TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CƠ CẤU PHANH XE TẢI

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CƠ CẤU PHANH XE TẢI
Hệ thống phanh là một hệ thống đặc biệt quan trọng trên ô tô, do vậy việc
tính toán thiết kế hệ thống phanh là một công việc cần thiết. Nhiệm vụ đặt ra là
phải tính toán để xác định được giá trị mô men phanh yêu cầu, giá trị mô men
phanh do các guốc phanh sinh ra trong quá trình phanh ô tô; Sau đó chứng minh
sự cần thiết phải lắp bộ điều chỉnh lực phanh, tính toán sự thay đổi áp suất khí nén
trong các dòng phanh cầu trước và cầu sau, xây dựng các đường đặc tính
1. CÁC SỐ LIỆU ĐÃ BIẾT:
- Trọng lượng bản thân G
0
= 7380 [ KG]
+Tải trọng phân bố lên cầu trước: G
01
= 3455 [ KG]
+ Tải trọng phân bố lên cầu sau: G
02
= 3925 [ KG]
- Tải trọng toàn bộ: G
a
= 26500 [ KG]
+Tải trọng phân bố lên cầu trước: G
a1
= 6500 [ KG]
+ Tải trọng phân bố lên cầu sau: G
a2
= 20000 [ KG]
-Tọa độ trọng tâm theo chiều cao: Hg = 1100 [ mm ] khi đầy tải
1.1. Xác định tọa độ trọng tâm a, b:
Trường hợp ô tô đầy tải:
Tọa độ trọng tâm của xe a, b,

L
∆
O2
O1
Z1
Z2/2Z2/2
Z2
Ga
O
hg
b
a
L
Lo
Hình 1. Sơ đồ lực tác dụng lên ô tô (trường hợp ô tô đầy tải)
Trong đó:
G
a
: Trọng lượng toàn bộ của xe.
G
a1
, G
a2
: Trọng lượng phân bố lên cầu trước và cầu sau của xe.
Gọi thứ tự các cầu tính từ phía đầu xe trở lùi là: cầu 1, cầu 2, cầu 3.
Gọi cầu 1 là cầu trước và cầu 2, cầu 3 là cầu sau.
Như vậy ta có:
L
O
= 3380 [mm] là khoảng cách giữa cầu 1 và cầu 2.

∆L = 1300 [mm] là khoảng cách giữa cầu 2 và cầu 3.
L = L
0
+
2
L∆
=
4030
2
1300
3380 =+
[mm]
L = 4030 [mm] là chiều dài cơ sở của xe.
Tọa độ trọng tâm theo chiều dọc: a, b
Theo sơ đồ trên (hình 1) ta qui ước chiều dương ngược chiều kim đồng hồ.
Lấy mô men tại O
1
ta có :
G
a
.a -
L
Z
.
2
2
0
-
).(
2

0
2
LL
Z
∆+
= 0
⇒ a =
a
G
L
LZ






∆
+
2
02
Mà Z
2
= G
a2
⇒ a =
a
a
G
L

LG






∆
+
2
02
=
L
G
G
a
a
.
2
(1)
a =
5,30414030.
26500
20000
=
[mm]
Theo sơ đồ hình 1. ta có : a + b = L (2)
⇒ b = L – a = 4030 – 3041,5 = 988,5 [mm]
Vậy ta đã tính được tọa độ trọng tâm với trường hợp xe đầy tải là:
+ a = 3041,5 [mm] = 3,0415 [m]

+ b = 988,5 [mm] = 0,9885 [m]
+ hg = 1100 [mm] = 1,100 [m]
1.2. Xác định mô men phanh cần sinh ra ở các cơ cấu phanh:
Trường hợp ô tô đầy tải:
Khi phanh, bỏ qua lực cản gió P
w
và lực cản lăn P
f1
, P
f2
vì khi phanh vận tốc
giảm dần rất nhanh, nếu như phanh đến vận tốc V = 0 thì lực P
f1
+ P
f2
rất nhỏ so
với P
P1
+P
P2
Lo
L
a
b
hg
O
Ga
Z2
Z2/2 Z2/2
Z1

O1
O2
∆
L
Pj
ω
P
Pp2/2
Pp1
Pp2/2
Hình 2. Sơ đồ lực tác dụng lên ô tô khi phanh (trường hợp ô tô đầy tải).
Từ hình 2. Ta viết phương trình cân bằng mômen:
Với
g
G
JP
a
Pj
.=
(3)
- Lập phương trình cân bằng momen đối với O
2
ta có

0
1
=−− hgbL
P
G
z

j
a
⇒








+=
g
hJ
b
L
G
Z
gp
a
1
1
.
(4)
- Lập phương trình cân bằng momen đối với O
1
ta có
0
2
=−− hgLa

PZ
G
j
a

⇒








−=
g
hJ
a
L
G
Z
gp
a
1
2
.
(5)
Trong đó :
g - gia tốc trọng trường, g = 9,81[m/s
2

