Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Sự tăng trưởng của nền kinh tế kéo theo nhu cầu đi lại và vận chuyển hàng hóa gia tăng, dẫn đến sự phát triển nhanh chóng về số lượng và chủng loại ô tô tham gia giao thông tại Việt Nam. Trong các hệ thống an toàn của phương tiện giao thông đường bộ, hệ thống phanh giữ vai trò quyết định đến tính mạng con người và phương tiện. Hệ thống phanh cho phép ô tô giảm tốc độ, dừng hẳn hoặc giữ xe đứng yên trên dốc, giúp người lái phát huy tối đa tính năng động lực và vận tốc vận hành an toàn. Trước áp lực gia tăng phương tiện, việc kiểm soát và đánh giá định kỳ chất lượng an toàn kỹ thuật của hệ thống phanh trở thành một đòi hỏi cấp thiết. Việc thử nghiệm phanh trực tiếp trên đường tiềm ẩn nhiều nguy cơ mất an toàn, phụ thuộc lớn vào kỹ năng của người lái và điều kiện thời tiết, mặt đường. Do đó, việc nghiên cứu, thiết kế các thiết bị kiểm tra chuyên dùng tĩnh tại (bệ thử phanh) có độ chính xác cao, vận hành ổn định là yêu cầu tất yếu của công tác kiểm định và nghiên cứu kỹ thuật ô tô.

Mục tiêu nghiên cứu của khóa luận được xác định cụ thể:

  1. Nghiên cứu về các loại bệ thử tải thông dụng hiện nay để tính toán thiết kế phù hợp, đáp ứng được nhu cầu kiểm tra hệ thống phanh trong nước.

Về đối tượng và phạm vi nghiên cứu:

  • Đối tượng nghiên cứu: Bệ thử tải hệ thống phanh ô tô kiểm tra đồng thời hai bánh xe trên một trục, dẫn động bằng động cơ điện và đo mômen phanh dựa trên nguyên lý hộp giảm tốc cân bằng kết hợp hệ thống cảm biến điện tử.
  • Phạm vi không gian và đối tượng phương tiện: Thiết bị được tính toán, thiết kế hướng đến nhu cầu kiểm tra các phương tiện ô tô lưu hành trong nước, giới hạn kiểm tra tối đa là dòng xe tải nhẹ có tải trọng toàn bộ $\le 5,5$ tấn (điển hình như xe Hyundai HD88). Bệ thử chịu được tải trọng thiết kế tối đa trên một trục là 6000 kg (tương ứng tải trọng làm việc 3000 kg nhân hệ số an toàn bằng 2). Bán kính bánh xe khảo sát dao động từ loại xe du lịch cỡ nhỏ (KIA R2 VAN, KIA Morning 2020) đến xe tải hạng nặng (Hyundai HD270).
  • Phạm vi thời gian: Khóa luận được hoàn thành vào tháng 5 năm 2020 tại Khoa Cơ điện và Công trình, Trường Đại học Lâm nghiệp Việt Nam.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Khóa luận thiết lập hệ thống cơ sở lý thuyết dựa trên các tiêu chuẩn kỹ thuật hiện hành và lý thuyết cơ bản của ngành cơ khí động lực:

  • Văn bản pháp lý và tiêu chuẩn kiểm định:
    • Tiêu chuẩn ngành 22-TCN 224-2001 ban hành kèm theo Quyết định số 4134/2001/QĐ-GTVT ngày 05/12/2001 của Bộ Giao thông Vận tải quy định về tiêu chuẩn hiệu quả phanh cho phép ô tô lưu hành trên đường.
    • Tiêu chuẩn quốc gia TCVN 5658-1999 về hệ thống phanh áp dụng trong nghiên cứu, thiết kế và chế tạo.
  • Khung lý thuyết chuyên ngành: Sử dụng các nguyên lý tính toán từ môn học Cơ sở thiết kế máy, Cấu tạo ô tô máy kéo, Lý thuyết ô tô máy kéo, Sức bền vật liệu để xác định lực tiếp xúc, điều kiện bám, ổn định vị trí bánh xe trên con lăn và tính toán độ bền chi tiết máy.

