Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Đồ án tốt nghiệp này thuộc ngành Cơ khí ô tô, được thực hiện tại Bộ môn Cơ khí Ô tô, Khoa Cơ khí, Trường Đại học Giao thông Vận tải (Hà Nội, 2024). Loại nghiên cứu: thiết kế kỹ thuật kết hợp tính toán phân tích hệ thống cơ khí — không có khảo sát thực nghiệm hay thu thập dữ liệu thực địa.

Lý do chọn đề tài và bối cảnh thực tiễn

Tác giả xuất phát từ vai trò thiết yếu của ngành ô tô trong phát triển kinh tế và giao thông vận tải quốc gia. Cùng với việc ứng dụng ngày càng rộng rãi các công nghệ tiên tiến trên xe (điện tử, điều khiển tự động, vật liệu mới), yêu cầu đảm bảo an toàn chủ động cho người và phương tiện ngày càng được đặt lên hàng đầu. Hệ thống phanh được xác định là bộ phận trực tiếp quyết định an toàn chuyển động, đặc biệt ở tốc độ cao. Đề tài "Thiết kế hệ thống phanh chính ô tô con" được chọn nhằm đáp ứng yêu cầu thực hành nghề nghiệp trong bối cảnh phát triển ngành công nghiệp ô tô tại Việt Nam.

Mục tiêu và nhiệm vụ nghiên cứu

Đồ án không liệt kê câu hỏi nghiên cứu theo số thứ tự hình thức, nhưng các nhiệm vụ được xác định qua cấu trúc ba chương:

  1. Tổng quan lý thuyết về hệ thống phanh ô tô con: quá trình phanh, phân loại, cấu tạo và dẫn động.
  2. Giới thiệu xe tham khảo TOYOTA VIOS 1.5E MT 2016, phân tích hệ thống phanh thực tế trên xe và lựa chọn phương án thiết kế.
  3. Tính toán thiết kế toàn bộ hệ thống phanh chính: xác định momen phanh, thiết kế cơ cấu phanh đĩa, dẫn động thủy lực, bộ trợ lực chân không.

Đối tượng và phạm vi nghiên cứu

  • Đối tượng: hệ thống phanh chính trên xe ô tô con 5 chỗ.
  • Xe tham khảo: TOYOTA VIOS E 1.5 MT 2016 (phiên bản giới thiệu tại Việt Nam tháng 9/2016).
  • Phạm vi: thiết kế cơ cấu phanh đĩa giá đỡ di động và dẫn động thủy lực hai dòng có trợ lực chân không; không bao gồm thiết kế hệ thống ABS, BA, EBD (chỉ mô tả nguyên lý).

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Khung lý thuyết và khái niệm nền tảng

Tác giả xây dựng nền tảng lý thuyết dựa trên cơ học ô tô và nguyên lý kết cấu hệ thống phanh. Các khái niệm cốt lõi được sử dụng gồm: quá trình ma sát và chuyển hóa động năng thành nhiệt năng khi phanh; các chỉ tiêu đánh giá hiệu quả phanh (quãng đường phanh, thời gian phanh, gia tốc phanh, lực phanh, ổn định quỹ đạo — góc lệch thân xe không vượt quá 8° theo tiêu chuẩn); yêu cầu kỹ thuật của hệ thống phanh (hiệu quả phanh cao, hoạt động êm dịu, điều khiển nhẹ nhàng, hệ số ma sát ổn định, độ tin cậy và tuổi thọ cao).

Tiêu chuẩn kỹ thuật được viện dẫn: ECE R13 — quy định hệ thống phanh dừng phải giữ được xe trên dốc 18%.

Các thông số kỹ thuật xe tham khảo từ Bảng 2.1 (thông số kỹ thuật TOYOTA VIOS 1.5E MT 2016) là đầu vào trực tiếp cho toàn bộ quá trình tính toán: trọng lượng không tải 1065 kg, trọng lượng toàn tải 1550 kg (tương đương 15205,5 N), chiều dài cơ sở 2550 mm, lốp 185/60R15, vận tốc tối đa 180 km/h, hệ thống treo trước/sau: MacPherson độc lập/dầm xoắn, phanh trước đĩa thông gió/phanh sau đĩa đặc.

