Tính toán và thiết kế hệ thống phanh ô tô

Thuyết minh và tính toán : - Chọn loại và sơ đồ hệ thống phanh - Tính toán và thiết kế cơ cấu phanh - Tính toán thiết kế dẫn động phanh 3.2.. 29 Khe hỡ giữa má phanh và trống 35 Tỉ số t

BỘ GIÁO DỤC VÀ ĐÀO

TẠO TRƯỜNG ĐẠI HỌC KỸ

THUẬT

ĐẠI HỌC ĐÀ NẴNG

oo

CỘNG HÒA XÃ HỘI CHỦ NGHĨA

VIỆT NAM Độc lập - Tự do - Hạnh phúc



KHOA : CƠ KHÍ

NHIỆM VỤ THIẾT KẾ MÔN HỌC

KẾT CẤU VÀ TÍNH TOÁN ÔTÔ

2001-2002

Giáo viên hướng dẫn : Lê Văn Tụy

Ngày bắt đầu :

Ngày phải hoàn thành :

1 Đầu đề thiết kế : TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ HỆ

THỐNG PHANH ÔTÔ

2 Số liệu cho trước :

+ Loại xe : Xe khách

[kg]

[kg]

- Phân bố lên cầu trước : Gat = 4000 [kg]

- Phân bố lên cầu sau : Gas = 7000 [kg]

+ Xe tham khảo :

3 Yêu cầu

3.1 Thuyết minh và tính toán :

- Chọn loại và sơ đồ hệ thống phanh

- Tính toán và thiết kế cơ cấu phanh

- Tính toán thiết kế dẫn động phanh

3.2 Bản vẽ và đồ thị :

- Sơ đồ hệ thống phanh và các sơ đồ tính toán (Ao hoặc A1)

- Kết cấu một cơ cấu phanh và dẫn động tương ứng (Ao)

3.3 Hình thức :

Thuyến minh và bản vẽ trình bày đúng theo qui định của bộ môn

Ngày :

Tổ trưởng bộ môn

(Họ tên và chữ ký)

TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ HỆ THỐNG

PHANH ÔTÔ

1 CÁC SỐ LIỆU VÀ CÁC THÔNG SỐ DÙNG TRONG THUYẾT MINH

1.1 SỐ LIỆU CHO TRƯỚC

[mm]

[mm]

[kg]

[mm]

1.2 CÁC THÔNG SỐ DÙNG TRONG THUYẾT MINH

12 Chiều dài từ cầu trướcđến

13 Chiều dài từ cầu sau đến trọng

22 Hệ số kể đến biến dạng của

lốp



29 Khe hỡ giữa má phanh và trống

35 Tỉ số truyền của bàn đạp r2/r1

41 Mômen phanh của một cơ cấu

42 Mômen phanh của một cơ cấu

43 Mômen phanh của một guốc

49 Nhiệt dung riêng của vật liệu làm

50 Khối lượng riêng của vật liệu

làm trống phanh

52 Đường kính các xilanh bánh xe

55 Aïp suất cho phép của dẫn động pmax Mn/m2

56 Hệ số tính đến sự giãn nỡ của

57 Hành trình của xilanh bánh xe thứ

2 CHỌN LOẠI PHANH VÀ TÍNH MÔMEN PHANH CẦN THIẾT.

2.1 CHỌN LOẠI PHANH

Đối với xe khách có trọng lượng toàn bộ là Ga =

11000 [kg], căn cứ vào phạm vi sữ dụng của từng loại phanh để đạt được yêu cầu các hệ thống phanh thì chọn loại phanh đẩm bảo các yêu cầu sau :

Có độ tin cậy cao

Có tính ổn định khi phanh

Điều khiển nhẹ nhàn thuật tiện

Để đảm bảo các yêu cầu trên ta chọn hệ thống

phanh thủy lực là hợp lý nhất vì nó đảm bảo các yêu cầu trên

2.2 TÍNH MÔMEN PHANH CẦN THIẾT

Để đảm bảo phanh đạt hiệu quả cao nhất thì hệ thống phanh phải có độ nhạy lớn tức là khe hỡ tự do giảm độ cứng dẫn động tăng và lực phanh sinh ra phải lớn tức là phải tận dụng hết lực bám để tạo lực

phanh Để đảm bảo được điều đó thì lực phanh phân bố

ra các bánh xe phải tỉ lệ thuận với lực bám

Sơ đồ lực tác dụng lên ôtô khi phanh

Hình 2-1 Sơ đồ lực tác dụng lên ôtô khi phanh

Tọa độ trọng tâm của xe a, b, hg

Tải trọng phân bố lên các cầu trước và sau : m1, m2

m1 =

G

m2 =

G

G2

Trong đó : m1, m2 - Hệ số phân bố tải trọng

G1, G2 - Tải trọng phân bố lên cầu trước và cầu sau

G - Tải trọng toàn bộ Tọa độ trọng tâm theo chiều dọc:a, b

Theo sơ đồ hình 2-1 ta qui ước chiều dương ngược chiều kim đồng hồ

Lấy mômen tại O1 ta có :

G.a - Z2.L = 0  Z2 = G. L a

(1-1)

L

Pw

V

Pj G O

hg

Mà Z2 = G2  m2 =

L

a G L

a G G

Z G

G







.

.