Phương pháp nghiên cứu thực tế bao gồm:

  • Phương pháp thừa kế chọn lọc tài liệu: Tổng thuật, đối chiếu ưu nhược điểm của các loại bệ thử phanh tĩnh tại phổ biến (kiểu sàn di động, kiểu băng tải - tang quay, kiểu hộp giảm tốc cân bằng), từ đó lựa chọn phương án tối ưu để mô hình hóa và thiết kế kỹ thuật trên phần mềm chuyên ngành Autodesk Inventor.
  • Phương pháp tính toán lý thuyết: Thiết lập mô hình giải tích động học và động lực học giữa bánh xe và hệ con lăn, giải bài toán phân bố tải trọng pháp tuyến, điều kiện không bị văng khỏi bệ thử khi phanh ngặt, cân bằng công suất, xác định tỉ số truyền cơ khí và tính toán các mạch đo tín hiệu cảm biến.

Nguồn dữ liệu sử dụng:

  • Thông số kỹ thuật xe tham chiếu: Xe con KIA R2 VAN (lốp 145sr12), KIA Morning 2020 (chiều rộng cơ sở cầu trước 1595 mm, cỡ lốp 165/60R14), xe tải Hyundai HD270 (chiều rộng cơ sở cầu sau 2190 mm, cỡ lốp 12R22,5, chiều rộng cơ sở 2495 mm), xe tải Hyundai HD88.
  • Các hằng số vật lý và hệ số thực nghiệm cơ khí: Gia tốc trọng trường $g = 9,81\text{ m/s}^2$, hệ số bám bánh xe với con lăn $\varphi_b = 0,7$ (hệ số bám cực đại $\varphi_{\max} = 0,75$), hệ số biến dạng của lốp áp suất thấp $\lambda = 0,93$, các hệ số hiệu suất truyền động của bộ truyền xích, bánh răng, ổ lăn và khớp nối.

Thiết kế và triển khai hệ thống kỹ thuật

Do đề tài thuộc dạng thiết kế hệ thống kỹ thuật cơ điện tử chuyên dùng, nội dung triển khai bao gồm việc lựa chọn kiến trúc động học, tính toán cơ khí chi tiết và thiết lập hệ thống thu thập dữ liệu đo lường.

Kiến trúc hệ thống cơ khí: Bệ thử được bố trí theo dạng kiểm tra đồng thời hai bánh xe trên một cầu xe. Mỗi bên bánh xe được đặt trên một cụm gồm hai con lăn ma sát (con lăn bị động phía trước và con lăn chủ động phía sau). Hai con lăn có cùng đường kính danh nghĩa $D_{cl} = 300\text{ mm}$, chiều dài con lăn $L_{cl} = 1100\text{ mm}$, được chế tạo từ thép CT5 với bề dày tang $\delta = 30\text{ mm}$. Bề mặt con lăn được phủ lớp vật liệu ma sát bê tông nhựa trộn chất kết dính, gia cường lưới kim loại ở giữa để đảm bảo hệ số bám ổn định $\varphi_b = 0,7$ mà không gây mòn hoa lốp xe. Nhằm tránh hiện tượng bánh xe bị chồm văng về phía sau khi đạp phanh cấp tốc, trục con lăn bị động được đặt lệch thấp hơn trục con lăn chủ động một khoảng $a$.

