Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu
Sự gia tăng nhanh chóng về số lượng phương tiện giao thông và mật độ lưu thông trên đường bộ đặt ra yêu cầu cấp thiết đối với việc bảo đảm an toàn chuyển động của ô tô ở mọi dải tốc độ. Theo các số liệu thống kê tai nạn giao thông đường bộ được dẫn trong văn bản, có khoảng 60% đến 70% số vụ tai nạn xuất phát từ yếu tố con người, 10% đến 15% do hư hỏng kỹ thuật và máy móc, và 20% đến 30% do điều kiện đường sá. Đáng chú ý, trong nhóm nguyên nhân do người lái, có tới 10% số vụ tai nạn xảy ra khi người điều khiển thực hiện phanh khẩn cấp: thao tác đạp phanh đột ngột làm bánh xe bị bó cứng, rê trượt trên mặt đường dẫn đến hiện tượng mất tính ổn định hướng và mất khả năng điều khiển lái.
Hệ thống chống hãm cứng bánh xe (Anti-lock Braking System - ABS) là giải pháp an toàn chủ động thiết yếu, giúp duy trì hệ số bám tối ưu giữa lốp và mặt đường, triệt tiêu hiện tượng trượt lết mà không phụ thuộc vào kỹ năng phanh của người lái. Nhằm làm chủ kết cấu, nguyên lý vận hành và phương pháp tính toán kiểm nghiệm hệ thống an toàn này, đề tài "Tính toán thiết kế kiểm nghiệm hệ thống phanh ABS dựa trên cơ sở xe HYUNDAI TUCSON 2013" được thực hiện.
Mục tiêu và các nhiệm vụ nghiên cứu cụ thể của đề tài bao gồm:
- Nghiên cứu tổng quan về phân loại, yêu cầu kỹ thuật và nguyên lý làm việc của các cơ cấu phanh và hệ thống dẫn động phanh trên ô tô.
- Khảo sát kết cấu và phân tích nguyên lý hoạt động của hệ thống phanh ABS cùng các cụm chi tiết chính trên xe tham khảo Hyundai Tucson 2013.
- Tính toán các thông số động lực học khi phanh, xác định mômen phanh yêu cầu trên các trục bánh xe và lực ép của cơ cấu phanh.
- Kiểm nghiệm khả năng làm việc của cơ cấu phanh thông qua các chỉ tiêu: áp suất bề mặt ma sát, công trượt riêng và độ tăng nhiệt độ của đĩa phanh khi phanh ngặt.
- Tính toán các thông số dẫn động thủy lực và khảo sát các nguyên nhân hư hỏng, biện pháp bảo dưỡng, sửa chữa hệ thống phanh ABS.
Đối tượng nghiên cứu là hệ thống phanh chống bó cứng bánh xe ABS trên dòng xe du lịch thương mại Hyundai Tucson 2013 (phiên bản động cơ 2.0L - 4WD). Phạm vi nghiên cứu tập trung vào việc tính toán thiết kế cơ khí - thủy lực và kiểm nghiệm nhiệt - cơ ma sát của hệ thống phanh; đề tài được hoàn thành tại Đà Nẵng vào năm 2014 dưới sự hướng dẫn của TS. Lê Văn Tụy.
Cơ sở lý thuyết và phương pháp nghiên cứu
Nghiên cứu được xây dựng trên nền tảng lý thuyết động lực học phanh ô tô và cơ học tiếp xúc ma sát. Các mô hình và biểu thức toán học chính bao gồm:
- Mô hình phân bố tải trọng tĩnh và động lực học phanh: Xác định phản lực pháp tuyến lên các trục bánh xe khi xe đứng yên và khi phanh khẩn cấp có xét đến lực quán tính phanh, chiều cao trọng tâm $h_g$ và chiều dài cơ sở $L_0$.
- Xác định mômen phanh yêu cầu: Dựa trên trọng lượng bám cực đại của từng bánh xe ứng với hệ số bám tối ưu $\varphi = 0{,}8$ khi có hệ thống ABS can thiệp kiểm soát độ trượt.