]
J
p
- Gia tốc chậm dần khi phanh, J
p
= ϕ.g
ϕ- Hệ số bám của bánh xe đối với đường
Khi tính toán để cho cơ cấu phanh có khả năng sinh ra một mômen cực đại luôn
luôn lớn hơn hoặc tối thiểu bằng mômen xác định theo điều kiện bám, ta lấy giá trị
tối đa.Đối ô tô tải do khó bố trí cơ cấu phanh trong bánh xe và xe thường cháy ở
trên đường xấu, nên thường lấy: ϕ = 0,6 ÷ 0,8 ta chọn ϕ = 0,7
Để sử dụng hết trọng lượng bám của ôtô thì cơ cấu phanh được bố trí ở các
bánh xe trước và sau. Lực phanh lớn nhất đối với toàn bộ xe tức là phanh có hiệu
quả lớn nhất khi lực phanh sinh ra ở các bánh xe tỉ lệ thuận với tải trọng tác dụng
lên chúng.
Từ đó ta có lực phanh cực đại tác dụng lên bánh xe ở cầu trước và sau là :
- Lực phanh sinh ra ở cầu trước:
P
p1
= ϕ.Z
1
[N] (6)
- Lực phanh sinh ra ở cầu sau:
P
p2
= ϕ.Z
2
[N] (7)
Từ (6) và (4) ta có lực phanh sinh ra ở một bánh của cầu trước là :
( )







+=
11
.
.2
.
g
a
p
hb
L
G
P
ϕϕ
[N] (8)
Với : G
a
= 26500 [KG] = 259965[N]
L = 4030 [mm] = 4,030 [m]
⇒
( )







+
×
= 1,1.9885,0
030,42
259965
.
1
ϕϕ
p
P
= 31882,8.
ϕ
+ 35479,1.
ϕ
2
[N]
Từ (7) và (5) ta có lực phanh cần sinh ra ở một bánh của cầu sau là:
( )






−=
12
.
4

.
g
a
p
ha
L
G
P
ϕϕ
(9)

⇒
( )






−
×
= 1,1.0415,3
030,44
259985
.
2
ϕϕ
p
P
= 49053,

ϕ
- 17740,9.
ϕ
2
[N]
Vậy mômen cần sinh ra ở các cơ cấu phanh.
+ Mô men phanh cần sinh ra ở 1 cơ cấu phanh trước:
M
p1
= P
p1
.r
bx
(10)
Trong đó : r
bx
: bán kính làm việc của bánh xe
Đối với xe TẢI cả cầu trước và càu sau điều sử dụng một loại lốp có ký hiệu nhu
sau: 10.00-20R-14PR ta có đường kính ngoài của lốp D = 34in = 863,6 [mm]
Vậy ta có bán kính làm việc của lốp theo thiết kế là.
r
o
= D/2= 863,6/2 = 431,8 [mm]
Ta có r
bx
được xác định theo công thức sau: r
bx
= λ
b
. r

o
[mm]
Với : λ
b
là hệ số biến dạng của lốp,chọn λ
b
= 0,95
⇒ r
bx
= 0,95.431,8 = 410,21 [mm] = 0,4102 [m]
⇒ M
p1
= (31882,8.
ϕ
+ 35479,1.
ϕ
2
).0,4102
= (31882,8.0,7 + 35479,1.0,7
2
).0,4102
= 16286 [Nm]
+ Mô men cần sinh ra ở cơ 1 cấu phanh sau:
M
p2
= P
p2
.r
bx
= (49053,

ϕ
- 17740,9.
ϕ
2
)

.

0,4102

= (49053,0,7 - 17740,9.0,7
2
)

.

0,4102

[Nm]
= 10519 [Nm]
Từ mômen sinh ra ở trên ta chọn cơ cấu phanh trước và cơ caaus phanh sau
có cùng cơ cấu ép bằng cam, có cùng kính thước và cung kiểu bố trí
2. XÁC ĐỊNH CÁC KÍCH THƯỚC CƠ BẢN CỦA CƠ CẤU PHANH
2.1. Các số liệu cơ bản:
+ Cơ cấu phanh trước: Theo tài liệu tham khảo [2], đường kính trống phanh
năm trong khoảng: d
t
= (0.8 ÷ 0.85)r
bx,
ta chọn : d

t
= 084. r
bx
= 0.84.410.2 = 344.6
d
t
- Đường kính bề mặt ma sát của trống phanh; d
t
= 410 (mm)
b - Bề rộng má phanh; b = 160 (mm)
β- Góc ôm má phanh; β = 116
0
α
0,
α
1
- Góc đặt tấm ma sát; α
0
= 29
0
α
1
dN
dFT
P
Y
X
rt
h
h'

h''
O
s
d
α
α
0
C
β
α
l

α
1
= 145
0
d
k
: Đường kính vòng tròn cơ sở của cam; d
k
= 38 (mm)
l
k
: Chiều dài đòn dẫn động cam trước; l
k
= 150 (mm)
Các kích thước : h’ = 158(mm); h
”
= 162 (mm),
h = h

’
+ h
”
= 158+162 = 320 (mm)
D
1
= 185 (mm):Đường kính của màng bầu phanh trước
+ Cơ cấu phanh sau:
d
t
: Đường kính trống phanh; d
t
= 410 (mm)
b : Bề rộng má phanh; b = 170 (mm)
β : Góc ôm má phanh; β = 116
0
α
0,
α
1
: Góc đặt tấm ma sát; α
0
= 29
0
; α
1
= 145
0
d
k

