Khóa luận công nghệ ô tô Nâng Cao Chất Lượng Phanh Của Liên Hợp Máy Kéo Shibaura

1. TRƯỜNG ĐẠI HỌC LÂM NGHIỆP VIỆT NAM
KHOA CƠ ĐIỆN & CÔNG TRÌNH
=====***=====
KHÓA LUẬN TỐT NGHIỆP
NGHIÊN CỨU ĐỀ XUẤT CÁC GIẢI PHÁP NÂNG CAO
CHẤT LƯỢNG PHANH CỦA LIÊN HỢP MÁY KÉO SHIBAURA
SD3100 VỚI RƠ MOÓC KHI VẬN CHUYỂN GỖ
NGÀNH : CÔNG NGHỆ KỸ THUẬT Ô TÔ
Tải tài liệu nhanh qua zalo 0936.885.877
Dịch vụ làm khóa luận
Luanvantrithuc.com
Giáo viên hướng dẫn : PGS.TS. Lê Văn Thái
Sinh viên thực hiện : Ngô Xuân Hoài
Mã sinh viên 1651110349
Lớp : K61-KOTO
Khóa học : 2016 - 2020
Hà Nội, 2020

2. Trân trọng và bày tỏ lòng cảm ơn sâu sắc tới PGS.TS. Lê Văn Thái đã
định hướng nghiên cứu, tận tình chỉ bảo và với sự tận tâm, trách nhiệm cao nhất
và giúp đỡ em trong suốt quá trình nghiên cứu và hoàn thiện khóa luận này.
Về phía nhà trường: Được học tập trong một ngôi trường là niềm vinh
hạnh lớn cho em. Ngành ô tô là một ngành mà xã hội rất cần và thiếu, nên với
tâm huyết và hết long vì sự nghiệp giáo dục của quốc gia nhà trường rất chú
trọng chăm lo cho sinh viên của nhà trường. Với những trang thiết bị ô tô để
thực hành và những kiến thức mà khi sinh viên ra trường có thể làm việc độc lập
phục vụ xã hội. Bên cạnh đó nhà trường cũng chăm lo sức khỏe , đời sống và
tinh thần của sinh viên, vì vậy là một người sinh viên của trường em xin gửi đến
các thầy cô giáo Ban Giám Hiệu và thầy cô giảng dạy lời chân thành cảm ơn
nhất. Đồng thời về phía khoa Cơ Điện và Công Trình em xin bày tỏ long biết ơn
sâu xắc tới các thầy các cô đã tận tình dạy dỗ em trong 4 năm vừa qua. Đặc biệt
em xin cảm ơn tới thầy Lê Văn Thái đã rất tận tình hướng dẫn giúp đỡ, và tạo
cảm ơn và chúc cho quý thầy cô giáo đang hoạt động tại trường Đại học Lâm
Nghiệp mạnh khỏe, gặt nhiều thành công rực rỡ trong sự nghiệp trồng người.
vừa qua.
hoàn thành khóa luận này. Cuối cùng với tấm
Sinh viên
Ngô Xuân Hoài
dạy dỗ em trong suốt 4 năm vừa qua. Cũng như
Trình cùng các thầy cô đã
Đại học Lâm Nghiệp, các quý thầy cô khoa Cơ Điện và Công
thầy cô trường
LỜI CẢM ƠN
Lời đầu tiên xin cho phép em gửi những lời chúc tốt đẹp nhất tới các quý
những người đã giúp đỡ em trong thời gian làm khóa luận tốt nghiệp
điều kiện cho em lòng chân thành

3. LỜI CẢM ƠN
MỤC LỤC
DANH MỤC CÁC BẢNG
DANH MỤC CÁC HÌNH
ĐẶT VẤN ĐỀ....................................................................................................... 1
Chương 1. TỔNG QUAN VẤN ĐỀ NGHIÊN CỨU .......................................... 4
1.1. Tình hình khai thác và vận chuyển gỗ ở nước ta và trên thế giới.................. 4
1.1.1. Tình hình khai thác và vận chuyển gỗ ở các nước trên thế giới ................. 4
1.1.2. Tình hình khai thác và vận chuyển gỗ ở Việt Nam..................................... 6
1.2. Tình hình nghiên cứu về động lực học phanh ô tô – máy kéo ..................... 10
1.2.1. Tình hình nghiên cứu trong nước.............................................................. 10
1.2.2. Tình hình nghiên cứu ngoài nước ............................................................. 14
1.3. Giới thiệu về liên hợp máy kéo Shibaura SD3100 với rơ moóc vận chuyển
gỗ ...................................................................................................................... 16
1.4. Mục tiêu của đề tài ....................................................................................... 19
1.5. Đối tượng và phạm vi nghiên cứu................................................................ 19
1.6. Phương pháp nghiên cứu.............................................................................. 19
1.6.1. Phương pháp nghiên cứu lý thuyết............................................................ 19
1.6.2. Phương pháp nghiên cứu thực nghiệm...................................................... 20
Chương 2. CƠ SỞ LÝ LUẬN CỦA ĐỀ TÀI ..................................................... 21
2.1. Hiện trạng hệ thống phanh trên liên hợp máy kéo Shibaura SD3100.......... 21
2.2. Các chỉ tiêu chung đánh giá chất lượng phanh của liên hợp máy kéo......... 24
2.2.1. Hiệu quả phanh.......................................................................................... 24
2.2.3. Chỉ tiêu đánh giá hiệu quả phanh của một số nước .................................. 34
Chương 3. ĐỀ XUẤT CÁC GIẢI PHÁP NÂNG CAO CHẤT LƯỢNG PHANH
CHO LIÊN HỢP MÁY KÉO SHIBAURA SD3100 KHI VẬN CHUYỂN GỖ38
3.1. Xác định chất lượng phanh của liên hợp máy kéo Shibaura SD3100......... 38
3.1.1. Sơ đồ lực tác dụng lên liên hợp máy vận chuyển gỗ khi phanh................ 38
3.1.2. Xác định hiệu quả phanh của LHM Shibaura SD3100 khi vận chuyển gỗ..... 39

4. 3.1.3. Ổn định hướng khi phanh.......................................................................... 45
3.2. Đề xuất giải pháp cải tiến hệ thống phanh cho liên hợp máy kéo Shibaura
SD3100 nhằm nâng cao chất lượng phanh.......................................................... 46
3.3. Sơ bộ hạch toán giá thành ........................................................................... 51
KẾT LUẬN VÀ KIẾN NGHỊ............................................................................. 52
TÀI LIỆU THAM KHẢO................................................................................... 54

5. Bảng 1.1. Bảng thông số kỹ thuật máy kéo SHIBAURA SD3100..................... 17
Bảng 1.2. Thông số kỹ thuật của rơ moóc lắp sau máy kéo Shibaura SD3100.. 19
Bảng 2.1. Chỉ tiêu đánh giá hiệu quả phanh của một số nước............................ 35
Bảng 2.2. Tiêu chuẩn Châu Âu về hiệu quả phanh (ECE R13).......................... 36
Bảng 2.3. Chỉ tiêu đánh giá hiệu quả phanh của Việt Nam ................................ 36
Bảng 2.4. Tiêu chuẩn Ngành 22 – TCN 224 – 2001 (Bộ GTVT quy định – 2001)......37
Bảng 3.1. Sơ bộ hạch toán giá thành hệ thống phanh liên hợp máy cải tiến ...... 51
DANH MỤC CÁC BẢNG

6. Hình 1.1 - Tỷ trọng 3 loại rừng được quản lý ở Việt Nam ................................... 6
Hình 1.2 - Thị trường xuất khẩu gỗ chính của Việt Nam trong năm 2012........... 7
Hình 1.3 - Liên hợp máy kéo SHIBAURA SD3100 và rơ moóc vận chuyển gỗ
rừng trồng............................................................................................................ 16
Hình 1.4: Cấu tạo rơ moóc một trục.................................................................... 18
Hình 2.1 - Sơ đồ hệ thống phanh dầu của máy kéo shibaura SD 3100............... 21
Hình 2.2 - Cấu tạo và nguyên lý làm việc của xylanh phanh chính.................... 22
Hình 2.3 - Cơ cấu phanh bánh xe........................................................................ 23
Hình 2.4 - Đồ thị chỉ sự thay đổi quãng đường phanh theo vận tốc bắt đầu phanh
v1 và theo hệ số bám 𝝋....................................................................................... 27
Hình 2.5 - Giản đồ phanh.................................................................................... 28
Hình 2.6 - Sơ đồ lực tác dụng lên ô tô khi phanh mà ô tô bị quay đi 1 góc β..... 32
Hình 3.1 - Các lực tác dụng lên liên hợp máy khi phanh.................................... 38
Hình 3.2 - Cải tiến hệ thống phanh của liên hợp máy kéo với rơ moóc ............. 47
Hình 3.3 - Sơ đồ, cấu tạo bộ điều hòa lực phanh ................................................ 48
Hình 3.4 - Nguyên lý hoạt động bộ điều hòa lực phanh ..................................... 48
Hình 3.5 - Bố trí bộ điều hòa lực phanh trong hệ thống phanh liên hợp máy..... 50
DANH MỤC CÁC HÌNH

7. 1
Hiện nay Việt Nam là một quốc gia đang phát triển với ¾ và gần 80% dân
số ở nông thôn và miền núi. Trong công cuộc công nghiệp hóa hiện đại hóa đất
nước theo định hướng xã hội chủ nghĩa, đi đôi với việc phát triển kinh tế nhiều
thành phần, mở rộng các khu công nghiệp, xây dựng cơ sở hạ tầng... Đảng và
nhà nước cũng rất chú trọng đến việc phát triển kinh tế ở các khu vùng núi, các
khu vùng sâu vùng xa với mục đích rút ngắn khoảng cách nghèo giữa các vùng
trong cả nước. Tuy nhiên, ở các khu vực miền núi sản xuất nông lâm nghiệp là
chủ yếu, nhưng nó lại giữ một vị trí rất quan trọng trong việc phát triển nề kinh
tế nước nhà. Nhưng do nền kinh tế còn khó khăn cộng với khoa học kĩ thuật còn
chưa được phát triển nên việc sản xuất nông lâm nghiệp ở các khu vực miền núi
còn rất nhiều hạn chế và chưa đạt được năng xuất cao.
Sản xuất nông lâm nghiệp là một quá trình sản xuất đặc thù, nó mang tính
độc lập cao, điều kiện sản xuất khó khăn và phức tạp, tiêu tốn nhiều sức lao
động. Để nâng cao năng suất, giảm nhẹ sắc lao động trong sản xuất nông lâm
nghiệp cần phải áp dụng cơ giới hóa tổng hợp toàn bộ hệ thống máy móc. Một
trong những công việc sản xuất lâm nghiệp là khâu vận chuyển, nó là một trong
những khâu quan trọng trong quá trình sản xuất. Hoạt động vận chuyển thường
được vận chuyển ở địa hình tương đối rất khó khăn và phải vận chuyển trên bề
mặt đường lâm nghiệp.
Công đoạn khó khăn nhất là việc vận chuyển gỗ từ nơi khai thác đến các
địa điểm tập kết hoặc kho bãi gần đường giao thông. Các con đường từ nơi khác
thác đến các địa điểm trên thường là con đường mòn và rất hẹp hoặc là con
đường tự tạo ra khi thác. Chúng có nền đất yếu, bề mặt gồ ghề, hiểm trở và trơn
trượt, rất nguy hiểm ... Chính vì thế, các phương tiện vận chuyển như ô tô và các
phương tiện có tải trọng khó và không thể di chuyển và vận chuyển hàng hóa
loại địa hình này. Từ những điều kiện thực hiện trên bề mặt đường lâm nghiệp,
người ta thường sử dụng các loại máy kéo kết hợp với rơ moóc cho công đoạn
vận chuyển này.
ĐẶT VẤN ĐỀ

8. 2
Trong thực tế, quá trình vận chuyển thường gặp trường hợp xuất hiện dốc
cục bộ hoặc trơn trượt làm vận tóc của máy kéo và rơ moóc không bằng nhau
gây khó khăn và mất an toàn cho người điều khiển. Để thực hiện khâu vận
chuyển gỗ rừng trồng. Đề tài KC07 đã thiết kế chế tạo một rơ moóc chuyên
dùng cho liên hợp máy kéo SHIBAURA SD3100. Đây là một loại rơ moóc một
trục chủ động, được dẫn động hệ thống truyền động thủy lực từ trục thu công
suất của máy kéo. Các kết quả nghiên cứu ban đầu đã khẳng định tính ưu việt
cảu loại liên hợp máy này khi vận chuyển trên các đường dốc lâm nghiệp và đã
áp dụng vào thực tế sản xuất. Tuy nhiên, để đảm bảo công việc hiệu quả và an
toàn trong quá trình sản xuất, cần thiết phải tiếp tục nghiên cứu hoàn thiện kết
cấu, công nghệ chế tạo, đặc biết phải quan tâm đến chỉ tiêu an toàn của liên hợp
máy.
Hiện nay, việc nghiên cứu thiết kế, chế tạo và thử nghiệm các thiết bị
chuyên dùng lắp trên các nguồn động lực để sử dụng vào nhiều mục đích khác
nhau đang được các nhà khoa học quan tâm nghiên cứu. Trên cơ sở của việc
nghiên cứu, tìm hiểu về tình hình cơ giới hóa các khâu trong sản xuất lâm
nghiệp như: Tình hình khai thác, vận chuyển, chế biến, các loại phương tiện vận
chuyển của nước ta và trên trên thế giới. Trên thực tế, máy kéo Shibaura
SD3100 do Nhật Bản chế tạo hoạt động ở các loại địa hình bằng phẳng và phức
tạp ở các nước trên thế giới, nên các nhà khoa học chế tạo liên hợp máy kéo
Shibaura phù hợp với nhưng địa hình đó. Đối với Việt Nam, có một địa hình
phức tạp, việc ứng dụng và sử dụng liên hợp máy kéo phù hợp với địa hình Việt
Nam khá nguy hiểm, vì vậy hệ thống phanh để đảm bảo an toàn cho người vận
hành cũng như những người xung quanh là rất cần thiết trên liên hợp máy kéo
Shibaura. Để nâng cao hiệu quả sử dụng và đảm bảo an toàn trong quá trình làm
việc rất cần thiết phải tiến hành nghiên cứu đầy đủ về động lực học của liên hợp
máy đặc biệt là hệ thống phanh của liên hợp máy trong quá trình làm việc trên
điều kiện đường lâm nghiệp

9. 3
Với mục đích trên và để hoàn thành chương trình đào tạo kỹ sư chuyên
ngành Kĩ Thuật Ô Tô, được sự đồng ý của Trường Đại học Lâm Nghiệp, Khoa
Cơ điện và Công trình, tôi tiến hành thực hiện đề tài “ Nghiên cứu đề xuất các
giải pháp nâng cao chất lượng phanh cho liên hợp máy kéo Shibaura SD3100
với rơ moóc khi vận chuyển gỗ”.