- Mô hình tính toán cơ cấu phanh đĩa: Xác định mômen ma sát $M_p$, lực ép piston $P$, bán kính ma sát trung bình $R_{tb}$, áp suất tiếp xúc trung bình trên má phanh $q$, kiểm tra điều kiện áp suất cho phép $[q]$.
- Mô hình kiểm nghiệm ma sát và nhiệt: Đánh giá công trượt riêng $L_r$ thu toàn bộ động năng của ô tô từ tốc độ $v_1 = 0{,}5 v_{max}$ về $0$, so sánh với giới hạn $[L_r]$; thiết lập phương trình cân bằng nhiệt để xác định độ tăng nhiệt độ $\Delta T$ của đĩa phanh trong điều kiện phanh ngặt thời gian ngắn (bỏ qua nhiệt lượng tỏa ra môi trường).
Phương pháp nghiên cứu kết hợp giữa tính toán lý thuyết giải tích và đo đạc thực nghiệm trên chi tiết thực tế của xe cơ sở:
- Phương pháp phân tích - tổng hợp lý thuyết: Phân tích ưu nhược điểm của các dạng kết cấu cơ cấu phanh (tang trống, đĩa, dải) và dẫn động phanh (cơ khí, thủy lực trợ lực chân không/khí nén/bơm dầu, khí nén, thủy khí liên hợp) để lựa chọn phương án thiết kế phù hợp.
- Phương pháp đo đạc thực tế: Sử dụng thước cặp cơ khí (độ chính xác $\pm 0{,}02\text{ mm}$) để đo bề rộng vành khăn đĩa phanh trước và sau; dùng compa và thước đo độ để xác định góc ôm má phanh $\alpha_1, \alpha_2$; sử dụng cân bàn kỹ thuật (phân độ $20\text{ g}$, dải đo $200\text{ g} - 5\text{ kg}$) để xác định khối lượng đĩa phanh trước ($m_{p1}$) và đĩa phanh sau ($m_{p2}$).
Nguồn dữ liệu sử dụng trong đồ án bao gồm: thông số kỹ thuật tiêu chuẩn của xe Hyundai Tucson 2013 do nhà sản xuất công bố (trọng lượng bản thân, trọng lượng toàn tải, kích thước cơ sở, cỡ lốp, kích thước xy lanh và hành trình bàn đạp) và các dữ liệu hình học, khối lượng đo trực tiếp trên hệ thống phanh thực tế của xe.
Nội dung chính theo từng chương
Chương 1: Mục đích, ý nghĩa của đề tài
Chương 1 trình bày tổng quan về vai trò của hệ thống phanh đối với an toàn chuyển động của ô tô máy kéo, các yêu cầu kỹ thuật nghiêm ngặt đối với hệ thống phanh (độ tin cậy, hiệu quả phanh cao, êm dịu, ổn định hướng, thoát nhiệt tốt, lực điều khiển nhẹ). Tác giả phân loại hệ thống phanh theo 4 chức năng bắt buộc: phanh làm việc (phanh chân), phanh dự trữ, phanh dừng (phanh tay) và phanh chậm dần (dùng cho xe tải trọng lớn trên 12 tấn hoặc xe khách trên 5 tấn khi xuống dốc dài).
Nội dung chương đi sâu vào việc phân tích đặc điểm cấu tạo, động học và lực ma sát của các cơ cấu phanh:
- Phanh trống - guốc: Khảo sát 5 sơ đồ ép guốc phanh: ép bằng cam, ép bằng một xy lanh thủy lực đơn, ép bằng hai xy lanh một bậc tự do, ép bằng hai xy lanh hai bậc tự do và cơ cấu phanh tự cường hóa (sử dụng thanh cường hóa tùy động liên kết hai guốc).
- Phanh đĩa: Phân tích 3 sơ đồ kết cấu: má kẹp cố định, má kẹp tùy động với xy lanh cố định, và má kẹp tùy động với xy lanh bố trí trực tiếp trên má kẹp. Đánh giá ưu điểm về sự phân bố áp suất đều, khe hở làm việc nhỏ ($0{,}05 - 0{,}15\text{ mm}$), khả năng tự cân bằng lực ép dọc trục, thoát nhiệt tốt; đồng thời chỉ ra nhược điểm về độ nhạy với bụi bẩn và mài mòn.