: Đường kính vòng tròn cơ sở của cam; d
k
= 38 (mm)
l
k
: Chiều dài đòn dẫn động cam phanh sau; l
k
= 145 (mm)
D
2
= 170 (mm) đường kính của màng bầu phanh sau;
Các kích thước : h
’
= 158 (mm); h
”
= 162 (mm)
h = h
’
+ h
”
= 158+162 = 320 (mm)
2.2. Xác định mô men phanh do cơ cấu phanh trước sinh ra.
Hiện nay để xác định mô men phanh M
p
ta có ba phương pháp là: Đồ thị, giải tích
và đồ - giải. Phương pháp giải tích phổ biến và ưu việt hơn cả vì nó đơn giản, có
độ chính xác cao và thuận tiện khi cần phân tích ảnh hưởng của các thông số.
Bởi vậy ở đây em sử dụng phương pháp giải tích để tính, và ta có sơ đồ tính
như sau:

Hình 4. Sơ đồ tính.
Xét cân bằng guốc phanh với các giả thuyết sau:
- Áp suất phân bố đều theo chiều rộng má phanh.
- Quy luật phân bố áp suất theo chiều dài má phanh không phụ thuộc vào
giá trị lực ép tác dụng lên guốc và có dạng tổng quát:
q = q
max
.ψ
(
α
)
Trong đó:
q
max
- Ap suất lớn nhất trên má phanh.
ψ
(
α
)
- Hàm phân bố áp suất.
- Hệ số ma sát µ giữa trống và má phanh không phụ thuộc vào chế độ phanh.
Đối với cơ cấu phanh đang khảo sát và tính toán, guốc phanh chỉ có một bậc
tự do nên xét trường hợp áp suất trên má phanh phân bố theo quy luật đường sin:
q = q
max
.sinα. (12)
Khi phân bố theo đường sin, các phần tử lực pháp tuyến dN và lực ma sát
dF
T
từ phía trống phanh tác dụng lên phần tử vô cùng bé dα (hình 3) của má phanh

là:
dN

= q
max
.b.r
t
.sinα.dα
dF
T
= µ.q
max
.b.r
t
.sinα.dα
Và lực ma sát tạo ra một mô men phanh:
dM
p
=dF
T
.r = µ. q.b.r
t
2
.dα, hay
dM
p
=µ. q
max
.b.r
t

2
.sinα.dα. (13)
Tích phân biểu thức (13) từ α
0
đến α
1
ta được mô men phanh tổng do các
guốc phanh tương ứng tạo ra (guốc tự siết chỉ số1, guốc không tự siết chỉ số2):

∫
=
1
0
.sin
2
max2,1
α
α
ααµ
drbqM
tP

(14)
Để xác định q
max
, ta viết phương trình cân bằng mô men đối với điểm quay
(C) của guốc :

0.sin
1

0
1
0
=−±=
∫∫
∑
α
α
α
α
α
dNsdFlhPM
Tc
(15)
Thế các biểu thức của dF
T
và dN vào (15) và l= (r
t
- scosα), thì sau khi biến
đổi chúng ta có:
q
max
=[P.h/(r
t.
.b)]/{s
∫ ∫ ∫
−
1
0
1

0
1
0
].cos.sin.sin[.sin.sin
α
α
α
α
α
α
αααααµααα
dsdrd
t

} (16)
Thế biểu thức (16) vào phương trình (14) rồi chia tử và mẫu cho r
∫
1
0
.sin
α
α
αα
d

chúng ta nhận được phương trình xác định mô men của mỗi guốc theo lực ép:
M
p1,2
= P.h.µ/(A


µB) (17)
Ở đây: A=
t
r
s
.
)cos(cos4
)(2)2sin()2sin(
10
0110
αα
αααα
−
−+−
(18)
B=
)cos(cos
.2
1
10
αα
−−
t
r
s
(18)
Dấu (-) ở mẫu số của biểu thức (17) tương ứng với guốc tự siết, còn dấu (+)
tương ứng với guốc không tự siết.
Như vậy mô men tổng của cả 2 guốc phanh sẽ là:
M

P
∑
= M
P1
+ M
P2
=
22
22
11
11
BA
hP
BA
hP
µ
µ
µ
µ
+
+
−
(19)
α
1
β
C
α0
O
X

P
9
0
°
Pmax
Vì cơ cấu phanh yêu cầu có độ cứng vững cao, là loại phanh guốc một bậc tự
do nên:ψ
(α)
= sinα và áp suất q
max
tác dụng ở điểm có α =90
0
(hình 4).
Hình 5. Biểu đồ phân bố áp suất trên má phanh theo qui luật hình sin.
Với: α
0
= 29
0
α
1
= 145
0
r
t
= 410/2 = 205 (mm)
s = 162 (mm)
Thay các giá trị trên vào (18) và (19)
⇒ A =
( ) ( ) ( )
785,0

