Đề tài Thiết kế cải tạo hệ thống phanh cho xe tải chở cột điện theo tiêu chuẩn ECE R13

mục lục Trang Lời nói đầu ................................................................................................... 2 Chương I. Những vấn đề chung và hệ thống phanh cho ô tô .................. 4 Vấn đề chở hàng siêu trường ............................................................. 4 Giới thiệu chung về xe HINO ............................................................ 5 Hệ thống phanh của xe HINO FF3H ................................................. 7 Chương II. Tiêu chuẩn ECE, cơ sở lý luận và phương pháp tính ........... 22 2.1. Các thông số của xe HINO FF3H sau khi đã thay đổi ....................... 22 2.2. Tiêu chuẩn ECE, cơ sở lý luận và công thức tính toán ....................... 23 2.3. Kiểm tra theo ECE với tỉ số phân chia lực phanh cũ .......................... 33 2.4. Xác định tỉ số mới với xe kéo dài theo tiêu chuẩn ECE ..................... 34 2.5. Đề xuất phương án cải tạo .................................................................. 35 Chương III. Kiểm nghiệm hệ thống phanh ............................................... 37 3.1. Tính toán lực, mô men tác dụng và kiểm tra bền cơ cấu phanh trước. 37 3.2. Tính toán lực, mô men tác dụng và kiểm tra bền cơ cấu phanh sau.... 55 3.3. Kết luận khả năng đáp ứng của cơ cấu phanh cũ ................................ 69 Chương IV. Thiết kế cải tiến ...................................................................... 70 4.1. Cơ sở cho việc cải tiến ....................................................................... 70 4.2. Thiết kế lại van điều khiển thuỷ lực ................................................... 70 Kết luận chung ............................................................................................. 75 Tài liệu tham khảo ....................................................................................... 77 Lời mở đầu Hiện nay vấn đề về giao thông đường bộ đang là vấn đề được rất nhiều quốc gia trên thế giới quan tâm. Trong các phương tiện giao thông đường bộ thì ô tô là phương tiện chủ yếu vì nó không những đa dạng về chủng loại mà nó còn là một phương tiện vận chuyển dễ dàng trên mọi địa hình với giá thành thấp. ở nước ta hiện nay, các xe ô tô đang lưu hành chủ yếu là của nước ngoài, được lắp ráp tại các nhà máy liên doanh và cũng có một phần là xe nhập cũ. Các loại xe này đã đáp ứng được nhu cầu vận tải trong nước và cũng đáp ứng được các tiêu chuẩn quốc tế. Tuy nhiên do nhu cầu chuyên biệt của từng điều kiện công tác, chúng ta đang cần đưa ra được xe có kích thước lớn, một trong số đó là xe chở cột điện. Hiện nay số nhà máy có khả năng sản xuất cột điện lớn chỉ nằm ở Hà Nội và thành phố Hồ Chí Minh. Với tốc độ đô thị hoá ở nước ta đòi hỏi phải có xe chuyên dụng vận chuyển từ nhà máy đến nơi tập kết và lắp đặt. Thông thường xe chở cột điện được dùng để vận chuyển trên các tuyến đường dài liên tỉnh như từ thành phố Hồ Chí Minh đi miền Trung hoặc từ Hà Nội đi miền Trung, vì vậy nhu cầu về xe thân dài là rất cần thiết. Khi kéo dài thân xe để phù hợp với mục đích vận chuyển, nhiều tính năng của xe đã bị thay đổi nên không còn đáp ứng được các tiêu chuẩn như trước, vì vậy cần phải kiểm tra tính toán và có thể một số bộ phận phải thiết kế lại. Trong các bộ phận của xe thì hệ thống phanh đóng một vai trò hết sức quan trọng vì nó liên quan đến vấn đề an toàn chuyển động của xe và vấn đề an toàn giao thông, ảnh hưởng trực tiếp đến sinh mạng và tài sản con người. Trên cơ sở đó em được giao đề tài: “Thiết kế cải tạo hệ thống phanh cho xe tải chở cột điện theo tiêu chuẩn ECE R13”. Nội dung đề tài bao gồm: - Tìm hiểu kết cấu hệ thống phanh trên ô tô. Tiêu chuẩn ECE R13, cơ sở lý luận và phương pháp tính. Tính toán, kiểm nghiệm bền cơ cấu phanh. Thiết kế cải tiến. Đề tài được tiến hành tại bộ môn Ô tô trường Đại học Bách Khoa Hà Nội. Sau hơn ba tháng thực hiện, với sự cố gắng, nỗ lực của bản thân em đã hoàn thành công việc yêu cầu của đồ án tốt nghiệp. Em xin chân thành cảm ơn thầy giáo Nguyễn Khắc Trai và các thầy trong bộ môn đã giúp đỡ, hướng dẫn tận tình và tạo mọi điều kiện tốt nhất để em hoàn thành đồ án tốt nghiệp của mình. Hà Nội ngày 16 tháng 5 năm 2004 Sinh viên thực hiện Nguyễn Tiến Vũ Linhchương i những vấn đề chung và hệ thống phanh cho ô tô 1.1. Vấn đề chở hàng siêu trường: Luật Đường bộ của Việt Nam đã quy định với tất cả các loại xe, kích thước vật được chở trên xe không được vượt quá kích thước bao ngoài của xe. Vấn đề chở hàng dài hiện nay có 3 phương án sau: + Nối thêm rơ moóc: + Gác vật dài lên đầu xe (với những vật không dài hơn kích thước xe): + Kéo dài thân xe đảm bảo hàng không vượt ra ngoài kích thước xe: Cột điện cỡ lớn được chế tạo với chiều dài 10m nên phương án được chọn là phương án 3. Xe cơ sở thiết kế là xe HINO. Hiện nay ở Việt Nam đã lắp ráp các xe sát xi hoàn chỉnh và đang được dùng để chuyển đổi mục đích sử dụng. Nội dung đề tài là thiết kế cải tạo hệ thống phanh cho xe này nhằm tạo nên phương tiện chuyên chở chuyên dùng, đảm bảo an toàn giao thông. Để chở được cột điện 10 m, thân xe được kéo dài 1,2 m. Sau khi kéo dài, xe phải đảm bảo điều kiện an toàn giao thông, cụ thể là hệ thống phanh phải được thiết kế theo tiêu chuẩn ECE R13. 1.2. Giới thiệu chung về xe Hino: HINO là một hãng xe lớn có uy tín của Nhật Bản, chuyên sản xuất các loại xe vận tải có công thức bánh xe là 4x2 với cầu sau chủ động. Hiện nay chúng ta đang cần chuyển đổi một số loại xe sang chuyên dụng. Trên cơ sở những xe đã được lắp ráp ở Việt Nam phục vụ cho việc chuyên chở vật dài, em đã chọn series FF3H. Mẫu xe F là tiêu chuẩn mới của hãng HINO. Công nghệ hiện đại kết hợp với thiết kế tiên tiến đã mang lại cho HINO F tính năng mạnh mẽ cùng sự thoải mái và dễ dàng khi điều khiển. Các đặc điểm cơ bản: Tải trọng tối đa đạt 14,2 tấn. Động cơ: Xe FF 3H sử dụng loại động cơ Diesel HO7D, 6 máy thẳng hàng, được bố trí dưới buồng lái. Công suất cực đại đạt 195 mã lực (ở số vòng quay 2900 v/ph). Mô men xoắn cực đại đạt 500 N.m (ở số vòng quay 1700 v/ph). Dung tích xi lanh 7412 cc. Ly hợp: là loại ly hợp ma sát khô, một đĩa. Hộp số chính: sáu số tiến, một số lùi, có đồng tốc từ số 2 đến số 6. Các đăng: là loại các đăng khác tốc kép. Bánh xe: sử dụng loại lốp có săm Radial. Hệ thống lái: cơ khí có trợ lực thuỷ lực. Hệ thống phanh: Hệ thống phanh thuỷ lực điều khiển bằng khí nén loại có 2 dòng độc lập. Hình dáng cơ bản của xe được trình bày trên hình 1.1 Hình 1.1 Hình dáng chung của xe HINO FF3H Bảng thông số tính năng kỹ thuật của xe Hino FF 3H Đặc tính kỹ thuật đơn vị ff3h Chiều dài cơ sở mm 5050 Tổng trọng tải kG 14200 Tự trọng xe kG 4300 Động cơ Công suất cực đại Mô men xoắn cực đại Đường kính, hành trình Piston Dung tích xi lanh Mã lực N.m mm cc Động cơ Diesel HO7D 6 máy thẳng hàng 195 – (2900 v/ph) 500 – (1700 v/ph) 110 x 130 mm 7412 Hộp số Sáu số