CÔNG DỤNG, YÊU CẦU VÀ PHÂN LOẠI HỆ THỐNG PHANH Không có hiện tượng tự xiết khi phanh; Cơ cấu phanh thoát nhiệt tốt Giữ được tỉ lệ thuận giữa lực trên bàn đạp hoặc đòn điều khiển -
TỔNG QUAN HỆ THỐNG PHANH
CÔNG DỤNG, YÊU CẦU VÀ PHÂN LOẠI HỆ THỐNG PHANH
Hệ thống phanh là một trong những bộ phận quan trọng nhất của ôtô, có chức năng giảm tốc độ, dừng hẳn hoặc giữ xe ở vị trí cố định Việc đảm bảo hệ thống phanh hoạt động hiệu quả giúp ôtô chạy an toàn ở tốc độ cao, từ đó nâng cao năng suất vận chuyển và tăng tốc độ trung bình của xe.
Có hiệu quả phanh cao nhất ở tất cả các bánh xe nghĩa là đảm bảo quãng đường phanh ngắn nhất khi phanh đột ngột trong trường hợp nguy hiểm;
Phanh êm dịu trong bất kì mọi trường hợp để đảm bảo sự ổn định của ôtô khi phanh
Điều khiển nhẹ nhàng, nghĩa là lực tác dụng lên bàn đạp hay đòn điều khiển không lớn
Dẫn động phanh phải có độ nhạy cao và phải có hai dòng độc lập đối với phanh chính
Phân bố mô men phanh hợp lý là yếu tố quan trọng để tối ưu hóa trọng lượng bám tại các bánh xe, giúp ngăn chặn hiện tượng trượt lết khi phanh.
Không có hiện tượng tự xiết khi phanh;
Cơ cấu phanh thoát nhiệt tốt
Giữ được tỉ lệ thuận giữa lực trên bàn đạp hoặc đòn điều khiển - với lực phanh trên bánh xe;
Có hệ số ma sát giữa phần quay và má phanh cao và ổn định trong điều kiện sử dụng
3 Phân loại a Theo công dụng:
Hệ thống phanh chính (phanh chân)
Hệ thống phanh dừng (phanh tay)
Hệ thống phanh dự phòng
Hệ thống phanh rà hay chậm dần, bao gồm phanh bằng động cơ, thủy lực hoặc điện từ, thường được sử dụng trên các xe cỡ lớn và trong những đoạn đường dốc dài Cấu trúc của cơ cấu phanh đóng vai trò quan trọng trong việc đảm bảo an toàn và hiệu suất của phương tiện.
Hệ thống phanh với cơ cấu phanh guốc
Hệ thống phanh với cơ cấu phanh đĩa c Theo dẫn động phanh:
Hệ thống phanh dẫn động cơ khí
Hệ thống phanh dẫn động thủy lực
Hệ thống phanh dẫn động khí nén
Hệ thống phanh dẫn động kết hợp thủy lực-khí nén
Hệ thống phanh điện hiện đây đang là xu thế của thời đại d Theo khả năng điều chỉnh mômen phanh ở cơ cấu phanh:
Theo khả năng điều chỉnh mô men phanh ở cơ cấu phanh chúng ta có hệ thống phanh với bộ điều hòa lực phanh e Theo trợ lực
Hệ thống phanh có trợ lực
Hệ thống phanh không có trợ lực f Theo khả năng chống bó cứng bánh xe khi phanh:
Theo khả năng chống bó cứng bánh xe khi phanh chúng ta có hệ thống phanh với bộ chống hãm cứng bánh xe (hệ thống ABS).
CẤU TẠO CHUNG CỦA HỆ THỐNG PHANH
Cấu tạo Chung của hệ thống phanh trên ô tô được mô tả trên hình 1.1
Hình 1.1: Hệ thống phanh trên ô tô
Nhìn vào sơ đồ cấu tạo, chúng ta thấy hệ thống phanh bao gồm hai phần chính:
Cơ cấu phanh được bố trí ở các bánh xe nhằm tạo ra mô men hãm trên bánh xe khi phanh ô tô.
Dẫn động phanh là hệ thống truyền và khuyếch đại lực từ bàn đạp phanh đến cơ cấu phanh, có thể được phân loại thành cơ khí, thủy lực, khí nén hoặc kết hợp Trong dẫn động cơ khí, các thành phần bao gồm bàn đạp và thanh đòn cơ khí Ngược lại, trong dẫn động thủy lực, hệ thống này bao gồm bàn đạp, xi lanh chính (tổng phanh), xi lanh công tác (xi lanh bánh xe) và các ống dẫn.
Cơ cấu phanh đóng vai trò quan trọng trong việc tạo ra mô men phanh, chuyển đổi động năng của ô tô thành năng lượng khác, chủ yếu là nhiệt năng Trên ô tô, ma sát được sử dụng chủ yếu để hoạt động của cơ cấu phanh, với các loại phổ biến như phanh tang trống, phanh đĩa và phanh dải.