205
162
.
)145cos29(cos4
)
180
1416,3
.(291452145.2sin29.2sin
00
0000
=
−
−+−
⇒ B = 1-
34,0)145cos29(cos
205.2
162
00
=−
Ở đây, cơ cấu ép bằng cam nên ta có:
M
p1
= M
p2
; A
1
= A
2
= A và B
1

= B
2
= B, (20)
tức là:
P
1
.h
1
/(A-µ.B) = P
2
.h
2
/(A+µ.B) (21)
Từ điều kiện cân bằng cam ép (hình 5), ta có:
P
d
.l
k
= (P
1
+P
2
).d
k
/2 (22)
l

k
P
d

P

1
h

1
h
2
d
k
2
P

Hình Sơ đồ tính toán cơ cấu ép.
Từ (21), nếu xem h
1
≈ h
2
thì:
P
2
= P
1
.
BA
AP
BA
BA
PP
BA

BA
.
2
).(
).(
1
).(
).(
1
12
µµ
µ
µ
µ
−
=








−
+
++⇒
−
+
Thay biểu thức trên vào (22), ta tìm được:

Lực do guốc tự siết sinh ra:
P
1
=
)1(
A
B
d
l
P
k
k
d
µ
−
[N] (23)
Lực do guốc tự tách sinh ra:
P
2
=
)1(
A
B
d
l
P
k
k
d
µ

+
[N] (24)
với: l
k
- Chiều dài đòn dẫn động cam trước; l
k
= 150 (mm)
d
k
- Đường kính vòng tròn cơ sở của cam quay; d
k
= 38 (mm)
µ - Hệ số ma sát giữa má phanh và trống phanh
µ = 0,32 ÷ 0,38, chọn µ = 0,35
A, B: Hệ số kết cấu
Lực tác dụng lên đòn của cam ép cơ cấu phanh trước được xác định theo công
thức:
11
SpP
d
×=
[N] (25)
Ở đây:
p: áp suất trong bầu phanh.
S
1
=
4
.
2

1
D
π
[mm
2
]: Diện tích làm việc của màng bầu phanh trước
D
1
= 185 (mm): Đường kính của màng bầu phanh trước
Thay các giá trị trên vào (25) ta có:
4
10.185
.14,3.
62
1
−
= pP
d
= 0,027p[N]
+ Lực ép tác dụng lên guốc tự siết:
⇒ P
1
= 0,027p.
38
150
(1- 0,35.
785,0
34,0
) = 0,09p [N]
+ Lực ép tác dụng lên guốc tự tách:

P
2
=
)1(
1
A
B
d
l
P
k
k
d
µ
+


⇒
P
2
= 0,027p.
38
150
(1+ 0,35.
785,0
34,0
) = 0,13p [N]
Với cơ cấu ép bằng cam ta có mô men do 2 guốc sinh ra bằng nhau;
A
1

= A
2
= A và B
1
=B
2
= B, ta có mô men mà cơ cấu phanh sinh ra:
M
P
∑
=
BA
hP
BA
hP
µ
µ
µ
µ
+
+
−
2211
(26)
+ Mô men phanh do một cơ cấu phanh ở cầu trước sinh ra là:
M
p1t
= M
P
∑

=
BA
hP
BA
hP
µ
µ
µ
µ
+
+
−
2211
(với h
1
= h
2
= h = 320 (mm))
M
p1t
=
=
×+
××
+
×−
××
−−
34,035,0785,0
35,010.32013,0

34,035,0785,0
35,010.32009,0
33
pp
0,032p [N.m]
2.3. Xác định mô men phanh do cơ cấu phanh sau sinh ra:
- Theo (24 ) lực tác dụng lên đòn của cam ép cơ cấu phanh sau được xác định
như sau:
22
SpP
d
×=
= p.
4
.
2
2
D
π
( 27 )

⇒
P
d2
= p.
=
−6
2
10.
4

170.14,3
0,023p [N]
- Theo (22) lực ép tác dụng lên guốc tự siết:
P
1
=
)1(
2
A
B
d
l
P
k
k
d
µ
−


=−= )
785,0
34,0
35,01(
38
145
.023,0P
1
p
0,075p [N]

- Theo (24) lực ép tác dụng lên guốc guốc tự tách:
P
2
=
)1(
2
A
B
d
l
P
k
k
d
µ
+

P2 = 0,023p.
=+ )
785,0
34,0
35,01(
38
145
0,101p [N]
- Theo (26) ta có mô men phanh do một cơ cấu phanh ở cầu sau sinh ra:
M
p2s
= M
P

∑

=
M
p2s
=
=
×+
××
+
×−
××
−−
34,035,0785,0
35,010.320101,0
34,035,0785,0
35,010.320075,0
33
pp
0,025p [N.m]
3. XÁC ĐỊNH ÁP SUẤT PHANH:
+ Xác định áp suất của cơ cấu phanh trước:
Từ công thức (26), ta có:
M
P
∑
=
BA
hP
BA

hP
µ
µ
µ
µ
+
+
−
2211
Mà: P
1
=
)1(
1
A
B
d
l
P
k
k
d
µ
−
P
2
=
)1(
2
A

B
d
l
P
k
k
d
µ
+

Trong đó:

4
2
1
11
D
pP
d
π
=
và
4
2
2
22
D
pP
d
π

=
⇒
M
P
∑

= p
1
.





