tiến, một số lùi, đồng tốc từ số 2 đến số 6 Hệ thống lái Trợ lực thuỷ lực, dễ điều khiển Hệ thống phanh Hệ thống phanh thuỷ lực điều khiển bằng khí nén, 2 dòng Kích thước bao ngoài (B x C x D) mm 8720 x 2440 x 2610 Cỡ lốp 10.00 20 R – 14PR Tốc độ cực đại Km/h 112 Khả năng vượt dốc tan (θ)% 27.3 Cabin Cabin lật với cơ cấu thanh xoắn và thiết bị khoá an toàn dễ điều khiển Thùng nhiên liệu lít 115 1.3. Hệ thống phanh của xe Hino FF3H: - Đặc điểm chung: là loại dẫn động thuỷ lực điều khiển bằng khí nén có 2 dòng độc lập. Cơ cấu phanh trước và sau đếu sử dụng loại tang trống với các guốc phanh đối xứng nhau qua tâm và xi lanh thuỷ lực đóng vai trò điều khiển guốc phanh. Phanh tay đặt ở trục thứ cấp của hộp số chính, dẫn động cơ khí. 1.3.1. Sơ đồ cấu tạo và nguyên lý hoạt động của hệ thống phanh xe Hino FF 3H: Hình 1.2 Sơ đồ hệ thống phanh Đường đậm : Đường ống dẫn khí Đường mảnh : Đường ống dẫn dầu Đường đứt nét : Có thể được trang bị thêm Đồng hồ báo áp suất Cơ cấu phanh bánh trước Van kiểm tra Van an toàn Bình chứa khí nén cho dòng phanh sau Bình chứa khí nén cho dòng phanh trước Bình chứa khí nén chung (để tách nước) Công tắc đèn cảnh báo áp suất thấp (450 kPa hoặc nhỏ hơn) Bộ điều chỉnh áp suất Bộ phận sấy khô khí nén Bình chứa dầu phanh Công tắc đèn cảnh báo mức dầu phanh Van điều khiển thuỷ lực Công tắc đèn cảnh báo mòn Cơ cấu phanh sau Van điện từ Xi lanh điều khiển phanh động cơ Van điều khiển khí nén Công tắc đèn phanh Máy nén khí - Cấu tạo: Qua sơ đồ cấu tạo, ta có thể nhận thấy hệ thống phanh được chia thành ba cụm chính: + Phần cung cấp khí nén: Gồm máy nén khí, các bình chứa khí nén, bộ điều chỉnh áp suất, bộ phận sấy khô khí nén trước khi cung cấp khí nén vào các bình chứa và các van một chiều. + Phần điều khiển bằng khí nén: Các đường ống dẫn khí từ các bình chứa khí nén qua van điều khiển khí nén 18 và đến van điều khiển thuỷ lực 13. Qua van điều khiển thuỷ lực, áp suất khí nén chuyển thành áp suất dầu. + Phần dẫn động thuỷ lực: Gồm bình chứa dầu 11 cung cấp dầu cho xi lanh 13. Các đường ống dẫn dầu truyền áp suất thuỷ lực từ xi lanh 13 đến các xi lanh công tác trên các cơ cấu phanh bánh xe. - Nguyên lý hoạt động: Máy nén khí 20 được dẫn động bởi động cơ sẽ bơm khí nén vào bình 7 qua van kiểm tra 3. áp suất trong bình 7 được xác định qua đồng hồ 1 đặt trong buồng lái. Khi mới bắt đầu khởi động động cơ, áp suất trong bình 7 còn thấp, đèn 8 sáng. Sau vài phút, áp suất trong bình 7 đã đủ mức cần thiết, đèn 8 tắt báo hiệu phanh đã sẵn sàng và xe có thể khởi hành. Bộ điều chỉnh áp suất khí 9 có tác dụng điều chỉnh mức áp suất cho phép trong bình 7. Nếu áp suất trong bình 7 vượt quá mức điều chỉnh thì 9 mở ra cho khí nén từ bình 7 về ngược lại máy nén khí 20, giảm sự tiêu hao công suất cho máy 20. Vì một lý do nào đó mà áp suất trong bình 7 vọt lên quá cao thì một lượng khí nén sẽ được xả ra thông qua van an toàn 4. Khí nén từ bình 7 được chia làm 2 dòng riêng biệt cấp vào bình 5 và 6 qua các van kiểm tra 3. Khi phanh, người lái tác động lên bàn đạp phanh, van phanh 18 mở cung cấp khí nén từ bình 5 và 6 đến các van điều khiển thuỷ lực 13. Các van điều khiển thuỷ lực 13 chuyển áp suất khí nén thành áp suất dầu phanh truyền đến các xi lanh công tác tại các cơ cấu phanh bánh xe trước và sau. Tại các xi lanh công tác, áp suất dầu tạo áp lực lên các piston đẩy guốc phanh áp sát vào trống phanh, tiến hành quá trình phanh. Hiện nay các xe được trang bị thêm bộ phận sấy khô khí nén 10. Như vậy khí nén đi từ máy 20 trước khi vào bình 7 qua van 3 sẽ được bộ phận 10 sấy khô nhằm hạn chế tốt đa lượng hơi nước lọt vào bình 7. Hơi nước có trong khí nén có thể tạo ra cặn tại các bình khí nén, làm chậm tác dụng của khí nén và làm giảm áp suất khí nén. Năng lượng do người lái tạo ra thông qua bàn đạp phanh chỉ dùng để mở van điều khiển khí nén. Năng lượng tạo nên áp lực dầu thể hiện qua máy nén khí. Các guốc phanh được điều khiển bằng áp suất thuỷ lực. - Ưu điểm: Hệ thống này kết hợp được ưu điểm của cả phanh khí và phanh dầu cụ thể là độ nhạy cao, hiệu suất lớn, phanh được đồng thời các bánh xe , điều khiển nhẹ nhàng. - Nhược điểm: có kết cấu phức tạp, giá thành cao, nhiều cụm kích thước lớn, chăm sóc kỹ thuật phức tạp, luôn phải kiểm tra sự bao kín của hệ thống khí nén và thuỷ lực. 1.3.2. Cấu tạo và nguyên lý hoạt động van phanh điều khiển khí nén: G Hình 1.3 Kết cấu van điều khiển khí nén Cốc nắp Lò xo hồi vị piston số 1 Vòng hãm đế van số 1 Piston số 2 Lò xo hồi vị đế van số 2 Thân van số 2 Van kiểm tra Vòng hãm đế van số 2 Đế van số 2 Lò xo hồi vị piston số 2 Lò xo hồi vị đế van số 1 Đế van số 1 Lò xo đỡ piston số 1 Lò xo chính Piston số 1 Thân van số 1 Nắp van phanh Vít điều chỉnh ống Trục lăn Bàn đạp phanh Đường tới dòng phanh bánh sau Đường tới dòng phanh bánh trước Đường từ bình khí nén cho dòng phanh sau Đường từ bình khí nén cho dòng phanh trước Đường xả khí - Cấu tạo: Chia làm 3 cụm chính + Cụm bàn đạp: Bàn đạp phanh 21 có cơ cấu hoạt động kiểu đòn bẩy với một đầu là vít điều chỉnh 18, đầu kia là trục lăn 20. Vít 18 tì vào nắp 17 để hạn chế hành trình của trục lăn 20 khi nhả phanh. + Cụm điểu khiển dòng phanh sau: Piston chính 15 được cân bằng bởi các lò xo đỡ 13, lò xo hồi vị 2 và lò xo chính 14. Dưới tác dụng của lực căng lò xo 11, đế van 12 tiếp xúc với thân van phanh, đóng đường cung cấp khí nén từ C sang A. + Cụm điều khiển dòng phanh trước: Piston 4, lõi là 1 đường ống làm nhiệm vụ xả khí. Đế van 9 tiếp xúc với thân van phanh dưới tác dụng của lò xo 5, đóng đường cung cấp khí nén từ D sang B. - Nguyên lý làm việc: + Trạng thái phanh: Lực đạp của người lái tác động lên bàn đạp 21, qua lò xo 14 đẩy piston 15 đi xuống đóng van xả, sau đó đẩy đế van 12 đi xuống mở van cung cấp để khí nén đi từ bình chứa (khoang C) đến dòng phanh bánh sau (khoang A). Khí nén ở khoang A qua lỗ thông vào khoang G, đẩy piston 4 đi xuống đóng van xả, sau đó đẩy đế van 9 đi xuống, mở van cung cấp để khí nén từ bình chứa (khoang D) đến dòng phanh bánh trước (khoang B) + Trạng thái nhả phanh: Khi nhả bàn đạp phanh, áp suất khí nén trong khoang A đẩy piston15 đi lên, dưới tác dụng của lò xo 11 đế van 12 đi lên đóng van cung cấp lại, ngăn không cho khí nén từ khoang C truyền sang khoang A. Piston 15 tiếp tục đi lên mở van xả, xả khí nén từ khoang A và dòng phanh sau ra ngoài không khí qua đường E. Khí nén trong khoang G trên piston 4 xả ra không khí qua khoang A. Do lực lò xo 10 và áp lực khí nén bên dưới piston, piston 4 đi lên, tương tự như với dòng phanh sau, đóng van cung cấp khí từ khoang D sang khoang B, mở van xả cho khí nén trong khoang B và dòng phanh trước thoát ra ngoài. + Trạng thái rà phanh – phanh và giữ phanh ở mức độ nhất định: ở dòng phanh sau, áp suất khí nén trong khoang A tác động lên đáy piston 15 cùng với lực lò xo 2 đến khi thắng được lực lò xo 14 sẽ đẩy piston đi lên, đóng van cung cấp lại. áp suất dòng phanh sau (khoang