10. 4
Ngành công nghiệp gỗ toàn cầu tăng trưởng mạnh: sự ưa chuộng các sản
phẩm từ gỗ tại các quốc gia như Mỹ và EU đã giúp cho giá trị chế biến gỗ toàn
cầu đã tăng từ 283 tỷ USD trong năm 2012 lên 373 tỷ USD vào năm 2016 với
tốc độ tăng trưởng hàng năm (CAGR) là 7.2%. Đây là một tốc độ tăng trưởng
cao so với mức tăng trưởng chung của các nhóm ngành. Tốc độ này được dự báo
còn tăng mạnh hơn, 9,2% (CAGR), giai đoạn 2016-2020 lên 531 tỷ USD (2020).
3 nhóm sản phẩm chính của ngành chế biến gỗ gồm dăm gỗ, gỗ công nghiệp
(ván nhân tạo) và đồ gỗ nội, ngoại thất. Nhóm gỗ công nghiệp (Ván nhân tạo)
bao gồm các sản phẩm như ván ép và gỗ dán, ván dăm và ván sợi. Đây là nhóm
sản phẩm có tốc độ tăng trưởng mạnh nhất do khả năng khai thác gỗ tự nhiên
ngày càng hạn chế. Bên cạnh đó các sản phẩm gỗ nhân tạo cũng có được một số
đặc tạo lợi thế như sự đa dạng bề mặt, chống mối, chống ẩm. Trong 15 năm qua,
thương mại dăm gỗ toàn cầu đã tăng lên gần 75%, chủ yếu do sự mở rộng công
suất bột giấy ở Trung Quốc. Hai thị trường nhập khẩu dăm gỗ lớn nhất thế giới
là Trung Quốc và Nhật Bản, tiếp theo là Phần Lan, Thụy Điển và Thổ Nhĩ Kỳ.
Để giảm bớt việc lao động bằng chân tay của con người mà vẫn đại được
năng suất cao cùng với sự phát triển của tất cả các ngành khoa học kỹ thuật như
:Tin học, cơ khí, y học, giao thông, sinh học... thì trong sản suất lâm nghiệp các
nhà khoa học đã nghiên cứu và áp dụng các thành tựu khoa học vào đó. Trong
san xuất lâm nghiệp, một trong những khâu đòi hỏi việc lao động chân tay nhiều
nhất đó là khâu khai thác, vận chuyển và chế biến lâm sản. Nhờ áp dụng khoa
học kĩ thuật vào trong sản xuất lâm nghiệp các khâu này phần lớn đã được cơ
giới hóa bằng máy móc. Cơ giới hóa là sự thay thế sức lao động của con người
bằng máy móc để thực hiện nhanh chóng với năng suất hiệu quả cao những công
Chương 1
TỔNG QUAN VẤN ĐỀ NGHIÊN CỨU
1.1. Tình hình khai thác và vận chuyển gỗ ở nước ta và trên thế giới
1.1.1. Tình hình khai thác và vận chuyển gỗ ở các nước trên thế giới

11. 5
việc nặng nhọc. Nhiều hệ thống máy móc tự động đã thay thế con người trong
việc điều khiển các quá trình sản xuất phức tạp, tinh vi với năng suất cáo và chất
lượng tốt. Gần đây đã xuất hiệc nhiều loại máy móc có thể đảm niệm một chức
năng bộ óc con người.
Những năm trước việc khai thác, vận chuyển và chế biến gỗ rừng trồng
còn nhiều khó khăn, điều khiện lao động còn quá nặng nhọc, nguy hiểm, chi phí
lao động cao, năng suất lao động còn thấp. Việc khai thác, vận chuyển và chế
biến hầu như hoàn toàn được thực hiện bằng chân tay, trong khâu vận chuyển
người ta sử dụng sức kéo của những con gia súc. Tuy nhiên, với những sản
phẩm lâm nghiệp có kích thước lớn lại rất nặng nề, đồng thời đường sá đi lại
khó khăn, nhiều đèo dốc thì năng suất lao động là rất thấp. Vào những năm đầu
thế kỉ 19 nhờ việc áp dụng máy móc vào việc khai thác, vận chuyển và chế biến
sản phẩm lâm nghiệp như: các loại máy cắt, máy cưa, máy cẩu, tời, các loại liên
hợp máy kéo, ô tô... thì năng suất và hiệu quả lao động được tăng lên gấp bội. Vì
vậy việc áp dụng cơ giới hóa trong các khâu khai thác, vận chuyển, vận xuất và
chế biến gỗ rừng trồng rất cần thiết.
Cùng với sự phát triển của khoa học công nghệ, con người đã ngày càng
tháy thế nhiều máy móc vào trong san xuất và cuộc sông hằng ngày giúp giảm
sức lao động của con người. Máy móc sẽ thực hiện nhanh chóng, chính xác với
năng suất và hiệu quả cao những công việc nặng nhọc. Trong vận chuyển, lúc
đầu là sức người sau đó là các loại gia súc và đến bây giờ là các loại máy vận
chuyển, trong đó có máy kéo. Đối với máy kéo nói chung, máy kéo lớn nói riêng
đã được nhiều nhà khoa học nghiên cứu và được công bố. Các công trình nghiên
cứu này thường là xây dựng cơ sở ly thuyết động lực học hoặc dang mô hình
tình toán. Các công trình này mang đến thành tựu to lớn cho linh vực ô tô- máy
kéo làm cơ sở cho các cán bộ chuyên môn triển khai và áp dụng. Tuy nhiên đối
với các loại máy kéo nhỏ thì lại ít được nghiên cứu, đặc biết là các công trình
mang tính đặc thù lâm nghiệp thì càng hạn chế. Như vậy cùng với sự phát triển
của các ngành khoa học thì trong sản xuất lâm nghiệp như các công đoạn nặng

12. 6
Hình 1.1 - Tỷ trọng 3 loại rừng được quản lý ở Việt Nam
1.1.2. Tình hình khai thác và vận chuyển gỗ ở Việt Nam
nhọc đã được các nhà khoa học giúp đỡ bằng cách cơ giới hóa hay là đưa máy
móc vào trong quá trình sản xuất.[4]
Việt Nam là nước có ngành lâm nghiệp năng động, nhất là trong lĩnh vực
sản xuất, chế biến gỗ và các sản phẩm từ gỗ. Đây là lĩnh vực rất quan trọng đối
với nền kinh tế Việt Nam và động lực thúc đẩy phát triển kinh tế, đặc biệt là đối
với các vùng nông thôn, vùng cao đồi núi trung du. Theo thống kê của Bộ
NN&PTNN năm 2012, tổng kim ngạch chế biến gỗ của Việt Nam ước tính đạt
4,0 tỷ đô la Mỹ. Nhìn chung, công nghiệp chế biến và xuất khẩu gỗ đạt tỷ lệ
tăng trưởng bình quân 16%/năm trong giai đoạn 2007-2012. Gần đây, Việt Nam
đã trở thành nhà xuất khẩu ván dăm số một thế giới với tổng khối lượng lên đến
5,8 triệu tấn (trọng lượng khô) vào năm 2012, là quốc gia đứng thứ hai về xuất
khẩu đồ gỗ ở khu vực Đông Nam Á và đứng thứ sáu thế giới về lĩnh vực này.
Khoảng 55% sản phẩm gỗ của Việt Nam được xuất đi thị trường Hoa Kỳ, Châu
Âu và Châu Úc. Ở Việt Nam theo quản lý rừng thống kê gồm có rừng đặc dụng,
rừng phòng hộ và rừng sản xuất với diện tích như sau, []:
- Rừng đặc dụng: có 2,0 triệu ha, được quản lý bởi các khu bảo tồn.
- Rừng phòng hộ: có 4,6 triệu ha, được duy trì vì mục tiêu bảo vệ các khu vực
đầu nguồn, bảo vệ đất và môi trường.

13. 7
Hình 1.2 - Thị trường xuất khẩu gỗ chính của Việt Nam trong năm 2012
- Rừng sản xuất: có gần 6,8 triệu ha trong đó, 4,3 triệu ha là rừng tự nhiên sản
xuất còn 2,4 triệu ha là rừng trồng sản xuất. Mục đích của các khu rừng sản xuất
là cung cấp nguyên liệu để sản xuất gỗ và các sản phẩm bằng gỗ. Hình 1 thể
hiện tỷ trọng 3 loại rừng được quản lý ở Việt Nam.
Trong tổng số 6,8 triệu ha rừng sản xuất ở việt Nam, ước tính đến tháng 3
năm 2012, chỉ có 30.000 ha (0,4%) là rừng đã có chứng nhận quản lý rừng bền
vững. Theo Chiến lược Phát triển Lâm nghiệp Việt Nam, diện tích rừng sản xuất
đáp ứng yêu cầu về chứng chỉ quản lý rừng bền vững phấn đấu đạt chỉ tiêu 30%
tổng diện tích, tương đương 1,8 triệu ha. Theo (hình1.2) minh họa thị trường
xuất khẩu gỗ chính của Việt Nam trong 9 tháng đầu năm 2012, gồm Hoa Kỳ
(38%), Trung Quốc (16%) và Nhật Bản (15%).
Xuất khẩu gỗ và sản phẩm từ gỗ vào thị trường Hoa Kỳ chiếm vị trí thứ 3
trong số các ngành có kim ngạch xuất khẩu song phương lớn nhất giữa Việt
Nam và Hoa Kỳ với giá trị lên đến 1,8 tỷ đô la Mỹ trong năm 2012, tăng 24,7%
so với năm 2011. Việt Nam được kỳ vọng sẽ trở thành nước xuất khẩu gỗ và sản

14. 8
phẩm từ gỗ lớn nhất trong số các quốc gia Đông Nam Á vào năm 2013 với kim
ngạch xuất khẩu ước tính đạt 5,5 tỷ đô la Mỹ vào cuối năm 2013.
Chính vì vậy khâu vận chuyển gỗ hiện tại ở Việt nam ta là rất cần thiết cho
sự phát triển chung của đất nước trong thời kỳ đổi mới kinh tế. Sau nhiều năm
đổi mới ngành lâm nghiệp nước ta đã đạt được nhiều thành tựu đáng kể. Tuy
nhiên vẫn còn những vấn đề khó khăn trong vận chuyển gỗ. Để giải quyết những
khó khăn bức xúc đó, yêu cầu cấp bách đó là phải tiến hành công nghiệp hóa,
hiện đại hóa lâm nghiệp, làm biến đổi nhanh chóng nền sản xuất từ lao động thủ
công sang cơ khí hóa, có hiệu quả, tăng năng xuất, giảm thời gian lao động và
đưa nhanh sản phẩm đến tay người tiêu dùng.
Để cơ giới hóa sản xuất vận chuyển gỗ, trước hết cần tập trung đẩy mạnh
công nghiệp hóa, nhằm phá vỡ trạng thái trì trệ thúc đẩy sự dịch chuyển kinh tế
công nghiệp và dịch vụ, tạo sự phát triển cho toàn xã hội.
Việc đưa xe - máy vào sản xuất lâm nghiệp ở nước ta, hầu như chưa đáp
ứng được nhu cầu, vì 70% khối lượng công việc được làm bằng thủ công chỉ có
30% khối lượng công việc là được cơ giới hóa. Từ đó, dẫn đến năng suất, chất
lượng và hiệu quả kinh tế trong sản xuất lâm nghiệp còn thấp.
Có thể nói địa hình đường ở Việt Nam khá phức tạp, có độ dốc lớn. Hơn
thế nữa, sản xuất lâm nghiệp thường tập trung ở vùng sâu, vùng xa nên khó khăn
trong việc vận chuyển cơ giới hóa vào sản xuất. Các chính sách đầu tư của nhà
nước cho ngành lâm nghiệp có, nhưng còn hạn chế nên các đơn vị lâm nghiệp và
người dân gặp khó khăn trong việc mua xe, thiết bị để áp dụng vào sản xuất. Các
nghiên cứu cải tiến để tạo ra các thiết bị phù hợp với địa hình, điều kiện đường
Việt nam còn rất ít, chưa được quan tâm đúng mức.
Trong sản xuất lâm nghiệp, khâu vận chuyển gồm có hai công đoạn sau:
Vận chuyển từ nơi khai thác đến các kho chứa, nhà máy hoặc các bãi tập kết và
vận chuyển từ các kho chứa sản phẩm của nhà máy đến nơi tiêu thụ. Vậy việc
vận chuyển các nguyên liệu gỗ và các sản phẩm từ gỗ đến nơi tiêu thụ cũng gặp
nhiều khó khăn vì các tuyến đường dùng cho ôtô, vận chuyển gỗ và các lâm sản