+
−
+














−
+
BA
h
B
A

d
l
D
BA
h
A
B
d
l
D
k
k
k
k
µ
µ
π
µ
µµ
π
µ
.1
1
2
1
1
2
).1(.
4
.).1(.

4
1
1

Đặt: k
1
=





























+
−
+














−
+
BA
h
B
A
d
l

D
BA
h
A
B
d
l
D
k
k
k
k
µ
µ
π
µ
µµ
π
µ
.1
2
1
1
2
).1(.
4
.).1(.
4
1
1

1


⇔
M
P1
∑

= P
1
.k
1
[N.m] (28)
k
1
=
















−
+
33.0.35,0685,0
35,0.32,0)
685.0
33,0
.35,01(
038,0
14,0
.
4
18,0.1416,3
2

+
+















+
−
33,0.35,0685,0
35,0.32,0)
685.0
33,0
.35,01(
038,0
14,0
.
4
18,0.1416,3
2
K
1
= 0.0954
Vậy ta có áp suất phanh của cầu trước p
1
[N/m
2
], là:
p
1
=
1
1
k
M
p

[N/m
2
]
+ Xác định áp suất của cơ cấu phanh sau:
Tương tự ta thay các giá trị ứng với cơ cấu phanh sau vào công thức (26) thì
ta nhận được áp suất của cơ cấu phanh sau là:
M
P
∑
= p
2
.k
2
[N.m]
⇒
p
2
=
2
2
k
Mp
[N/m
2
]
Với K
2
=
















−
+
33.0.35,0685,0
35,0.32,0)
685.0
33,0
.35,01(
038,0
145,0
.
4
17,0.1416,3
2

+
+















+
−
33,0.35,0685,0
35,0.32,0)
685.0
33,0
.35,01(
038,0
145,0
.
4
17,0.1416,3
2
k
2
= 0.03759
Ứng với các giá trị hệ số bám khác nhau, mô men phanh khác nhau ta có bảng sau:

Bảng 2: Giá tri áp suất phanh cầu trước theo φ, M
p1
với trường hợp đầy xe tải:
ϕ
0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8
M
p1
(N.m)
4292.5
9
9541.13 15745.62 229006 31022.45
40094.7
9 50123.1 61107.3
K
1
0.03954 0.03954 0.03954 0.03954 0.03954 0.03954 0.03954 0.03954
p
p1
=M
p1
/k
1
( N/m2 )
Bảng 3. Giá tri áp suất phanh cầu sau theo φ, M
p2
với trường hợp xe đầy tải:
ϕ
0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8
M
p2

(N.m)
8617.66 16279.37 22985.14 28734.95 33528.82 373674 40248.71 42174.73
K
2

0.03759 0.03759 0.03759 0.03759 0.03759 0.03759 0.03759 0.03759
p
p2
=M
p2
/k
1
(N/m2)
1
2
3

Hình 7. Đồ thị biểu diển quan hệ áp suất phanh dòng trước và sau
theo lý thuyết.
+ Đường 1 biểu diển quan hệ giữa áp suất dòng sau và hệ số bám đối với
trường hợp xe đầy tải. tải:
+ Đường 2 biểu diển đặc tính lý tưởng.
+ Đường 3 biểu diển quan hệ giữa áp suất dòng sau theo hệ số bám trường
hợp xe không tải.
4. TÍNH KIỂM TRA HIỆU QUẢ PHANH THỰC TẾ:
Khi người lái tác động lên bàn đạp phanh thì ở các cơ cấu sẽ hình thành các
mô men ma sát, còn gọi là mô men phanh M
p
.
Nếu lúc phanh ngặt tất cả các bánh xe sẽ đồng thời bị hãm cứng và lực phanh

đạt giá trị cực đại bằng lực bám, tức là:
11
.ZP
p
ϕ
=
,
22
.ZP
p
ϕ
=
, thì hiệu quả phanh sẽ cao nhất (29)
Từ (28) có thể viết:
ϕ
===
+
+
==
g
J
gm
Jm
ZZ
PP
Z
P
Z
P
p

a
papppp
.
.
21
21
2
2
1
1
hay:
g
g
p
p
ha
hb
Z
Z
P
P
.
.
2
1
2
1
ϕ
ϕ
−

+
==
(30)
Ở đây ta chỉ tính toán cho một cơ cấu phanh ở cầu trước và cầu sau. Vì cầu
trước có 2 cơ cấu phanh, cầu sau có 4 cơ cấu phanh cho nên biểu thức (29)ta viết
lại như sau:
β
p
=
2/)(
)(
4/
2/
2
1
2
1
g
g
p
p
ha
hb
Z
Z
P
P
ϕ
ϕ
−