2.1 Cơ cấu phanh tang trống
Trong cơ cấu phanh tang trống thì chúng ta có nhiều loại khác nhau:
Cơ cấu phanh guốc đối xứng qua trục
Cơ cấu phanh đối xứng qua trục bao gồm hai guốc phanh được bố trí đối xứng qua đường trục thẳng đứng, như thể hiện trong hình 1.2 Sơ đồ hình 1.2.a mô tả loại phanh sử dụng cam ép để ép guốc phanh vào trống phanh, thường thấy trên ôtô tải lớn Trong khi đó, sơ đồ hình 1.2.b trình bày loại phanh sử dụng xi lanh thủy lực để ép guốc phanh vào trống phanh, thường được áp dụng cho ôtô du lịch và ôtô tải nhỏ.
Cơ cấu phanh này bao gồm hai chốt cố định với bạc lệch tâm, giúp điều chỉnh khe hở giữa má phanh và trống phanh ở phía dưới Khe hở phía trên được điều chỉnh thông qua trục cam ép hoặc cam lệch tâm.
Trên hai guốc phanh có tán (hoặc dán) các tấm ma sát Các tấm này có thể dài liên tục (hình 1.2.b) hoặc phân chia thành một số đoạn (hình 1.2.a).
Hình 1.2.b minh họa cơ cấu phanh guốc đối xứng qua trục b, trong đó trống phanh quay ngược chiều kim đồng hồ Guốc phanh bên trái hoạt động như guốc xiết, trong khi guốc bên phải là guốc nhả Để đảm bảo hai má phanh có sự hao mòn đồng đều trong quá trình sử dụng, má phanh bên guốc xiết được thiết kế dài hơn má phanh bên guốc nhả, do má xiết phải chịu áp suất lớn hơn.
Cơ cấu phanh mở bằng cam ép (hình 1.2.a) đảm bảo áp suất tác dụng lên hai má phanh là đồng nhất, do đó độ dài của hai má phanh cũng bằng nhau.
Cơ cấu phanh guốc đối xứng qua tâm
Cơ cấu phanh guốc đối xứng qua tâm, như thể hiện trong hình 1.3, bao gồm mâm phanh với hai chốt guốc phanh, hai xi lanh bánh xe và hai guốc phanh hoàn toàn giống nhau, tất cả đều đối xứng qua tâm.
Mỗi guốc phanh được gắn trên một chốt cố định tại mâm phanh và có bạc lệch tâm để điều chỉnh khe hở giữa má phanh và trống phanh Pittông luôn tì vào xi lanh bánh xe nhờ lò xo guốc phanh, trong khi khe hở phía trên được điều chỉnh tự động qua cơ cấu trong pittông Hệ thống phanh đối xứng qua tâm thường sử dụng dẫn động thủy lực và được lắp đặt ở cầu trước của ôtô du lịch hoặc ôtô tải nhỏ.
Cơ cấu phanh guốc loại bơi
Cơ cấu phanh guốc loại bơi là loại phanh mà guốc phanh không dựa trên một chốt quay cố định, mà cả hai guốc đều tựa trên mặt tựa di trượt Có hai kiểu cơ cấu phanh loại bơi: loại hai mặt tựa tác dụng đơn và loại hai mặt tựa tác dụng kép Loại hai mặt tựa tác dụng đơn có một đầu guốc phanh tựa trên mặt tựa di trượt của vỏ xi lanh, còn đầu kia tựa vào mặt tựa di trượt của pít tông, thường được sử dụng cho bánh xe trước của ôtô du lịch và ôtô tải nhỏ Ngược lại, loại hai mặt tựa tác dụng kép có hai pít tông trong mỗi xi lanh bánh xe, với cả hai đầu guốc tựa trên mặt tựa di trượt của hai pít tông, thường được lắp đặt ở bánh xe sau của ôtô du lịch và ôtô tải nhỏ.
Cơ cấu phanh guốc loại tự cường hóa:
Cơ cấu phanh guốc tự cường hóa hoạt động bằng cách tăng cường lực tác dụng lên guốc phanh thứ hai khi phanh bánh xe Có hai loại cơ cấu phanh tự cường hóa: tác dụng đơn và tác dụng kép Cơ cấu phanh tự cường hóa tác dụng đơn được thiết kế để tối ưu hóa hiệu suất phanh.
Cơ cấu phanh tự cường hóa tác dụng đơn có hai guốc phanh liên kết qua mặt tựa di trượt của cơ cấu điều chỉnh di động Một đầu guốc phanh tựa vào mặt tựa di trượt trên vỏ xi lanh bánh xe, trong khi đầu còn lại tựa vào mặt tựa di trượt của pittông xi lanh Cơ cấu điều chỉnh này giúp điều chỉnh khe hở giữa má phanh và trống phanh cho cả hai guốc phanh Loại phanh này thường được sử dụng cho các bánh xe trước của ôtô du lịch và ôtô tải nhỏ đến trung bình.
Cơ cấu phanh tự cường hóa tác dụng kép có hai guốc phanh được gắn trên hai pittông trong xi lanh bánh xe Loại phanh này thường được sử dụng cho các bánh xe sau của ôtô du lịch và ôtô tải nhỏ đến trung bình.
Hình 1.5 Cơ cấu phanh guốc loại tự cuờng hoá
Cơ cấu phanh dạng đĩa có các dạng chính và kết cấu trên hình 1.6.