Hệ thống dẫn động và phân phối tỷ số truyền: Nguồn động lực sử dụng động cơ điện không đồng bộ 3 pha Y2-132M-4* (loại kín, quạt gió ngoài, hệ số trượt cao, mômen mở máy $M_n/M_{dm} = 2,2$, công suất định mức $N = 7,5\text{ kW}$, số vòng quay định mức $n = 1500\text{ vòng/phút}$, điện áp làm việc $380\text{ V}$, trọng lượng $107\text{ kg}$). Động cơ dẫn động hộp giảm tốc cân bằng thông qua bộ truyền xích cấp một. Tỷ số truyền toàn bộ hệ thống là $i = 34$, đưa số vòng quay từ động cơ ($1500\text{ vòng/phút}$) xuống trục con lăn ($44,2\text{ vòng/phút}$), đảm bảo vận tốc thử phanh danh định của bệ là $v = 2,5\text{ km/h}$.

Hộp giảm tốc cân bằng ba cấp bánh răng trụ răng thẳng được đỡ trên ổ lăn, cho phép vỏ hộp quay tự do một góc nhỏ quanh trục. Khi bánh xe bị phanh hãm, phản lực mômen tác dụng làm vỏ hộp giảm tốc xoay đi một góc với mômen cân bằng $M_h$ đúng bằng mômen phanh của bánh xe. Một cánh tay đòn gắn trên vỏ hộp truyền lực này trực tiếp vào cảm biến lực điện tử.

Hệ thống đo lường và xử lý tín hiệu:

  • Đo lực phanh: Sử dụng cảm biến lực (loadcell) với các lá điện trở dán (strain gauge) đấu theo mạch cầu Wheatstone gắn tại đầu tay đòn của hộp giảm tốc cân bằng, chuyển đổi lực phanh thành tín hiệu điện áp mili-volt.
  • Đo tải trọng trục: Cảm biến cân trọng lượng bố trí ở bệ đỡ để xác định khối lượng trục phục vụ việc tính toán tỷ lệ lực phanh theo phần trăm trọng lượng phương tiện.
  • Đo tốc độ trượt: Cảm biến vận tốc bánh xe sử dụng nguyên lý cảm ứng điện từ đặt tại các con lăn để theo dõi sai lệch vận tốc góc giữa bánh xe và con lăn.
  • Mạch chuẩn hóa tín hiệu: Tín hiệu analog từ cảm biến được khuếch đại qua vi mạch khuếch đại thuật toán (Op-Amp), đi qua mạch tạo trễ Trigger Schmitt để khử nhiễu và định dạng xung vuông ổn định, sau đó đưa vào bộ chuyển đổi tương tự - số (ADC) để số hóa dữ liệu, truyền về bộ vi xử lý hiển thị và in ấn kết quả kiểm tra.

Toàn bộ các bộ truyền cơ khí (bộ truyền xích, các cặp bánh răng trụ cấp nhanh, cấp trung gian, cấp chậm) được thiết lập file lắp ghép và kiểm nghiệm sức bền hình học, lực và tải trọng trên mô-đun Design Accelerator của phần mềm Autodesk Inventor.

Nội dung chính theo từng chương

Chương I: Tổng quan về vấn đề nghiên cứu

Chương mở đầu trình bày vị trí then chốt của hệ thống phanh đối với chuyển động ô tô, bao gồm công dụng giảm tốc, dừng hẳn và cố định xe. Hệ thống phanh phải thỏa mãn các yêu cầu khắt khe về độ tin cậy, phanh êm dịu, không tự siết, đảm bảo lực phanh tỷ lệ thuận với lực tác dụng lên bàn đạp, đồng thời lực phanh giữa bánh xe bên phải và bên trái trên cùng một trục phải đồng đều để tránh mất lái hoặc trượt lê. Tác giả phân loại hệ thống phanh theo vị trí bố trí (phanh bánh xe, phanh truyền lực), theo loại dẫn động (cơ khí, thủy lực, khí nén, điện tử, liên hợp), theo phần tử ma sát (guốc, đĩa, dải) và theo dòng dẫn động.