Phương pháp nghiên cứu

Đồ án sử dụng phương pháp phân tích-tổng hợp tài liệu (chương 1, 2) và tính toán thiết kế theo công thức cơ học lý thuyết (chương 3). Không có khảo sát, thực nghiệm hay mô phỏng số. Trình tự tính toán đi từ xác định tải trọng và momen phanh yêu cầu → thiết kế cơ cấu phanh → thiết kế dẫn động → kiểm tra khả năng làm việc. Kết quả được tổng hợp tại Bảng 3.1 (Kết quả tính toán các thông số của hệ thống phanh).

Nguồn dữ liệu

Thông số kỹ thuật xe TOYOTA VIOS 1.5E MT 2016 được tra từ tài liệu kỹ thuật của nhà sản xuất; các hệ số tính toán (hệ số bám φ, hệ số biến dạng lốp λ, áp lực cho phép má phanh [q], công ma sát riêng cho phép [L]) được tra từ các tài liệu tham khảo chuyên ngành cơ khí ô tô.

Nội dung chính theo từng chương

Chương 1: Tổng quan về hệ thống phanh ô tô con

Chương này thiết lập nền tảng lý thuyết toàn diện về hệ thống phanh. Tác giả phân tích quá trình phanh theo nguyên lý vật lý: lực cản ma sát tác dụng lên bánh xe đang quay gây chậm dần, chuyển động năng xe thành nhiệt. Tốc độ giảm phụ thuộc vào trọng lượng xe, lực phanh và tổng diện tích bề mặt phanh.

Hệ thống phân loại được trình bày đầy đủ theo bốn tiêu chí: công dụng (phanh chính, phanh dừng, phanh bổ trợ), dẫn động (cơ khí, thủy lực, khí nén, kết hợp), cơ cấu phanh (tang trống và đĩa), và trợ lực.

Tác giả so sánh chi tiết các loại cơ cấu phanh tang trống: đối xứng qua trục (dùng cho xe tải nhỏ và xe con, dẫn động thủy lực), đối xứng qua tâm (chỉ dùng phanh trước xe con/tải nhỏ, không dùng cho phanh dừng), và tự cường hóa (tác dụng đơn và tác dụng kép). Cơ cấu phanh đĩa được phân tích theo hai kiểu: giá đỡ cố định (hai piston, áp suất hai bên rôto) và giá đỡ di động (một piston, cân bằng lực qua trượt giá). Ưu điểm của phanh đĩa so với phanh tang trống được nhận xét cụ thể: thoát nhiệt tốt, thoát nước nhanh nhờ lực ly tâm, momen phanh ổn định theo cả hai chiều tiến-lùi, khe hở tự điều chỉnh qua phớt bao kín; nhược điểm là cần áp suất dầu cao hơn và dễ bẩn do bề mặt hở.

Phần dẫn động phân tích dẫn động cơ khí (chỉ dùng phanh tay), dẫn động thủy lực hai dòng với năm sơ đồ bố trí (a đến e), và bộ trợ lực chân không — đặc điểm tận dụng độ chênh áp giữa khí quyển và họng hút động cơ, kết cấu nhỏ gọn nhưng lực cường hóa hạn chế.

Chương 2: Giới thiệu ô tô tham khảo và lựa chọn phương án thiết kế

Chương trình bày đặc điểm kỹ thuật của xe TOYOTA VIOS 1.5E MT 2016 — mẫu xe ra mắt tháng 9/2016 tại Việt Nam, đạt doanh số trung bình hơn 1.000 xe/tháng. Động cơ 2NR-FE 4 xi lanh thẳng hàng, 16 van DOHC, VVT-i kép, dung tích 1496 cc, công suất tối đa 79 kW (107 hp) tại 6000 rpm, momen xoắn tối đa 140 Nm tại 4200 rpm, tiêu chuẩn khí xả Euro 4.