- Phanh dải: Phân tích các loại phanh dải đơn giản không tự siết, tự siết một chiều, phanh dải kép và phanh dải bơi (chủ yếu ứng dụng trên máy kéo xích).
- Tổng quan các hệ thống dẫn động phanh: Khảo sát dẫn động cơ khí, dẫn động thủy lực tác động trực tiếp, dẫn động thủy lực trợ lực chân không, dẫn động thủy lực trợ lực khí nén, dẫn động thủy lực dùng bơm có ABS, dẫn động khí nén (gồm máy nén, van điều áp, van bảo vệ kép, bình chứa, tổng van phân phối) và dẫn động liên hợp thủy khí.
Chương 2: Tính toán thiết kế hệ thống phanh
Chương 2 là phần trọng tâm của đồ án, thực hiện tính toán thiết kế và kiểm nghiệm toàn diện hệ thống phanh trên nền tảng xe Hyundai Tucson 2013:
-
Khảo sát hệ thống phanh xe cơ sở Hyundai Tucson 2013:
- Hệ thống dẫn động sử dụng mạch dầu thủy lực kết hợp trợ lực chân không và khối điều khiển điện tử thủy lực HECU (Hydraulic & Electronic Control Unit).
- Phân tích nguyên lý hoạt động của ABS qua 4 trạng thái:
- Chế độ bình thường (chưa kích hoạt ABS): Van nạp mở, van xả đóng, áp suất từ xy lanh chính truyền trực tiếp đến xy lanh bánh xe.
- Giai đoạn giảm áp suất: Khi phát hiện bánh xe có xu hướng bó cứng, ECU cấp điện đóng van nạp và mở van xả; dầu phanh từ xy lanh bánh xe xả về bình tích năng (LPA) và được mô tơ bơm dầu bơm ngược trở lại mạch chính.
- Giai đoạn giữ áp suất: Dòng điện $2\text{ A}$ được cấp tới cuộn dây van điện từ để đóng đồng thời cả cửa nạp và cửa xả, cô lập đường dầu và duy trì áp suất không đổi trong xy lanh bánh xe dù người lái vẫn giữ bàn đạp.
- Giai đoạn tăng áp suất: ECU ngắt điện van điện từ, mở van nạp và đóng van xả để tăng áp suất trở lại, chu trình lặp lại liên tục nhằm duy trì hệ số trượt tối ưu.
- Khảo sát kết cấu cụ thể: bầu trợ lực chân không đơn (các trạng thái không phanh, đạp phanh, giữ phanh và khi mất chân không), xy lanh chính kiểu piston kép (gang xám/piston nhôm), cụm phanh đĩa trước (đĩa xẻ rãnh thông gió $\varnothing 300\text{ mm}$, dày $28\text{ mm}$, má phanh semi-metallic) và cụm phanh đĩa sau (đĩa đặc $\varnothing 284\text{ mm}$, dày $10\text{ mm}$).
-
Tính toán động lực học và mômen phanh yêu cầu:
- Từ các thông số: trọng lượng bản thân $G_0 = 1403\text{ kg}$, trọng lượng toàn bộ $G = 1980\text{ kg}$ ($G_a = 19424\text{ N}$), phân bố tải trọng tĩnh $G_1 = G_2 = 990\text{ kg}$ ($Z_1 = Z_2 = 9712\text{ N}$), chiều dài cơ sở $L_0 = 2{,}640\text{ m}$, lốp $215/65\text{R}16$ với hệ số biến dạng lốp $\lambda = 0{,}95 \Rightarrow r_{bx} = 0{,}325\text{ m}$.
- Xác định mômen phanh yêu cầu trên mỗi bánh xe với hệ số bám $\varphi = 0{,}8$:
- Bánh xe trước: $M_{bx1} = 1869{,}35\text{ N.m}$
- Bánh xe sau: $M_{bx2} = 655{,}76\text{ N.m}$
- Tỷ số phân bố mômen phanh giữa hai cầu: $K_{12} = \frac{M_{bx1}}{M_{bx2}} = \frac{1869{,}35}{655{,}76} = 2{,}85$. Giá trị này chứng minh tính hợp lý khi chọn cơ cấu phanh đĩa cho cả hai cầu trên xe du lịch.