15. 9
khác nằm rải rác trên các khu vực khai thác rộng lớn hoặc các con đường quốc
lộ hay tỉnh lộ. Với hình thức vận chuyển lâm sản tới nơi sản xuất hoặc tiêu thụ
bằng đường bộ có ưu thế hơn vận chuyển bằng đường sắt và đường thủy.
Những năm gần đây, vận chuyển bằng đường bộ (chủ yếu bằng ô tô)
chiếm vai trò quan trọng trong nền kinh tế nói chung và ngành lâm nghiệp Việt
Nam nói riêng. Chính vì vậy để có các sản phẩm từ gỗ chúng ta phải vào rừng
khai thái gỗ và thu gom lại, bốc xếp lên xe ô tô vận chuyển về kho bãi nhà máy
và chế biến thành sản phẩm. Khai thác gỗ là một công đoạn trong quá trình sản
xuất lâm nghiệp. Chúng ta sử dụng các công cụ thủ công hoặc máy móc để chặt
hạ. Đường rừng thường là các vùng đồi núi, sử dụng đường dân sinh, địa hình
hiểm trở nên việc khai thác vận chuyển cũng gặp rất nhiều khó khăn và đảm bảo
an toàn trong quá trình khai thác, đặc biệt là các khu rừng tự nhiên. Trong các
khâu của quá trình khai thác, vận chuyển và vận xuất là một khâu quan trọng, nó
ảnh hưởng rất lớn đến năng suất, giá thành và chi phí khai thác gỗ.
Hiện nay do sự chỉ đạo của Nhà nước phát triển cơ chế kinh tế nhiều
thành phần, nên thực hiện việc giao đất khoán rừng cho các hộ nông dân sử
dụng lâu dài trên các địa bàn trung du miền núi. Các hộ nông dân, doanh nghiệp
tư nhân sản xuất nông - lâm nghiệp xuất hiện và phát triển mạnh mẽ, đặc biệt là
công tác vận chuyển. Nhiều doanh nghiệp tư nhân, hộ gia đình, các chủ trang
trại đã mua xe ô tô tải với mục đích để tự vận chuyển gỗ khai thác, gỗ thành
phẩm đến nơi sản xuất và tiêu thụ sản phẩm, chủ động về thời gian và hạ giá
thành sản phẩm đến tay người tiêu dùng. Để thực hiện những công việc trên các
doang nghiệp và hộ gia đình đã mua và sử dụng các loại xe ô tô được sản xuất
trong nước có giá thành phù hợp với nhu cầu và điều kiện tài chính của các hộ
gia đình. Chủ yếu là các loại ô tô tải trung bình từ 3,5 tấn đến 5,0 tấn để khai
thác gỗ và phù hợp với điều khiện đường của Việt Nam.
Công việc khai thác lâm sản đối với các nước có nền công nghiệp phát
triển thì sự quy hoạch phát triển rừng nguyên sinh và rừng trồng để khai thác rất
tốt, nên người ta dùng những phương thức khai thác, vận chuyển và vận xuất

16. 10
cuộc chiến tranh chống Pháp – Mỹ. Sau năm 1975 giải phóng thống nhất đất
nước, với phương châm của Nhà nước đẩy mạnh Công nghiệp hóa – Hiện đại
hóa đất nước. Nhưng giai đoạn này máy móc cơ giới hóa chủ yếu tập trung
vào sản xuất nông nghiệp. Nên trình độ khoa học kỹ thuật của ta còn hạn chế
và nền kinh tế chậm phát triển.
Trong quá trình phát triển kinh tế đất nước, ngành công nhiệp chế tạo,
sản xuất lắp ráp xe ô tô được nhà nước ưu tiên phát triển với nhiều ưu đãi về
hiện đại hơn hay dùng các loại máy móc có nhiều tính năng hơn, năng suất cao
hơn…, các loại ô tô tải lớn, máy chuyên dùng tốt hơn… Tuy nhiên, chúng có giá
thành cao, vốn đầu tư lớn. Nếu muốn thực hiện thì chỉ phù hợp với những công
ty hoặc tập đoàn lâm nghiệp quy mô lớn và thích ứng với các khu khai thác gỗ
và lâm sản tập trung có khối lượng lớn. Những năm trước đây, nước ta đã nhập
từ nước ngoài một số loại xe ô tô tải và xe chuyên dùng sử dụng vào việc vận
chuyển lâm sản như: LKT 80 do Tiệp Khắc sản xuất; CAT - Mỹ; VOLVO –
Thụy Điển; KOMATSU - Nhật Bản....
Còn đối với Việt nam, do xuất phát là một nước có nền kinh tế chủ yếu
phụ thuộc vào nông nghiệp, vừa thoát khỏi chiến tranh, nền công nghiệp luyện
kim và chế tạo máy phát triển chậm, ít vốn đầu tư nên chưa thể chế tạo được tất
cả tổng thành các loại ô tô và máy chuyên dùng, mà chỉ chế tạo được một số chi
tiết, bộ phận đơn giản của xe như khung sắt xi, vỏ xe … và chủ yếu là lắp ráp xe
với các linh kiện nhập khẩu. Nhưng cũng một phần hạ được giá thành của xe ô
tô trong nước so với xe nhập khẩu chịu thuế…tại thị trường Việt Nam.
Các hãng sản xuất và lắp ráp xe trong nước như công ty THACO Trường
Hải, công ty cổ phần ô tô Xuân Kiên VINAXUKI, thì xe ô tô tải tầm trung đáp
ứng được nhu cầu vận chuyển khi khai thác, vận chuyển gỗ cùng với điều kiện
kinh tế của các doanh nghiệp tư nhân, hộ gia đình của Việt Nam hiện nay.[4]
1.2. Tình hình nghiên cứu về động lực học phanh ô tô – máy kéo
1.2.1. Tình hình nghiên cứu trong nước
Việt Nam là nước đi lên từ nền nông lâm nghiệp lạc hậu và trải qua hai

17. 11
trong nước. Với mong muốn ngày càng hoàn thiện hơn và theo kịp khoa học
thế giới. Bộ khoa học công nghệ Việt Nam từ lâu đã đầu tư vào nghiên cứu
khoa học trong mọi đề tài và mọi lĩnh vực xã hội. Trong đó có nhiều đề tài về
chuyên ngành động lực ô tô, do yêu cầu về sự an toàn cho xe và người khi
tham gia giao thông nên vấn đề động lực quá trình phanh của ô tô cũng được ít
nhiều sự quan tâm nghiên cứu của khoa học trong nước.
Qua tổng quan nghiên cứu vấn đề thấy rằng các đề tài về việc nghiên cứu
động lực học quá trình phanh ô tô từ trước đến nay, đều khẳng định vai trò của
hệ thống phanh ô tô trong khi vận tải hàng hóa là rất quan trọng. Vì vận tải
đường bộ có nhiều ưu điểm như giá thành vận chuyển, chủ động được các
kênh phân phối hàng hóa, không bị phụ thuộc hay tác động nhiều do điều kiện
thiên nhiên và xã hội… Nên ô tô ngày càng được nhiều người sở hữu và sử
dụng trong phát triển kinh tế xã hội, cũng như nghiên cứu, cải tiến các loại xe
ô tô để ngày một tốt hơn, an toàn hơn, thỏa mãn hơn với nhu cầu phục vụ xã
hội…
Trong nhiều đề tài nghiên cứu về ô tô ở cấp nhà nước, các trường Đại học
nói chung và các đề tài nghiên cứu hệ thống phanh của ô tô nói riêng đã có
những đề tài sau:
Đề tài nghiên cứu cấp Học viện của TS. Nguyễn Sĩ Đỉnh – Trường Đại
học kỹ thuật Lê Quý Đôn: “Cải tiến hệ thống phanh khí nén một dòng thành
hai dòng có bộ điều hòa lực phanh”, nghiệm thu 11/03/2009 và đề tài: “Cải
tiến hệ thống phanh dẫn động bằng thủy lực trên ô tô quân sự”, nghiệm thu
ngày 20/06/2010 .
Hai đề tài trên đã ứng dụng, cải tiến trong hệ thống phanh trên các xe
quân sự, đảm bảo sự an toàn, tốt hơn khi phanh trên mọi điều kiện mặt đường
… Ưu điểm hiệu quả phanh tối ưu, ổn định lái trong quá trình phanh, giá
thành rẻ, dễ sửa chữa và bảo dưỡng…
Vũ Duy Khiêm, Trường Đại học Nông nghiệp I - Hà Nội đã hoàn thành đề
thuế và mặt bằng xây dựng nhằm kích thích ngành công nghiệp ô tô sản xuất

18. 12
hệ thống phanh ABS”. Đề tài nghiên cứu trên xe ô tô khách hiệu INNOVA, đã
đánh giá được sự tối ưu, đảm bảo an toàn động lực học quá trình phanh của hệ
thống phanh ABS được trang bị trên xe ô tô khi tham gia giao thông trên
đường. Khẳng định sự tin cậy được tính toán trên lý thuyết của mô hình toán
trong vấn đề nghiên cứu động lực học quá trình phanh ABS
Phan Đắc Yến, Trường Đại học Nông nghiệp I - Hà Nội, với luận văn
thạc sĩ kỹ thuật về: “Nghiên cứu mô hình động lực học quá trình phanh của
liên hợp máy vận chuyển trên đường đồi dốc”. Tác giả đã xây dựng được mô
hình toán học, khảo sát động lực học phanh của liên hợp máy vận chuyển trên
đường đồi dốc, đưa ra một số phương pháp đánh giá hiệu quả phanh, sử lý số
liệu bằng ngôn ngữ Pascal cho phép khảo sát nhiều phương án khác nhau…
Giúp người vận hành xác định được các thông số ảnh hưởng đến quá trình
phanh của liên hợp máy, nhằm hạn chế đến mức thấp nhất tai nạn đáng tiếc có
thể xảy ra trong khi tham gia giao thông của ô tô, máy kéo, …
Nguyễn tài Cường, Trường Đại học Nông nghiệp I - Hà Nội, đã bảo vệ
thành công luận văn thạc sĩ kỹ thuật về: “Nghiên cứu động lực học quá trình
phanh liên hợp máy kéo SHIBAURA-3000A khi vận chuyển gỗ rừng trồng”.
Kết quả đánh giá được hiệu quả phanh của máy kéo qua mô hình và công thức
toán với ứng dụng phần mềm Matlab biểu diễn bằng đồ thị, đảm bảo độ chính
xác, tin cậy và nhanh chóng khi phanh. Giúp người vận hành máy, sử lý quá
trình phanh máy một cách hợp lý và tốt nhất,
Trần Đình Việt, Trường Đại học Sư phạm kỹ thuật Thủ Đức, năm 2014
thực hiện thành công đề tài: “Động lực học phanh thủy khí–thiết kế cơ cấu an
toàn cho hệ thống phanh thủy khí trên xe Huyndai”. Đảm bảo cho xe chạy an
toàn với mọi điều kiện mặt đường … hỗ trợ người lái xe yên tâm khi tham gia
giao thông.
Lê Đức Trung, Trường Đại học Giao thông vận tải. Nghiên cứu thành
công đề tài: “Nghiên cứu khảo sát chuyển động của ô tô trong quá trình
tài Thạc sĩ: “Nghiên cứu động lực học quá trình phanh trên xe ô tô có trang bị

19. 13
Nguyễn Văn Bình, Trường Đại học Giao thông vận tải, với đề tài “Khảo
sát ảnh hưởng của một số thông số đến hiệu quả phanh của ô tô khách sản
xuất lắp ráp tại Việt nam”, đã đưa ra một số thông số ảnh hưởng như tọa độ
trọng tâm xe, trọng lượng xe, hệ số bám lốp xe và điều kiện mặt đường …,
khuyến cáo người lái xe cần giảm vận tốc khi phanh để đảm bảo an toàn khi
chạy xe trên các điều kiện mặt đường ở Việt nam.
Vũ Trí Luân, Trường Đại học Giao thông vận tải. Hoàn thành đề tài:
“Nghiên cứu phương pháp tính quãng đường phanh của ô tô tải có kể đến thời
gian chậm tác dụng của hệ thống”. Đưa ra khuyến cáo người lái xe cần đưa ra
quyết định phanh xe ô tô sớm hơn, khi dự đoán thấy tình huống nguy hiểm có
thể xảy ra, nhằm đảm bảo an toàn trong suốt quá trình tham gia giao thông
trên đường…
Với sự phát triển kinh tế Việt Nam như hiện nay, nền công nghiệp lắp ráp sản
xuất ô tô đang phát triển mạnh mẽ, đa dạng về mẫu mã với các dòng xe như: xe
khách 4 chỗ, 7 chỗ … và xe tải từ: 750 kg đến 5 tấn, 10 tấn, 15tấn…, nên việc
nghiên cứu động lực học quá trình phanh ô tô tải sản xuất tại Việt Nam là rất cần
thiết với nhu cầu xã hội hiện nay.[5]
Các công trình nghiên cứu về phanh trong nước cũng đã có nghiên cứu về
các yếu tố ảnh hưởng tới chất lượng quá trình phanh, khảo sát chất lượng phanh
của một số loại xe ô tô cũ, máy kéo khi vận chuyển gỗ trong rừng, nghiên cứu
nâng cao cải tiến hệ thống phanh của một số loại xe với hệ thống ABS, đưa ra
các chỉ tiêu đánh giá chất lượng phanh cho một số loại xe sử dụng tại Việt Nam.
Tuy nhiên, việc nghiên cứu trong lĩnh vực hệ thống phanh ô tô chưa được chú
trọng, tương xứng với tầm quan trọng của nó. Nhất là trong công cuộc công
ô tô, để đảm bảo an toàn khi tham gia giao thông.
các khuyến cáo cho người lái xe cần giữ thẳng tay lái trong quá trình phanh xe
phanh”, phân tích được một số sai lệch hướng chuyển động khi phanh. Đưa ra