A) duy trì ở một giá trị nhất định, không tiếp tục tăng do không có khí nén cung cấp từ khoang C. Trạng thái cân bằng của piston 15 được thiết lập bởi lực lò xo 14 (lực đạp phanh), lực các lò xo phản hồi và áp suất khí nén trong khoang A. Tương tự như dòng phanh sau, khi áp suất khoang B bên dưới piston 4 tăng lên cùng với lực lò xo 10 đến khi thắng lực do áp suất bên trên piston (áp suất phanh sau) gây nên sẽ đẩy piston 4 đi lên, đóng van cung cấp lại. áp suất dòng phanh trước được duy trì ở giá trị nhất định tương ứng với mức độ phanh. Trạng thái cân bằng được xác lập bởi áp suất bên trên và dưới piston cùng với lực lò xo 10. ở trạng thái cân bằng, lò xo 11 và lò xo 5 đóng các van xả lại, ngăn không cho khí trong các dòng phanh thoát ra ngoài. áp suất dòng phanh sau và dòng phanh trước được giữ ở một mức độ nhất định, tương ứng với áp suất dầu ở trạng thái rà phanh. + Khi dòng phanh trước bị hỏng: Giả sử dòng phanh trước bị hở, khí nén ở dòng phanh sau được ngăn cách với dòng phanh trước bởi piston 4, đảm bảo cho dòng phanh sau vẫn hoạt động bình thường. + Khi dòng phanh sau bị hỏng: Giả sử dòng phanh sau bị hở, không còn áp lực khí nén lên trên piston 4 để đẩy piston 4 đi xuống. Khi tiếp tục đạp phanh, piston 15 đi xuống cho đến khi tiếp xúc với piston 4, đẩy piston 4 đi xuống, đóng van xả và mở van cung cấp, đảm bảo cho dòng phanh trước vẫn hoạt động bình thường. 1.3.3. Sơ đồ cấu tạo và nguyên lý hoạt động van điều khiển thuỷ lực: II M I N Hình 1.4 Kết cấu van điều khiển thuỷ lực Vòng làm kín piston Piston xi lanh khí nén Lò xo hồi vị Thành xi lanh Lỗ thông khí Đầu nối ống dẫn dầu Van điều khiển Van xả khí Xi lanh phanh chính Piston xi lanh phanh chính Nắp Công tắc cảnh báo mòn Cần đẩy Đai ốc Đường khí nén vào (từ van phanh) Đường bổ sung dầu phanh Đường tới xi lanh phanh bánh xe Đường thông khí - Cấu tạo: Gồm 2 cụm chính + Xi lanh chính thuỷ lực (I): Gồm có vỏ, piston 10 và xi lanh 9. Bình chứa chất lỏng cấp vào qua lỗ B nhờ van điều khiển 7. Dầu được dẫn vào lõi piston 10 thông qua một van đóng có dạng tròn, tiết diện hình chữ U và cấp cho xi lanh 9. Từ xi lanh 9 dầu sẽ dẫn đến các xi lanh phanh bánh xe qua lỗ C. Trên vỏ xi lanh 9 có van xả khí. Trên rãnh piston 10 có gioăng tròn làm bằng cao su để tạo kín giữa xi lanh 9 và piston 10. + Buồng tạo áp lực thuỷ lực do khí nén (II): Gồm có buồng 4 dạng hình trụ. Bên trong được chia làm 2 khoang M và N nhờ piston 2. Gioăng cao su 1 hình xuyến nằm bao ngoài piston 2 có tác dụng làm kín. Lò xo cấu trúc dạng trụ 3 tạo khả năng hồi vị cho piston 2. Khoang N có thể thông với khí trời nhờ lỗ thông khí 5 và các màng lọc không khí. Khí nén được cấp từ van phanh kép vào khoang M qua lỗ A. Xi lanh khí nén và xi lanh thuỷ lực được liên kết với nhau thông qua đòn đẩy 13 và cố định với piston 2 nhờ ê cu 14. Để tạo kín giữa buồng khí và buồng dầu, người ta dùng phớt bạc kín kép. Cấu trúc đầu nối giữa hai xi lanh dạng có khe hở. ở dưới buồng 4 người ta bố trí chốt 13.Giữa chốt 13 có rãnh, trên đó tỳ một chốt hình chỏm cầu nối với công tắc 12. Công tắc này dùng để cảnh báo đèn khi mòn má phanh. - Nguyên lý làm việc: + Trạng thái không phanh: Van phanh kép đóng, không cung cấp khí nén vào khoang M do đó áp suất trong khoang M thấp, lực căng của lò xo 3 đẩy piston 2 hết sang trái, khiến thể tích của khoang M đạt nhỏ nhất. Khí trời qua lỗ 5 và lưới lọc điền vào khoang N. Dầu phanh đưa vào lỗ B, qua van một chiều chảy vào buồng xi lanh 9 nhờ một van trụ tiết diện chữ U. Lúc này dầu có áp suất thấp. Van 7 ở trạng thái đóng để tránh lọt khí vào xi lanh 9 + Trạng thái phanh: Khí nén được cấp bởi van phanh điền đầy khoang M qua lỗ A. áp lực của khí nén thắng lực căng của lò xo 3 đẩy piston 2 chuyển dịch sang phải. Lúc này van trụ dạng chữ U bịt đường dầu, không cho dầu lọt vào xi lanh 9 tạo nên buồng kín trong xi lanh 9. Tiếp tục tăng áp lực khí nén, piston 10 dịch chuyển sang phải làm tăng áp lực dầu và cấp cho các xi lanh bánh xe nhờ lỗ C. Dưới áp lực dầu, các guốc phanh được đẩy sát vào trống phanh tiến hành quá trình phanh. + Trạng thái rà phanh: áp suất khí nén không đạt giá trị lớn nhất. áp lực khí nén sẽ cân bằng với lực căng lò xo 3 và áp lực dầu trong xi lanh 9, do đó sẽ giữ nguyên piston của xi lanh thuỷ lực ở một vị trí nhất định tạo nên áp suất dầu ra các xi lanh bánh xe giữ nguyên ở trạng thái rà phanh. + Cơ cấu báo mòn má phanh: Khi má phanh mòn, khe hở giữa má phanh và tang trống lớn, piston của xi lanh thuỷ lực dịch chuyển hết sang phải dưới tác động của piston khí nén, làm cho piston khí nén chạm vào chốt 13 làm trục trượt 11 di chuyển, khiến cho chỏm cầu trượt khỏi rãnh. Khi đó chốt hình chỏm cầu khởi động công tắc điện bật sáng đèn báo mòn má phanh, cần phải điều chỉnh lại. - Ưu điểm: Lực bàn đạp nhỏ do không trực tiếp tạo áp suất dầu, hành trình bàn đạp nhỏ, áp suất dầu có thể đạt đến 180 ữ 240 kG/cm2. Kết cấu gọn, có hai dòng riêng biệt đảm bảo an toàn khi điều khiển. - Nhược điểm: + Có kết cấu phức tạp, giá thành cao. + Chiếm không gian lớn. + Bảo dưỡng, sửa chữa và chuẩn đoán phức tạp. 1.3.4. Cấu tạo và nguyên lý hoạt động cơ cấu phanh trước: Hình 1.5 Kết cấu cơ cấu phanh trước Lỗ kiểm tra khe hở Mâm phanh Má phanh Guốc phanh Vít điều chỉnh má phanh Xi lanh công tác Lò xo hồi vị Đệm giữ guốc phanh Đai ốc - Cấu tạo: Đây là cơ cấu phanh dạng tang trống đối xứng nhau qua tâm bánh xe. Xi lanh điều khiển guốc phanh là loại thuỷ lực. Đầu tựa dưới của guốc phanh có hình dạng cong, do đó có khả năng tự lựa, đảm bảo cho các má phanh tiếp xúc và mòn đều trong quá trình sử dụng. Guốc phanh được các lò xo hồi vị kẹp chặt giữ cho 2 má phanh ở kích thước nhỏ nhất. Má phanh được tán trên bề mặt guốc phanh bằng đinh tán. Guốc phanh được định vị trên mâm phanh bằng các đệm 8 và đai ốc 9. Cơ cấu định vị này chạy trên một rãnh tròn có kích thước lớn hơn đường kính của đai ốc 9, tâm rãnh là đầu tựa của guốc phanh, bán kính bằng khoảng cách từ đầu tựa đến đai ốc 9. Các đầu của guốc phanh được tì lên các rãnh trên xi lanh công tác đảm bảo cho guốc phanh không bị xê dịch theo phương trục của bánh xe. Vít 5 điều chỉnh má phanh, có hình dạng hoa khế, trên rãnh có tì lên bởi một lẫy chống tự xoay. Khe hở giữa má phanh và tang trống được điều chỉnh bằng cách xoay vít 5 cho má phanh ép sát vào tang trống cho đến khi không xoay được nữa thì xoay ngược lại khoảng 2 rãnh, nhận biết nhờ tiếng động của lẫy tì trên vít 5. - Nguyên lý làm việc: + Khi không phanh: Dưới tác dụng của các lò xo hồi vị, các má phanh được giữ chặt không cho bung về phía trống phanh. + Khi phanh: áp suất dầu trong xi lanh tăng tạo áp lực trên piston đẩy guốc phanh áp sát vào trống phanh. Khi các má phanh đã tiếp xúc với trống phanh, áp lực dầu tăng cao tạo nên mô men phanh hãm bánh xe lại. + Khi thôi phanh: lò xo 7 kéo các guốc phanh trở lại vị trí ban đầu, đường dầu trở về xi lanh chính, giữa má phanh và trống phanh có khe hở và quá trình phanh kết thúc. - Ưu điểm: Do cơ cấu phanh bố trí đối xứng qua tâm nên khi xe chuyển động tiến, cả 2 má phanh đều là má xiết, đạt hiệu quả phanh cao. Guốc phanh trước và guốc phanh sau làm việc như nhau nên 2 má phanh mòn đều trong quá trình sử dụng. - Nhược điểm: Khi xe lùi các guốc phanh làm việc giống guốc sau của cơ cấu phanh 1 xi lanh bố trí đối xứng trục, vì vậy mà hiệu quả phanh khi xe lùi sẽ giảm đi đáng kể, thấp hơn 2 lần khi xe tiến. Tuy nhiên khi xe lùi vận tốc thường nhỏ, do đó vẫn đảm bảo mô men phanh cần thiết. 