Chương này cũng tổng hợp các chỉ tiêu đánh giá chất lượng phanh theo Tiêu chuẩn ngành 22-TCN 224-2001 và TCVN 5658-1999:

Chỉ tiêu thử nghiệm Điều kiện thử nghiệm Quy định theo 22-TCN 224-2001
Thử trên đường (tốc độ $30\text{ km/h}$, mặt bê tông khô, $\varphi \ge 0,6$) Ô tô con đến 9 chỗ (Nhóm 1) Quãng đường phanh $S_p \le 7,2\text{ m}$; Gia tốc $J_{p\max} \ge 5,8\text{ m/s}^2$
Ô tô tải $\le 8000\text{ kg}$, xe khách $\le 7,5\text{ m}$ (Nhóm 2) Quãng đường phanh $S_p \le 9,5\text{ m}$; Gia tốc $J_{p\max} \ge 5,0\text{ m/s}^2$
Ô tô/đoàn ô tô $> 8000\text{ kg}$, xe khách $> 7,5\text{ m}$ (Nhóm 3) Quãng đường phanh $S_p \le 11,0\text{ m}$; Gia tốc $J_{p\max} \ge 4,2\text{ m/s}^2$
Độ lệch hành lang khi phanh Quỹ đạo lệch không quá $8^\circ$, không lệch khỏi hành lang rộng $3,50\text{ m}$
Thử trên băng thử (chế độ không tải $G_0$) Hiệu quả phanh chính (tổng lực phanh) $\sum P_F \ge 50% G_0$ (đối với tất cả các loại xe)
Sai lệch lực phanh trên cùng một trục $K_{SL} = \frac{P_{F\text{ lớn}} - P_{F\text{ nhỏ}}}{P_{F\text{ lớn}}} \times 100% \le 25%$
Phanh dừng xe (phanh đỗ) Thử trên dốc hoặc trên băng thử Dừng được ở dốc $20%$ hoặc tổng lực phanh $P_{Ft} \ge 16% G_0$

Bên cạnh đó, chương I hệ thống hóa phân loại bệ thử phanh theo phương pháp tạo lực (dùng động năng xe, dùng động cơ điện, dùng khối lượng quán tính gắn bánh đà) và theo kết cấu (kiểu tấm sàn trượt, kiểu con lăn tốc độ chậm hoặc nhanh; bệ thử 1 bánh, 2 bánh hoặc toàn bộ các bánh).

Chương II: Đề xuất và lựa chọn phương án thiết kế

Chương II phân tích và so sánh kỹ thuật giữa ba phương án bệ thử phanh:

  • Phương án 1 (Bệ thử kiểu sàn di động): Xe chạy ở tốc độ thử rồi đạp phanh trên các tấm sàn ma sát tự do gắn lực kế. Lực phanh được tính theo phương trình: $$P_p = P_{k\max} + P_f + P_j$$ Trong đó $P_{k\max}$ là số đọc lực kế, $P_f = G_s \cdot f$ là lực cản lăn của sàn, và $P_j = \frac{G}{g} j$ là lực quán tính của sàn. Phương án này bị loại bỏ do lực quán tính $P_j$ rất khó xác định chính xác theo vận tốc, bệ cồng kềnh, kém an toàn khi xe phanh gấp và chỉ đo được tổng lực phanh mà không phân tách được từng bánh.
  • Phương án 2 (Bệ thử kiểu băng tải - tang quay): Bánh xe đặt trên băng tải chuyển động do động cơ dẫn động, đuôi xe móc vào lực kế cố định. Ưu điểm là đặt được trong nhà và kết cấu đơn giản, nhưng nhược điểm lớn là băng tải mềm dễ dão, biến dạng đàn hồi làm sai lệch lực đo, đai băng tải mau hỏng và chỉ đo được đồng thời lực tổng của hai bánh xe, không cho phép kiểm tra độ sai lệch lực phanh riêng rẽ.
  • Phương án 3 (Bệ thử kiểu hộp giảm tốc cân bằng): Cụm bánh xe đặt trên bốn con lăn, dẫn động bằng động cơ điện thông qua hộp giảm tốc cân bằng có vỏ quay tự do nối với cánh tay đòn và cảm biến lực điện tử.