Cơ cấu phanh đĩa bao gồm các bộ phận chính như đĩa phanh gắn với moayơ bánh xe, giá đỡ cố định trên dầm cầu chứa các xi lanh bánh xe, và hai má phanh phẳng được đặt hai bên đĩa phanh, được điều khiển bởi pittông của xi lanh Có hai loại phanh đĩa: loại giá đỡ cố định và loại giá đỡ di động.
Loại giá đỡ cố định (hình 1.7.a):
Hình 1.7.a Cơ cấu phanh đĩa loại giá đỡ cố định.
Giá đỡ được gắn cố định trên dầm cầu, với hai xi lanh bánh xe được bố trí trên các đĩa phanh Mỗi xi lanh chứa một pittông, đầu pittông luôn tì vào các má phanh Dầu từ xi lanh chính được dẫn đến cả hai xi lanh bánh xe để hoạt động hiệu quả.
Hình 1.6 Kết cấu của cơ cấu phanh đĩa b) loại giá đỡ di động a) loại giá đỡ cố định
Loại giá đỡ di động (hình 1.7.b):
Cơ cấu phanh đĩa loại giá đỡ di động cho phép giá đỡ di chuyển ngang trên các chốt cố định trên dầm cầu Trong thiết kế này, chỉ có một xi lanh bánh xe với pittông tì vào một má phanh, trong khi má phanh đối diện được gắn trực tiếp lên giá đỡ.
LỰA CHỌN PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ
GIỚI THIỆU VỀ XE THAM KHẢO
Thông số kĩ thuật của xe honda civic Động cơ Civic 1.8 MT
Kiểu 4 xi lanh thẳng hàng, SOHC, i-VTEC
Dung tích xy lanh (cc) 1799
Công suất cực đại 103 / 6300 (kw/rpm)
Momen xoắn cực đại (Nm) 174 / 4300 (Nm/rpm) Đường kính x hành trình piston (mm) 81x87,3
Thiết kế tăng áp (Turbo)
Tốc độ tối đa (km/h)
Thời gian tăng tốc từ 0 đến 100 km/h (giây)
Kiểu dẫn động Cơ khí
Hệ thống nạp nhiên liệu EFI: Phun nhiên liệu điện tử Mức tiêu thụ nhiên liệu
Chiều dài cơ sở (mm) 2700
Chiều rộng cơ sở trước/sau (mm) 1500 / 1530
Khoảng sáng gầm xe (mm) 170
Phân bố trọng lượng cầu trước và cầu sau
Bán kính quay vòng tối thiểu 5,8 m
Dung tích bình nhiên liệu (lít) 50
Phanh - Giảm sóc - Lốp xe
Giảm sóc trước Độc lập / Lò xo
Giảm sóc sau Tay đòn kép / Lò xo
Vành mâm xe La răng đúc
HỆ THỐNG PHANH TRÊN XE HONDA CIVIC
Trên xe HONDA CIVIC cơ cấu phanh được sử dụng cho cầu trước và cầu sau thì đều là cơ cấu phanh đĩa.
Sử dụng cơ cấu phanh đĩa loại giá đỡ di động
Đĩa phanh được làm từ gang cầu với bề mặt làm việc mài phẳng và không có vết xước Thiết kế đĩa không phẳng giúp giảm nhiệt độ tại ổ lăn của moay ơ bánh xe, đồng thời dễ dàng bố trí xi lanh công tác Hơn nữa, đĩa không phẳng còn được trang bị các lỗ hướng kính, giúp cải thiện khả năng làm mát.
Má phanh của hệ thống phanh đĩa có hình dạng tấm phẳng chữ nhật, được cấu tạo từ một xương phanh bằng thép dày 2 đến 3 mm và một tấm má phanh làm từ vật liệu ma sát Má phanh và xương đĩa được kết nối bằng lớp keo đặc biệt, trong khi loại má phanh sử dụng trên xe là loại má liền Pít tông không tác động trực tiếp lên xương đĩa mà thông qua một tấm lót.
Cơ cấu phanh đĩa mang lại nhiều ưu điểm nổi bật, bao gồm cấu tạo đơn giản giúp việc kiểm tra và thay thế má phanh dễ dàng Công nghệ chế tạo cũng ít gặp khó khăn, tạo điều kiện giảm giá thành sản xuất Đặc biệt, phanh đĩa cung cấp mômen phanh ổn định hơn so với phanh tang trống khi hệ số ma sát thay đổi, giúp bánh xe hoạt động ổn định ngay cả ở tốc độ cao Với khối lượng chi tiết nhỏ và cấu trúc gọn gàng, tổng khối lượng các chi tiết không treo được giảm thiểu, nâng cao tính êm dịu và khả năng bám đường của xe Hơn nữa, khả năng thoát nhiệt ra môi trường bên ngoài và thoát nước tốt nhờ lực ly tâm giúp phục hồi tính năng phanh nhanh chóng, đồng thời không cần điều chỉnh phanh thường xuyên.
Một nhược điểm của hệ thống phanh đĩa là khả năng dễ bị bụi bẩn và đất cát xâm nhập, do đĩa phanh không được che chắn kín Khi xe di chuyển qua những khu vực lầy lội, bụi bẩn có thể lọt vào khe hở giữa má phanh và đĩa phanh, dẫn đến giảm ma sát và hiệu quả phanh.