-
Tính toán cơ cấu phanh và lực ép piston:
- Dựa trên hệ số ma sát má phanh $\mu = 0{,}33$ và bán kính vành khăn đo thực tế ($R_{2t} = 0{,}15\text{ m}, R_{1t} = 0{,}08\text{ m}$; $R_{2s} = 0{,}142\text{ m}, R_{1s} = 0{,}092\text{ m}$):
- Lực ép piston cơ cấu phanh trước: $P_1 = 23891{,}45\text{ N}$
- Lực ép piston cơ cấu phanh sau: $P_2 = 8364{,}79\text{ N}$
- Bán kính trung bình và chiều dài cung má phanh:
- Phanh trước: $R_{tb1} = 0{,}118\text{ m}$, góc ôm $\alpha_1 = 96^\circ$ ($1{,}68\text{ rad}$), chiều dài cung $C_1 = 0{,}198\text{ m}$, bề rộng vành khăn $b_{vk1} = 0{,}07\text{ m}$ (tỷ số $C_1 / b_{vk1} = 2{,}82 \Rightarrow$ bố trí 1 xy lanh công tác).
- Phanh sau: $R_{tb2} = 0{,}118\text{ m}$, góc ôm $\alpha_2 = 52^\circ$ ($0{,}90\text{ rad}$), bề rộng vành khăn $b_{vk2} = 0{,}05\text{ m}$ (tỷ số $2{,}58 \Rightarrow$ bố trí 1 xy lanh công tác).
-
Kiểm nghiệm khả năng làm việc của cơ cấu phanh:
- Kiểm tra áp suất làm việc má phanh: Áp suất tính toán $q_1, q_2$ nằm trong giới hạn cho phép $[q] = 1{,}5 - 2{,}0\text{ MN/m}^2$.
- Kiểm tra công trượt riêng: Tổng diện tích làm việc của 8 má phanh là $A = A_1 + A_2 = 0{,}054 + 0{,}021 = 0{,}075\text{ m}^2$. Khi phanh từ vận tốc $v_1 = 0{,}5 v_{max} = 25{,}1388\text{ m/s}$ ($v_{max} = 181\text{ km/h}$) đến khi dừng hẳn, công trượt riêng tính được thỏa mãn điều kiện bền mài mòn $[L_r] = 4 - 15\text{ MJ/m}^2$.
- Kiểm tra nhiệt độ đĩa phanh: Khối lượng các đĩa phanh xác định qua cân thực tế ($m_{p1} = 4{,}1\text{ kg}$, $m_{p2} = 3{,}8\text{ kg}$, tổng khối lượng $m_p = 15{,}8\text{ kg}$), nhiệt dung riêng vật liệu đĩa thép $C = 500\text{ J/kg.K}$. Độ tăng nhiệt độ khi phanh ngặt một lần từ tốc độ $0{,}5 v_{max}$ đạt $\Delta T = 79{,}19^\circ\text{C}$, nằm trong giới hạn an toàn nhiệt của hệ thống phanh đĩa.
- Tính toán dẫn động: Xác định hành trình dịch chuyển đầu piston xy lanh công tác cơ cấu ép đĩa $x = \delta_0 = 0{,}3\text{ mm}$ (dựa trên khe hở hướng trục tự động điều chỉnh $\delta_0 = 0{,}3 - 0{,}6\text{ mm}$).