+
==
⇒ β
p
=
2/)(
)(
4/
2/
2
1
2
1
g
g
p
p
ha
hb
Z
Z
P
P
ϕ
ϕ
−
+
==
=
2

1
2
p
p
M
M
(31)
(do tất cả các bánh xe đều có cùng bán kính r
bx
)
Trong đó: P
P1
, P
P2
- Tương ứng là lực phanh do một cơ cấu phanh cầu trước
và cầu sau tạo ra.
M
P1,
M
P2
- Tương ứng là mô men phanh do một cơ cấu phanh cầu trước và
cầu sau tạo ra.
Z
1
, Z
2
- Phản lực pháp tuyến của mặt đường tác dụng lên lốp xe khi phanh
tương ứng ở cầu trước và cầu sau.
Để xác định quan hệ lý tưởng giữa P
p1

và P
p2
phụ thuộc vào hệ số bám và
mức độ chất tải của xe ta sử dụng hệ số β
p
=
).(
.
2
1
2
1
g
g
p
p
ha
hb
Z
Z
P
P
ϕ
ϕ
−
+
==
gọi là hệ số
phân phối lực phanh thì ta thấy rằng: để đảm bảo hiệu quả phanh cao nhất (khi sử
dụng toàn bộ trọng lượng bám của xe) thì hệ số phân phối lực phanh β

p
phải là
một đại lượng thay đổi phụ thuộc vào trạng thái đường (cụ thể là hệ số bám) và
mức độ chất tải của xe (thể hiện qua các toạ độ trọng tâm). Đồ thị biểu diễn quan
hệ thay đổi lý tưởng được thể hiện trên hình 8.
Từ các kết quả tính toán ở trên ta tiến hành lập bảng và xây dựng các đường
đặc tính lý thuyết.
Bảng 4. Các thông số cơ bản của xe ứng với khi đầy tải.
Thông số G[KG] a[mm] b[mm] h
g1
[mm] r
bx
[mm] L [mm]
Đầy tải 26060 2987,5 952,5 1458,7
505
3940

Bảng 5. Bảng kết quả tính toán hệ số β
p
=M
p1
/M
p2
khi xe đầy tải.
φ
0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8
M
P1
(Nm)
4292.59

9541.13
15745.6
2 229006
31022.4
5
40094.7
9
50123.0
7 61107.3
M
p2
(Nm)
8617.6
6
16279.3
7
22985.1
4
28734.9
5
33528.8
2 373674
40248.7
1 42174.73
β
p
=M
P1
/M
p2

0.38 0.46 0.54 0.63 0.74 0.86 1.01 1.17

Hình 8 . Đồ thị biểu diễn quan hệ giữa hệ số β
P
= f(ϕ) và hệ số bám φ
+ Đường số 1 trên đồ thị biểu diễn mối quan hệ giữa hệ số phân phối lực
phanh β
P
và hệ số bam φ khi xe đầy tải.
+ Đường số 2 là đường biểu diễn hệ số
ttp
Const
ββ
==
Trong khi mô men phanh thực tế do cơ cấu phanh tạo ra là quan hệ tuyến tính
và qua gốc toạ độ:
M
p1t
= p
1
.K
1
( 6-32 )

M
p2s
= p
2
.K
2

( 6- 33 )

Trong đó:
p
1
, p
2
- Tương ứng là áp suất phanh trong bầu phanh trước, sau;
1
2
1
K
1
, K
2
: Tương ứng là các hằng số đặt trưng cho kết cấu của cơ cấu
phanh trước và cơ cấu phanh sau.
Khi không có bộ điều chỉnh lực phanh thì, áp suất phanh của bầu phanh trước
và bầu phanh sau khi phanh khẩn cấp là như nhau, tức là: p
1
= p
2
.
Khi đó ta có :
ps
pt
p
M
M
=

β
(34)
Với kết quả phần tính mô men phanh sinh ra ở các cơ cấu phanh, ta có.
- Tỷ số mô men phanh :
Từ đồ thi trên hình 7 ta có. Khi φ = 0,565 thì p
1
= 952196,3 [ N/m
2
]
p
2
= 951756,5 [ N/m
2
]
Thay p
1
= 952196,3 [ N/m
2
]vào ( 6 . 25 ) và p
2
= 951756,5 [ N/m
2
] vào (27) giải
ra ta có.
+ Mô men phanh cầu trước.
M
p1t
=
=
×+

××
+
×−
××
−−
34,035,0785,0
35,010.32029,116868
34,035,0785,0
35,010.32087,86099
33
28958,52
[N.m]
+ Mô men phanh cầu sau.
M
p2s
= M
P
∑

=
M
p2s
=
=
×+
××
+
×−
××
−−

34,035,0785,0
35,010.3205,90026
34,035,0785,0
35,010.32087,86099
33
24307,45
[N.m]
Thay số vào (34) ta có.
β
ptt
=
64,0
45,24307.4
52,28958.2
2
1
==
p
p
M
M
(35)
- Hệ số góc của đường thẳng (35) bằng : β
ptt
=
=
ps
pt
M
M

0,64
Từ quan hệ (31) và (34) ta có:

64,0
.
.
2
1
=
−
+
=
g
g
p
p
ha
hb
M
M
ϕ
ϕ
(36)
Thay số liệu vào biểu thức (34) và giải được:
ϕ
= 0,48
Áp suất phanh thực tế sẽ là.
P
1
=