Má phanh cần có khả năng chịu đựng ma sát và nhiệt độ cao hơn để đảm bảo hiệu suất phanh Phanh đĩa có thể phát ra tiếng kêu rít do sự tiếp xúc giữa đĩa phanh và má phanh, tuy nhiên, lực phanh thường nhỏ hơn so với các loại phanh khác.
Trên xe HONDA CIVIC thì người ta sử dụng hệ thống dẫn động phanh là dẫn động thủy lực.
Sơ đồ hệ thống phanh
Việc sử dụng dẫn động thủy lực mang lại nhiều ưu điểm nổi bật, bao gồm khả năng phanh đồng thời cho tất cả các bánh xe với lực phanh được phân bố hợp lý, đảm bảo hiệu suất cao và độ nhạy tốt Hệ thống này có cấu trúc đơn giản, đồng thời cho phép ứng dụng linh hoạt trên nhiều loại ôtô khác nhau chỉ bằng cách thay đổi cơ cấu phanh.
Dẫn động phanh thủy lực có nhược điểm là tỷ số truyền không lớn, dẫn đến việc không thể gia tăng lực điều khiển lên cơ cấu phanh Thêm vào đó, hiệu suất truyền động cũng sẽ giảm khi nhiệt độ thấp.
Nguyên lý hoạt động của dẫn động thuỷ lực:
Khi không phanh: Lò xo hồi vị kéo về vị trí nhả phanh, dầu áp suất thấp nằm chờ trên đường ống.
Khi người lái nhấn bàn đạp phanh, lực tác động qua thanh đẩy vào pittông trong xylanh chính, ép dầu đi qua các đường ống dẫn Dầu với áp suất cao (khoảng 5 đến 8 MPa) tác động lên các pittông ở xylanh bánh xe cả cầu trước và cầu sau, khiến má phanh ép sát vào đĩa phanh để thực hiện quá trình phanh hiệu quả.
Khi người lái bỏ chân khỏi bàn đạp phanh, áp suất dầu giảm và dầu được hồi về bình chứa Sự đàn hồi của cuppen kéo piston bánh xe ra, khiến má phanh tách rời khỏi đĩa phanh.
Dẫn động phanh thuỷ lực hoạt động dựa trên quy luật thuỷ tĩnh, với áp suất đồng nhất được truyền đến các xi lanh phanh bánh xe Lực đẩy lên pít tông phụ thuộc vào kích thước của pít tông xi lanh công tác Khi lực tác dụng lên bàn đạp phanh tăng, áp suất trong hệ thống cũng tăng theo, dẫn đến lực đẩy lên má phanh gia tăng Điều này đảm bảo rằng hệ thống phanh thuỷ lực hoạt động đồng thời, duy trì tỷ lệ chính xác giữa lực tác dụng lên bàn đạp và lực đẩy lên má phanh trong cơ cấu phanh đĩa.
Hình 2.2 Kết cấu của bộ cường hoá chân không
Thân xi lanh là một bộ phận quan trọng trong hệ thống, trong khi loxo piston thứ cấp và piston sơ cấp đóng vai trò chính trong việc điều khiển Vành tựa loxo và phớt giúp bảo vệ và duy trì hiệu suất của các bộ phận này Chốt hạn chế đảm bảo an toàn trong quá trình vận hành, trong khi phanh hám góp phần tăng cường hiệu quả Cuối cùng, loxo màng trợ lực hỗ trợ quá trình hoạt động của hệ thống, tạo ra sự ổn định và đáng tin cậy.
Trong hệ thống cơ khí, các thành phần quan trọng bao gồm thân trước trợ lực, màng trợ lực, địa đỡ màng, và thân sau trợ lực Các bộ phận như tấm thép van hãm, bulông M12, phớt thân trợ lực, và vành đỡ loxo đóng vai trò thiết yếu trong việc duy trì hiệu suất Loxo hồi van khí, võ bọc, và lọc khí giúp đảm bảo hoạt động ổn định Cần đẩy, van điều khiển, và loxovan điều khiển là những yếu tố quyết định trong việc điều phối và kiểm soát dòng khí Bên cạnh đó, van khí, đĩa phản lực, và van chân không cũng góp phần quan trọng trong quá trình vận hành Cuối cùng, thanh đẩy trợ lực, ống dẫn khí, ống nối, phớt thân, ống dẫn dầu, cửa bù và cửa hồi dầu là những thành phần không thể thiếu trong việc đảm bảo sự hoạt động hiệu quả của toàn bộ hệ thống.
Khi trạng thái không đạp phanh xảy ra, van khí 29 được kéo sang phải nhờ lò xo hồi van khí 23, trong khi van điều khiển 27 bị đẩy sang trái bởi lò xo van điều khiển 28 Điều này dẫn đến van khí 29 tiếp xúc với van điều khiển 27, khiến khí bên ngoài không thể vào buồng áp suất thay đổi B sau khi đi qua lọc khí 25 Kết quả là van chân không 31 tách ra khỏi van điều khiển 27, tạo ra thông giữa cửa K và E, trong khi độ chân không trong buồng áp suất vẫn được duy trì.