Kết quả và đóng góp kỹ thuật
Bảng tổng hợp thông số kỹ thuật và kết quả tính toán - kiểm nghiệm
| Hạng mục / Thông số |
Đơn vị |
Giá trị tính toán / Đo đạc |
Giá trị cho phép / Tiêu chuẩn |
| Trọng lượng toàn bộ xe ($G_a$) |
$\text{kg}$ ($\text{N}$) |
$1980$ ($19424$) |
Thông số xe Hyundai Tucson |
| Chiều dài cơ sở ($L_0$) |
$\text{m}$ |
$2{,}640$ |
Thông số xe Hyundai Tucson |
| Bán kính lăn động lực học bánh xe ($r_{bx}$) |
$\text{m}$ |
$0{,}325$ |
Lốp 215/65R16, $\lambda = 0{,}95$ |
| Tốc độ cực đại ($v_{max}$) |
$\text{km/h}$ |
$181$ |
$50{,}28\text{ m/s}$ |
| Mômen phanh yêu cầu bánh trước ($M_{bx1}$) |
$\text{N.m}$ |
$1869{,}35$ |
$\varphi = 0{,}8$ |
| Mômen phanh yêu cầu bánh sau ($M_{bx2}$) |
$\text{N.m}$ |
$655{,}76$ |
$\varphi = 0{,}8$ |
| Hệ số phân bố mômen phanh ($K_{12}$) |
- |
$2{,}85$ |
Phù hợp xe du lịch |
| Đường kính ngoài đĩa phanh trước / sau |
$\text{mm}$ |
$300$ / $284$ |
Đo thực tế ($R_2$: $0{,}15$ / $0{,}142\text{ m}$) |
| Bán kính trong vành khăn đĩa trước / sau |
$\text{mm}$ |
$80$ / $92$ |
Đo thực tế ($R_1$: $0{,}08$ / $0{,}092\text{ m}$) |
| Bề rộng vành khăn đĩa trước / sau ($b_{vk}$) |
$\text{m}$ |
$0{,}07$ / $0{,}05$ |
Đo thực tế bằng thước cặp |
| Góc ôm má phanh trước / sau ($\alpha$) |
$\text{rad}$ |
$1{,}68$ ($96^\circ$) / $0{,}90$ ($52^\circ$) |
Đo thực tế bằng compa & thước đo độ |
| Lực ép piston cơ cấu phanh trước ($P_1$) |
$\text{N}$ |
$23891{,}45$ |
$\mu = 0{,}33$ |
| Lực ép piston cơ cấu phanh sau ($P_2$) |
$\text{N}$ |
$8364{,}79$ |
$\mu = 0{,}33$ |
| Áp suất làm việc trung bình ($q_1, q_2$) |
$\text{MN/m}^2$ |
Thỏa mãn |
$[q] = 1{,}5 - 2{,}0\text{ MN/m}^2$ |
| Tổng diện tích ma sát 8 má phanh ($A$) |
$\text{m}^2$ |
$0{,}075$ |
$A_1 = 0{,}054\text{ m}^2, A_2 = 0{,}021\text{ m}^2$ |
| Tổng khối lượng 4 đĩa phanh ($m_p$) |
$\text{kg}$ |
$15{,}8$ |
Đĩa trước $4{,}1\text{ kg} \times 2$; đĩa sau $3{,}8\text{ kg} \times 2$ |
| Công trượt riêng ($L_r$) tại $0{,}5 v_{max}$ |
$\text{MJ/m}^2$ |
Thỏa mãn |
$[L_r] = 4 - 15\text{ MJ/m}^2$ |
| Độ tăng nhiệt độ đĩa phanh ($\Delta T$) |
$^\circ\text{C}$ |
$79{,}19$ |
Đảm bảo an toàn nhiệt khi phanh gấp |
| Hành trình piston xy lanh công tác ($x$) |
$\text{mm}$ |
$0{,}3$ |
$\delta_0 = 0{,}3\text{ mm}$ |
Giải pháp kỹ thuật và đóng góp của đề tài
- Giải pháp kết cấu lựa chọn: Xác lập và kiểm chứng cấu hình phanh đĩa kiểu má kẹp tùy động với xy lanh bố trí trên má kẹp cho cả 4 bánh, kết hợp đĩa trước xẻ rãnh thông gió tản nhiệt và đĩa sau dạng đĩa đặc; hệ thống dẫn động sử dụng mạch thủy lực trợ lực chân không và xy lanh kép phân dòng đảm bảo an toàn độc lập.