20. 14
1.2.2. Tình hình nghiên cứu ngoài nước
Trình bày một mô hình của một hệ thống phanh đĩa, tìm ra nguyên nhân
cơ bản gây ra tiếng kêu ở rotor phanh, tấm đệm lót, piston phanh, caliper và
giảm xóc…, đưa ra biện pháp để khắc phục loại bỏ nó.
Engel, H.G., Bachman, Th., Eichhorn, U., and Saame, Ch., "Dynamical
Behaviour of Brake-Disc Geometry as cause of Brake Judder", Proceedings,
EAEC 4th International Conference on Vehicle and Traffic System Technology,
Vol 1, pp. 465-481, Strasbourg, France, 1993. Nghiên cứu về động lực học của
phanh đĩa và nguyên nhân gây ra rung khi phanh. Các nghiên cứu về quá trình
rung động khi phanh có thể được giải thích như là một động lực khuếch đại mô-
men xoắn phanh và thay đổi áp suất khi đi qua, hoặc đến gần tốc độ quan trọng
của một chiếc xe. Một số mô hình trước đây của các tác giả dự đoán biên độ của
dao động thay đổi theo thời gian, và cũng là giá trị tuyệt đối để cung cấp lực
phanh đủ cao. Tuy nhiên, trong các phép đo trội từ các giá trị dự đoán được tìm
nghiệp hóa và hiện đại hóa đất nước theo định hướng xã hội chủ nghĩa, việc sản
xuất nông nghiệp gắn liền với lâm nghiệp.
Các loại xe, máy công tác cũng dần phát triển theo nguồn động lực đó như
là: máy chuyên dùng khai thác khoáng sản, lâm sản…, vận chuyển hàng hóa
bằng xe ô tô tải từ nhỏ đến lớn theo nhu cầu công việc vận tải. Với nhu cầu vận
chuyển ngày càng cao và sự an toàn cho xe khi tham gia giao thông, nên các nhà
kỹ sư khoa học chuyên ngành của các nước như: Mỹ, Đức, Anh, Nhật Bản, Hàn
Quốc…, không ngừng nghiên cứu, cải tiến các hệ thống trên xe ô tô, tất cả đều
chú trọng đến an toàn và tiện nghi,… của xe, đặc biệt là cải tiến hệ thống phanh
trên xe ô tô ngày càng hiện đại, nhằm đảm bảo an toàn cho người và xe khi tham
gia giao thông, gồm các nghiên cứu sau:Fieldhouse J.D., Newcomb P. “The
application of holographic interferometry to the study of disc brake noise”.
SAE930805, 1993. Nghiên cứu các ứng dụng của giao thoa ba chiều để nghiên
cứu về tiếng ồn phanh đĩa.

21. 15
Các công trình nghiên cứu về phanh trên thế giới rất phong phú và đã giải
quyết được các vấn đề:
+ Xây dựng phương pháp tính toán cơ cấu phanh, đánh giá hiệu quả làm
việc cũng như các nhân tố ảnh hưởng tới quá trình làm việc của hệ thống
phanh.
+ Nghiên cứu đưa ra các biện pháp nâng cao, cải tiến chất lượng phanh của
ô tô, máy kéo như bộ chống hãm cứng bánh xe khi phanh, bộ phân bố lực phanh
trên các bánh xe, vật liệu làm hệ thống phanh.... từ đó đưa ra các chỉ tiêu, tiêu
chuẩn cụ thể để tiến hành đánh giá chất lượng hệ thống phanh.
Các công trình nghiên cứu về phanh trong nước cũng đã có nghiên cứu về
các yếu tố ảnh hưởng tới chất lượng quá trình phanh, khảo sát chất lượng phanh
của một số loại xe ô tô, máy kéo khi vận chuyển gỗ trong rừng, nghiên cứu nâng
cao cải tiến hệ thống phanh của một số loại xe với hệ thống ABS. Tuy nhiên,
việc nghiên cứu trong lĩnh vực hệ thống phanh ô tô chưa được chú trọng, tương
xứng với tầm quan trọng của nó. Nhất là trong công cuộc công nghiệp hóa và
hiện đại hóa, việc sản xuất nông nghiệp gắn liền với lâm nghiệp, các loại máy
kéo thường được sử dụng để vận chuyển gỗ rừng trồng ngoài ra nó còn được
thấy cho áp lực giảm trên phanh thấp. Một số giả thuyết độ lệch là do, trong
nghiên cứu lý thuyết bỏ qua những hiệu ứng tiếp xúc mặt đất, lực cản lăn, kéo
khí động học và động cơ phanh. Trong các đề tài nghiên cứu, những hiệu ứng
này được đưa vào mô hình và mức độ rung động được giảm và các nghiên cứu
như là:Haigh, M.J, Smales, H., and Abe, M., "Vehicle Judder under Dynamic
Braking caused by Disc Thickness Variation," Braking of Road Vehicles, pp.
247-258. London. I.Mech.E. paper C444/022/93, 1993. Nghiên cứu quãng
đường phanh của xe, dưới tác động cơ cấu phanh gây ra rung xe bởi biến thể
chiều dày đĩa phanh. Inoue, H., "Analysis of Brake Judder caused by Thermal
Deformation of Brake Disc Rotors", Proceedings, 21th FISITA Congress,
Belgrade, pp. 213-219, paper 865131, 1986. Với nghiên cứu phân tích trạng thái
phanh bị rung, gây ra bởi biến dạng nhiệt độ của phanh đĩa Rotor...[4]

22. 16
1.3. Giới thiệu về liên hợp máy kéo Shibaura SD3100 với rơ moóc vận
chuyển gỗ
Hình 1.3 - Liên hợp máy kéo SHIBAURA SD3100 và rơ moóc
vận chuyển gỗ rừng trồng
dùng để vận chuyển hàng hóa nông sản nhằm tiết kiệm chi phí khấu hao máy
móc, nâng cao hiệu quả kinh tế.
Trên cơ sở của việc nghiên cứu, tìm hiểu về tình hình cơ giới hóa các
khâu trong sản xuất lâm nghiệp như: tình hình khai thác, vận chuyển, chế biến,
các loại phương tiện vận chuyển của nước ta và trên thế giới. Nhằm đưa ra cơ sở
khoa học để hiệu chỉnh và chọn lựa chế độ sử dụng hợp lý và nâng cao tính an
toàn cho liên hợp máy kéo khi vận chuyển các sản phẩm gỗ. Chúng tôi đã chọn
đề tài “Nghiên cứu đề xuất các giải pháp nâng cao chất lượng phanh cho
liên hợp máy kéo Shibaura SD3100 với rơ moóc khi vận chuyển gỗ”
Liên hợp máy kéo Shibaura SD3100 với rơ moóc vận chuyển gỗ (Hình
1.3) là một trong những sản phẩm của đề tài KC07 – 26 do Trường Đại học Lâm
nghiệp chủ trì năm 2006.
1. Rơ moóc vận chuyển gỗ; 2. Máy kéo cơ sở

23. 17
Liên hợp máy kéo vận chuyển gỗ trừng trồng bao gồm: Nguồn động lực
là máy kéo Shibaura và rơ moóc một trục, thông số kĩ thuật của chúng như sau:
a). Các thông số cơ bản của máy kéo
Máy kéo Shibaura SD3100 là loại máy kéo bánh hơi, hai cầu chủ động, sử
dụng động cơ Diesel 4 kỳ, loại 4 xylanh, bơm cao áp 4 nhánh độc lập cung cấp
cho 4 máy, là loại máy kéo liền khung do Nhất Bản sản xuất với các thông số kỹ
thuật như sau:
Thông Số Giá trị Đơn vị Ghi chú
Chiều dài cơ sở (L) 1815 mm
Trọng lượng 1500 Kg Chưa người lái
Công suất động cơ 28,5 Mã lực
Cầu trước:
-Mã hiệu lốp : 8-16
-Đường kính bánh xe (D1)
-Bề rộng bánh xe (b1)
-Áp suất lốp (p1)
-Khoảng cách vết (B1)
-Khoảng sáng cầu trước (h1)
-Độ chụm (A-B)
-Trọng lượng (G1)
750
220
1,6 - 3,5
1200
330
22
650
Mm
Mm
Kg/cm3
Mm
Mm
Mm
Kg
(1245 – 1223)
Cầu sau:
-Mã hiệu lốp: 11-28
-Đường kính bánh xe (D2)
-Bề rộng bánh xe (b2)
-Áp suất lốp (p2)
-Khoảng cách vết (B2)
-Khoảng sáng cầu trước (h2)
-Trọng lượng (G1)
1227
325
1 – 3,5
1200
393
827
Mm
Mm
Kg/cm3
Mm
Mm
Kg
Chiều dài cơ sở (L) 1815 Mm
Trọng lượng (G) 1477 Kg Chưa người lái
Tọa độ trọng tâm
-Dọc (a)
-Cao (h)
-Khoảng cách từ cầu sau đến điểm
moóc
690
522
420
mm
mm
mm
Đến cầu sau
Bảng 1.1. Bảng thông số kỹ thuật máy kéo SHIBAURA SD3100

24. 18
Hình 1.4: Cấu tạo rơ moóc một trục
b). Các thông số cơ bản của rơ moóc
Rơ moóc SD3100 được thiế kế chế tạo cho máy kéo. Rơ móoc này có một
cầu chủ động nhân mô men thông qua một hệ thống thủy lực trợ giúp cầu móoc.
Khi vận tốc quay trục động cơ thủy lực bằng vận tốc quay qui đổi từ bánh xe,
lúc đó hệ thống thủy lực hoạt động ở chế độ không tải. Khi vận tốc quay trục
động cơ thủy lực lớn hơn vận tốc quay quay đổi từ bánh xe thù lưu lượng vào
động cơ thủy lực sẽ lớn hơn lưu lượng ra, làm xuất hiện sự tăng áp suất trong
động cơ, lúc này hệ thống truyền động bắt đầu hoạt động để bổ sung mô men
quay cho cầu moóc. Khi vận tóc quay trục động cơ thủy lực nhỏ hợn vận tốc
quay quy đổi từ bánh xe thì lưu lượng vào động cơ thủy lực nhỏ hơn lưu lượng
ra, chuyển động quay của bánh xe cầu moóc truyền ngược về động cơ thủy lực.
Khi phanh liên hợp máy này dầu do bơm cung cấp được đưa về thùng không qua
động cơ thủy lực, do đó mô men chủ động đưa đến động cơ thủy lực bị cắt, đồng
thời áp suất của dầu được đưa đến để phanh rơ moóc. Khi nhả phanh thì hệ
thống thủy lực lại hoạt động bình thường.

25. 19
Thông số Giá trị Đơn vị Ghi chú
Chiều dài thùng mooc (Lm) 3094 mm
Bề rộng miệng thùng (B1) 1700 mm
Bề rộng đáy thùng (B2) 1100 mm
Chiều cao từ mặt đường đến điểm
moóc (hm)
400 mm
Tải trọng của rơ moóc (Qm) 1500 kg
Tải trọng chuyên chở tối đa (Qg) 3000 kg
Tọa độ trọng tâm
+ Dọc (b) 300 mm Đến cầu sau
+Cao (hq) 1200 mm
Nghiên cứu xác định các chỉ tiêu đánh giá chất lượng quá trình phanh của
liên hợp máy kéo Shibaura SD3100 với rơ moóc từ đó đề xuất các giải pháp
nhằm nâng cao chất lượng phanh cho liên hợp máy khi vận chuyển gỗ trên
đường lâm nghiệp.
Đối tượng nghiên cứu là liên hợp máy Shibaura SD3100 với rơ moóc -
sản phẩm của đề tài cấp nhà nước KC07
Phạm vi nghiên cứu: động lực học quá trình phanh và chất lượng phanh
của liên hợp máy kéo khi vận chuyển gỗ trên đường lâm nghiệp.
Vận dụng những kiến thức của các môn khoa học cơ sở như: Nguyên lý,
chi tiết máy, cơ học lý thuyết, sức bền vật liệu, các môn khoa học chuyên ngành
về ô tô máy kéo, để xác đinh các chỉ tiêu, đánh giá chất lượng quá trình phanh
cho liên hợp máy Shibaura SD3100 với rơ moóc khi làm việc để làm cơ sở cho
1.6. Phương pháp nghiên cứu
1.6.1. Phương pháp nghiên cứu lý thuyết
1.5. Đối tượng và phạm vi nghiên cứu
Bảng 1.2. Thông số kỹ thuật của rơ moóc lắp sau máy kéo Shibaura SD3100
1.4. Mục tiêu của đề tài

26. 20
việc đề xuất các giải pháp nâng cao chất lượng phanh cho liên hợp máy phù hợp
với yêu cầu làm việc và điều kiện sản xuất thực tế.
Tiến hành thí nghiệm trên liên hợp máy để xác định các thông số hình học,
trọng lượng, tọa độ trọng tâm cho liên hợp máy để phục vụ cho bài toán lý thuyết .
1.6.2. Phương pháp nghiên cứu thực nghiệm

