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 = 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

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]

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

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







+=
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]
⇒
( )





.
g
a
p
ha
L
G
P
ϕϕ
(9)

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

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,

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
”
= 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

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

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
].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


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

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

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

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

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:

= 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
∑

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

- 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

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

=
⇒
M
P
∑

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

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(.

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

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
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














−
+
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

+
+


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

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

+
==
(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
−

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

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

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

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
35,010.3205,90026
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

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
(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

= 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

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

≥⇒ 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

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

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

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