- Đóng góp học thuật và kỹ thuật:
- Hệ thống hóa phương pháp tính toán thiết kế phanh ô tô hiện đại có tích hợp hệ thống điều khiển chống bó cứng ABS.
- Kết hợp chặt chẽ giữa công thức giải tích động lực học phanh với các phép đo đạc kích thước hình học, góc ôm má phanh và khối lượng thực tế trên xe tham khảo thương mại Hyundai Tucson 2013, làm cơ sở tin cậy cho quá trình kiểm nghiệm áp suất tiếp xúc, công trượt riêng và gia nhiệt đĩa phanh.
Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp
- Hạn chế:
- Phạm vi tính toán kiểm nghiệm nhiệt mới xét cho chế độ phanh ngặt đơn lẻ trong thời gian ngắn (mô hình nhiệt đoạn nhiệt lý tưởng, bỏ qua quá trình tản nhiệt đối lưu ra không khí xung quanh).
- Nghiên cứu tập trung vào tính toán thiết kế cơ khí và thủy lực của hệ thống phanh; các thông số điều khiển điện tử của khối ECU ABS và cảm biến tốc độ bánh xe chủ yếu dừng lại ở mức khảo sát cấu tạo và nguyên lý logic (tín hiệu dòng điện $2\text{ A}$ điều khiển van), chưa xây dựng mô hình thuật toán điều khiển số.
- Hướng nghiên cứu tiếp:
- Xây dựng mô hình mô phỏng động lực học quá trình phanh ABS trên các phần mềm chuyên ngành (như Matlab/Simulink hoặc CarSim) nhằm đánh giá biến thiên áp suất và độ trượt bánh xe theo thời gian thực trên các điều kiện mặt đường có hệ số bám thay đổi ($\mu$-split).
- Mở rộng tính toán trường nhiệt độ đĩa phanh theo phương pháp phần tử hữu hạn (FEM) trong điều kiện phanh liên tục khi xe xuống dốc dài.
Giá trị tham khảo
Đồ án là tài liệu tham khảo hữu ích cho:
- Sinh viên ngành Kỹ thuật Ô tô, Kỹ thuật Cơ khí Động lực: Tham khảo phương pháp luận tính toán động lực học phanh, quy trình xác định mômen phanh yêu cầu, lực ép piston, và các bước kiểm nghiệm công trượt riêng, độ tăng nhiệt độ cho cơ cấu phanh đĩa.
- Kỹ sư thiết kế và kỹ thuật viên ngành ô tô: Nắm vững cấu tạo chi tiết, chu trình thủy lực 4 giai đoạn của cụm HECU trên hệ thống ABS và các thông số kích thước, khối lượng thực tế của dòng xe du lịch cỡ trung (Hyundai Tucson).
- Phần đáng tham khảo nhất: Quy trình thu thập số liệu thực nghiệm bằng dụng cụ đo cơ khí (thước cặp, compa, thước đo độ, cân bàn) để phục vụ tính toán kiểm nghiệm kỹ thuật trong Chương 2.
Câu hỏi thường gặp
1. Ý nghĩa của hệ số phân bố lực phanh $K_{12} = 2{,}85$ trong đề tài là gì?
Hệ số $K_{12}$ là tỷ số giữa mômen phanh yêu cầu trên trục trước ($M_{bx1} = 1869{,}35\text{ N.m}$) và trục sau ($M_{bx2} = 655{,}76\text{ N.m}$). Giá trị $K_{12} = 2{,}85$ cho thấy khi phanh khẩn cấp, do hiện tượng dịch chuyển tải trọng động dồn về phía đầu xe, cầu trước cần sinh ra mômen phanh lớn gấp gần $3$ lần cầu sau để tận dụng tối đa lực bám, chứng minh tính phù hợp khi chọn cơ cấu phanh đĩa tản nhiệt tốt cho cầu trước.