A , nên cũng có độ chân không trong buồng áp suất thay đổi B
Khi đạp phanh, pittông trợ lực bị đẩy sang phải bởi lò xo màng, đồng thời cần điều khiển van để đẩy van khí 29 dịch chuyển sang trái Van điều khiển 27 bị ép vào van khí 29 bởi lò xo van điều khiển 28, khiến nó cũng dịch chuyển sang trái cho đến khi tiếp xúc với van chân không 31, dẫn đến việc đường thông giữa cửa K và E bị bịt kín.
Khi van khí 29 dịch chuyển sang trái, nó tách khỏi van điều 27, cho phép không khí từ bên ngoài qua lọc khí 25 vào buồng áp suất thay đổi B qua cửa E Sự chênh lệch áp suất giữa buồng B và buồng A khiến pittông 11 dịch chuyển sang trái, làm cho đĩa lực đẩy cần trợ lực cũng dịch chuyển sang trái, từ đó tăng cường lực đẩy vào pittông 11 của xi lanh chính.
THIẾT KẾ TÍNH TOÁN HỆ THỐNG PHANH
THIẾT KẾ TÍNH TOÁN CƠ CẤU PHANH
1 Xác định mô men phanh cần thiết tại các bánh xe
Hình 3.1: Sơ đồ các lực tác dụng lên ô tô khi phanh.
Lực phanh tại bánh xe đạt giá trị tối đa khi bánh xe bắt đầu trượt Trong giai đoạn trượt, mô men phanh không chỉ không tăng mà còn có xu hướng giảm Do đó, việc tính toán mô men phanh cần thiết cho các bánh xe là rất quan trọng để tối ưu hóa khả năng bám đường của bánh xe.
Với cơ cấu phanh đặt trực tiếp ở các bánh xe thì mô men phanh cần thiết sinh ra tại mỗi cơ cấu phanh o Ở cầu trước là : (1) (1-1)(1) o Ở cầu sau là : (2) (1-2)(1)
Trong đó: jmax- gia tốc chậm dần cực đại của ô tô khi phanh jmax= 6(m/s 2 ). hg- chiều cao trọng tâm của ô tô, lấy hg= 0,594(m). g- Gia tốc trọng trường : g= 9, 81(m/s 2 ).
G- Trọng lượng ôtô khi đầy tải : G= 15 533(N).
G1-trọng lượng tĩnh trên cầu trước: G1= 8 543(N).
G2- trọng lượng tĩnh trên cầu sau: G2= 6 990(N).
L- Chiều dài cơ sở ô tô: L= 2700(mm) = 2, 7(m) a- khoảng cách từ trọng tâm Xe tới cầu trước: a a= 1,215(m) b- Khoảng cách từ trọng tâm Xe tới cầu sau: b = L - a = 2, 7 – 1,215= 1,485(m)
- Hệ số bám của bánh xe với mặt đường: = 0,7 rbx - Bán kính lăn của bánh xe
Với cỡ lốp bánh trước và bánh sau 195/65R15 rbx = = 295, 04(mm) =0,295(m)
- Hệ số kể đến biến dạng của lốp: = 0, 93
Thay các giá trị vào (1) và (2) ta được :
Mômen phanh cần sinh ra ở mỗi cơ cấu phanh trước là :
Mômen phanh cần sinh ra ở mỗi cơ cấu phanh sau là:
2 Tính toán cơ cấu phanh đĩa
Cơ cấu phanh cầu trước
Mômen phanh sinh ra trên một cơ cấu phanh loại đĩa quay được xác định như sau:
P1 - Lực ép, ép má phanh vào với đĩa phanh. μ - Hệ số ma sát μ =0,3.
Rtb- Bán kính trung bình tấm ma sát.
R1, R2 là bán kính bên trong và bên ngoài của tấm ma sát Theo xe tham khao ta có:
Trong hệ thống phanh, số lượng ống xylanh bánh xe được chọn là n=1 Áp suất chất lỏng trong hệ thống được thiết lập ở mức p0 = 7 MPa, nằm trong khoảng từ 5 đến 8 MPa Đường kính xi lanh bánh xe của phanh đĩa phía trước cũng cần được xác định để đảm bảo hiệu suất phanh tối ưu.
Cơ cấu phanh cầu sau
Mômen phanh sinh ra trên một cơ cấu phanh loại đĩa quay được xác định như sau:
P2 - Lực ép, ép má phanh vào với đĩa phanh.
Rtb- Bán kính trung bình tấm ma sát.
R1, R2 là bán kính bên trong và bên ngoài của tấm ma sát Theo xe tham khao ta có:
Số lượng ống xylanh bánh xe được chọn là n=1, với áp suất chất lỏng trong hệ thống là p0=7 MPa, nằm trong khoảng từ 5 đến 8 MPa Đường kính xi lanh bánh xe của phanh đĩa phía sau cũng cần được xác định.
3 Xác định các kích thước má phanh
Kích thước má phanh được xác định dựa trên các yếu tố như công ma sát riêng, áp suất tác động lên bề mặt má phanh, tỷ số p và chế độ làm việc của cơ cấu phanh Việc lựa chọn kích thước của các má phanh cần đảm bảo đáp ứng đầy đủ các điều kiện này.
Khi ô tô đang di chuyển với vận tốc V0 và dừng lại hoàn toàn (V=0), toàn bộ động năng của xe được chuyển hóa thành công ma sát L tại hệ thống phanh.