1.3.5. Cấu tạo và nguyên lý hoạt động của cơ cấu phanh sau: Hình 1.6 Kết cấu cơ cấu phanh sau Guốc phanh Má phanh Xi lanh công tác Mâm phanh Lỗ kiểm tra khe hở Đệm giữ guốc phanh Đai ốc Lò xo hồi vị Cơ cấu phanh sau có cấu tạo và nguyên lý hoạt động tương tự như của cơ cấu phanh trước. Tuy nhiên do mô men phanh cầu sau lớn hơn cầu trước nên xi lanh công tác, guốc phanh và chiều rộng má phanh cơ cấu phanh sau lớn hơn của cơ cấu phanh trước. Ngoài ra, khi cần kiểm tra khe hở giữa má phanh và tang trống, người ta đưa thước lá vào lỗ 5 để đo khe hở. Khe hở giữa má phanh và trống phanh ở vị trí cách đầu trên của má phanh 30 mm bằng 0,25 mm và cách đầu dưới của má phanh 25 mm bằng 0,12 mm. chương ii tiêu chuẩn ece cơ sở lý luận và phương pháp tính 2.1. Các thông số của xe Hino FF3H sau khi đã thay đổi: Các thông số của xe HINO FF 3H: Chiều dài cơ sở : 6,250 (m) Tải trọng cầu trước : 25850 (N) Tải trọng cầu sau : 18950 (N) Chiều cao trọng tâm xe sát xi : 0,794 (m) Trọng lượng thùng hàng : 22400 (N) Chiều dài thùng hàng : 7,7 (m) Chiều cao thùng hàng : 0,45 (m) Chiều cao trọng tâm thùng hàng : 1,350 (m) Khoảng cách đuôi thùng hàng đến tâm cầu sau : 2,61 (m) Trọng lượng hàng hoá : 75000 (N) Các kích thước cột điện: Đường kính đầu nhỏ : 440 (mm) Đường kính đầu to : 690 (mm) Hình 2.1 Xe chở cột điện Từ đó tính được toạ độ trọng tâm: Khi xe không tải: Trọng lượng xe: G0 = 6720 (kG). Khoảng cách từ trọng tâm đến cầu trước: a0 = 3,4325 (m). Chiều cao trọng tâm xe: hg0 = 0,9793 (m). Khi xe đầy tải: Trọng lượng xe: Gtt = 14220 (kG). Khoảng cách từ trọng tâm đến cầu trước: att = 4,4333 (m). Chiều cao trọng tâm xe: hgtt = 1,5978 (m). 2.2. tiêu chuẩn ECE, cơ sở lý luận và công thức tính toán: ECE là tiêu chuẩn chung của Châu Âu trong đó ECE R-13 là tiêu chuẩn cho hệ thống phanh. Vấn đề phân chia lại lực phanh đối với xe không trang bị ABS được nói riêng trong phụ lục 10. ở đây ta chỉ đề cập đến mục 2 của phụ lục 10 dùng cho xe 2 cầu. Với xe 2 cầu: Với tất cả các loại ôtô thì giá trị hệ số bám j ẻ 0,2á0,8 phải thoả mãn điều kiện: x ³ 0,10 + 0,85(j - 0,2) Trong đó: x: gia tốc đơn vị (x = [-]). g: gia tốc trọng trường (g=10 ). 2.2.1. Đối với tất cả mọi chế độ tải trọng của ôtô (kiểm tra từ chế độ không tải đến chế độ đầy tải của xe) hệ số tận dụng trọng lượng bám ở cầu trước phải lớn hơn ở cầu sau h1 > h2. 2.2.2. Cho loại ôtô N1(xe con trên 8 chỗ, xe tải và xe chở người). - Với mọi cách phân chia lực phanh nằm trong vùng 0,15 á 0,5 của hệ số bám: h1 > h2. - Nếu thoả mãn điều kiện sau đây: x = 0,15 á 0,3: h1,h2 không được vượt ra ngoài đường j = x ± 0,08. x = 0,3 á 0,5: h1,h2 không được vượt quá đường j = x + 0,08. x = 0,5 á 0,61: h1,h2 không được vượt quá đường j = (x - 0,21)/0,5. thì cũng được chấp nhận j = j = j = x j = x +0,08 j = x -0,08 Hình 2.2 Đồ thị các đường tiêu chuẩn đối với xe N1 2.2.3. Quan hệ giữa lực phanh, trọng lượng bám, hệ số bám. G: Trọng lượng ôtô (N). G/g: Khối lượng ôtô (kg). Xác định tải trọng thẳng đứng: (2.1) (2.2) Hình 2.3 Sơ đồ các lực tác dụng lên ô tô trong quá trình phanh Z1, Z2 biến đổi phụ thuộc b/L, a/L, j , hg/L. Ký hiệu x=a/L; b/L = 1- x; y = hg/L (2.3) (Gia tốc phanh đơn vị) (2.4) : Chiều dài đơn vị của cầu trước. : Chiều cao trọng tâm Từ (2.1), (2.2) (2.5) (2.6) 2.2.4. Lực phanh tính theo lý thuyết và vấn đề hiệu quả phanh. Sự phân chia lực phanh phải thoả mãn điều kiện ECE theo Châu Âu (i) là tỉ số phân chia lực phanh cho xe 2 cầu tính bằng công thức: (2.7) Lực phanh theo lý thuyết: (2.8) (2.9) Lực phanh là max trên xe theo lý thuyết: (2.10) (2.11) Vậy xe đi ở trên đường thông thường j max = 0,8 á 1, khi tính ở chế độ đầy tải với j max = 1, mô men phanh cho cầu xe đạt tối đa. Ta có: (2.12) Phanh với 1 gia tốc j nào đó. (2.13) Định nghĩa hiệu quả phanh trên các cầu của tiêu chuẩn ECE: (2.14) (2.15) Nếu h1 = h2 = j, sự phân chia lực phanh lý tưởng . (2.16) (2.17) Hình 2.4 Đồ thị quan hệ lý thuyết giữa h1, h2, φ và ξ Cần xác định trị số Fp1/G, Fp2/G. (2.18) (2.19) Giá trị lực phanh đơn vị lý tưởng ở trạng thái lý tưởng. Trong thực tế không bao giờ đạt được khi không bố trí ABS (2.20) (2.21) Từ công thức (2.18, 2.19) đThiết lập đồ thị phân chia lực phanh lý tưởng như sau: Hình 2.5 Đồ thị quan hệ giữa Fp1/Fp2 và ξ Đồ thị đường Fp1/Fp2 lý tưởng là một đường cong, nhưng trong thực tế (khi không có bộ điều hoà) là một đường thẳng song song với trục hoành. Do đó sự phân chia lý tưởng chỉ thoả mãn tại điểm giao nhau của 2 đường. Còn tại các giá trị khác đều không thoả mãn. 2.2.5. Sự phân chia lực phanh theo gia tốc phanh đơn vị . Hình 2.6 Đồ thị quan hệ giữa Fp2/G và Fp1/G Xe đi trên đường j khác nhau có lúc xảy ra bó cứng ở bánh trước, bánh sau. Bó cứng cầu trước làm suy giảm hiệu quả phanh nhưng đảm bảo ổn định hơn so với bó cứng cầu sau, bó cứng cầu sau làm mất tính ổn định của xe. Phân chia lực phanh theo 1 tỉ số nhất định , hiện tượng sử dụng trọng lượng xảy ra ở xKr (Gia tốc phanh đơn vị nguy hiểm). Khi phanh dưới gia tốc xKr bó cứng cầu trước nhưng ổn định. Khi phanh lớn hơn xKr bó cứng cầu sau và mất ổn định. Giả thiết như sau: (2.22) (2.23) Sử dụng 2 công thức trên và biểu diễn trong quan hệ giữa φ và ξ với các đường bao giới hạn theo ECE Vùng bó cứng cầu sau không ổn định i1 xKr1 i2 xKr2 Hình 2.7 Đồ thị so sánh hiệu quả phanh giữa 2 tỉ số i khác nhau ECE đưa ra hiệu quả phanh tốt nhất. So sánh i1, i2 - xKr1 > xKr2: i1 có vùng mất ổn định nhỏ hơn i2. Đứng về hiệu quả phanh thì i1 xa đường lý thuyết x = j, do đó hiệu quả phanh không cao trong đoạn giữa hệ số bám thường xuyên sử dụng. 2.2.6. Giải thích sự ổn định của ôtô theo tiêu chuẩn ECE. a. Giới hạn của lực bám Điều kiện của đường: luôn luôn bánh xe lăn trên đường (lực dọc + lực ngang). . R = Rmax, X < Xmax, Y < Ymax. Giả thiết: jx = jy ta có đồ thị quan hệ lực dọc và ngang theo hình vẽ v Hình 2.8 Đồ thị quan hệ lực dọc và lực ngang Xđ XmaxđYđ 0 (bánh xe chịu lực dọc max không tiếp nhận lực ngang) Yđ Ymaxđ Xđ 0 (bánh xe chịu lực bên max thì bánh xe sẽ không còn khả năng tiếp nhận lực dọc). b. Khảo sát sự bó cứng bánh xe trên các cầu. Trong thực tế khi phanh luôn luôn tồn tai xảy ra bó cứng cầu 1 trước, hoặc xảy ra bó cứng cầu 2 trước. - Bó cứng cầu 1 trước. Mt cùng chiều quay a, gây lên trục dọc quay giảm góc a. Vậy giảm góc quay tạo nên trạng thái ổn định. - Bó cứng cầu sau làm tăng góc a, tạo nên khả năng mất ổn định hướng chuyển động. Theo hướng ổn định chuyển động thẳng. Trường hợp bó cứng cầu sau bánh xe phía trước còn có khả năng điều khiển, có lợi cho tính dẫn hướng của ôtô. Trên ôtô hiện nay bó cứng cầu sau đòi hỏi người lái phải có kỹ năng điều khiển tốt nếu không gây nguy hiểm lật xe. Do vậy không mong muốn bó cứng bánh sau. Hiện tượng bó cứng bánh sau làm mất ổn định hướng chuyển động. Khái niệm ECE – R13 không cho phép bó cứng bánh sau đồng nhất khái niệm ổn định khi phanh. 