2. Bốn giai đoạn hoạt động của hệ thống ABS trên xe tham khảo diễn ra như thế nào?
Bao gồm: (1) Chế độ bình thường (chưa kích hoạt ABS): van nạp mở, van xả đóng, áp suất từ xy lanh chính truyền thẳng đến bánh xe; (2) Giai đoạn giảm áp: bánh xe có nguy cơ bó cứng, ECU kích hoạt đóng van nạp, mở van xả đưa dầu về bình tích năng LPA; (3) Giai đoạn giữ áp: cuộn dây van điện từ nhận dòng điện $2\text{ A}$ đóng cả van nạp và van xả, áp suất phanh giữ nguyên; (4) Giai đoạn tăng áp: ECU ngắt điện, mở van nạp, đóng van xả để tăng áp suất trở lại.
3. Tại sao đĩa phanh trước của xe Hyundai Tucson 2013 dùng loại xẻ rãnh thông gió trong khi đĩa sau dùng loại đĩa đặc?
Theo kết quả tính toán động lực học, lực phanh và mômen phanh yêu cầu ở cầu trước ($1869{,}35\text{ N.m}$) lớn hơn rất nhiều so với cầu sau ($655{,}76\text{ N.m}$), dẫn đến nhiệt lượng sinh ra do ma sát ở đĩa trước lớn hơn nhiều. Do đó, đĩa phanh trước có kích thước lớn hơn ($\varnothing 300\text{ mm}$, dày $28\text{ mm}$) và phải xẻ rãnh thông gió để tăng khả năng tản nhiệt, trong khi đĩa sau ($\varnothing 284\text{ mm}$, dày $10\text{ mm}$) chịu tải nhiệt thấp hơn nên chỉ cần dùng đĩa đặc.
4. Dữ liệu góc ôm má phanh và kích thước đĩa trong đồ án được xác định bằng cách nào?
Tác giả không lấy giả định lý thuyết mà đo đạc trực tiếp trên các chi tiết của xe tham khảo: bán kính trong vành khăn ($R_{1t} = 80\text{ mm}, R_{1s} = 92\text{ mm}$) được tính từ bề rộng vành khăn đo bằng thước cặp ($\pm 0{,}02\text{ mm}$); góc ôm má phanh ($\alpha_1 = 96^\circ, \alpha_2 = 52^\circ$) được xác định bằng cách dùng compa cặp sát góc vát má phanh rồi đo trên thước đo độ; khối lượng đĩa phanh ($m_{p1} = 4{,}1\text{ kg}, m_{p2} = 3{,}8\text{ kg}$) được xác định bằng cân bàn kỹ thuật.
5. Kết quả kiểm nghiệm nhiệt độ khi phanh ngặt của hệ thống phanh đạt bao nhiêu và có an toàn không?
Khi phanh khẩn cấp ô tô đầy tải từ vận tốc $v_1 = 0{,}5 v_{max} = 25{,}14\text{ m/s}$ ($90{,}5\text{ km/h}$) cho đến khi dừng hẳn, toàn bộ động năng chuyển hóa thành nhiệt nung nóng 4 đĩa phanh (tổng khối lượng $15{,}8\text{ kg}$, nhiệt dung riêng $C = 500\text{ J/kg.K}$) làm đĩa phanh tăng thêm $\Delta T = 79{,}19^\circ\text{C}$. Độ tăng nhiệt này nằm hoàn toàn trong giới hạn an toàn nhiệt cho phép đối với cơ cấu phanh đĩa kim loại.
Kết luận
Đồ án tốt nghiệp của tác giả Lê Hữu Giàu đã hoàn thành đầy đủ các mục tiêu tính toán thiết kế và kiểm nghiệm hệ thống phanh chống bó cứng bánh xe ABS trên cơ sở dòng xe du lịch Hyundai Tucson 2013. Bằng việc kết hợp phương pháp tính toán giải tích động lực học phanh và các phép đo đạc thực nghiệm chính xác trên cụm chi tiết xe thật, công trình đã xác lập các thông số mômen phanh yêu cầu, lực ép piston và kiểm chứng độ bền mài mòn, an toàn nhiệt của cơ cấu phanh đĩa. Toàn bộ các kết quả tính toán đều thỏa mãn các tiêu chuẩn kỹ thuật hiện hành, cung cấp tài liệu tham khảo có tính ứng dụng thực tiễn cao cho việc học tập, nghiên cứu và khai thác kỹ thuật hệ thống phanh ô tô.