Gọi tổng diện tích các má phanh là F
∑khi đótacó công ma sát riêng: l = Gv 0
G - Trọng lượng ôtô khi đầy tải: G 533 (N).
V0= 50 (km/h) = 13,89 (m/s) là tốc độ của ôtô khi bắt đầu phanh.
- Công ma sát riêng giới hạn với V0= 50(km/h) thì
F Σ - Tổng diện tích các má phanh:
Với: x0 – Góc ôm tấm ma sát x0 = 60 0
R1, R2 – Bán kính trong và ngoài của các má phanh
Vậy ta có công ma sát riêng : l = Gv 0 2
Như vậy điều kiện về công ma sát riêng là thỏa mãn.
3.2 Áp suất lên bề mặt má phanh Áp suất trên bề mặt ma sát chính bằng lực ép ép má phanh vào với đĩa phanh chia cho diện tích má phanh. Áp suất lên bề mặt má phanh bị giới hạn bởi sức bền của vật liệu
- Đối với má phanh ở cầu trước: P1250(N)
- Đối với má phanh ở cầu sau : P2p28(N)
Diện tích một má phanh là :
Ta có áp suất lên bề mặt má phanh là:
- Đối với má phanh ở cầu trước: q1 - Đối với má phanh ở cầu sau : q2 Vậy áp suất trên các bề mặt má phanh đều nằm trong giới hạn cho phép
Tỷ số p là tỷ số giữa khối lượng toàn bộ của ô tô M và tổng diện tích các má phanh A∑( [1] - trang 160) :
Giá trị giới hạn [p] được chọn như sau:
(1, 0 2, 0).10 4 kg/m 2 - đối với ô tô con
(1, 5 2, 5).10 4 kg/m 2 - đối với ô tô chở khách
(2, 5 3, 5).10 4 kg/m 2 - đối với ô tô tải
Như vậy tỷ số p nằm trong giới hạn cho phép.
4 Tính toán nhiệt phát ra trong quá trình phanh
Trong quá trình phanh ô tô, động năng của xe được chuyển hóa thành nhiệt năng tại các cơ cấu phanh Nhiệt này chủ yếu làm nóng đĩa phanh, trong khi một phần còn lại được tỏa ra môi trường xung quanh.
Trong tình huống phanh gấp, thời gian phanh ngắn dẫn đến lượng nhiệt tỏa ra ngoài không khí rất ít, có thể xem như không đáng kể Do đó, mức tăng nhiệt độ của đĩa phanh so với môi trường xung quanh sẽ được xác định.
V0 - Tốc độ của ô tô khi bắt đầu quá trình phanh
V- Tốc độ của ô tô khi kết thúc quá trình phanh m t
49 c - Nhiệt dung riêng của vật liệu làm trống phanh, đối với gang và thép: c = 500 (J/kg.độ).
Với V0= 30 (km/h) = 8, 33 (m/s) và V= 0 thì mức gia tăng nhiệt độ cho phép:
Trên thực tế khối lượng các đĩa phanh và các chi tiết bị nung nóng lớn hơn0,746 (kg) do đó thoả mãn.
TÍNH TOÁN DẪN ĐỘNG PHANH
Sơ đồ dẫn động phanh: d 2 d 1
Hình 3.2: Sơ đồ nguyên lý hệ thống dẫn động phanh bằng thủy lực
Quá trình tính toán dẫn động phanh thủy lực có nhiệm vụ xác định các thông số cơ bản như đường kính xi lanh công tác, đường kính xi lanh chính, tỉ số truyền dẫn động, lực tác động và hành trình của bàn đạp.
1 Đường kính xi lanh công tác Đường kính xi lanh công tác được tính ở phần 1.2
2 Đường kính xi lanh chính Để tạo lên áp suất p = 7 MPa thì cần phải tác dụng lên bàn đạp một lực Qbđ
D - Đường kính xilanh tổng phanh, chọn D = 20 mm =0,02 m l, l’ - Các kích thước của đòn bàn đạp, l/l ’ = 88/240
- Hiệu suất dẫn động thuỷ lực, = 0,92
Lực bàn đạp cho phép
[Qđ]=0,65 0,75 KN đối với ô tô con;
[Qđ]=0,75 0,80 KN đối với ô tô tải;
Như vậy ta phải lắp thêm bộ trợ lực phanh để giảm nhẹ cường độ lao động cho người lái.
3 Hành trình làm việc của pít tông xi lanh bánh xe
Do các cơ cấu phanh cầu trước và cơ cấu phanh cầu sau đều là cơ cấu phanh đĩa, khe hở giữa má phanh và đĩa phanh rất nhỏ
4 Xác định hành trình pít tông xi lanh lực
Hành trình của piston trong xilanh :
Trong đó : d1 , d2: Đường kính bánh xe trước và sau d1 = 53mm ; d2 = 36 mm
D: Đường kính xilanh chính , D = 20 mm
51 x1, x2: Hành trình di chuyển của piston x1 = 0,5mm ; x2 = 0,5mm
5 Hành trình của bàn đạp phanh
Hành trình bàn đạp gồm hai thành phần chính: hành trình tự do để khắc phục khe hở giữa ti đẩy và pít tông, thường được chọn là 1,6mm, và hành trình làm việc tương ứng với hành trình của pít tông.
