N1 và N2 tác dụng vuông góc lên guốc phanh, từ đó sinh ra hai lực ma sát tổng hợp T1 và T2 Tổng hợp của N1 và T1 tạo ra lực R1, trong khi tổng hợp của N2 và T2 tạo ra lực R2 Dưới tác dụng của lực ép F và lực tổng hợp R, tại mỗi điểm tựa O1 và O2 sẽ xuất hiện hai phản lực U1.
U 2 tác dụng ngƣợc lại lên guốc phanh
Các kí hiệu trên hình:
- δ 1 , δ 2 : Góc hợp bởi trục x 1 – x 1 (trục x 1 – x 1 vuông góc với trục y 1 – y 1 ) và lực tổng hợp vuông góc của trống phanh tác dụng lên má phanh N 1 , N 2
- φ1, φ2: Lần lƣợt là góc hợp bởi hai lực N 1 , R 1 và N 2 , R 2
- ρ 1 , ρ 2 : Khoảng cách từ tâm O đến điểm đặt của lực ma sát tổng hợp T 1 , T 2
5.2.3 Tính toán cơ cấu phanh guốc
5.2.3.1 Xác định góc δ và bán kính ρ của lực tổng hợp tác dụng vuông góc lên má phanh
5.2.3.1.1 Trường hợp áp suất phân bố đều trên má phanh q = q 1 = const
Vì hệ thống phanh sử dụng truyền động thủy lực, lực ép F lên các guốc phanh sẽ đồng đều khi ống xy lanh có cùng đường kính.
Hình 5.4 Sơ đồ tính toán cơ cấu phanh
TÍNH TOÁN DẪN ĐỘNG PHANH
SƠ ĐỒ DẪN ĐỘNG PHANH TRỢ LỰC CHÂN KHÔNG
Hình 6.1 Sơ đồ dẫn động phanh trợ lực chân không
- XLTL1: Xy lanh trợ lực 1
- XLTL2: Xy lanh trợ lực 2
- F lx : Lực đẩy của lò xo hồi vị trợ lực phanh
- F đ : Lực đẩy do sự chênh lệch áp suất giữa hai buồng A, B khi phanh
- F lx1 , F lx2 : Lực đẩy của lò xo hồi vị trong xy lanh chính
- F đ ’ : Lực đẩy truyền từ trợ lực phanh đến piston của xy lanh chính
- F đ1 ’, Fđ2’ : Áp lực của dầu tác dụng lên 2 piston của xy lanh chính
- q A : Áp suất tuyệt đối buồng A khi phanh
- q B : Áp suất tuyệt đối buồng B khi phanh (bằng áp suất không khí q kk )
- Buồng A: Buồng áp suất không đổi
- Buồng B: Buồng áp suất thay đổi
Khi không đạp phanh, không có lực tác dụng lên cần điều khiển van, khiến van khí và cần điều khiển van bị đẩy sang phải nhờ sức căng của lò xo hồi van khí Điều này dẫn đến việc cửa thông với khí quyển vào trợ lực bị đóng Đồng thời, do van chân không và van điều khiển không tiếp xúc, buồng A vẫn thông với buồng B, tạo ra chân không tác dụng lên cả buồng áp suất không đổi và buồng áp suất thay đổi, do đó không có sự chênh áp giữa các buồng ở cả hai phía của piston (q A = q B < q kk).
Khi đạp phanh, van khí và van điều khiển di chuyển sang trái, dẫn đến việc van chân không tiếp xúc và chặn đường thông giữa buồng A và buồng B Sau đó, van khí tách khỏi van điều khiển, cho phép không khí từ lọc khí đi vào buồng B, khi đó lưu lượng ở buồng A nhỏ hơn buồng B Sự chênh lệch áp suất giữa hai buồng khiến piston dịch chuyển sang trái.