Hệ thống phanh thực tế trên xe được mô tả chi tiết: phanh đĩa thông gió trước + phanh đĩa đặc sau, cả hai đều dùng giá đỡ di động; dẫn động thủy lực hai dòng độc lập có trợ lực chân không; trang bị an toàn gồm ABS, BA và EBD. Áp suất dầu phanh thông thường tối đa 40–50 bar; khi có hệ thống BA áp suất có thể đạt 80–120 bar.

Nguyên lý hoạt động của từng bộ phận được phân tích: cơ chế tự điều chỉnh khe hở má phanh-đĩa qua biến dạng phớt bao kín; cơ cấu phanh tay tích hợp vào cơ cấu phanh đĩa sau qua cam lệch tâm và lò xo li hợp; ba trạng thái làm việc của trợ lực chân không (không phanh, đạp phanh, giữ phanh, nhả phanh); hai piston (chính và trung gian) trong xi lanh phanh chính sử dụng dầu DOT 3 hoặc DOT 4.

Nguyên lý các hệ thống hỗ trợ được trình bày: ABS điều chỉnh áp suất xi lanh công tác theo tín hiệu tốc độ góc bánh xe từ ECU để tránh trượt lết; BA chỉ kích hoạt khi đạp phanh nhanh và mạnh, tự dừng khi nhả phanh; EBD phân phối lực phanh linh hoạt theo tải trọng thực tế từng bánh xe thông qua các van trong đường dẫn thủy lực.

Phương án thiết kế được chọn: cơ cấu phanh đĩa giá đỡ di động cho cả cầu trước và sau; dẫn động thủy lực hai dòng có trợ lực chân không.

Chương 3: Tính toán thiết kế hệ thống phanh

Đây là chương cốt lõi, trình bày trình tự tính toán từ yêu cầu đầu vào đến thông số kết cấu cụ thể.

Xác định momen phanh cần thiết: Tải trọng phân bố lên cầu trước được xác định theo tỷ lệ: Ga1 = 0,6·G (do hệ thống truyền động đặt phía trước), Ga2 = 0,4·G, cho kết quả Ga1 = 9123,3 N và Ga2 = 6082,2 N. Tọa độ trọng tâm tính được: a = 1,53 m (từ cầu trước), b = 1,02 m. Hệ số bám chọn φ = 0,6. Bán kính động lực học bánh xe tính theo ký hiệu lốp 185/60R15 với hệ số biến dạng λ = 0,93.

Tính toán phanh đỗ theo ECE R13: Xét hai trường hợp xe quay đầu lên và xuống dốc 18%, so sánh momen phanh tay đặt tại cầu trước và cầu sau; kết luận: bố trí phanh tay ở cầu sau đơn giản hơn về kết cấu, ít ảnh hưởng từ góc lái bánh trước.

Tính toán cơ cấu phanh đĩa: Đường kính đĩa phanh xác định theo điều kiện lắp lọt trong vành bánh xe (công thức 3.8), độ dày vành chọn δv = 5 mm. Chiều dày đĩa: đĩa thông gió trước δd1 = 22 mm; đĩa đặc sau δd2 = 9 mm. Bán kính ngoài tấm ma sát Rn1 = Rn2 = 137 mm; bán kính trong Rt1 = Rt2 = 84 mm (= 0,61·Rn); áp lực cho phép [q] = 5,0×10⁴ kg/m². Hệ số ma sát má phanh-đĩa μ = 0,3. Góc ôm tấm ma sát tính được: α1 = 0,47 rad (26,93°) cho cơ cấu trước; α2 = 0,22 rad (12,6°) cho cơ cấu sau.