Khi xem xét chất lỏng là không nén được và các đường ống là cứng, toàn bộ chất lỏng từ xi lanh chính sẽ được chuyển vào các xi lanh công tác, tạo ra các dịch chuyển x1 và x2 của các pít tông Công thức mô tả mối quan hệ này là: h = (2 d1^2 x1 D + 2 d2^2 x2 ηb + δ0) l l'.
Trong thực tế, do sự nén của chất lỏng và sự giãn nở của các đường ống dưới áp suất, hành trình pít tông h sẽ tăng lên một chút Mức tăng này có thể được tính bằng hệ số η b = 1,05 đến 1,1.
Trong đó d1 và d2 là đường kính xylanh trước và sau
L,l’ các kích thước đòn của bàn đạp h = ( 2d 1 2 x 1 D +2 2 d 2 2 x 2 η b + δ 0 ) l l ' = ( 20 2.0 2 , 5 53 2 + 2.0 , 5 36 2 1 , 05 + 1, 6 ) 88 240 = 12 , 74 mm
Hành trình bàn đạp được tính như sau:
6 Tính bền đường ống dẫn động phanh
Khi tính có thể coi đường ống dẫn dầu là loại vỏ mỏng bịt kín hai đầu và có chiều dài khá lớn. Ứng suất được tính như sau:
( 6 – 17 ) (1) Trong đó: p - áp suất bên trong đường ống p = 7 MPa.
R - Bán kính bên trong đường ống dẫn, R = 3 (mm) = 0,003 (m). s - Chiều dầy của ống dẫn, s = 0,5 (mm) = 0,0005 (m).
Khi cắt ống theo mặt phẳng vuông góc với trục của ống, ứng suất pháp trên thành vỏ ống cần phải được cân bằng với áp suất của chất lỏng tác động lên diện tích mặt cắt ngang của ống.
53 Đường ống làm bằng hợp kim đồng có = 260 (Mpa).
=> Như vậy đường ống dẫn động đủ bền.
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRỢ LỰC PHANH
Ta có sơ đồ tính toán bộ trợ lực phanh chân không như sau:
1 Piston xilanh chính , 2 Vòi chân không , 3 Màng chân không , 4 Van chân không , 5 Van khí , 6 Van điều khiển , 7 Lọc khí , 8 Thanh đẩy ,
1 Hệ số cường hóa của trợ lực
Khi lắp đặt bộ cường hoá, lực bàn đạp tối đa của người lái được chọn khoảng 300N Lực cường hoá này kết hợp với hệ thống phanh tạo ra áp suất tối đa khoảng 7MPa trong trường hợp phanh gấp.
Từ công thức xác định lực bàn đạp :
Với Qbđ = 300 N ta xác định được áp suất pi do người lái sinh ra lúc đạp phanh là:
D - Đường kính xi lanh chính , D =0,02 m. l , l' - Kích thước đòn bàn đạp
tl - hiệu suất truyền lực , tl = 0,92
Như vậy , áp suất còn lại do bộ cường hoá sinh ra là : pc = pt - pi = 7 – 2,397= 4,603(MPa) ( 3 – 6 ) (1)
Hệ số cường hoá được tính như sau :
Yêu cầu của bộ cường hóa thiết kế là luôn phải đảm bảo hệ số cường hoá trên
Ta xây dựng được đường đặc tính của bộ cường hoá như sau:
2 Xác định kích thước màng cường hoá Để tạo được lực tác dụng lên thanh đẩy piston thuỷ lực phải có độ chênh áp giữa buống A và buồng B tạo nên áp lực tác dụng lên piston 1
Xét sự cân bằng của màng 3 ta có phương trình sau :
Qc = F4 (pB - pA ) - Plx = F4 p - Plx ( 3 – 16 ) (1)
50 300 Q bð (N) có cý ?n g h óa kh ôn g c ó c ý? ng hó a Đường đặc tính của bộ cường hoá
p - Độ chênh áp phía trước và phía sau màng 3, lấy bằng 0,05(MPa) ứng với tốc độ làm việc không tải của động cơ khi phanh.
F4 - Diện tích hữu ích của màng 3
Plx - Lực lò xo ép màng 3
Qc - Lực tác dụng lên piston thuỷ lực được tính theo công thức :
F11- Diện tích của piston xylanh chính pc - áp suất do trợ lực phanh tạo ra, pc = 4,603(MPa).
- hiệu suất dẫn động thuỷ lực , = 0,92
Từ phương trình cân bằng màng 3 ta có :
Tham khảo các xe có trợ lực chân không ta có: Plx = 150 N.
Vậy ta có đường kính màng 3 là :
Như vậy màng 3 của bộ cường hoá có giá trị bằng 209 mm để đảm bảo áp suất cường hoá cực đại pc
3.Tính toán các lò xo
Tính lò xo màng cường hoá Lò xo màng cường hoá được tính toán theo chế độ lò xo trụ chịu nén.
Đường kính dây lò xo: ( 6 – 26 )
Trong đó : d - Đường kính dây lò xo.