2.3. Kiểm tra theo ECE với tỉ số phân chia lực phanh cũ: - Các số liệu: Khi xe không tải: G0 = 6720 (kG); a0 = 3,4325 (m); hg0 = 0,9793 (m). Khi xe đầy tải: Gtt = 14220 (kG); att = 4,4333 (m); hgtt = 1,5978 (m). - Trên xe chưa cải tạo đã đo được: Fp1 = 14790 (N); Fp2 = 10830 (N). Hình 2.9 Đồ thị kiểm tra tỉ số i cũ theo tiêu chuẩn ECE Kết luận: Vậy với i = 0,42 không đạt với tiêu chuẩn ECE đưa ra. Qua đồ thị ta thấy các đường vượt quá giới hạn ECE đưa ra. Như vậy kết cấu cũ không đảm bảo, ta phải chọn lại tỉ số phân chia lực phanh. 2.4. Xác định tỉ số i mới với xe kéo dài theo tiêu chuẩn ECE Với các điều kiện trên không phù hợp với tiêu chuẩn ECE, Ta đi tìm lại i cho phù hợp với tiêu chuẩn ECE. Dùng công cụ Matlap ta tìm được với i = 0,54 là tối ưu nhất và đảm bảo sự phân chia lực phanh là phù hợp. Hình 2.10 Đồ thị xác định tỉ số i mới theo tiêu chuẩn ECE Mặt khác: Fp1 + Fp2 = G. x = 14220 (kG) (đối với xe N1, lấy x = j = 0,65) Fp1 + Fp2 = 9243 (kG) Từ đó ta tính được Fp1 = 4251,78 (kG), Fp2 = 4991,22 (kG) - rbx: Bán kính làm việc trung bình của bánh xe. Bán kính lốp: 0,482 (m). ị Bán kính bánh xe tính toán: rbx= l0,482 l = 0,93 (hệ số kể đến sự biến dạng của lốp) rbx = 0,930,482 = 0,4483 m. Ta có mô men phanh trên mỗi cơ cấu phanh ở cầu trước và sau là: Mp1 = (4251,78 0,4483) = 953,04 (kG.m) Mp2 = (4991,22 0,4483) = 1118,78 (kG.m) Kết luận: Tiêu chuẩn ECE kiểm tra ở mọi chế độ tải trọng với mọi điều kiện hệ số bám. Tỉ số phân chia lực phanh theo tiêu chuẩn ECE là . Theo tiêu chuẩn ECE thì sự thay đổi lớn nhất là sự thay đổi i (sự phân chia lại lực phanh). Ta đi tìm lại sự phân chia lực phanh là lý tưởng khi i = 0,54. 2.5. Đề xuất phương án cải tạo Qua thực tế sử dụng thì hệ thống phanh cũ của xe HINO có độ bền và độ tin cậy cao. Khi chuyển đổi mục đích sử dụng đã phải kéo dài thân xe thêm 1,2 m do vậy yêu cầu đối với hệ thống phanh cần phải: - Đáp ứng các yêu cầu về tiêu hao động năng khi phanh bằng cơ cấu phanh. - Sự phân chia lực phanh theo i mới phải đảm bảo tiêu chuẩn ECE (tăng mô men phanh cho cầu sau) tức là đảm bảo hiệu quả phanh và khả năng ổn định hướng chuyển động khi phanh. - Giữ lại nhiều nhất các kết cấu cũ có khả năng đảm bảo độ bền và độ tin cậy khi làm việc đồng nghĩa với việc thay đổi là ít nhất có thể. Việc gia tăng mô men phanh cho cầu sau phải đảm bảo: - Các chi tiết giữ nguyên phải đảm bảo bền ở chế độ tải trọng mới. - Chọn phương án tối ưu có khả năng thực thi trong điều kiện ở Việt Nam Sự thay đổi mô men phanh có thể được thực hiện qua các phương án: - Thay đổi kết cấu cơ cấu phanh - Thay đổi xi lanh thuỷ lực - Thay đổi xi lanh khí nén Trong 3 phương án trên thì việc thay đổi kết cấu cơ cấu phanh chỉ thực hiện khi các chi tiết cơ cấu phanh không đủ bền. Nếu cơ cấu phanh đủ bền thì không nhất thiết thay đổi. Thay đổi xi lanh thuỷ lực phức tạp hơn là thay đổi xi lanh khí nén. Để đảm bảo tăng Mp2 thì phải tăng áp suất dầu thông qua lực khí nén tác động bằng cách thay đổi áp suất khí nén hoặc thay đổi kích thức xi lanh khí nén. áp suất khí nén không được vượt quá 8,5 kG/cm2 do đó phương án được chọn là thay đổi kích thước xi lanh khí nén. Chương III Kiểm nghiệm hệ thống phanh Các bước tiến hành: Vẽ hoạ đồ cơ cấu phanh, từ đó xác định các lực tác dụng lên cơ cấu phanh và mô men sinh ra trên cơ cấu phanh. So sánh mô men sinh ra trên cơ cấu phanh với mô men phanh yêu cầu, kết luận về khả năng đáp ứng mô men của cơ cấu phanh. Kiểm tra bền cơ cấu phanh trên cơ sở mô men phanh yêu cầu. Tính toán hệ thống phanh với chế độ đầy tải. 3.1. Tính toán lực, mô men tác dụng và kiểm tra bền cơ cấu phanh trước 3.1.1. Xác định góc δ của lực tổng hợp đặt trên má phanh Góc δ của lực tổng hợp đặt lên má phanh được xác định theo công thức: (3.1) Trong đó: : góc tính từ điểm tựa của guốc phanh đến chỗ tán tấm ma sát : góc ôm của tấm ma sát Đo trên kết cấu ta có: 3.1.2. Xác định bán kính ρ của lực tổng hợp tác dụng lên má phanh Bán kính được xác định theo công thức: (3.2) Trong đó là bán kính tang trống. =200 mm 3.1.3 Xác định lực tác dụng lên guốc phanh bằng phương pháp hoạ đồ Xác định góc φ ở các cơ cấu phanh Góc φ ở các cơ cấu phanh được xác định như sau: Trong đó là hệ số ma sát giữa tấm ma sát với trống phanh. Với trống phanh bằng gang và tấm ma sát bằng ferađô ta có = 0,3 Vì tất cả các má phanh làm bằng cùng một loại vật liệu nên ta có: Xác định bán kính r0 (3.3) Xác định các lực bằng phương pháp hoạ đồ Lực tác dụng lên guốc phanh: (3.4) Trong đó: pi: áp suất trong hệ thống phanh pi = 185 (kG/cm2) (được cho trong tài liệu của Hino) d1: Đường kính xi lanh phanh trước d1 = 38,1 (mm) = 3,81 (cm) Hình 3.1 Hoạ đồ lực tác dụng lên cơ cấu phanh trước Trên hoạ đồ đo được Tỉ lệ xích Ta có bảng giá trị các lực tác dụng trên cơ cấu phanh trước: Lực Độ dài trên hoạ đồ mm Tỉ lệ xích kG/mm Giá trị lực kG 335 21,0917 7065,72 100 21,0917 2109,17 240 21,0917 5062,01 335 21,0917 7065,72 100 21,0917 2109,17 240 21,0917 5062,01 Mômen phanh có thể sinh ra trên một bánh trước là: (3.5) ở trên ta đã tính được mômen phanh cần sinh ra ở một bánh trước theo ECE là: Sai lệch % là: Giá trị nguyên thuỷ đáp ứng với chế độ sau cải tạo, vậy mô men phanh trước đạt yêu cầu. 3.1.4. Tính bền guốc phanh Tính toán các kích thước Mặt cắt ngang guốc phanh có hình chữ T. Hình 3.2 Tiết diện guốc phanh cơ cấu phanh trước Các thông số: a = 120 mm; b = 8 mm; c = 10 mm; d = 50 mm Ta có: Diện tích phần 1: F1 = ab = 960 mm2 Diện tích phần 2: F2 = cd = 500 mm2 Khoảng cách giữa trọng tâm của 2 phần y2 = 29 mm Xác định trọng tâm G của guốc phanh: (3.6) yc2 = y2 – yc1 = 9,93 mm Tính toán bán kính đường trung hoà: (3.7) với , là bán kính tâm tiết diện phần trên và phần dưới tới tâm của tang trống. Kích thước từ tâm bánh xe đến trọng tâm của guốc phanh Kiểm tra bền guốc phanh. Do việc tính toán chính xác guốc phanh là rất phức tạp do vậy ở đây dùng phương pháp tính gần đúng để xác định tiết diện nguy hiểm của guốc phanh phải vẽ được biểu đồ nội lực. ở phần trên chúng ta đã xác định được các giá trị P, U1, R1 khi ta xây dựng hoạ đồ lực phanh. Đặt các giá trị vào guốc phanh , tại điểm đặt lực tổng hợp R1 ta phân tích thành hai thành phần lực N1 và T1. Coi lực phân bố đều trên guốc phanh ta tính được các lực NX , TX đặt tại góc b/2 . Tại điểm tựa của guốc phanh ta cũng phân tích lực lực tổng hợp U1 ra hai thành phần lực UY1 và UX1 sau đó tại điểm đặt lực R1 ta cắt guốc phanh thành hai nửa thay vào mặt cắt