27. 21
Hình 2.1 - Sơ đồ hệ thống phanh dầu của máy kéo shibaura SD 3100
Quá trình phanh liên hợp máy là một trong một quá trình diễn ra hết sức
phức tạp, trong đó mọi đại lượng biến đổi không ngừng, phụ thuộc lẫn nhau và
phụ thuộc và rất nhiều yếu tố như: tải trọng, hệ số bám, vận tốc, tốc độ đạp
phanh,... Đồng thời liên hợp máy này là hệ hai khối lượng.
Hiện trạng hệ thống phanh của liên hợp máy chỉ gồm hệ thống phanh của
máy kéo cơ sở - hệ thống phanh thủy lực hay còn gọi là hệ thống phanh dầu còn
rơ moóc chưa thiết kế hệ thống phanh.
Sơ đồ cấu tạo hệ thống phanh dầu trên máy kéo Shibaura SD3100 như
hình 2.1 gồm có 2 phần chính: Truyền động phanh và cơ cấu phanh. Truyền
động phanh bố trí trên khung xe gồm có: Bàn đạp (1), xilanh chính (tổng bơm)
có bầu chứa dầu (2) để tạo ra áp suất cao, các ống dẫn dầu (3) đến các cơ cấu
phanh. Cơ cấu phanh đặt ở bánh xe gồm có: Xilanh phanh bánh xe (4), má
phanh (5), lò xo kéo (6) và trống phanh (7).
1. Bàn đạp phanh; 2. Xilanh phanh chính; 3. Ống dẫn dầu;
4. Xilanh phanh bánh xe; 5. Má phanh; 6. Lò xo; 7. Trống phanh
Chương 2
CƠ SỞ LÝ LUẬN CỦA ĐỀ TÀI
2.1. Hiện trạng hệ thống phanh trên liên hợp máy kéo Shibaura SD3100

28. 22
Hình 2.2 - Cấu tạo và nguyên lý làm việc của xylanh phanh chính
1. Xylanh phanh chính; 2. Bầu trợ lực chân không; 3. Bình dầu phanh thứ cấp;
4. Bình dầu phanh sơ cấp; 5. Piston phanh sơ cấp; 6. Pisotn phanh thứ cấp;
7. Lò xo hồi vị; 8. Đường dẫn dầu phanh (tuy ô phanh);
9. Ty đẩy được dẫn động từ bàn đạp phanh.
* Nguyên lý làm việc
Khi người lái tác dụng vào bàn đạp (1) qua hệ thống tay đòn sẽ đẩy
píttông nằm trong xilanh (2) dịch chuyển, do đó dầu bị ép và sinh ra áp suất cao
trong xilanh (2) và trong đường ống dẫn (3). Chất lỏng với áp suất cao sẽ tác
dụng lên bề mặt của píttông ở các xilanh phanh bánh xe (4). Các píttông này
thắng lực lò xo (6) sẽ đẩy hai má phanh (5) ép sát vào trống phanh (7) và tiến
hành phanh ôtô vì trống phanh (7) được gắn liền với moayơ bánh xe. Khi nhả
bàn đạp nghĩa là lúc ngừng phanh, lò xo (6) sẽ kéo hai má phanh (5) về vị trí ban
đầu, dưới tác dụng của lực lò xo (6) các píttông trong xilanh phanh bánh xe (4)
sẽ ép dầu trở lại xilanh chính (2). Sự làm việc của phanh dầu dựa trên nguyên lý
của thủy lực tĩnh học. Nếu tác dụng lên bàn đạp phanh thì áp suất truyền đến các
xilanh làm việc sẽ như nhau. Lực trên các má phanh phụ thuộc vào đường kính
píttông ở các xilanh phanh bánh xe. Muốn có mômen phanh ở bánh xe trước
khác bánh xe sau chỉ cần làm đường kính píttông của các xilanh phanh bánh xe
khác nhau.
* Các bộ phận chính
- Xi lanh phanh chính (Tổng bơm)

29. 23
- Cơ cấu phanh bánh xe
Hình 2.3 - Cơ cấu phanh bánh xe
(1) Xi lanh bánh xe, (2) Guốc phanh, (3) Má phanh trống, (4) Lò xo phản hồi,
(5) Trống phanh, (6) Pittông, (7) Cúppen pittông
*Nguyên lý hoạt động:
Dưới tác dụng của bàn đạp phanh, dầu phanh trong hệ thống sẽ di chuyển
theo các đường ống dẫn (tuy ô) đến các xylanh phanh bánh xe (1) đẩy cho piston
(6) đi ra hai bên như chiều mũi tên trong hình vẽ và tác dụng lên guốc phanh (2),
làm guốc phanh ép sát vào bề mặt tang trống (5) thực hiện việc phanh xe. Khi
thôi đạp phanh, dầu được hồi về bình chứa và dưới tác dụng của lò xo hồi vị (4)
* Nguyên lý làm việc:
Khi phanh: Thanh đẩy (9) đẩy piston sơ cấp (5) di chuyển từ trái qua phải
(theo hình 2.2) đến khi qua lỗ a và b (lỗ dầu từ bình chứa xuống xylanh phanh
chính) thì quá trình nén bắt đầu tác dụng lên piston thứ cấp (6) cũng di chuyển
từ trái qua phải đến khi qua lỗ b’ thì cả 2 piston thực hiện quá trình nén đẩy dầu
phanh qua đường ống (8) đi đến các bánh xe thực hiện việc phanh bánh xe.
Khi nhả phanh: các lò xo hồi vị (7) đẩy piston trở lại vị trí ban đầu và dầu
phanh sẽ được hồi từ hệ thống cơ cấu phanh bánh xe về tổng phanh.

30. 24
Chất lượng phanh ô tô, máy kéo được đánh giá thông qua các chỉ tiêu, bao
gồm: Hiệu quả phanh (quãng đường phanh Sp, gia tốc chậm dần khi phanh Jp,
thời gian phanh tp, và lực phanh Fx hay lực phanh riêng ) và ổn định hướng của ô
tô khi phanh (góc lệch giữa đường trục thân xe khi phanh so với phương chuyển
động ). Tiêu chuẩn kiểm định phanh xe ô tô, máy kéo áp dụng ở nước ta hiện
nay theo tiêu chuẩn châu âu ECE và tiêu chuẩn Việt Nam TCVN 6824-2001
Hiệu quả phanh được đánh giá thông qua các chỉ tiêu sau đây: quãng đường
phanh, gia tốc chậm dần, thời gian phanh, lực phanh hay lực phanh riêng.
2.2.1.1. Gia tốc chậm dần khi phanh
Đây là chỉ tiêu quan trọng để đánh giá hiệu quả phanh của liên hợp máy.
Để xác định giá trị của gia tốc chậm dần khi phanh thông qua phương trình cân
bằng lực kéo khi phanh.
Khi phân tích các lực tác dụng lên liên hợp máy có thể viết phương trình
cân bằng lực kéo như sau, [5]:
PJ  PP  Pf  Pw  P
  P
i ( 2.1)
Trong đó: Pp, Pf, Pw, Pη, Pi lần lượt là lực phanh sinh ra ở các bánh xe, lực
cản lăn, lực cản không khí, lực để thắng tiêu hao ma sát không khí, lực cản lên
dốc.
Thực nghiệm chứng tỏ các lực Pf, Pw, Pη, rất bé so với lực phanh Pp. Khi
phanh trên đường nằm ngang (Pi = 0) thì lực phanh Pp chiếm khoảng 98% tổng
các lực có xu hướng cản sự chuyển động của ô tô, ta có phương trình sau:
PJ  PP ( 2.2 )
Lực phanh lớn nhất được xác định theo điều kiện bám khi các bánh xe bị
phanh hoàn toàn và đồng thời theo biểu thức:
2.2.1. Hiệu quả phanh
sẽ kéo cho guốc phanh (2) trở về vị trí ban đầu.. Cơ cấu tăng phanh có tác dụng
điều chỉnh khe hở giữa má phanh và tang trống.
2.2. Các chỉ tiêu chung đánh giá chất lượng phanh của liên hợp máy kéo

31. 25
G
v
Ppmax  P  G. ( 2.3 )
.
g
.Jpmax  G. ( 2.4 )
Trong đó: δ: Hệ số tính đến ảnh hưởng khối lượng quay của ô tô khi phanh
Gia tốc chậm dần cực đại khi phanh xác định theo công thức sau:
Jp max

g.

( 2.5)
Jpmax phụ thuộc vào hệ số bám φ giữa lốp và mặt đường. Giá trị hệ số bám
lớn nhất φmax = 0,75 – 0,8 thì gia tốc chậm dần cực đại khi phanh trên đường
nhựa tốt, khô, nằm ngang có thể đạt trị số Jpmax =7,5 – 8,0 [m/s2
].
Trong quá trình phanh chậm dần, liên hợp máy đạt gia tốc phanh chậm dần
thấp hơn nhiều. Phanh đột ngột chỉ xảy ra trong tình huống nguy hiểm.
2.2.1.2. Thời gian phanh
Thời gian phanh cũng là một trong các chỉ tiêu đánh giá hiệu quả phanh
cũng như chất lượng của quá trình phanh. Thời gian phanh càng nhỏ thì chất
lượng phanh càng cao.
Công thức (2.5) được thể hiện dưới dạng vi phân như sau:
dv

g.
 
=> dt 



.dv (2.6)
dt  g.

Muốn xác định thời gian phanh cần tích phân lượng dt trong giới hạn vận
tốc từ thời điểm ứng với vận tốc bắt đầu phanh Sơ đồ phân tích lục tác dụng lên
liên hợp máy khi phanh v1 tới thời điểm vận tốc v2 ở cuối quá trình phanh:
v1  
t  .dv  .(v v ) (2.7)
p
2 g. g. 1
2
Nếu phanh liên hợp máy đến khi dừng hẳn thì v2 = 0, khi đó thời gian
phanh nhỏ nhất tpmin được tính như sau :
t 

.v (2.8)
p min
g. 1
Ta thấy thời gian phanh nhỏ nhất không phụ thuộc vào trọng lượng xe mà
phụ thuộc và vận tốc bắt đầu phanh liên hợp máy v1, phụ thuộc vào hệ số khối

32. 26
v1 2 2
v
lượng quay δ và phụ thuộc vào hệ số bám φ giữa bánh xe với mặt đường. Để
giảm thời gian phanh, người lái nên cắt ly hợp khi phanh.
2.2.1.3. Quãng đường phanh
a). Quãng đường phanh lý thuyết
Quãng đường phanh là chỉ tiêu quan trọng nhất để đánh giá chất lượng quá
trình phanh của liên hợp máy. Chỉ tiêu này mang tính trực quan giúp lái xe xử lý
tốt khi phanh trên đường.
Để xác định quãng đường phanh nhỏ nhất bằng cách nhân hai vế của biểu
thức (2.6) với một lượng vi phân dS của quãng đường phanh :
dv
.dS 
g.
.dS
dt 
=>
dS
.dv  v.dv 
g.
.dS (2.9)
dt 
=> dS 
g.
.vdv


(2.10)
Quãng đường phanh được xác định bằng cách tích phân dS trong giới hạn
vận tốc từ thời điểm ứng với vận tốc bắt đầu phanh v1 tới thời điểm vận tốc cuối
quá trình phanh v2.
 
S  .vdv  (v v ) (2.11)
P
2 g. 2.g. 1
2
Nếu phanh xe đến khi dừng hẳn thì v2 = 0 ta có thời gian phanh nhỏ nhất
Spmin được tính như sau:
S 

v2
(2.12)
Pmin
2.g. 1
Như vậy quãng đường phanh nhỏ nhất phụ thuộc vào vận tốc chuyển động
của ôtô lúc bắt đầu phanh v1, phụ thuộc vào hệ số ảnh hưởng của khối lượng
quay 𝛿 và phụ thuộc vào hệ số bám 𝜑 giữa bánh xe với mặt đường.
Các công thức (2.5), (2.8), (2.12) phụ thuộc vào hệ số bám 𝜑, mà hệ số 𝜑
phụ thuộc vào tải trọng G của liên hợp máy.

33. 27
Hình 2.4 - Đồ thị chỉ sự thay đổi quãng đường phanh theo vận tốc bắt đầu
phanh v1 và theo hệ số bám 𝝋
Khi G tăng lên thì 𝜑 giảm, do đó gia tốc phanh chậm dần sẽ giảm còn thời
gian phanh và quãng đường phanh sẽ tăng lên. Thực nghiệm đã chứng minh
rằng quãng đường phanh của các loại xe cho giá trị khác nhau dù bắt đầu phanh
ở cùng một vận tốc v1 trên cùng một loại đường.
Đồ thị trên hình 2.4 đã cho thấy rằng vận tốc bắt đầu phanh v1 càng cao thì
quãng đường phanh càng lớn vì quãng đường phanh phụ thuộc bình phương của
vận tốc v1, đồng thời hệ số bám 𝜑 càng cao thì quãng đường phanh càng giảm.
b) Quãng đường phanh thực tế
Các công thức (2.5), (2.8), (2.12) xác định gia tốc chậm dần, thời gian
phanh và quãng đường phanh đều mang tính lý thuyết, tức là trong điều kiện lý
tưởng, áp suất chất lỏng (khí nén) có giá trị cực đại ngay tại thời điểm bắt đầu
phanh và thời gian phản ứng của lái xe không được kể đến. Thời gian phanh
không phải được tính từ khi phanh bắt đầu có hiệu quả mà phải tính từ khi người
lái nhận được tín hiệu để phanh.
Để xác định quãng đường phanh thực tế, cần nghiên cứu quá trình
phanh qua các đồ thị thực nghiệm thể hiện quan hệ giữa lực phanh Pp sinh ra
ở bánh xe (hoặc mô men phanh Mp) với thời gian t. Đồ thị này được gọi là
giản đồ phanh.