Tính toán dẫn động: Sau khi xác định lực ép cần thiết từ momen phanh và bán kính trung bình, đường kính xi lanh bánh xe được tính cho cả hai cơ cấu. Hành trình piston xi lanh bánh xe xác định theo khe hở trung bình má phanh-đĩa δ = 0,05÷0,1 mm (tự điều chỉnh qua phớt). Đường kính xi lanh chính, tỷ số truyền dẫn động, lực tác dụng lên bàn đạp, hành trình piston xi lanh chính và độ bền đường ống dẫn dầu đều được tính toán theo sơ đồ thủy lực (hình 3.5, 3.6).

Tính toán bộ trợ lực: Xác định hệ số cường hóa, kích thước màng cường hóa, xây dựng đường đặc tính trợ lực (hình 3.7), tính toán lò xo màng và lò xo van khí.

Kiểm tra khả năng làm việc: Công ma sát riêng được kiểm tra khi phanh với vận tốc ban đầu v0 = 60 km/h đến khi dừng hẳn; giá trị cho phép [L] = (4÷15)×10⁶ J/m² đối với xe con. Tổng diện tích làm việc của tất cả má phanh AΣ tính theo công thức (3.23). Toàn bộ kết quả tính toán được tổng hợp tại Bảng 3.1.

Thiết kế và triển khai

Mục này được bổ sung do đồ án thuộc loại thiết kế hệ thống kỹ thuật cơ khí.

Kiến trúc hệ thống thiết kế

Hệ thống phanh chính được thiết kế theo cấu trúc ba lớp: (1) cơ cấu chấp hành — phanh đĩa giá đỡ di động tại bốn bánh xe; (2) truyền dẫn — dẫn động thủy lực hai dòng độc lập với xi lanh phanh chính hai buồng bằng hợp kim nhôm; (3) trợ lực — bộ trợ lực chân không sử dụng độ chênh áp họng hút động cơ.

Vật liệu và thông số kết cấu

  • Đĩa phanh: gang; đĩa trước loại thông gió dày 22 mm, đĩa sau loại đặc dày 9 mm; đường kính 274 mm.
  • Má phanh: xương thép lá 2–3 mm, tấm vật liệu ma sát dày 9–10 mm, dán bằng keo đặc biệt; có rãnh thoát nhiệt ở giữa; trang bị miếng báo mòn.
  • Giá xi lanh: gang rèn; xi lanh thủy lực đúc hợp kim nhôm, mặt trong mạ Crom chống mòn.
  • Xi lanh chính: hợp kim nhôm, hai buồng đường kính bằng nhau; bình dầu bằng nhựa, dùng dầu DOT 3 hoặc DOT 4.
  • Đường ống: ống thép cho đoạn cứng, ống mềm tại vị trí gần hệ thống treo (để bù chuyển động tương đối thân xe-bánh xe).

Sơ đồ dẫn động được chọn

Dẫn động hai dòng độc lập theo sơ đồ chéo (sơ đồ b theo phân loại trong đồ án): một dòng điều khiển bánh trước trái + bánh sau phải, dòng còn lại điều khiển bánh trước phải + bánh sau trái. Đây là sơ đồ phổ biến trên xe con do kết cấu đơn giản và an toàn khi hỏng một dòng.

Kết quả và đóng góp

Kết quả chính có trong văn bản

Thông số Giá trị
Trọng lượng toàn tải (G) 15205,5 N
Tải trọng cầu trước (Ga1) 9123,3 N
Tải trọng cầu sau (Ga2) 6082,2 N
Tọa độ trọng tâm (a từ cầu trước) 1,53 m
Bán kính ngoài má phanh (Rn) 137 mm
Bán kính trong má phanh (Rt) 84 mm
Chiều dày đĩa trước (thông gió) 22 mm
Chiều dày đĩa sau (đặc) 9 mm
Góc ôm má phanh trước (α1) 0,47 rad (26,93°)
Góc ôm má phanh sau (α2) 0,22 rad (12,6°)
Áp suất dầu thông thường (tối đa) 40–50 bar
Áp suất dầu khi có BA 80–120 bar
Hệ số bám (φ) 0,6
Hệ số ma sát má phanh-đĩa (μ) 0,3
Công ma sát riêng cho phép [L] (4÷15)×10⁶ J/m²

Bộ kết quả đầy đủ của tất cả thông số hệ thống phanh được tổng hợp tại Bảng 3.1.