đó lực hướng tâm NZ1 và QY1, MU1 ở nửa dưới là các lực NZ2và QY2 , MU2 ngược với các thành phần lực và mômen ở phần trên Tính guốc phanh: Hình 3.3 Sơ đồ lực tác dụng lên guốc phanh - lực tác dụng lên guốc phanh bao gồm: + Lực đẩy P xi lanh: P = 2109,17 (kG) . + Phản lực tác dụng lên điểm tựa UX , UY . + Lực phân bố do tang trống tác dụng lên guốc phanh: (3.8) (3.9) Xét cân bằng của đoạn AB: Hình 3.4 Lực tác dụng lên phần trên của guốc phanh (3.10) (3.11) - Xét sự cân bằng của đoạn trên ta có: NZ1 + Pcos(bX +a) + TX.cos(bX/2) + NX.sin(bX/2) = 0 (3.12) QY1 + Psin(bX + a) - NX.cos(bX/2) + TX.sin(bX/2) = 0 (3.13) MU1 – P.d + NX.d’ - TX.d’’ = 0 (3.14) Với: d = a - rt.cos(a + bX) (3.15) d’ = rt.sin(bX/2) (3.16) d’’ = rt – rtcos(bX/2) = rt[1 – cos(bX/2)] (3.17) Trong đó: P: Lực đẩy của guốc phanh: P = 2109,17 (kG) . a: Khoảng cách từ tâm trống phanh đến điểm đặt lực P . lấy a = 152 mm = 0,152 (m) . a: Góc hợp bởi trục Y và đường đi qua tâm O và điểm A trên guốc phanh. a = 21° - Xét sự cân bằng tại điểm A ta có: Khi đó góc a = 21° NZ1 + Pcosa = 0 ị NZ1 = - 2109,17 cos21° = - 1969,08 (kG) QY1 + Psina = 0 ị QY1 = - 2109,17 sin21° = - 755,86 (kG) MU1 = 0 - Xét sự cân bằng tại điểm B ta có: b1 = 37° , NX = 2318,5 kG , TX = 695,56 kG NZ1 + Pcos(b1 + a) + TX.cos(b1/2) + NX.sin(b1/2) = 0 QY1 + Psin(b1 + a) - NX.cos(b1/2) + TX.sin(b1/2) = 0 MU1 – P.d + NX.d’- TX.d’’ = 0 - Xét sự cân bằng tại điểm C ta có : b2 = 74° ; NX = 4637 kG ; TX = 1391,1 kG Hình 3.5 Lực tác dụng lên phần trên của guốc phanh NZ1 + Pcos(b2 + a) + TX.cos(b2/2) + NX.sin(b2/2) = 0 QY1 + Psin(b2 +a) - NX.cos(b2/2) + TX.sin(b2/2) = 0 MU1 – P.d + NX.d’ - TX.d” = 0 Xét sự cân bằng cho đoạn dưới : - Tại điểm D ta có: jT = 10° ; d = 11° ; c = 157 mm = 0,157 m ; b4 = 27° Hình 3.6 Lực tác dụng lên phần dưới của guốc phanh (NX = 2318,5 kG , TX = 695,56 kG). U1y = U1.sinjT = 2531 (kG) U1x = U1.cosjT = 4383,8 (kG) NZ1 = - U1Y .cosjt - U1X .sinjt - TX.cos(b4/2) - NX.sin(b4/2) (3.19) QY1 = U1Y.sinjt - U1X.cosjt. - NX.cos(b4/2) - TX.sin(b4/2) (3.20) MU1 = - U1X.c.sin(b4 +d) + U1Y.c[1- cos(b4 +d)] + + 0,01NX.rt.sin(b4/2) - 0,01TX.rt[1 – cos(b4/2)] (3.21) - Tại điểm E: b = 148° NZ1 = - U1X .sinjt - U1Y. .cosjt (3.22) QY1 = - U1X .cosjt + U1Y .sinjt (3.23) MU2 = 0 (3.24) Tính các giá trị trên ta lập được bảng sau: (g = a + bX) Vị trí Giá trị g = 210 g = 580 g = 950 g = 1320 g = 1690 Nz1 (kG) - 1969,08 - 2513 - 3717,8 - 4471,4 - 3253,79 Qy1 (kG) - 755,86 189,32 764,97 - 6294,6 - 3877,7 Mu1 (kG.m) 0 - 42,89 - 144,74 - 615,61 0 Nz (kG) Qy (kG) Mu (kG.m) Hình 3.7 Biểu đồ nội lực và mô men của guốc phanh Qua biểu đồ nội lực và mômen ta thấy điểm D là điểm nguy hiểm cần kiểm tra bền NZ = - 4471,4 (kG) QY = - 6294,6 (kG) MU = - 615,61 (kG.m) Lực cắt Q và mô men uốn Mu gây ra ứng suất pháp: (3.25) Lực dọc sinh ra ứng suất tiếp: (3.26) Trong đó: F: diện tích tiết diện. F = F1 + F2 = 960 + 500 = 1460 (mm2) Nz: lực dọc Mu: mômen uốn Ri: khoảng cách từ tâm đến điểm đang xét. Rth: khoảng cách từ tâm đến đường trung hoà. Rth = 185 (mm) Sx: mômen tĩnh phần bị cắt đối với trục trung tâm Jx: là mômen quán tính của tiết diện b: chiều dày phần bị cắt Mômen quán tính Jx của tiết diện được xác định như sau: (3.27) Mômen tĩnh Sx được xác định như sau: (3.28) Trong đó: Fc: diện tích phần bị cắt Y: toạ độ trọng tâm phần bị cắt với trục trung hoà Ta có các điểm 1 và 3 có Tại điểm 2: ứng suất tổng hợp: (3.29) Ta có bảng ứng suất: Điểm 1 2 3 747,37 - 584,86 845,69 0 - 509,11 0 747,37 1174,2 845,69 Tại điểm 2 có ứng suất lớn nhất, guốc phanh chế tạo bằng thép 40 có: Vì vậy, guốc phanh trước đủ bền 3.1.5. Kiểm tra hiện tượng tự xiết Hiện tượng tự xiết xảy ra khi má phanh bị ép sát vào trống phanh chỉ bằng lực ma sát mà không cần tác động lực P của dẫn động lên guốc phanh. (3.30) Trong đó: c: khoảng cách từ tâm bánh xe đến điểm tựa của guốc phanh. : góc đặt và bán kính lực tổng hợp đặt lên guốc phanh Với cơ cấu phanh của cầu trước ta có: => Vậy không xảy ra hiện tượng tự xiết. 3.1.6. Tính công ma sát riêng Công ma sát riêng được xác định trên cơ sở má phanh thu toàn bộ năng lượng của ô tô chạy với vận tốc V0 nào đó khi bắt đầu phanh. (3.31) Trong đó: G1: trọng lượng trên cầu trước, G1 = G.b/L = 4134 kG V0: vận tốc khi bắt đầu phanh. Chọn V0 = 60 km/h = 16,67 m/s g: gia tốc trọng trường. g= 10 m/s2 : diện tích toàn bộ má phanh trước, được tính theo công thức: (3.32) Với: m: số má phanh. m = 4 β0i: góc ôm má phanh thứ i. Các má phanh của cơ cấu phanh trước có góc ôm = 108˚. rt: bán kính trống phanh, rt = 200 (mm) = 20 (cm) bi: bề rộng của má phanh thứ i. Các má phanh của cơ cấu phanh trước có b = 120 mm. L = 31,74 (kGm/cm2) = 317,4 (J/cm2) < [L] 3.1.7. áp suất trên bề mặt ma sát áp suất trên bề mặt ma sát được xác định như sau: (3.33) Trong đó: : mô men phanh sinh ra trên một cơ cấu phanh : hệ số ma sát giữa trống phanh và má phanh. b: bề rộng tấm ma sát. rt: bán kính trống phanh. rt = 200 mm : góc ôm tấm ma sát 1,75 MN/m2 < [ q ] 3.1.8. Thời hạn làm việc của má phanh Thời hạn làm việc của má phanh được xác định bằng tỉ số khối lượng cho tổng diện tích má phanh (3.34) Trong đó: M1: khối lượng phân bố lên cầu trước. M1 = 4134 kg : tổng diện tích các bề mặt má phanh trước. Ta đã xác định được [p] = (2,5 ữ 3,5).104 kg/cm2 (đối với ô tô tải) p = 2,28104 kg/m2 < [p] 3.1.9. Tính toán nhiệt trong quá trình phanh Trong quá trình phanh, động năng của ô tô chuyển thành nhiệt năng ở trống phanh và một phần thoát ra ngoài. Phương trình cân bằng năng lượng có thể viết như sau: (1): phần năng lượng nung nóng trống phanh (2): phần năng lượng thoát ra ngoài không khí Trong đó: G1: trọng lượng phân bố lên cầu trước, G1 = 41340 N g: gia tốc trọng trường. g = 10 m/s2 c: nhiệt dung riêng của chi tiết bị nung nóng. Với gang và thép, c = 500 J/kg.độ mt: khối lượng của trống phanh trước. mt = 20 kg . 2 = 40 kg t0: độ tăng nhiệt độ của trống phanh với không khí V1: vận tốc lúc bắt đầu phanh V2: vận tốc cuối quá trình phanh Ft: diện tích làm mát của trống phanh t: thời gian phanh Kt: hệ số truyền nhiệt giữa trống phanh và không khí Khi phanh ngặt ở thời gian ngắn, có thể bỏ qua phần năng lượng mất mát do truyền nhiệt ra môi trường xung quanh. Ta có: (3.35) khi phanh từ V1 = 30 km/h đến V2 = 0 3.1.10. Tính bền trống phanh ứng suất trên trống phanh được xác định như sau: ứng suất hướng tâm: (3.36) ứng suất tiếp tuyến: (3.37) Trong đó: a’: bán kính trong của trống. a’ = 200 mm b’: bán kính ngoài của trống. b’ = 208 mm r: khoảng cách từ tâm đến điểm cần tính, , đạt giá trị cực đại khi r = a’ q: áp suất trong trống phanh. Ta đã xác định được Do đó: Để an toàn, ta tính thêm hệ số an toàn n = 1,5 Trống phanh được làm bằng gang CH 18-36 có Vì vậy trống phanh đủ bền. 3.2. Tính toán lực, mô men tác dụng và kiểm tra bền cơ cấu phanh sau Do cơ cấu phanh trước và sau cùng là phanh tang trống và có hai guốc phanh đối xứng qua tâm nên cách tính toán đối