1
1
K
M
tp
[ N/m
2
] (37)
P
1
=
2
2
K
M
sp
[ N/m
2
] (38)
Bảng 6 : Bảng kết quả tính toán giá trị áp suất cho cầu trước.
ϕ
0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8
M
p1t
(N.m)
6794.63
9871.1
6 17105.7
24942.5
8 32983.58 41106 50248.78 56991.5

K
1
0.03954
0.0395
4 0.03954 0.03954 0.03954 0.03954 0.03954 0.03954
p
p1
=M
p1
/k
1
( N/m2 )
Bảng 7: Bảng kết quả tính toán giá trị áp suất cho cầu sau.
ϕ
0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8
M
p2s
(N.m)
8337.27 15879.6 22878.6
26314.2
9 33019.5 34218.58 39028.44
43755.92
K
2

0.03759 0.03759 0.03759 0.03759 0.03759 0.03759 0.03759 0.03759
p
p2
=M
p2

/k
1
(N/m2)
1400
1200
160014001200
0
0,4
0,2
0,60,8
0,1
0,30,5
0,7 200 400 600 800 1000
1200
200
400
600
800
1000
4
3
5
1
2
x
1000 ( N/m )
2
2
p
ϕ

p
1
2
x
1000 ( N/m )
808261,3
808262
0,48
0,19
170842
170341,3
Hình 9: Đồ thi biểu diễn quan hệ áp suất phanh cầu trước và cầu sau xe
HUYUDAI-HD270.
+ Đường số 1 biểu diễn mối quan hệ giữa áp suất dòng sau với hệ số bám
trường hợp xe không tải.
+ Đường số 2 biểu diễn quan hệ áp suất dòng sau và hệ số bám đối với
trường hợp xe đầy tải.
+ Đường số 3 biểu diễn quan hệ giữa áp suât dòng trước và dòng sau đối với
trường hợp xe đầy tải.
+ Đường số 4 biểu diễn đặc tính lý tưởng.
+ Đường số 5 biểu diễn quan hệ áp suất dòng trước và dòng sau trường hợp
xe không tải.
Kết luận:
+ Từ đồ thị nhận được ở hình (7), ( 8) và ( 6-9 ) với hê số bám
ϕ
= 0,48 thì
xe HYUNDAI-HD270 không cần dùng bộ điều hòa lực phanh là thỏa mản.
+ Ta nhận thấy khi ϕ = 0,48 thì áp suất
P
1

= 808261,3 [N/m
2
], P
2
= 808262 [N/m
2
]. Với giá trị áp suất này máy nén khí
đáp ứng được.
Khi đó gia tốc phanh là:
J
max
= φ.g = 0,48.9,81= 4,7 [m/s
2
] (39)
J
max
= 4,7 [ m/s
2
]
Theo tiêu chuẩn về hiệu quả phanh cho phép ô tô lưu hành trên đường bộ (Bộ
GTVT Việt nam quy định, 1995) (Sách LÝ THUYẾT Ô TÔ MÁY KÉO Nhà xuất
bản khoa học và kỹ thuật Hà Nội – 1998 phát hành), thì gia tốc chậm dần phanh
cực đại J
max
≥ 4,2 [ m/s
2
]. Vậy khi φ = 0,48 thì J
max
= 4,7 [ m/s
2

] phanh đạt yêu
cầu.
5: TÍNH KIỂM TRA CÁC CHI TIẾT CỦA CƠ CẤU PHANH.
5.1. Kiểm tra bề rộng má phanh:
Kiểm tra bề rộng má phanh thông qua kiểm tra áp suất bề mặt ma sát thông
qua tải trọng riêng quy ước (thông số đánh giá gián tiếp).
Chiều rộng má phanh b được tính sao cho khi phanh với lực phanh cực đại,
áp suất trên bề mặt ma sát q không lớn hơn 2,0 MPa [MN/m
2
] và tải trọng riêng
quy ước:
[ ]
p
F
gm
p
a
≤=
∑
.
(40)
Trong đó: m
a
, g: khối lượng toàn bộ của xe và gia tốc trọng trường
F
Σ
: tổng diện tích tất cả các má phanh trên ô tô
F
Σ
= F

t
+ F
s
Với F
t
tổng diện tích tất cả các má phanh ở cầu trước
F
t
=
180
4
πβ
b
F
t
=
=
180
14,3 116.4 b
8,09 [m
2
]
F
s
- Diện tích của các má phanh sau
Giả thiết bề rộng trên các má phanh của cơ cấu trước và sau bằng nhau, ta có:
F
s
= F
t

⇒ F
Σ
= 2.F
t
= 2×8,09.b = 16,18.b[m
2
] (41)
Từ (38) ta có:
6
10.25,0
.18,16
81,926060
.
≤
×
==
∑
bF
gm
p
a

6
10.25,018,16
81,926060
×
×
≥⇒ b
[m]

≥⇒ b
0,067 [m]
hay
67
≥⇒
b
[mm]
Như vậy bề rộng các má phanh trên các cơ cấu phanh trước bằng 160 (mm)
và cơ cấu phanh sau bằng 170 (mm) là bảo đảm.
Kiểm tra bề rộng má phanh thông qua áp suất trên bề mặt má phanh q
t
theo
công thức:

[ ]
q
rb
M
q
t
P
≤=
βµ

2
[ ]
qr
M
b
t

p

2
βµ
≥⇒
(42)
Trong đó:
M
P
: mô men do guốc phanh của má phanh đó tạo ra.
Với cơ cấu phanh của cầu trước: M
p1t
= 28958,52 [N.m]
Với cơ cấu phanh của cầu sau: M
p1s
= 24307,45 [N.m]
µ: hệ số ma sát giữa má phanh và trống phanh;
µ
= 0,35.
r
t
: Bán kính tang trống; r
t
= 205 [mm]
β= 116
0
[q]: Áp suất trung bình cho phép của bề mặt ma sát của trống phanh; Áp
suất cho phép trên bề mặt má phanh phụ thuộc bởi nguyên liệu má phanh và trống
phanh. Ap suất này thay đổi trong giới hạn rộng. Đối với các má phanh hiện nay
dùng cho ô tô áp suất trung bình cho phép khi phanh với cường độ cực đại nằm

trong giới hạn từ 1,5
÷
2 MN/m
2
.Ta chọn [ q
tb
] = 2 [MN/m
2
].
Ở đây mô men phanh của cơ cấu phanh cầu trước lớn hơn mô men phanh
của cơ cấu phanh cầu sau nên ta chỉ kiểm tra bề rộng má phanh với trường hợp cơ
cấu phanh cầu trước:
[ ]
=≥
qr
M
b
t
tP

2
1
βµ
=
62
10.2.14,3.116.205.35,0
180.52,28958
0,1544 [m]
Hay b ≥ 154,4 [mm]
So điều kiện ta thấy bề rộng các má phanh trên các cơ cấu phanh trước

bằng 160 (mm) và các cơ cấu phanh sau bằng 170 (mm) là thỏa mản.
5.2. Kiểm tra điều kiện tự siết:
Hiện tượng tự siết là hiện tượng má phanh tự siết vào trống phanh chỉ bằng
lực ma sát mà không cần tác dụng của lực dẫn động.
Từ (20) ta có công thức M
p1,2
= Phµ/(A

µB)
Đối với phanh guốc, hiện tượng tự siết vào trống phanh sẽ xảy ra khi mẫu
số bằng không. Để tránh hiện tượng này phải đảm bảo điều kiện:
0. >− BA
µ

B
A
<⇒
µ
(43)
Với:
A = 0,785; B = 0,34 là các hệ số kết cấu của cơ cấu phanh.
Thay các số liệu trên vào (39) ta được:
µ <
34,0
785,0

⇒ µ < 1,99
So với giá trị của hệ số ma sát giữa má phanh và tang trống µ = 0,32÷ 0,38.
Như vậy hiện tượng tự siết không xảy ra.
5.3. Tính công ma sát riêng:

Công ma sát riêng (l
ms
) bằng tỷ số giữa công ma sát sinh ra khi phanh ô tô
máy kéo từ tốc độ cực đại đến dừng và tổng diện tích (F
Σ
) của tấtcả các má pha
Ta có công thức tính công ma sát riêng :

∑
=
F
VG
l
aa
ms
2
.
2
(44)
Trong đó :
G
a
- tải trọng toàn bộ của xe
G
a
= 26060 KG
V
a
- Vận tốc của ôtô khi bắt đầu phanh
Với điều kiện thực tế, ta chọn V

a
= 50 (km/h) để tính toán
V
a
= 50 (km/h) = 13,89 (m/s)
F
Σ
- Tổng diện tích của các má phanh
F
Σ
= F
t
+ F
s
= 16,18.(b
t
+ b
s
) = 16,18.(0,16 + 0,17) = 5,33 [m
2
]
Thay các giá trị ở trên vào (40):
⇒
=
×
××
==
∑
33,52
89,1381,926060

2
.
2
2
F
VG
l
aa
ms
4953595 [J/m
2
]
l
ms
= 495,3595 [J/cm
2
]
Đối với xe tải hiện nay trị số công ma sát riêng của cơ cấu phanh nằm trong
khoảng 600÷800 [J/cm
2
]
⇒ l
ms
< [l
ms
] = (600 ÷ 800) [J/cm
2
]
⇒ Kết cấu của má phanh thoả mãn về công ma sát riêng.
7. CÁC HƯ HỎNG VÀ BIỆN PHÁP KHẮC PHỤC HỆ THỐNG

PHANH KHÍ NÉN TRÊN XE HYUNDAI-HD270
7.1. KHÍ NÉN KHÔNG VÀO HOẶC VÀO CHẬM CÁC BÌNH CHỨA
KHÍ.
Nguyên nhân và phương pháp khắc phục:
Trường hợp này là do bị rò khí, cụ thể là các trường hợp sau:
- Hỏng ống mềm hoặc ống dẫn. trường hợp này ta khắc phục bằng cách thay
thế các ống bị hỏng.
- Lỏng mối bắt chặt chổ nối các ống dẫn, ống mềm và các đầu nối ống, thay
thế các chi tiết hỏng ở mối nối và bịt kín.
- Bình chứa khí nén bị hở. Ta phải tiến hành thay bình chứa để đảm bảo an
toàn.