Giải pháp tác giả đề xuất

  • Chọn cơ cấu phanh đĩa giá đỡ di động cho cả bốn bánh: phù hợp với đặc điểm xe con cần thoát nhiệt tốt, khe hở tự điều chỉnh, bảo dưỡng đơn giản.
  • Chọn dẫn động thủy lực hai dòng chéo có trợ lực chân không: đảm bảo an toàn khi hỏng một dòng, giảm lực bàn đạp cho người lái.
  • Bố trí phanh tay tại cầu sau: kết cấu truyền động ngắn, ít ảnh hưởng góc lái, đáp ứng tiêu chuẩn ECE R13 (giữ xe trên dốc 18%).

Đóng góp so với nghiên cứu trước

Tác giả không tự nêu đóng góp so với các nghiên cứu trước trong văn bản. Đồ án có tính chất ứng dụng thực hành: vận dụng phương pháp tính toán chuẩn của cơ khí ô tô vào bài toán thiết kế cụ thể dựa trên số liệu thực của xe TOYOTA VIOS 1.5E MT 2016.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

Tác giả thừa nhận trong phần Mở đầu rằng do thời gian còn hạn chế và kiến thức cần nghiên cứu rộng, đồ án không tránh khỏi sai sót và còn nhiều vấn đề chưa được đề cập đến. Văn bản không liệt kê cụ thể các hạn chế hay hướng mở rộng tiếp theo.

Dựa trên phạm vi nghiên cứu, có thể nhận thấy: đồ án chỉ tính toán thiết kế hệ thống phanh chính (phanh chân), không thiết kế các hệ thống điện tử ABS, BA, EBD mà chỉ mô tả nguyên lý; không thực hiện mô phỏng động lực học phanh bằng phần mềm (MATLAB/Simulink, ANSYS...); không kiểm chứng bằng thực nghiệm trên xe thật hoặc thử nghiệm băng thử phanh.

Giá trị tham khảo

Tài liệu phù hợp cho:

  • Sinh viên ngành Cơ khí ô tô và Kỹ thuật ô tô đang thực hiện đồ án tốt nghiệp về thiết kế hệ thống phanh hoặc các hệ thống khung gầm xe con. Trình tự tính toán từ xác định tải trọng → momen phanh → cơ cấu phanh → dẫn động → kiểm tra có thể dùng làm mẫu tham khảo quy trình.
  • Sinh viên cần hiểu cấu tạo và nguyên lý hoạt động của hệ thống phanh đĩa giá đỡ di động, bộ trợ lực chân không, xi lanh phanh chính hai buồng, và các hệ thống ABS/BA/EBD trên xe con phổ thông.
  • Kỹ thuật viên bảo dưỡng sửa chữa muốn tra cứu thông số kỹ thuật và nguyên lý của hệ thống phanh TOYOTA VIOS 1.5E MT 2016.

Phần đáng tham khảo nhất:

  • Bảng 2.1 — thông số kỹ thuật đầy đủ xe tham khảo, dùng làm dữ liệu đầu vào.
  • Chương 3 — trình tự tính toán thiết kế theo công thức có thể tái sử dụng với xe tham khảo khác khi thay thông số đầu vào.
  • Bảng 3.1 — tổng hợp kết quả tính toán toàn bộ hệ thống, hữu ích cho việc đối chiếu.

Câu hỏi thường gặp

1. Tại sao tác giả chọn hệ số bám φ = 0,6 để tính momen phanh cần thiết? Theo văn bản, φ là hệ số bám của bánh xe với mặt đường, dao động trong khoảng 0,6÷0,7. Tác giả chọn φ = 0,6 — giá trị thận trọng phía dưới — để đảm bảo hệ thống phanh thiết kế đủ momen trong điều kiện mặt đường có hệ số bám thấp hơn tối ưu (đường ướt, bề mặt không hoàn hảo).