34. 28
Hình 2.5 - Giản đồ phanh
Giản đồ phanh nhận được bằng thực nghiệm và qua giản đồ phanh có thể
phân tích và thấy được bản chất của quá trình phanh.
Trên giản đồ, gốc tọa độ được coi là thời điểm người lái phát hiện ra
chướng ngại vật ở phía trước và nhận thức được rằng cần phải phanh xe. Thời
gian các giai đoạn trong quá trình phanh thực tế được xác định cụ thể gồm có: -
t1: Thời gian phản xạ của người lái, tức là từ lúc thấy được chướng ngại vật cho
đến lúc tác dụng vào bàn đạp phanh. Thời gian này phụ thuộc vào trình độ của
người lái. Thời gian nằm trong giới hạn: 0,3 – 0,8s.
- t2: Thời gian chậm tác dụng của hệ thống phanh do khắc phục hành trình
tự do trong hệ thống, tức là từ lúc người lái tác dụng vào bàn đạp phanh cho tới
khi má phanh ép sát vào tang phanh. Thời gian này phụ thuộc vào kết cấu dẫn
động phanh, đối với phanh khí nén t2= 0,2 – 0,4s, phanh dầu t2= 0,03 – 0,1s.
- t3: Thời gian tăng lực phanh và tăng gia tốc chậm dần, nó phụ thuộc vào
kết cấu dẫn động phanh, với phanh khí nén t3= 0,5 – 1s, phanh dầu t3= 0,2 –
0,4s.
- t4: Thời gian phanh hoàn toàn với lực phanh cực đại PPmax và với gia tốc
chậm dần cực đại JPmax. Thời gian này được xác định theo công thức (2.5).
Trong thời gian này lực phanh và gia tốc chậm dần có giá trị không đổi.
- t5: Thời gian nhả phanh sau khi xe dừng, lực phanh giảm dần về 0. Đối
với phanh khí nén t5= 1,5 – 2s, phanh dầu t5 = 0,2s.

35. 29
Khi liên hợp máy đã dừng hoàn toàn thì thời gian phanh t5 không ảnh
hưởng đến quãng đường phanh nhỏ nhất. Như vậy thời gian phanh thực tế tổng
cộng kể từ lúc có tín hiệu phanh đến khi phanh dừng hẳn sẽ là:
tp  t1 t2  t3 t4  t5 (2.13)
Từ giản đồ phanh cho thấy ở thời gian t1 + t2 lực phanh và gia tốc chậm dần
bằng không. Lực phanh và gia tốc bắt đầu tăng lên từ thời điểm A là điểm khởi
đầu thời gian t3, cuối thời gian t3 lực phanh và gia tốc chậm dần đạt giá trị cực
đại và giữ không đổi trong suốt thời gian t4. Cuối thời gian t4, gia tốc chậm dần
và lực phanh bắt đầu giảm. Hết thời gian t5, lực phanh bằng không. Gia tốc chậm
dần trong thời gian t4 được gọi là gia tốc chậm dần ổn định.
Giản đồ phanh trên đây đã được đơn giản hóa, còn giản đồ phanh lấy từ
thực nghiệm có dạng đường gợn sóng nhấp nhô.
Nếu kể đến thời gian phản xạ của người lái và thời gian chậm tác dụng của
dẫn động phanh thì quãng đường phanh thực tế được xác định như sau:
Trong đó :
Sp  S1  S2  S3  S4  S5
S1  S2  (t1 t2)v2
t2
S3  t3.v3  Jpmax. 3
6
(2.14)
(2.15)
(2.16)
Quãng đường xe chạy trong thời gian t4 được xác định từ điều kiện cân
bằng giữa công do lực phanh sinh ra với động năng của xe trong thời gian t4:
P .S 
G
.v2
(2.17)
Pmax 4
2.g 4
Trong đó: PPmax là lực phanh ô tô trên đoạn đường S4,[N];
v4 là vận tốc ban đầu của ô tô trên đoạn đường S4,[m/s];
v  v  J .
t3
4 1 Pmax
2
Từ đó ta có công thức xác định S4 như sau:
v2
v .t J .t2
S4  1
 1 3
 Pmax 3 (2.18)
2.JPmax 2 8

36. 30
P
Tổng quãng đường phanh trong trường hợp phanh cấp tốc sẽ là:
t v2
J .t2
Sp  v1.(t1 t2  3
) 1
 Pmax 3
(2.19)
2 2.JPmax 24
Khi phanh cấp tốc đến giới hạn hãm cứng bánh xe các cầu thì:
JPmax = g.𝜑
Khi đó quãng đường phanh trong trường hợp phanh cấp tốc sẽ là:
t v2
g..t2
Sp  v1.(t1 t2  3
)  1
 3
(2.20)
2 2.g. 24
Trong quá trình sử dụng, do má phanh bị mòn và do điều chỉnh không đúng
sẽ làm cho quãng đường phanh lớn hơn rất nhiều và gia tốc phanh chậm dần
giảm đi 10 – 15 % so với khi phanh còn mới và điều chỉnh đúng.
2.2.1.4. Lực phanh riêng
Lực phanh và lực phanh riêng cũng là chỉ tiêu để đánh giá hiệu quả phanh.
Chỉ tiêu này chỉ được dùng thuận lợi nhất khi thử phanh ô tô trên bệ thử. Lực
phanh sinh ra ở các bánh xe ô tô xác định theo công thức:
P 
M p
rk
( 2.21)
Trong đó : Mp- mô men phanh của các cơ cấu phanh.
rk- bán kính tính toán của bánh xe.
Lực phanh riêng 𝛾P là lực phanh tính trên một đơn vị trọng lượng toàn bộ G
của ô tô:
 
PP
(2.22)
P
G
Lực phanh riêng đạt cực đại khi lực phanh đạt cực đại:
 
PPmax

G.



(2.23)
P
G G
Lực phanh riêng cực đại có giá trị bằng hệ số bám. Như vậy, về mặt lý
thuyết, lực phanh riêng có thể đạt giá trị 75 – 80% trên mặt đường nhựa khô
nằm ngang. Thực tế, giá trị đạt được chỉ trong khoảng 45 – 65%.

37. 31
1
Ngoài ra có thể sử dụng thông số lực phanh riêng cho từng cầu xe 𝛾P1, 𝛾P2.
Các giá trị này dùng để đánh giá khả năng sử dụng trọng lượng bám ở từng cầu.
 
PP
;  
PP
(2.24)
P1
r1
P2
r 2
Cả bốn chỉ tiêu trên đều có giá trị ngang nhau, nghĩa là khi đánh giá chất
lượng phanh chỉ cần dùng một trong bốn chỉ tiêu đó.
2.2.2 Tính ổn định hướng của ô tô khi phanh
Để đánh giá tính ổn định hướng của ô tô khi phanh người ta dùng một trong
các chỉ tiêu sau:
- Góc lệc của ô tô khi phanh, góc này được xác định theo phương pháp lý
thuyết.
- Độ lệch của ô tô khi phanh còn được xác định bằng khoảng cách từ điểm
A xa nhất của ô tô ở cuối quá trình phanh đến mặt phẳng dọc trung tuyến của ô
tô trước khi phanh, nghĩa là độ lệch này được đánh giá bằng khoảng cách (hình
2.6).
- Hành lang cho phép mà ô tô không được vượt ra ngoài ở cuối quá trình phanh;
- Hệ số không đồng đều lực phanh.
Trong thực tế cuối quá trình phanh thì trục tọa độ của ô tô có thể bị lệch đi
một góc β so với hướng chuyển động ban đầu (trục Y). Sở dĩ như vậy là do tổng
các lực phanh sinh ra ở các bánh xe bên phải khác với tổng các lực phanh sinh ra
ở các bánh xe bên trái và tạo thành mô men quay vòng Mq quanh trục thẳng
đứng Z đi qua trọng tâm A của ô tô.
Khi phanh mà ô tô bị quay đi một góc quá mức quy định sẽ ảnh hưởng đến
sự an toàn chuyển động trên đường. Vậy tính ổn định hướng của ô tô khi phanh
là khả năng ô tô giữ được quỹ đạo như ý muốn ban đầu của người lái trong quá
trình khanh.
Các nguyên nhân gây ra mất cân bằng lực phanh:
- Do lực bám không đều giữa các bánh xe. Bình thường các bánh xe có độ
mòn lốp khác nhau, áp suất hơi khác nhau và có thể chạy trên hai vết đường
2
k k

38. 32
Hình 2.6 - Sơ đồ lực tác dụng lên ô tô khi phanh mà ô tô bị quay đi 1 góc β
khác nhau. Điều này làm xuất hiện sự chênh lệch giữa lực bám Pφ ở các bánh
xe. Mà chúng ta đã biết để quá trình phanh hiệu quả thì PPmax ≈ Pφ. Do đó các
lực phanh ở các bánh cũng khác nhau.
- Do ảnh hưởng của các nhân tố như hệ số ma sát, áp suất làm việc của hệ
thống phanh, chủng loại vật liệu má phanh..v.v.. sẽ gây ra lực phanh ở các bánh
khác nhau.
- Do thời gian chậm tác dụng của cơ cấu phanh ở mỗi bánh xe khác nhau
cũng sẽ gây nên sự chênh lệch lực phanh ở các bánh.
Để nghiên cứu sự ổn định của ô tô khi phanh chúng ta dùng sơ đồ (hình 2.6).
Giả sử ô tô đang chuyển động theo hướng của trục y, nhưng sau khi phanh
thì trục ô tô bị lệch một góc β so với hướng của trục y. Trong khi phanh thì ở các
bánh xe bên phải có các lực phanh Pp.ph1 ở trục trước và Pp.ph2 ở trục sau, còn ở
các bánh xe bên trái có các lực phanh Pph1 ở trục trước và Pph2 ở trục sau.
Tổng các lực phanh ở các bánh xe bên phải là:
Pp.ph  Pp.ph  Pp.ph (2.25)
1 2
Tổng các lực phanh ở các bánh xe bên trái là:

39. 33
1 2
1 2
Pp.tr  Pp.tr  Pp.tr
(2.26)
Giả sử tổng các lực phanh bên phải Pp.ph lớn hơn tổng lực phanh bên trái
Pp.tr, lúc đó ô tô sẽ quay theo hướng mũi tên chỉ trên hình 2.6 quanh trọng tâm A
của ô tô.
Mô men quay vòng Mq xác định theo biểu thức:
M  P .
B
 P .
B

(Pp.ph  Pp.tr ).B (2.27)
Trong đó:
q p.ph
2
p.tr
2 2
B – chiều rộng cơ sở của ô tô.
Do có sự ma sát giữa bánh xe và mặt đường cho nên khi xuất hiện mô men
quay vòng Mq thì ở các bánh xe của trục trước sẽ có phản lực Ry1 tác dụng từ
mặt đường theo phương ngang (hình 2.7) và ở các bánh xe sẽ có các phản lực
Ry2 tác dụng.
Phương trình chuyển động của ô tô đối với trọng tâm A được có dạng sau:
Trong đó:

Iz.  Mq  Ry .a  Ry .b (2.28)
Iz: mô men quán tính của ô tô quanh trục z thẳng góc với mặt phẳng xOy và
đi qua trọng tâm A của ô tô.
a,b: tọa độ trọng tâm của ô tô.
Vì ô tô bị xoay đi một góc β nghĩa là mô men quay vòng Mp lớn hơn
nhiều so với m ômen do các lực Ry1 và Ry2 sinh ra, cho nên để đơn giản cho
tính toán có thể bỏ qua các lực Ry1 và Ry2 lúc đó phương trình (2.28) sẽ có
dạng:

Iz.  Mq
hoặc
 M
 
Iz
(2.29)
Lấy tích phân hai lần phương trình (2.27) ta được:
q

40. 34
 
Mq
.t2
 C
2.Iz
(2.30)
Để tìm giá trị của C ta sử dụng điều kiện ban đầu khi t= 0 thì 𝛽 = 0 và lắp
vào phương trình (2.30) ta sẽ được C = 0 từ đó rút ra biểu thức cuối cùng để xác
định góc lệch 𝛽 do mô men quay vòng Mq gây nên, mà mô men quay vòng Mq
là do sự không đồng đều lực phanh ở các bánh xe phía trên bên phải và bên trái
của ô tô tạo ra:
 
Mq
.t2
2.Iz
(2.31)
Lắp giá trị t từ biểu thức: tPmin

 '.v1
.g
Vào phương trình (3.31) ta được:
M  '.v 
2
  q
.
1
 (2.32)
2.Iz  .g 
Biểu thức (2.32) cho ta thấy rằng góc lệch β tỷ lệ thuận với mô men quay
vòng Mq tỷ lệ thuận với bình phương của tốc độ bắt đầu phanh v1, tỷ lệ nghịch
với mômen quán tính Iz và tỷ lệ nghịch với bình phương hệ số bám φ.
Góc β là một thông số đặt trung cho tính ổn định hướng của ô tô khi phanh.
Thay Mq từ (2.27) vào (2.32) ta được:
P  P .B   '.v 
2
 
p. ph p.tr
.
1

 (2.33)
4.Iz  .g 


Cần chú ý rằng bốn chỉ tiêu nêu trên có giá trị ngang nhau (giá trị tương
đương), nghĩa là khi đánh giá hiệu quả phanh chỉ cần một trong bốn chỉ tiêu nói trên.
Việc dùng chỉ tiêu nào để đánh giá hiệu quả phanh là tùy thuộc vào tình trạng thiết bị
đo lường của từng nước.
2.2.3.1. Trên thế giới
a). Chỉ tiêu đánh giá hiệu quả phanh
2.2.3. Chỉ tiêu đánh giá hiệu quả phanh của một số nước