với cơ cấu phanh sau hoàn toàn tương tự như đối với cơ cấu phanh trước. Đối với phanh sau chế độ tải tính toán được xác định theo Mp2 yêu cầu sau cải tạo. 3.2.1. Xác định góc δ của lực tổng hợp đặt trên má phanh Đo trên kết cấu ta có: Từ công thức (3.1) suy ra 3.2.2. Xác định bán kính ρ của lực tổng hợp tác dụng lên má phanh Từ công thức (3.2) ta có: 3.1.3 Xác định lực tác dụng lên guốc phanh bằng phương pháp hoạ đồ Xác định góc φ ở các cơ cấu phanh Tương tự như đối với cơ cấu phanh trớc, ta có: Xác định bán kính r0 Theo công thức (3.3): Xác định các lực bằng phương pháp hoạ đồ Sử dụng công thức (3.4) với: d2: Đường kính xi lanh phanh sau d2 = 41,3 (mm) = 4,13 (cm) Hình 3.8 Họa đồ lực tác dụng lên cơ cấu phanh sau Trên hoạ đồ đo được Tỉ lệ xích Ta có bảng giá trị các lực tác dụng trên cơ cấu phanh sau: Lực Độ dài trên hoạ đồ mm Tỉ lệ xích kG/mm Giá trị lực kG 291 24,7834 7211,97 100 24,7834 2478,34 208 24,7834 5130,16 291 24,7834 7211,97 100 24,7834 2478,34 208 24,7834 5130,16 Mômen phanh có thể sinh ra trên một bánh sau là: ở trên ta đã tính được mômen phanh cần sinh ra ở một bánh sau là: Sai lệch %: Như vậy cơ cấu phanh sau không đạt mô men phanh cần thiết. Muốn đạt được mô men phanh cần thiết thì phải tăng áp suất điều khiển trên cơ cấu phanh sau. (kG) (kG) Trên hoạ đồ đã đo được = 291 (mm) Tỉ lệ xích Từ đó có bảng giá trị các lực cần thiết trên cơ cấu phanh sau: Lực Độ dài trên hoạ đồ mm Tỉ lệ xích kG/mm Giá trị lực kG 291 29,6743 8635,23 100 29,6743 2967,43 208 29,6743 6142,58 291 29,6743 8635,23 100 29,6743 2967,43 208 29,6743 6142,58 Với Sử dụng áp suất này để tính toán bền cho cơ cấu phanh sau. 3.2.4. Tính bền guốc phanh Tính toán các kích thước Mặt cắt ngang guốc phanh có hình chữ T. Hình 3.9 Tiết diện guốc phanh cơ cấu phanh sau Các thông số: a = 155 mm; b = 8 mm; c = 10 mm; d = 50 mm Ta có: Diện tích phần 1: F1 = ab = 1240 mm2 Diện tích phần 2: F2 = cd = 500 mm2 Khoảng cách giữa trọng tâm của 2 phần y2 = 29 mm Xác định trọng tâm G của guốc phanh: yc2 = y2 – yc1 = 8,33 mm Tính toán bán kính đường trung hoà: Sử dụng công thức (3.7) với Kích thước từ tâm bánh xe đến trọng tâm của guốc phanh Kiểm tra bền guốc phanh. Tính toán tương tự như đối với cơ cấu phanh trước Tính guốc phanh: Hình 3.10 Sơ đồ lực tác dụng lên guốc phanh - lực tác dụng lên guốc phanh bao gồm: - Lực đẩy P xi lanh: P = 2967,43 (kG) - Phản lực tác dụng lên điểm tựa UX , UY - Lực phân bố do tang trống tác dụng lên guốc phanh: - Xét cân bằng của đoạn AB: Hình 3.11 Lực tác dụng lên phần trên của guốc phanh Xét sự cân bằng của đoạn trên, sử dụng các công thức (3.12), (3.13), (3.14), (3.15), (3.16), (3.17) với: P: Lực đẩy của guốc phanh: P = 2967,43 (kG) . a: Khoảng cách từ tâm trống phanh đến điểm đặt lực P . lấy a = 141 mm = 0,141 (m) . a: Góc hợp bởi trục Y và đường đi qua tâm O và điểm A trên guốc phanh. a = 27° - Xét sự cân bằng tại điểm A ta có: Khi đó góc a = 27° - Xét sự cân bằng tại điểm B ta có: b1 = 31° , NX = 2330,8 kG , TX = 699,23 kG Xét sự cân bằng tại điểm C ta có : b2 = 62° ; NX = 4661,5 kG ; TX = 1398,5 kG Hình 3.12 Lực tác dụng lên phần trên của guốc phanh Xét sự cân bằng cho đoạn dưới : Tại điểm D ta có: jT = 12° ; d = 29° ; c = 162 mm = 0,162 m ; b4 = 21° NX = 2330,8 kG , TX = 699,23 kG. U1y = U1.sinjT = 3071,3 (kG) U1x = U1.cosjT = 5319,6 (kG) Hình 3.12 Lực tác dụng lên phần dưới của guốc phanh Sử dụng các công thức (3.19), (3.20), (3.21) Tại điểm E: b = 124° Sử dụng các công thức (3.22), (3.23), (3.24) Tính các giá trị trên ta lập được bảng sau: (g = a + bX) Vị trí Giá trị g = 270 g = 580 g = 890 g = 1200 g = 1510 Nz1 (kG) - 2634 - 2869,2 - 3651,4 - 5222,5 - 4110,19 Qy1 (kG) - 1347,18 - 457,39 308,47 - 6984 - 4564,79 Mu1 (kG.m) 0 - 15,58 - 32,17 - 631,65 0 Nz (kG) Qy (kG) Mu (kG.m) Hình 3.13 Biểu đồ nội lực và mô men của guốc phanh Qua biểu đồ nội lực và mômen ta thấy điểm D là điểm nguy hiểm cần kiểm tra bền: NZ = - 5222,5 (kG) QY = - 6984 (kG) MU = - 631,65 (kG.m) Lực cắt Q và mô men uốn Mu gây ra ứng suất pháp: Lực dọc sinh ra ứng suất tiếp: Trong đó: F: diện tích tiết diện. F = F1 + F2 = 1240 + 500 = 1740 (mm2) Nz: lực dọc Mu: mômen uốn Ri: khoảng cách từ tâm đến điểm đang xét. Rth: khoảng cách từ tâm đến đường trung hoà, Rth = 186,68 (mm) Sx: mômen tĩnh phần bị cắt đối với trục trung tâm Jx: là mômen quán tính của tiết diện b: chiều dày phần bị cắt Mômen quán tính Jx của tiết diện được xác định theo công thức (3.27) Mômen tĩnh Sx được xác định theo công thức (3.28) Tại các điểm 1 và 3 có Tại điểm 2: ứng suất tổng hợp: Ta có bảng ứng suất: Điểm 1 2 3 σ (kG/cm2) - 643,15 - 501,97 740,85 τ (kG/cm2) 0 - 732,57 0 σth (kG/cm2) - 643,15 1548,7 740,85 Tại điểm 2 có ứng suất max, guốc phanh chế tạo bằng thép 40 có: Vì vậy, guốc phanh trước đủ bền 3.2.5. Kiểm tra hiện tượng tự xiết Sử dụng công thức (3.30) với => Vậy không xảy ra hiện tượng tự xiết. 3.2.6. Tính công ma sát riêng Sử dụng công thức (3.31) với: G2: trọng lượng phân bố trên cầu sau, G2 = G – G1 = 10086 kG : diện tích toàn bộ má phanh sau, = 2380,8 (cm2) tính theo công thức (3.32) L = 58,86 (kGm/cm2) = 588,6 (J/cm2) < [L] = 400 ữ 1000 (J/cm2) 3.2.7. áp suất trên bề mặt ma sát áp suất trên bề mặt ma sát được tính theo công thức (3.33) = 1,57 MN/m2 < [q] = 1,5 ữ 2 MN/m2. 3.2.8. Thời hạn làm việc của má phanh Thời hạn làm việc của má phanh tính theo công thức (3.34) => p = 3,39.104 kg/m2 < [p] = (2,5 ữ 3,5).104 kg/cm2 3.2.9. Tính toán nhiệt trong quá trình phanh Sử dụng công thức (3.35), với mt = 24 kg ta được: 3.2.10. Tính bền trống phanh ứng suất trên trống phanh được xác định bằng công thức (3.36) và (3.37) với : => Để an toàn, ta tính thêm hệ số an toàn n = 1,5 Trống phanh được làm bằng gang CH 18-36 có Vì vậy trống phanh đủ bền. 3.2.11. Tính bền đường ống dẫn động phanh Đường ống dẫn động phanh sau chịu áp suất lớn hơn so với đường ống dẫn động phanh trước, do đó chỉ cần tính đối với dòng phanh sau. Khi tính có thể coi đường ống dẫn dầu là loại vỏ mỏng bịt kín hai đầu và có chiều dài khá lớn. ứng suất vòng được tính theo công thức: p: ứng suất bên trong đường ống, p = 221,5 (kG/cm2) R: Bán kính bên trong của đường ống dẫn, R = 3 (mm) s: Chiều dầy của đường ống dẫn, s = 0,5 (mm) Cắt ống bằng mặt phẳng vuông góc với trục của ống thì ứng suất pháp σn tác dụng lên thành vỏ ống phải cân bằng với áp suất của chất lỏng tác dụng lên mặt phẳng cắt ngang của ống. ị Kết luận: Đảm bảo bền đường ống dẫn động phanh. 