2. Vì sao đĩa phanh trước dày 22 mm trong khi đĩa sau chỉ 9 mm? Khi phanh, trọng lượng xe dồn về phía trước (Ga1 = 9123,3 N so với Ga2 = 6082,2 N), nên lực phanh cầu trước lớn hơn, lượng nhiệt sinh ra lớn hơn. Đĩa thông gió trước dày 22 mm (trong khoảng 16÷22 mm cho đĩa thông gió) có khả năng hấp thụ và tản nhiệt tốt hơn. Đĩa đặc sau chỉ cần dày 9 mm (trong khoảng 8÷13 mm cho đĩa đặc) vì tải nhiệt nhỏ hơn.

3. Góc ôm má phanh trước (26,93°) và sau (12,6°) được tính như thế nào và ý nghĩa của sự chênh lệch này là gì? Góc ôm được tính ngược từ momen phanh yêu cầu tại mỗi cơ cấu thông qua công thức (3.14), với áp lực cho phép [q] = 5,0×10⁴ kg/m², hệ số ma sát μ = 0,3, diện tích má phanh và bán kính trung bình. Do momen phanh cầu trước lớn hơn cầu sau (xuất phát từ tải trọng phân bố 60/40), má phanh trước cần diện tích tiếp xúc lớn hơn, thể hiện qua góc ôm lớn hơn.

4. Tiêu chuẩn ECE R13 được áp dụng như thế nào trong tính toán phanh đỗ? ECE R13 quy định hệ thống phanh dừng phải giữ được xe trên dốc 18% (góc dốc α). Tác giả tính momen phanh đỗ theo công thức Mpd = G·sinα·rbx, xét cả hai trường hợp xe quay đầu lên và xuống dốc với phương trình cân bằng momen tại hai điểm tựa O1, O2. Kết luận là bố trí phanh tay ở cầu sau giúp đáp ứng tiêu chuẩn đồng thời đơn giản hóa kết cấu dẫn động.

5. Hệ thống BA trên xe TOYOTA VIOS 1.5E MT 2016 hoạt động dựa trên ngưỡng áp suất nào, và điều gì xảy ra nếu người lái lạm dụng hệ thống này? Theo văn bản, áp suất dầu phanh thông thường tối đa 40–50 bar; khi BA kích hoạt áp suất có thể đạt 80–120 bar thông qua van điện từ cung cấp khí nén bổ sung cho bộ trợ lực. BA chỉ hoạt động khi người lái đạp phanh nhanh và mạnh, và tự dừng khi nhả chân phanh. Nếu người lái thường xuyên đạp phanh gấp (đặc biệt người thiếu kinh nghiệm), hiệu quả hỗ trợ khẩn cấp sẽ giảm: thời gian phản ứng hệ thống tăng lên và cường độ hỗ trợ giảm đi.

Kết luận

Đồ án tốt nghiệp của sinh viên Lương Văn Dũng trình bày quy trình thiết kế hệ thống phanh chính xe ô tô con theo trình tự lý thuyết → phân tích xe tham khảo → tính toán kết cấu, lấy TOYOTA VIOS 1.5E MT 2016 làm nền tảng số liệu. Phương án thiết kế lựa chọn — cơ cấu phanh đĩa giá đỡ di động, dẫn động thủy lực hai dòng chéo có trợ lực chân không — phù hợp với xu hướng kỹ thuật phổ biến trên xe con hiện đại. Kết quả tính toán được kiểm tra theo điều kiện công ma sát riêng cho phép và tiêu chuẩn ECE R13, đảm bảo tính hợp lệ kỹ thuật trong phạm vi bài toán thiết kế lý thuyết. Đây là tài liệu học thuật mang tính thực hành nghề nghiệp, phù hợp làm tài liệu tham khảo cho sinh viên ngành kỹ thuật ô tô đang học tập và thực hiện đồ án về hệ thống phanh.