41. 35
Sau đây trình bày chỉ tiêu đánh giá hiệu quả phanh của một số nước trên thế
giới (bảng 2.1).
Nước
Chỉ tiêu đánh giá hiệu quả phanh
Quãng đường
phanh
Gia tốc chậm dần
Lực phanh
hoặc lực
phanh riêng
Cực đại Trung bình
Áo +
Bỉ + +
Hungary +
Đan mạch +
Italia +
Nga + +
Mỹ + + +
Pháp + +
Đức + +
Thụy Sĩ +
Thụy Điển +
Nhật Bản +
Từ bảng 2.1 ta thấy có một số nước dùng cả ba chỉ tiêu để đánh giá hiệu quả
phanh như Mỹ, có nước dùng hai chỉ tiêu như Bỉ, Pháp, Nga, Đức, Nhật Bản nhưng
có nước chỉ dùng một chỉ tiêu như Hungary, Thụy Điển...
Bảng 2.1. Chỉ tiêu đánh giá hiệu quả phanh của một số nước

42. 36
b). Tiêu chuẩn Châu Âu đánh giá hiệu quả phanh
ECE – R13
Trọng
lượng lớn
nhất
Ôtô chở người Ôtô chở hàng
Ôtô con
M1
Ôtô buýt Ôtô tải
M  5T
M2
M  5T
M3
M  3,5T
N1
3,5T  M 12T
N2
M 12T
N3
Hệ
thống
phanh
chân
v1 80 km/h 60 km/h
70
km/h
50 km/h 40 km/h
SP max
v2
0,1v  1
1
150
SP max  50,7
m
v2
0,15v  1
1
130
SPmax  36,7 m
v2
0,15v  1
1
115
SPmax  50,7(N1);29,2(N2 );19,9(N3 )
m
QBĐ max
500 N 700 N 700 N
t1 0,36 s 0,54 s 0,54 s
jP max
5,8 m/s2
5,0 m/s2
4,4 m/s2
2.2.3.2 Tiêu chuẩn đánh giá hiệu quả phanh ở Việt Nam
a). Chỉ tiêu đánh giá
Sau đây trình bày chỉ tiêu đánh giá hiệu quả phanh của Việt Nam (bảng 2.3).
Nước
Chỉ tiêu đánh giá hiệu quả phanh
Quãng đường
phanh
Gia tốc chậm dần
Lực phanh
hoặc lực
phanh riêng
Cực đại Trung bình
Việt Nam + +
Bảng 2.2. Tiêu chuẩn Châu Âu về hiệu quả phanh (ECE R13)
Bảng 2.3. Chỉ tiêu đánh giá hiệu quả phanh của Việt Nam

43. 37
b). Tiêu chuẩn đánh giá.
Tiêu chuẩn đánh giá hiệu quả phanh của bộ giao thông vận tải quy định
năm 2001 ghi ở bảng 2.4.
22 – TCN 224 – 2000
Trọng lượng lớn nhất
Ô tô chở người Ô tô chở hàng
Ô tô
con
Ô tô buýt Ô tô tải
 8T  8T  8T  8T
Phanh
chân
Vận tốc bắt đầu phanh
v1 (km/h)
30 30 30 30 30
Quãng đường phanh
SPmax (m)
7,2 9,5 11,0 9,5 11,0
Gia tốc phanh lớn nhất
jPmax (m/s2
)
5,8 5,0 5,0 4,2
Nhìn chung các nước trên thế giới đều có chỉ tiêu đánh giá phanh khác
nhau, mỗi quốc gia tùy thuộc vào địa hình hạ tầng đường xá mà đưa ra các chỉ
tiêu riêng để đánh giá chất lượng phanh nhằm đưa ra các giải pháp đánh giá
đúng và tốt nhất hệ thống phanh để đảm bảo đủ tính năng an toàn. Ở Việt Nam
cũng vậy, căn cứ vào tình hình cơ sở hạ tầng đường xá và giao thông thì chúng
ta căn cứ vào vận tốc phanh, quãng đường phanh , gia tốc chậm dần khi phanh
lơn nhất để làm tiêu chuẩn đánh giá hiệu quả, chất lượng phanh cho xe. Để đánh
giá chất lượng phanh của liên hợp máy kéo thì dựa vào hiệu quả phanh và tính
ổn định hướng khi phanh là góc lệch giữa đường tâm trục với phương chuyển
động của liên hợp máy keo. Hiệu quả phanh của liên hợp máy kéo được đánh
giá bởi quãng đường phanh (SPmax ) và gia tốc phanh lớn nhất (JPmax).
Bảng 2.4. Tiêu chuẩn Ngành 22 – TCN 224 – 2001 (Bộ GTVT quy định –
2001)

44. 38
Hình 3.1 - Các lực tác dụng lên liên hợp máy khi phanh
Xét trường hợp tổng quát, nguy hiểm nhất là khi phanh máy kéo và rơ
moóc chở tải trọng tối đa đang chuyển động xuống dốc như hình 3.1:
Khi liên hợp máy đang chuyển động mà ta thực hiện quá trình phanh thì
nó sẽ chịu lực tác dụng như hình vẽ 3.1, trong đó:
G – Trọng lượng của máy kéo, N;
Q – Trọng lượng của rơ moóc, N;
PfK ,PfM - Lực cản lăn của bánh xe máy kéo và bánh xe rơ moóc, N;
PP ,Pp - Lực phanh sinh ra ở bánh sau máy kéo và bánh rơ moóc, N;
mk rm
Chương 3
ĐỀ XUẤT CÁC GIẢI PHÁP NÂNG CAO CHẤT LƯỢNG PHANH CHO
LIÊN HỢP MÁY KÉO SHIBAURA SD3100 KHI VẬN CHUYỂN GỖ
3.1. Xác định chất lượng phanh của liên hợp máy kéo Shibaura SD3100
3.1.1. Sơ đồ lực tác dụng lên liên hợp máy vận chuyển gỗ khi phanh

45. 39
PJG - Lực quán tính của máy kéo sinh ra trong quá trình phanh, có chiều
cùng với chiều chuyển động của máy kéo, N;
PJM - Lực quán tính của rơ moóc sinh ra trong quá trình phanh, có chiều
cùng với chiều chuyển động của rơ moóc, N;
P - Lực cản không khí, N;
Z1, Z2 - Phản lực thẳng góc từ mặt đường lên các bánh xe trước và sau của
máy kéo, N;
Z3 - Phản lực thẳng góc từ mặt đường lên bánh xe rơ moóc, N;
V - Vận tốc chuyển động của liên hợp máy, m/s;
L,a,b,c, LM - Là các thông số xác điịng kích thước và tọa độ trọng tâm
của máy kéo và rơ moóc, mm;
h,hQ - Là tọa độ trọng tâm cảu máy kéo, rơ moóc so với mặt đường, mm;
hM - Chiều cao của thành moóc so với mặt đường, mm;
- ZA, ZB, PA, PB – Phản lực liên kết giữa máy kéo vơi rơ moóc theo
phương trục OZ và trục OX tương ứng, N;
3.1.2.1. Phương trình cân bằng lực khi phanh
* Đối với máy kéo
Gọi PA là phản lực liên kết giữa máy kéo với rơ moóc tại khớp nối. Chiếu
các lực tác dụng lên liên hợp máy kéo khi phanh theo phương chuyển động
(phương OX ) ta có phương trình cân bằng lực khi phanh như sau:
Pmk
 P  P  P  P  P  P (3.1)
j f 1 f 2 Pmk w i A
Khi phanh, lực cản không khí Pw và các lực cảm lăn Pf1, Pf2 là rất nhỏ có
thể bỏ qua mà chỉ gây sai số khoảng (1,5-2)% [5], và bỏ qua lực cản do ma sát
trong hệ thống truyền động nên ta có phương trình:
3.1.2. Xác định hiệu quả phanh của LHM Shibaura SD3100 khi vận chuyển
gỗ

46. 40
Pmk
 P  P – P (3.2)
Trong đó:
j Pmk A imk
mk
là lực quán tính do máy kéo chuyển động có gia tốc sinh ra và
được xsc định theo công thức:
mk

Gmk
j
g
.Jmk (3.3)
+ PPmk - Lực phanh ở bánh xe sau máy kéo và được xác định theo công thức:
PPmk  Z2 mk (3.4)
Với: Z2 là phản lực pháp tuyến ở các bánh xe cầu sau máy kéo;
∅mk là hệ số bám giữa bánh xe sau máy kéo với mặt đường.
+ Pimk - Lực cản do độ dốc gây nên và được tính theo công thức:
Pimk = Gmk . sinα (3.5)
PA , PB - Lực kéo moóc tác dụng lên máy kéo và rơ moóc. Thay phương trình
(3.3) và (3.5) vào (3.2) ta có phương trình cân bằng lực cho máy kéo khi phanh:
Gmk
. J  P  G . sin  P
g mk Pmk mk A (3.6)
Từ phương trình (3.6) rút ra:
Jmk
*Đối với rơ moóc

(PPmk Gmk .sin  PA ).g
Gmk
(3.7)
Xây dựng phương trình cân bằng lực khi phanh bằng cách chiếu các lực
tác dụng lên rơ moóc lên phương theo bề mặt của đường (phương OX) ta có:
Prm
 P  P  P  P (3.8)
Trong đó:
j Prm irm B f 3
+ PB là phản lực liên kết giữa máy kéo với rơ moóc tại khớp nối, cùng cường độ,
phương nhưng ngược chiều với PA.
P
P
+ j

47. 41
B 3 m J rm rm m m m
rm
là lực quán tính gây ra do trọng lượng của rơ moóc chuyển động có gia
tốc sinh ra:
rm

Grm
.J
j
g
rm (3.9)
+ PPrm - lực phanh sinh ra ở bánh xe rơ moóc và được xác định theo công thức:
Ppm = Z3.𝜑𝑟𝑚 (3.10)
+ Pirm - Lực cản do độ dốc gây nên và được tính theo công thức:
Pirm = Gm.sinα (3.11)
+ Pf3 - Lực cản lăn giữa bánh xe rơ moóc với mặt đường;
∅𝑟𝑚 - Hệ số bám giữa bánh xe rơ moóc với mặt đường.
Thay các phương trình (3.9) và (3.11) vào phương trình (3.8), bở qua lực
cản lăn trên bánh xe rơ moóc, ta có phương trình cân bằng lực lên rơ moóc khi
phanh;
Grm
.J  P G .sin  P (3.12)
g
m Prm
Từ phương trình (3.12) rút ra:
rm B
Jrm

(PPrm Grm.sin  PB ).g
Grm
(3.13)
3.1.2.2. Xác định phản lực liên kết và phản lực pháp tuyến của máy kéo và rơ
moóc khi phanh
Thiết lập các phương trình cân bằng tính học các lực tác dụng trên máy
kéo và rơ moóc
*Đối với rơ moóc
Xét cân bằng các lực tác dụng lên rơ moóc khi phanh, ta có:
M  0  Z .L  (Prm
G .sin).(h  h ) G .cos.(L  d)  0 (3.14)
Z  0  ZB  Z3 Grm.cos  0
X  0  PB (Grm.sin  PPrm )  PPrm  0
(3.15)
(3.16)
P
P
+ j

48. 42
𝐽
3
J
J
Từ phương trình (3.16) suy ra:
PB = PPrm – (Grm.sinα +𝑃𝑟𝑚) (3.17)
Từ phương trình (3.14) suy ra:
G .cos.(L  d)  (Prm
 G .sin).(h  h )
Z  rm m J rm rm m
Lm
(3.18)
Từ phương trình (3.15) suy ra:
ZB = Grm .cosα – Z3 =0 (3.19)
Thay Z3 từ phương trình (3.18) vào phương trình (3.19) ta có:
G .cos.(L  d)  (Prm
 G .sin).(h  h )
ZB  Grm .cos  rm m J rm rm m
Lm
(3.20)
*Đối với máy kéo
Xét cân bằng các lực tác dụng lên máy kéo khi phanh ta có:
∑Z=0 ⇒Z1+Z2-ZA-Gmk.cosα =0 (3.21)
 X  0  P G .sin  Pmk
 P  0 (3.22)
Pmk mk J A
M  Z .L  (Pmk
 G .sin).h G .cos.a  P .h  Z .L c  0 (3.23)
01 2 J mk mk mk A m A
Từ phương trình (3.22) suy ra:
P  G .sin  Pmk
 P (3.24)
A mk J Pmk
Từ phương trình (3.23) suy ra:
G .cos.a (Pmk
G .sin).h  P .h  Z .L  c
 
 (3.25)
Z2  mk J mk mk A m A
L
Thay PA từ phương trình (3.24) và ZA=ZB từ phương trình (3.20) vào
phương trình (3.25) ta tìm được Z2.
3.1.2.3. Phương trình chuyển động của liên hợp máy khi phanh
Sau khi xác định được gia tốc của máy kéo (3.7) và gia tốc của rơ moóc
(3.13) ta có hệ phương trình chuyển động của liên hợp máy kéo khi phanh sẽ là:


mk


(PPmk Gmk .sin  PA).g 
Gmk 


(3.26)



rm

(PPrm Grm.sin
Grm
 PB ).g 



49. 43
Thay PA = PB phương trình (3.17) và PB = PA ở phương trình (3.24) vào
phương trình (3.26) rồi rút gọn ta được:

J 
(PPmk  PPrm ) (Gmk Grm ).sin
.g



mk G  G 

mk rm

 (3.27)
J 
(PPmk  PPrm )(Gmk Grm ).sin
.g 

 rm G  G 
 mk rm 
Như vậy gia tốc của máy kéo và rơ moóc có giá trị như nhau, sở dĩ như
vậy là do liên kết giữ máy kéo và rơ moóc bằng chốt nên cho phép máy kéo và
rơ moóc có thế xoay tương đối trong mặt phẳng XOY quanh chốt. Nếu coi lắp
chốt không có khe hở theo phương dọc thì gia tốc chuyển động của máy kéo và
rơ moóc có giá trị như nhau Jp = Jmk = Jrm;
Gia tốc phanh chính là gia tốc chậm dần (mang dấu âm) nên phương trình
chuyển động của liên hợp máy khi phanh sẽ là:
J  J  J 
(Gmk  Grm ).sin  (PPmk  PPrm )
.g (3.28)
p mk rm G  G
mk rm
Các lực phanh sinh ra ở máy kéo và rơ moóc được xác định như sau:
*Đối với máy kéo:
P  P .(1 ek1 (ttc1 )
) (3.29)
Với:
Pmk Pmk max
G .cos.a (Prm
 G .sin).h  P .h  Z .(L c)
PPmkmax mk .Z2 mk
mk J rm mk A m A
L
(3.30)
Với:
*Đối với rơ moóc:
PPrm  PPrmmax
.(1 ek2 (ttc 2 )
) (3.31)
G .cos.(L  d)  (Prm
 G .sin).(h  h )
PPmkmax rm .Z2 rm . rm m J rm rm m
Lm
(3.32)
Trong đó: tc1, tc2 – Khoảng thời gian chậm tác dụng vào phanh máy kéo và
rơ moóc;
K1,k2 – Hệ số tốc độc tăng lực phanh của máy kéo và rơ moóc.