3.3. Kết luận khả năng đáp ứng của cơ cấu phanh cũ Qua tính toán trong điều kiện làm việc với i = 0,54 ta thấy cơ cấu phanh của xe nguyên thuỷ đáp ứng đủ bền. Khi thay đổi mô men phanh cần sinh ra ở cầu sau thì cơ cấu phanh sau không đáp ứng được yêu cầu về mô men, do đó cần phải cải tiến để đáp ứng được mô men phanh cần thiết. Qua tính toán sau khi cải tiến với Mp2 yêu cầu thì các thông số như công ma sát riêng, thời hạn làm việc các má phanh của cơ cấu phanh sau lớn hơn các má phanh của cơ cấu phanh trước, do đó trong quá trình làm việc, độ bền cũng như tuổi thọ các má phanh của cơ cấu phanh sau sẽ thấp hơn các má phanh của cơ cấu phanh trước. Chương iv thiết kế cải tiến 4.1. Cơ sở cho việc cải tiến Sau khi đã chọn lại tỉ số phân bố lực phanh i theo tiêu chuẩn ECE, mô men phanh sinh ra trên các cơ cấu phanh thay đổi, cụ thể là mô men phanh trên cầu sau tăng lên. Sau khi đã tính toán và kiểm tra, ta nhận thấy cơ cấu phanh trước đáp ứng được mô men phanh cần thiết trên cầu trước, do đó có thể giữ nguyên hệ thống phanh cũ. Đối với cơ cấu phanh trên cầu sau, mô men phanh sinh ra nhỏ hơn mô men phanh cần thiết, vì thế bắt buộc phải cải tiến để đạt hiệu quả phanh tốt nhất. Các cơ cấu phanh đều đảm bảo bền do đó phương án cải tiến đã được chọn là thay đổi kích thước xi lanh khí nén của van điều khiển thuỷ lực. 4.2. thiết kế lại van điều khiển thuỷ lực 4.2.1 Tính đường kính xi lanh khí nén Theo sơ đồ cấu tạo và nguyên lý hoạt động của van điều khiển thuỷ lực (đã được trình bày ở chương I), muốn thay đổi áp suất dầu ra thì có thể thay đổi đường kính xi lanh thuỷ lực hoặc đường kính xi lanh khí nén. Nếu thay đổi đường kính xi lanh thuỷ lực, để cung cấp đủ lượng dầu cho cơ cấu phanh sau thì hành trình piston phải thay đổi tương ứng với sự thay đổi đường kính xi lanh. Phương án này nói chung là phức tạp hơn nên em chọn phương án thay đổi đường kính xi lanh khí nén. áp suất dầu lớn nhất cần thiết pi = 221,5 kG/cm2 (đã tính toán trong chương III) Ta có phương trình cân bằng theo sơ đồ hình 4.1: Flx Fkn Ftl Màng piston khí nén Hình 4.1 Sơ đồ lực tác dụng trên piston khí nén Fkn = Flx + Ftl (4.1) Trong đó: Fkn: Lực tác động do khí nén gây ra với d1 là đường kính xi lanh khí nén. pkn max = 8 (kG/cm2) Flx: Lực của lò xo hồi vị. Chọn Flx = Fkn đảm bảo khả năng hồi vị và đường khí thoát ra ngoài nhanh. Ftl: Lực tác động do áp suất dầu gây ra Với d2 là đường kính xi lanh thuỷ lực, d2 = 23,8 (mm) Như đã tính toán với Mp1 yêu cầu thì ptl = 185 kG/cm2. Trên xe nguyên thuỷ điều kiện này đã đáp ứng. Nhưng khi cần tăng Mp2 thì phải thay đổi ptl2 = 221,5 kG/cm2. Từ (4.1) ta có: d1 = 140 (mm) Kết luận: Như vậy ta cần thay đổi van điều khiển thuỷ lực của cơ cấu phanh sau bằng cách tăng đường kính xi lanh khí nén. Đường kính xi lanh khí nén mới là 140 (mm) thì đảm bảo được tỉ số i = 0,54 đã chọn. 4.2.2. Tính lò xo hồi vị piston khí nén. Lò xo hồi vị piston khí nén được tính toán theo chế độ lò xo trụ chịu nén. - Đường kính dây lò xo: . Trong đó: d - Đường kính dây lò xo. Fmax - Lực lớn nhất tác dụng lên lò xo. = 784 (N) c - Hệ số đường kính, Với: D - Đường kính trung bình của lò xo. k - Hệ số tập trung ứng suất, được tính theo công thức: [t] - ứng suất giới hạn, với lò xo làm bằng thép 60C2, [t] = 750 (Mpa) Fmax = 784 (N). Chọn c = 13 ị , nên đường kính dây lò xo có giá trị là: Từ đó tính được đường kính trung bình: D = c.d = 13.6 = 78 (mm). - Số vòng làm việc của lò xo: Trong đó: ∆x - Chuyển vị làm việc của lò xo khi ngoại lực tăng từ giá trị nhỏ nhất (Fmin) đến giá trị lớn nhất (Fmax), ∆x = 49,65 (mm) Fmin = Fmax - C. ∆x = 522,67 (N) với C = 105,27 N/cm G - môđun đàn hồi vật liệu, G = 8.104 MPa. d, c - Đường kính dây lò xo và hệ số đường kính. Từ đó có số vòng lò xo là: vòng - Độ biến dạng cực đại của lò xo: - ứng suất của lò xo: - Số vòng toàn bộ của lò xo: n0 = n +2 = 6 + 2 = 8 vòng. Chiều cao lò xo lúc các vòng sít nhau. Hs = d(n0 - 0,5) = 6(8 - 0,5) = 45 (mm). - Bước của lò xo khi chưa chịu tải: t = (0,15 ữ 0,3)D Chọn t = 0,3.D => t = 23,5 (mm) - Chiều cao tự do của lò xo: H0 = n0ìt Trong đó: n0 - Số vòng toàn bộ của lò xo (n0 = 8). t - Bước của lò xo (t = 23,5). ị H0 = 8ì23,5 = 188 (mm). Kết luận chung Qua thực tế sử dụng hệ thống phanh của xe Hino nguyên thuỷ có độ bền và độ tin cậy cao. Sau khi cải tiến để chở cột điện, chiều dài thân xe được kéo dài thêm 1,2 m. Đề tài chọn phương pháp xác định hiệu quả phanh và ổn định chuyển động hướng của ô tô theo ECE, tiêu chuẩn quốc tế dùng cho nhiều nước, là công cụ chính hiệu quả để tính toán thiết kế lại hệ thống phanh. Đồ án đã tiến hành kiểm tra tỉ số phân chia lực phanh theo kích thước mới của xe, và đã đưa ra kết luận cần phải thay đổi tỉ số i này. Sau khi tính toán lựa chọn theo ECE thì i = 0,54 là tối ưu (trên hệ thống phanh cũ i = 0,42). Với tỉ số i mới, mô men phanh yêu cầu trên cầu trước và cầu sau đã thay đổi: Mp1 = 953,04 (kG.m) Mp2 = 1118,78 (kG.m) Đề tài tiến hành kiểm tra lại mô men phanh trên cầu trước và nhận thấy sai lệch của mô men phanh yêu cầu với áp suất thuỷ lực p = 185 kG/cm2 là nhỏ hơn 5 %. Vậy có thể bảo đảm chất lượng phanh của ô tô trong trạng thái làm việc. Các chi tiết khác đã được kiểm tra bền theo điều kiện làm việc và đảm bảo khả năng duy trì trạng thái phanh của ô tô. Do đã thay đổi tỉ số phân chia lực phanh sau khi kéo dài nên mô men phanh trên cầu sau không đáp ứng. Đề tài đã chọn được phương án cải tạo thoả mãn các yêu cầu đề ra ở trên : + Giữ nguyên kết cấu của cơ cấu phanh. + Giữ nguyên xi lanh thuỷ lực. + Thay đổi đường kính xi lanh khí nén d = 140 mm (với đường kính cũ là d = 113,8 mm), áp suất thuỷ lực đạt được ptl = 221,5 kG/cm2. + Khi sử dụng với áp suất khí nén pkn = 8 kG/cm2 thì Mp2 đáp ứng được mô men phanh yêu cầu trên cầu sau. + Hệ thống phanh vẫn đảm bảo độ bền và độ tin cậy trong quá trình làm việc sau khi cải tạo. Giải pháp kĩ thuật này hoàn toàn có thể thực hiện trong điều kiện ở nước ta hiện nay, vì thế tính khả thi là rất lớn. Tuy vậy sau cải tiến, so sánh giữa cơ cấu phanh trước và sau nhận thấy cơ cấu phanh sau có độ bền cũng như tuổi thọ thấp hơn cơ cấu phanh trước, vì thế trong quá trình làm việc các má phanh của cơ cấu phanh sau có thể nhanh mòn hơn. Trong quá trình làm đồ án, với thời gian có hạn nhưng bản thân em đã có cố gắng tìm hiểu thực tế và giải quyết các nội dung kĩ thuật hợp lý. Đây là bước khởi đầu quan trọng giúp cho em có thể nhanh chóng tiếp cận với ngành công nghiệp ô tô hiện nay của nước ta. Em rất mong nhận được những ý kiến đóng góp, bổ sung của các thầy, và các bạn để đề tài của em được hoàn thiện hơn, góp phần nhỏ bé vào nhu cầu sử dụng xe chuyên dụng ở Việt Nam hiện nay. Tài liệu tham khảo 1. Hướng dẫn thiết kế hệ thống phanh ô tô máy kéo Dương Đình Khuyến (1995) 2. Thiết kế và tính toán ô tô máy kéo Nguyễn Hữu Cẩn – Phan Đình Kiên (1987) 3. Lý thuyết ô tô máy kéo Nguyễn Hữu Cẩn, Dư Quốc Thịnh, Phạm Minh Thái, Nguyễn Văn Tài, Lê Thị Vàng (1998) 4. ECE Regulation No. 13: Uniform provisions concerning the approval of vehicles of categories M, N and O with regard to braking. 5. Hướng dẫn sử dụng Matlab phần cơ sở Trần Văn Nghĩa (2000) 6. Sức bền vật liệu Nguyễn Xuân Lựu, Bùi Đình Nghi, Vũ Đình Lai 7. Dung sai và đo lường cơ khí An Hiệp – Trần Vĩnh Hưng (1999) 8. Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Trịnh Chất – Lê Văn Uyển (2000) 9. Các tài liệu sử dụng của hãng HINO, hyundai