Tác giả quyết định chọn Phương án 3 vì bệ thử có kết cấu cứng vững, nhỏ gọn, thao tác vận hành nhanh và an toàn; cho phép đo độc lập mômen phanh từng bánh, xác định chính xác tỷ lệ sai lệch lực phanh giữa hai bánh xe trên cùng một trục ($K_{SL}$) và tổng lực phanh toàn xe; đồng thời dễ dàng tích hợp các cảm biến điện tử (lực, trọng lượng, vận tốc trượt) để kết nối hệ thống vi xử lý xử lý dữ liệu tự động.

Chương III: Tính toán thiết kế kỹ thuật băng thử tải

Chương III giải quyết toàn bộ bài toán kỹ thuật từ việc xác định thông số ban đầu đến tính toán bền và thiết kế hệ thống điều khiển:

  • Xác định thông số hình học và chế độ làm việc:
    • Tải trọng tối đa trên một trục thử nghiệm: 6000 kg. Chế độ kiểm tra xe không tải: $G = 3000\text{ kg}$.
    • Vận tốc thử phanh trên băng con lăn: Chọn $v = 2,5\text{ km/h}$.
    • Bán kính bánh xe nhỏ nhất tính toán từ lốp 145sr12 của xe KIA R2 VAN: $r_0 = (145 + \frac{12}{2} \times 25,4) = 297,4\text{ mm}$, với $\lambda = 0,93$ suy ra $r_{bx\min} = 276,6\text{ mm}$.
    • Bán kính bánh xe lớn nhất tính toán từ lốp 12R22,5 của xe Hyundai HD270: $r_0 = (12 + \frac{22,5}{2}) \times 25,4 = 590,55\text{ mm}$, suy ra $r_{bx\max} = 549,21\text{ mm}$.
    • Khoảng cách thử cần thiết của bệ: Nhỏ nhất $L_{\min} = 1595 - 165 - 2 \times 100 = 1230\text{ mm}$ (chọn $1200\text{ mm}$, dựa trên xe KIA Morning); Lớn nhất $L_{\max} = 2495 + 2 \times 304,8 + 2 \times 100 = 3304,6\text{ mm}$ (chọn $3300\text{ mm}$, dựa trên xe Hyundai HD270).
    • Kích thước con lăn: Tỷ số đường kính con lăn và bánh xe chọn $a = 0,27$ để nằm trong vùng trượt ổn định ($a > 0,25$). Đường kính con lăn $D_{cl} = 2 \times 0,27 \times 549,21 = 296,57\text{ mm}$ (chọn $D_{cl} = 300\text{ mm}$). Chiều dài con lăn $L_{cl} = 0,5 \times (L_{\max} - L_{\min}) = 0,5 \times (3300 - 1200) = 1100\text{ mm}$. Bề dày tang con lăn $\delta = 30\text{ mm}$ bằng thép CT5.
  • Động lực học và tính chọn động cơ:
    • Lực phanh lớn nhất trên con lăn tính theo công thức: $$P_{p\max} = 0,5 \times K_q \times \varphi_{\max} \times G \times g = 0,5 \times 0,7 \times 0,75 \times 3000 \times 9,81 = 7725,375\text{ N}$$
    • Hiệu suất toàn bộ hệ thống truyền động: $\eta = \eta_1^2 \cdot \eta_2^3 \cdot \eta_3^6 \cdot \eta_4 = 0,96^2 \times 0,97^3 \times 0,995^6 \times 1 \approx 0,814$.
    • Lựa chọn động cơ điện không đồng bộ ba pha Y2-132M-4* công suất $7,5\text{ kW}$, tốc độ $1500\text{ vòng/phút}$.
  • Phân phối tỷ số truyền và tính toán các trục:
    • Tỷ số truyền chung toàn hệ thống: $i = \frac{n_{dc}}{n_{cl}} = \frac{1500}{44,2} \approx 34$.
    • Phân cấp tỷ số truyền: Bộ truyền xích ngoài $u_{xích} = 2$; Hộp giảm tốc ba cấp bánh răng có tỷ số truyền $\sum u = 17$ (gồm cấp nhanh $u_{nhanh} = 2,5$; cấp trung gian $u_{tg} = 2,5$; cấp chậm $u_{chậm} = 2,72$); Bộ truyền xích liên kết giữa hai con lăn $u_{x2} = 1$.
  • Thiết kế hình học và ứng suất bộ truyền trên Autodesk Inventor: Xây dựng hoàn chỉnh mô hình 3D cho bộ truyền xích, các cặp bánh răng trụ răng thẳng cấp nhanh, cấp trung gian, cấp chậm và bản vẽ lắp truyền động cơ khí tổng thể.
  • Hệ thống đo lường và điều khiển: Xây dựng sơ đồ nguyên lý cảm biến lực kiểu cầu điện trở, sơ đồ mắc cảm biến đo tải trọng, cảm biến đo tốc độ trượt cảm ứng điện từ và mạch xử lý tín hiệu qua Trigger Schmitt sử dụng Op-Amp và bộ chuyển đổi ADC.