50. 44
Nếu đặt  
k2
k1
gọi là hệ số liên kết giữa tốc độ tăng lực phanh của máy
kéo và tốc độ tăng lục phanh của rơ moóc thì ta có:
P  P .(1 ek1 (ttc1 )
) (3.33)
Pmk Pmk max
Và PPrm  PPrmmax
.(1ek1 (ttc 2 )
) (3.34)
Thay các phương trình (3.33), (3.34) vào phương trình (3.28) ta xác định
được phương trình gia tốc phanh chậm dần khi phanh của liên hợp máy.
P (1ek1 (ttc1 )
) 
(G G ).sin   Pmk max


mk rm  P  P .(1ek1 (ttc 2 )
)

J   Pr m Prmmax .g (3.35)
p
G G
mk rm
Tính toán với số liệu từ thông số kỹ thuật của máy kéo Shibaura SD3100
với rơ moóc khi chở gỗ như sau:
- Trọng lượng của máy kéo: Gmk =15.000 N
- Trọng lượng cơ bản thân rơ moóc và trọng tải tối đa: Grm =8000 +
30.000 =38.000 N
- Chiều dài cơ sở của mãy kéo: L = 1815 mm
- Chiều dài cơ sở của rơ moóc: Lm = 3094 mm
- Tọa độ trọng tâm máy kéo: hmk =522 mm; b = 690 mm; a = 1125 mm
- Tọa độ trọng tâm rơ moóc: d = 300 mm; hrm =1200 mm
- Khoảng cách từ cầu sau đến điểm moóc: c =420 mm
- Chiều cao điểm treo rơ moóc đến trục OX: hm =400 mm
- Hệ số bám của bánh xe máy kéo: φmk = 0,6 của rơ moóc: φmk = 0,55
- Vận tốc bắt đầu phanh: V0 = 16 km/h; Góc dốc: α =100
- Hệ số liên kết: λ =1, k1 =2
- Thời gian chậm tác động của phanh máy kéo và rơ moóc: tc1 = 0,2; tc2 = 0
Kết quả tính toán đã xác định được:
- Gia tốc chậm dần khi phanh: Jmax = 6,8217 m/s2
;
- Quãng đường phanh Sp =6,8 m;
- Thời gian phanh: tp = 2,393 s;

51. 45
Để xác địng chỉ tiêu ổn định hướng khi phanh, từ hình 2.4, và kết quả
nghiên cứu ở mục 2.2.1.5 ta có:
Góc lệch giữa đường trục của máy kéo so với phương chuyển động được
xác định theo phương trình:
P  P .B   '.v 
2
 
p.ph p.tr
.
1

 (2.33)
4.Iz  .g 
- Tổng các lực phanh ở các bánh xe bên phải được xác định theo công
thức:
Pp.ph  Pp.ph  Pp.ph (2.25)
1 2
Tổng các lực phanh ở các bánh xe bên trái được xác định theo công thức:
Pp.tr
 Pp.tr  Pp.tr (2.26)
1 2
Việc xác định các lực phanh bên phải và trác của máy kéo được tiên hành
bằng thực nghiệm. Kế thừa kết quả nghiên cứu từ tài liệu [6], ta có
Pp.ph
Pp.tr
 Z1.p1
 Z1.tr1
(3.36)
(3.38)
Pp.ph
Pp.tr
 Z2.p2
 Z2.tr2
(3.37)
(3.39)
1 2
Z1, Z2 – là phản lực phảp tuyến của bánh trước và bánh sau của máy kéo.
Thay số vào phương trình (3.25) ta có:Z1 = 3,786 , Z2= 4,925
p1 ,p 2
tr1 ,tr 2
là hệ số bám ở các bánh xe bên phải trước và sau.
là hệ số bám ở các bánh xe bên trái trước và sau.
Kế thừa kết quả nghiên cứu từ tài liệu [6] ta có:
p1
p 2
tr1
tr 2
 0,76
 0,76
 0,68
 0,68
B: Bề rộng của máy kéo, B= 1430 mm
3.1.3. Ổn định hướng khi phanh:
1 2

52. 46
𝜑: Hệ số bám của máy kéo, 𝜑= 0,76
v1: Vận tốc ban đầu khi bắt đầu phanh, v1= 30 km/h
Iz : Mô men quan tính của máy kéo quanh trục z thẳng góc với mặt
phẳng xOy và đi qua trọng tâm A của máy kéo
Thay số vào phương trình (2.33) ta có:
  20,139°
Từ phương trình cho thấy chỉ tiêu ổn định hướng của liên hợp máy phụ
thuộc vào sự khác nhau lực phanh (lực bám) ở hai hàng bánh bên phải và bên
trái. Giá trị của góc ổn định hướng của liên hợp máy 𝛽 = 20,139° là khá lớn so
với tiêu chuẩn quy định do vậy để nâng cao chất lượng phanh cho liên hợp máy
cần phải có những giải pháp làm giảm góc ổn định hướng.
sau:
Hệ thống phanh trên liên hợp máy kéo phải thỏa mãn các yêu cầu kỹ thuật
- Có hiệu quả phanh cao nhất ở tất cả các bánh xe trong mọi trường hợp.
- Hoạt động êm dịu để đảm bảo độ ổn định của xe khi phanh.
- Điều khiển nhẹ nhàng để giảm cường độ lao động cho người lái.
- Có độ nhạy cao để thích ứng nhanh với các trường hợp nguy hiểm.
- Đảm bảo phân bố mô men phanh trên các bánh xe tuân theo nguyên tắc sử
dụng hoàn toàn trọng lượng bám khi phanh với mọi cường độ.
- Không có hiện tượng tự xiết.
- Thoát nhiệt tốt.
- Có hệ số ma sát cao và ổn định.
- Giữ được mối quan hệ tỷ số giữa lực tác động lên bàn đạp phanh và lực
phanh.
Qua nghiên cứu xác định các chỉ tiêu đánh giá chất lượng phanh cho liên
hợp máy Shibaura SD3100 với rơ moóc khi vận chuyển gỗ, từ đó chúng tôi có
3.2. Đề xuất giải pháp cải tiến hệ thống phanh cho liên hợp máy kéo Shibaura
SD3100 nhằm nâng cao chất lượng phanh

53. 47
Hình 3.2 - Cải tiến hệ thống phanh của liên hợp máy kéo với rơ moóc
đề xuất các giải pháp nâng cao hiệu quả phanh và ổn định hướng cho liên hợp
máy như sau:
- Giải pháp 1: Thiết kế, lắp đặt bổ sung hệ thống phanh cho rơ moóc
Lắp đặt hệ thống phanh thủy lực cho rơ moóc nhằm tăng thêm phanh và lực
hãm khi phanh cho liên hợp máy kéo khi phanh. Đồng thời khi người lái đạp bàn
đạp phanh, cơ cấu phanh tạo ra một lực làm cho các bánh xe của liên hợp máy
kéo và rơ moóc dừng lại và khắc phục lực quán tính đang muốn giữ cho xe tiếp
tục chạy, do đó làm cho xe dừng lại. Ngoài ra, việc lắp thêm phanh cho rơ moóc
còn giảm được lực quán tính từ rơ moóc dồn lên máy kéo.
1. Tổng bơm; 2. Cơ cấu phanh trước máy kéo; 3. Cơ cấu phanh sau máy kéo;
4. Cơ cấu phanh rơ moóc
- Giải pháp 2: Lắp đặt bộ điều hòa lực phanh cho liên hợp máy kéo
a, Cấu tạo, nguyên lý hoạt động của bộ điều hòa lực phanh
Bộ điều hòa lực phanh được đặt ở dẫn động ra cơ cấu phanh sau để hạn chế
lực phanh ở các bánh xe sau nhằm tránh hiện tượng trượt lê. Cũng có trường hợp
để đảm bảo tính dẫn hướng trên mặt đường có hệ số bám thấp người ta cũng bố
trí bộ điều hòa lực phanh ở dẫn động ra các cơ cấu phanh trước nhằm hạn chế
lực phanh ở các bánh xe trước. Bộ điều hòa hoạt động hạn chế áp suất trong dẫn
động đến các bánh xe sau mà áp suất này phụ thuộc vào áp suất điều khiển và

54. 48
Hình 3.3 - Sơ đồ, cấu tạo bộ điều hòa lực phanh
Hình 3.4 - Nguyên lý hoạt động bộ điều hòa lực phanh
phụ thuộc cả vào sự thay đổi tải trọng lên cầu sau cho nên còn được gọi là bộ
điều hòa hai thông số
-Cấu tạo:
1. Xilanh chính; 2. Buồng không khí; 3. Lò xo; 4. Pittông; 5. Cuppen xilanh;
6. Đường dầu ra các bánh xe;
- Nguyên lý hoạt động:

55. 49
Lực lò xo đẩy píttông về bên phải. Áp suất thuỷ lực từ xilanh chính đi qua
khe hở giữa pittông và cúppen xilanh để tác động một lực bằng nhau lên các xi
lanh phanh của bánh trước và sau. Tại thời điểm này, một lực tác động để làm
pittông dịch chuyển sang bên trái bằng cách tận dụng độ chênh diện tích bề mặt
nhận áp suất, nhưng không thể thắng được lực của lò xo, vì vậy pittông không
dịch chuyển (Hình A). Khi áp suất thuỷ lực tác động vào xilanh của bánh sau
tăng lên, áp suất này đẩy pittông về bên trái và thắng lực của lò xo làm cho
pittông dịch chuyển sang trái và đóng mạch dầu (Hình B). Khi áp suất thuỷ lực
từ xilanh chính tăng lên, mức tăng áp suất này đẩy pittông sang phải để mở
mạch dầu. Khi trạng thái này xảy ra, áp suất thuỷ lực đến xilanh của bánh sau
tăng lên, và áp suất đẩy pittông sang trái bắt đầu tăng lên, vì vậy trước khi áp
suất thuỷ lực đến xilanh của bánh sau tăng lên hoàn toàn, pittông dịch chuyển
sang trái và đóng mạch dầu. Vận hành này của van được lặp đi lặp lại để giữ áp
suất thuỷ lực ở phía bánh sau không tăng cao hơn áp suất ở phía bánh trước
(Hình C). Khi áp suất thuỷ lực từ xilanh chính giảm xuống, dầu ở phía xilanh
bánh sau đi qua bên ngoài cúppen xilanh và trở về phía xilanh chính (Hình D)
b, Phương án lắp đặt bộ điều hòa lực phanh cho liên hợp máy
Bộ điều hòa lực phanh được lắp đặt ở đường ống dẫn dầu chính đặt sau tổng
bơm được bố trí như hình 3.5:

56. 50
Bên cạnh các giải pháp cải tiến hệ thống phanh cho liên hợp máy kéo
Shibaura trên thì còn có rất nhiều các giải pháp khác nhằm nâng cao hiệu quả
phanh cho liên hợp máy kéo như: lắt đặt phanh có khả năng sinh lực lớn, lắp đặt
van hạn chế áp suất trên đường dẫn động ra các cầu xe, lắp bộ chống hãm cứng
bánh xe ABS,...v.v. Thì dưới đây là một số biện pháp nhằm nâng cao hiệu quả
phanh của liên hợp máy kéo
* Biện pháp về đường xá và hạ tầng cơ sở giao thông đường bộ.
- Nâng cao tỷ lệ đường rải nhựa, mặt đường bằng phẳng, tránh trơn trượt,
cải thiện chất lượng của đường giao thông… có thể sử dụng đá sỏi để nâng cao
hệ số bám của các con đường trong rừng.
*Chế độ sử dụng an toàn cho người sử liên hợp máy kéo Shibaura –
SD3100 và Rơ moóc khi vận chuyển gỗ trong rừng trồng:
- Khi vận chuyển gỗ, cần phải đảm bảo tuân thủ tải trọng chuyến của xe
cho phép, không được vận chuyển quá tải.
- Khi xuống dốc, với những mặt đường có hệ số bám thấp (trơn, trượt) nên
đi ở vận tốc ≤ 30km/h.
Hình 3.5 - Bố trí bộ điều hòa lực phanh trong hệ thống phanh liên hợp máy

57. 51
- Thường xuyên bảo dưỡng, kiểm tra định kỳ hệ thống phanh, lốp xe theo
quy định.
Với những giải pháp đưa ra nhằm nâng cao hiệu quả hệ thống phanh của
liên hợp máy kéo Shibaura SD3100 với rơ moóc và đi kèm với nó là chi phí giá
thành trên thị trường Việt Nam của các chi tiết lắp đặt thêm cho liên hợp máy
kéo và rơ moóc ứng với từ giải pháp:
Bảng 3.1. Sơ bộ hạch toán giá thành hệ thống phanh liên hợp máy cải tiến
3.3. Sơ bộ hạch toán giá thành.