Lực tác dụng lên piston được tạo ra từ sự chênh lệch áp suất, được truyền qua thân van tới đĩa phản lực và cần đẩy, tạo thành lực đầu ra của trợ lực Diện tích tiếp xúc với áp suất của piston 1 và 2, nhân với sự chênh lệch áp giữa buồng áp suất không đổi và buồng áp suất thay đổi, sẽ cho ra lực đầu ra của trợ lực.
TÍNH TOÁN ÁP SUẤT DẦU TRONG XY LANH BÁNH XE VÀ XY LANH CHÍNH
6.2.1 Tính toán áp suất dầu trong xy lanh bánh xe
Từ mục 5.1.3 và 5.2.3.2 ta đã tính đƣợc lực phanh yêu cầu cho cả cơ cấu phanh ở 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 lực phanh yêu cầu ở cầu trước sẽ lớn hơn ở cầu sau khi xe chở quá tải Do đó, để đảm bảo mômen phanh cho cầu trước, áp suất dầu phải được tính dựa trên lực phanh yêu cầu tại cầu trước.
Công thức tính áp suất dầu trong xy lanh bánh xe: q xlb
- S xlb : Diện tích mặt đáy của piston ở xy lanh bánh xe
Với F yc1q = 55367,2 (N) và đường kính xy lanh bánh xe d 1 = 76 (mm), ta có: q xlb
6.2.2 Tính toán áp suất dầu trong xy lanh chính
Trong quá trình phanh, hiệu suất truyền động giảm đi do ma sát giữa dầu và các chi tiết cơ khí bên trong xy lanh chính, với hiệu suất truyền động η 1 khoảng 95% Áp suất dầu trong xy lanh chính được tính toán dựa trên các yếu tố kỹ thuật cụ thể, đảm bảo hiệu suất phanh tối ưu.
TÍNH TOÁN ÁP SUẤT TUYỆT ĐỐI TRONG BUỒNG A CỦA TRỢ LỰC
Lực đẩy F được tạo ra từ sự chênh lệch áp suất giữa hai buồng A và B Để tạo ra chênh lệch áp suất này, buồng B sẽ được thông với khí trời khi phanh, trong khi buồng A duy trì áp suất thấp nhờ vào bơm chân không.
Lực đẩy sinh ra ở trợ lực phanh đƣợc tính:
Lực đẩy sinh ra tại xy lanh chính đƣợc tính:
- Với η 2 : hiệu suất truyền động cơ khí từ trợ lực phanh đến xy lanh chính (hiệu suất này vào khoảng 98%)
Từ công thức (6.2) và (6.4) ta có:
(6.5) Áp dụng tính toán với các giá trị từ thông số kỹ thuật của xe: q B = q kk = 9,81.10 4 (N/m 2 )
F lx1 = F lx2 = 30 N Thay giá trị vào công thức (6.5) ta có:
Suy ra áp suất chân không do bơm sinh ra: q ck = q kk – q A = 9,81.10 4 – 1956,4 = 96143,6 (N/m 2 ) = 9,61.10 4 (N/m 2 )
Kết luận: Bơm chân không có khả năng tạo ra áp suất chân không đạt 9,61.10^4 (N/m^2) Tuy nhiên, khi xe chở quá tải, bơm chân không cần phải tạo ra áp suất lớn hơn nhiều so với giá trị này để đảm bảo an toàn khi dừng xe.
Khi giá trị áp suất dầu trong hệ thống phanh là q d = 10 (MN/m²) và áp suất dầu yêu cầu trong xy lanh chính được tính toán là q xlc = 12,84 (MN/m²), chúng ta nhận thấy rằng xe chở quá tải cần áp suất dầu trong xy lanh chính cao hơn đáng kể so với khi xe chở đúng tải.
Hệ thống phanh không được cải tạo để tăng áp suất dầu, dẫn đến việc khi xe chở quá tải, lực phanh tại các cơ cấu phanh không đáp ứng yêu cầu Hậu quả là quãng đường và thời gian phanh tăng, làm gia tăng nguy cơ tai nạn Do đó, xe không được phép chở quá tải trọng quy định.