Kết quả và đóng góp

Khóa luận đã hoàn thành các tính toán cơ khí và động lực học, đưa ra các thông số đồng bộ phân phối trên các trục truyền động của bệ thử như sau:

Thông số Trục Động cơ Trục I Trục II Trục III Trục IV Trục V Trục VI
Công suất $P$ (kW) 7,50 7,20 6,94 6,69 6,45 6,41 6,12
Số vòng quay $n$ (v/p) 1500,00 750,00 300,00 120,00 44,11 44,11 44,11
Tỷ số truyền $u$ - 2,00 2,50 2,50 2,72 1,00 1,00

Các kết quả định lượng và giải pháp kỹ thuật chính đạt được:

  • Xác định đầy đủ các thông số kết cấu của cụm con lăn: Đường kính con lăn $D_{cl} = 300\text{ mm}$, chiều dài $L_{cl} = 1100\text{ mm}$, bề dày thành tang $\delta = 30\text{ mm}$ bằng thép CT5, lớp phủ ma sát bê tông nhựa đảm bảo hệ số bám $\varphi_b = 0,7$.
  • Thiết kế hoàn chỉnh tỷ số truyền tổng $i = 34$, chia làm 4 cấp nhỏ gọn, giảm số vòng quay từ $1500\text{ v/p}$ xuống $44,11\text{ v/p}$, tương ứng vận tốc thử $2,5\text{ km/h}$.
  • Đề xuất giải pháp đo lực phanh thông qua mômen phản lực cân bằng của vỏ hộp giảm tốc kết hợp cảm biến lực loadcell mạch cầu Wheatstone, giúp đo riêng rẽ từng bánh xe trên cùng một trục.
  • Tích hợp thêm cảm biến đo tải trọng trục và cảm biến đo vận tốc trượt cảm ứng điện từ, giúp hệ thống có khả năng tự động tính toán tỷ lệ lực phanh trên tải trọng và độ trượt bánh xe.

Đóng góp kỹ thuật mà tác giả nêu rõ:

  • Xây dựng được cơ sở lý thuyết rõ ràng, có hệ thống trong việc tính toán thiết kế bệ thử phanh kiểu con lăn hộp giảm tốc cân bằng, giải quyết mâu thuẫn giữa điều kiện ổn định chống văng xe khi phanh và điều kiện xe thoát khỏi bệ thử sau khi kiểm định.
  • Ứng dụng thành công phần mềm Autodesk Inventor vào việc mô hình hóa không gian 3D, thiết kế chi tiết các bộ truyền cơ khí (xích và bánh răng) và lắp ghép cơ cấu, thay thế cho phương pháp vẽ thủ công truyền thống, tạo tiền đề thuận lợi cho việc gia công chế tạo thực tế.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