Flx - Lực lớn nhất tác dụng lên lò xo (tham khảo các xe có dẫn động phanh dầu),
Flx = 150 N. c - Hệ số đường kính,
D - Đường kính trung bình của lò xo d - Đường kính dây lò xo Chọn c = 15 k - hệ số tập trung ứng suất, được tính theo công thức:
( 6 – 27 ) [] - ứng suất giới hạn, với lò xo làm bằng thép 65, [] = 330 MPa.
Từ đó tính được đường kính trung bình của lò xo :
Số vòng làm việc của lò xo
Trong đó : x - Chuyển vị làm việc của lò xo khi ngoại lực tăng đến giá trị lớn nhất Fmax
, từ giá trị lực nhỏ nhất Fmin (lực lắp), x được chọn dựa vào hành trình của piston xilanh chính
Tổng hành trình của hai piston xilanh chính là S = S1 + S2 = 7,37 + 3,4 = 10,77 mm, trong đó S1 và S2 lần lượt là hành trình của piston sơ cấp và piston thứ cấp Có thể chọn x bằng hoặc lớn hơn tổng số hành trình này, ví dụ như x = 15.
G - Môđun đàn hồi vật liệu, G = 8.10 4 MPa.
57 d, c - Đường kính dây lò xo và hệ số đường kính. c = 15 ,d = 4,4 mm,
Fmax, Fmin ( tham khảo các xe có dẫn động phanh dầu)
Độ biến dạng cực đại của lò xo
D - Đường kính trung bình của vòng lò xo, D = 66 mm. n -Số vòng làm việc của lò xo, n =3 vòng.
Fmax - Lực tác dụng cực đại lên lò xo, Fmax = 150N.
G - Môđun đàn hồi, G = 8.10 4 MPa. d - Đường kính dây, d = 4,4 mm.
Ứng suất của lò xo
Chiều dài nén của lò xo tương ứng với tổng hành trình của cả hai piston thứ cấp và sơ cấp Lực tác dụng lên lò xo Plx được xác định từ tổng hành trình S của piston.
S - Tổng hành trình dịch chuyển của các piston, S = 10,77 mm.
G - Mođun đàn hồi, G = 8.10 4 MPa d - Đường kính dây lò xo,d = 4,4mm. c - Tỉ số đường kính, c = 15. n - Số vòng lò xo, n = 3 vòng.
Fmin - Lực lắp lò xo, F = 80N.
Từ đó ta kiểm tra được ứng suât xoắn sinh ra ở thớ biên lò xo là:
Lò xo làm bằng thép 65 có [] = 330MPa, so sánh thấy < [] Vậy điều kiện bền xoắn dược đảm bảo.
*Số vòng toàn bộ của lò xo n0 = n + 2 = 3 +2 = 5 vòng
* Chiều cao lò xo khi các vòng xít nhau
*Bước của vòng lò xo khi chưa chịu tải t = d + Trong đó : d - đường kính dây lò xo, d = 4,4mm. n - số vòng làm việc của lò xo, n = 3 vòng.
max - độ biến dạng cực đại, max = 34,5 mm. t = 4,4 + t = 18,2 mm
* Chiều cao lò xo khi chưa chịu tải
Tính lò xo van khí: Lò xo màng cường hoá được tính toán theo chế độ lò xo trụ chịu nén.
Đường kính dây lò xo:
Trong đó : d - đường kính dây lò xo.
Flx - lực lớn nhất tác dụng lên lò xo, Flx = 20 N. c - hệ số đường kính,
D - đường kính vòng lò xo. d - đường kính dây lò xo
Chọn c = 15 k - hệ số tập trung ứng suất, được tính theo công thức:
[] - ứng suất giới hạn, với lò xo làm bằng thép 65, [] = 330 MPa.
Từ đó tính được đường kính trung bình của lò xo :
Số vòng làm việc của lò xo
Trong đó : x - chuyển vị làm việc của lò xo khi ngoại lực tăng đến giá trị lớn nhất Fmax
, từ giá trị lực nhỏ nhất Fmin (lực lắp), x được chọn dựa vào hành trình của van khí x = 3 mm
G - môđun đàn hồi vật liệu, G = 8.10 4 MPa. d, c - đường kính dây lò xo và hệ số đường kính. c = 15 ,d = 1,6 mm,
Fmax, Fmin ( tham khảo các xe có dẫn động phanh dầu)
Độ biến dạng cực đại của lò xo
D - đường kính trung bình của vòng lò xo, D = 24 mm. n -số vòng làm việc của lò xo, n =3 vòng.
Fmax - lực tác dụng cực đại lên lò xo, Fmax = 20N.
G - môđun đàn hồi, G = 8.10 4 MPa. d - đường kính dây, d = 1,6 mm.
*Số vòng toàn bộ của lò xo n0 = n + 2 = 3 +2 = 5 vòng
* Chiều cao lò xo khi các vòng xít nhau
*Bước của vòng lò xo khi chưa chịu tải t = d + Trong đó : d - đường kính dây lò xo, d = 1,6mm. n - số vòng làm việc của lò xo, n = 3 vòng.
max - độ biến dạng cực đại, max = 12,6 mm. t = 1,6 + 1,2.12,6/3 t = 6,44 mm
* Chiều cao lò xo khi chưa chịu tải