Khóa luận tồn tại một số giới hạn do điều kiện và phạm vi nghiên cứu:

  • Đề tài mới dừng lại ở mức độ tính toán lý thuyết và thiết kế mô hình 3D trên phần mềm máy tính (Autodesk Inventor), chưa chế tạo được mẫu thực nghiệm vật lý để đo lường, thử nghiệm và kiểm chứng sai số động học trong điều kiện làm việc thực tế.
  • Phạm vi tải trọng của bệ thử được khống chế ở mức xe tải nhẹ ($\le 5,5$ tấn) và xe du lịch, chưa đáp ứng kiểm định cho các đoàn xe tải nặng hoặc xe chuyên dùng hạng nặng vượt quá 6000 kg/trục.
  • Hệ thống điều khiển và đo lường mới dừng lại ở việc thiết lập sơ đồ nguyên lý mạch đo (cầu đo, Op-Amp, Trigger Schmitt, ADC), chưa xây dựng phần mềm nhúng hoàn chỉnh trên vi điều khiển hoặc giao diện phần mềm máy tính để thu nhận, hiển thị đồ thị lực phanh và in ấn phiếu kết quả tự động.

Hướng mở tiếp theo:

  • Gia công, chế tạo mô hình thực tế của bệ thử theo các thông số và bản vẽ lắp đã thiết kế.
  • Lập trình phần mềm giao diện điều khiển và thu thập dữ liệu tự động, đồng bộ hóa quy trình kiểm định phanh theo tiêu chuẩn kiểm định xe cơ giới cơ quan đăng kiểm Việt Nam.

Giá trị tham khảo

Tài liệu khóa luận mang lại giá trị thực tiễn cho các đối tượng sau:

  • Sinh viên và giảng viên ngành Công nghệ Kỹ thuật Ô tô, Kỹ thuật Cơ điện tử, Cơ khí Chế tạo máy: Là tài liệu tham khảo chi tiết cho các đồ án môn học như Thiết kế ô tô, Cơ sở thiết kế máy, Ứng dụng tin học trong thiết kế cơ khí (Autodesk Inventor).
  • Kỹ sư tại các trạm kiểm định xe cơ giới và cơ sở chế tạo thiết bị kiểm tra ô tô: Tham khảo phương pháp tính toán động lực học tiếp xúc giữa bánh xe và con lăn, quy trình tính chọn công suất động cơ dẫn động theo lực phanh quy định, và phương án bố trí hệ thống cảm biến lực phanh cân bằng.
  • Phần đáng tham khảo nhất: Toàn bộ Chương III với phương pháp xác định khoảng cách giữa các con lăn theo điều kiện ổn định, các công thức giải tích tính công suất phanh, bảng phân phối tỷ số truyền trên 6 trục và sơ đồ mạch đo cảm biến lực kết hợp Trigger Schmitt.

Câu hỏi thường gặp

1. Bệ thử trong khóa luận được thiết kế để kiểm tra cho những loại xe nào và tải trọng tối đa là bao nhiêu? Bệ thử được thiết kế phục vụ chủ yếu cho xe du lịch và xe tải hạng nhẹ có tải trọng toàn bộ $\le 5,5$ tấn (xe tham chiếu tính toán là Hyundai HD88). Chế độ tải trọng làm việc của bệ là 3000 kg/trục, được nhân hệ số an toàn bằng 2 để đạt tải trọng thiết kế tối đa trên một trục là 6000 kg. Khoảng cách thử của bệ dao động từ $1200\text{ mm}$ (dựa trên xe KIA Morning 2020) đến $3300\text{ mm}$ (dựa trên xe Hyundai HD270).

2. Tại sao tác giả lựa chọn phương án bệ thử kiểu hộp giảm tốc cân bằng thay vì bệ thử kiểu sàn di động hay băng tải? Phương án bệ thử kiểu hộp giảm tốc cân bằng có nhiều ưu điểm vượt trội: kết cấu gọn gàng và cứng vững hơn; vận hành an toàn cho người lái và kỹ thuật viên; xác định được độc lập mômen phanh trên từng bánh xe, độ chênh lệch mômen phanh giữa hai bánh trên cùng một cầu và tổng mômen phanh; đồng thời cho phép ứng dụng cảm biến lực điện tử để thu thập tín hiệu nhanh, độ tin cậy cao và dễ dàng tự động hóa xử lý số liệu so với hai phương án kia.

3. Kích thước và kết cấu của con lăn thử phanh được chọn như thế nào? Con lăn có đường kính danh nghĩa $D_{cl} = 300\text{ mm}$ (tính toán từ tỷ số $a = D_{cl}/D_{bx} = 0,27$ nhân với đường kính bánh xe lớn nhất), chiều dài $L_{cl} = 1100\text{ mm}$. Phần xương tang chịu lực làm từ thép CT5 dày $\delta = 30\text{ mm}$, bề mặt bọc lớp vật liệu ma sát bê tông nhựa trộn chất kết dính có lưới kim loại ở giữa để đảm bảo hệ số bám $\varphi_b = 0,7$. Hai con lăn được bố trí lệch nhau (con lăn bị động phía trước thấp hơn con lăn chủ động phía sau) để chống hiện tượng văng bánh xe khi phanh.

4. Động cơ điện và hệ thống truyền động cơ khí của bệ thử có thông số cụ thể ra sao? Hệ thống sử dụng động cơ điện không đồng bộ ba pha Y2-132M-4* công suất $7,5\text{ kW}$, tốc độ $1500\text{ v/p}$, điện áp $380\text{ V}$. Tỷ số truyền toàn hệ thống là $i = 34$, gồm bộ truyền xích sơ cấp ($u = 2$), hộp giảm tốc ba cấp bánh răng trụ răng thẳng ($u_{nhanh} = 2,5$; $u_{tg} = 2,5$; $u_{chậm} = 2,72$) và bộ truyền xích giữa hai con lăn ($u = 1$), giúp giảm tốc độ từ $1500\text{ v/p}$ xuống $44,11\text{ v/p}$ tại trục con lăn, tương ứng tốc độ thử $2,5\text{ km/h}$.

5. Tiêu chuẩn đánh giá hiệu quả phanh chính trên băng thử được áp dụng theo quy định nào? Tiêu chuẩn được áp dụng là Tiêu chuẩn ngành 22-TCN 224-2001 do Bộ Giao thông Vận tải ban hành ngày 05/12/2001. Tiêu chuẩn này quy định khi thử ở chế độ không tải: tổng lực phanh chính của các bánh xe không được nhỏ hơn 50% trọng lượng phương tiện không tải ($G_0$), và độ sai lệch lực phanh giữa bánh bên phải và bánh bên trái trên cùng một trục ($K_{SL}$) không được vượt quá 25%.

Kết luận

Khóa luận tốt nghiệp của sinh viên Lê Hoàng Phong đã hoàn thành việc nghiên cứu, tính toán và thiết kế kỹ thuật bệ thử tải hệ thống phanh ô tô một trục kiểu hộp giảm tốc cân bằng. Hệ thống đáp ứng các yêu cầu kiểm tra kỹ thuật an toàn theo Tiêu chuẩn 22-TCN 224-2001 đối với các dòng xe du lịch và xe tải nhẹ dưới 5,5 tấn. Toàn bộ các bộ truyền động cơ khí và chuỗi cảm biến đo lường điện tử đã được tính toán đồng bộ, mô hình hóa 3D trực quan bằng phần mềm Autodesk Inventor, mang lại tính khả thi cao trong chế tạo thực tế và cung cấp tài liệu tham khảo có giá trị học thuật cho chuyên ngành Công nghệ Kỹ thuật Ô tô.