2 2

 a = m2.L

 a = 5000 3181 , 8

11000

7000





Theo sơ đồ hình 2-1 ta có :

 b = L - a = 5000 - 3181,8 = 1818,2

Vậy ta đã tính được :

Khi phanh bỏ qua lực cản gió Pw và lực cản lăn Pf1, Pf2 vì khi phanh vận tốc giảm dần rất nhanh nếu như phanh đến vận tốc V = 0 thì lực Pf1+ Pf2 rất nhỏ so với PP1+ PP2 Từ hình 2-1 ta viết phương trình cân bằng mômen

Đối với trục trước

Z2.L - Ga.b + Pj hg = 0

(1-3)

Đối với trục sau

Theo tài liệu tham khảo [1-4] ta có :

g

G J

P

Từ các phương trình (1-3), (1-4) và (1-5) ta suy ra :

















g

h J b L

G

Z a p. g

2

















g

h J a L

G

Z a p. g

2

Để sử dụng hết trọng lượng bám của ôtô thì cơ cấu phanh được bố trí ở các bánh xe trước và sau Lực phanh lớn nhất đối với toàn bộ xe tức là phanh có hiệu quả nhất khi lực phanh sinh ra ở các bánh xe tỉ lệ thuận với tải trọng tác dụng lên chúng

Từ đó ta có lực phanh cực đại tác dụng lên bánh xe ở cầu trước và sau là :

Lực phanh sinh ra ở cầu trước

Lực phanh sinh ra ở cầu sau

Từ phương trình (1-6) và (1-8) ta có lực phanh sinh ra ở cầu trước là :













L

G

2

.

Với : Ga = 11000 [kg] = 107910

[N]

b = 1818 [mm] = 1,818 [m]

Theo tài liệu tham khảo [1-3] thì  = (0,6  0,65) nên ta chọn

 = 0,62



5 2

107910

62 , 0

1

P

Từ phương trình (1-9) và (1-7) ta có lực phanh sinh ra ở cầu sau là :













L

G

2

.



5 2

107910

62 , 0

2

P

Vậy mômen sinh ra ở các cơ cấu phanh

Ở cơ cấu phanh trước :

Mp1 = Pp1.rbx

Trong đó : rbx - Bán kính của bánh xe

Mp1 = 16435,50,475 = 7806,8

Ở cơ cấu phanh sau :

Mp2 = Pp2.rbx = 17016,4  0,475

2.3 CHỌN DẪN ĐỘNG PHANH VÀ SƠ ĐỒ HỆ THỐNG

PHANH

Dẫn động phanh để điều khiển cơ cấu phanh làm việc phải tin cậy nên chọn dẫn động phanh ít nhất có hai dòng để cho một dòng bị hỏng thì còn dòng kia hoạt động được để cho ôtô có hiệu quả phanh nhất định

Các loại sơ đồ dẫn động phanh:

c) d)

e) Hình 2-2 Các loại sơ đồ dẫn động phanh

a)-Sơ đồ phân dòng theo 2 cầu b)-Sơ đồ phân 2 dòng cầu trước và 1 dòng cầu sau

c)-Sơđồ phân dòng chéo d)-Sơđồ phân dòng chéo 2 dòng cầu trước

e)Sơđồ 2 dòng cho mỗi cầu

Mỗi sơ đồ trên diều có ư khiết điểm của nó nên khi ta chọn cần đảm bảo các yêu cầu chính sau :

Mức độ giảm hiệu quả phanh khi một dòng bị hỏng Mức độ bất đối xứng lực phanh

Mức độ phức tạp của kết cấu

Theo sơ đồ (a) ta thấy đơn giản nhất và nếu như một dòng bị hỏng thì hiệu quả phanh còn lại bé hơn 50%

Sơ đồ (b) nếu một trong hai dòng bị hỏng thì hiệu quả phanh còn lại luôn lớn hơn 50% không bất đối xứng lực phanhnhưng kết cấu hơi phức tạp

Sơ đồ (c) khi một trong 2 dòng bị hỏng thì hiệu quả phanh luôn còn 50% nhưng bất đối xứng lực phanh

Sơ đồ (d) nếu một trong hai dòng bị hỏng thì hiệu quả phanh còn lại luôn lơn hơn 50% nhưng kết cấu phức tạp và có sự bất đối xứng lực phanh

Sơ đồ (e) là loại sơ đồ hoàn thiện nhấtn nếu một trrong hai dòng bị hỏng thì hiệu quả phanh luôn đẩm bảo 100% nhưng kết cấu phức tạp và giá thành cao

Theo phân tích ưu nhược điểm của các sơ đồ trên và theo điều kiện làm việc của loại xê trên ta chọn sơ đồ (a) là hợp lý nhất

3 CHỌN VÀ TÍNH TOÁN CƠ CẤU PHANH.

3.1 CHỌN SƠ ĐỒ CƠ CẤU PHANH

Cơ cấu phanh là bộ phận trực tiếp tạo ra lực cản làm việc chủ yếu theo nhuyên lý ma sát nên kết cấu của ná có hai phần chính là phần tử ma sát và cơ cấu ép

+ Chọn phần tử ma sát loại trống guốc

+ Cơ cấu ép chọn xilanh thủy lực.

Chọn cơ cấu phanh trước và cơ cấu phanh sáuco cùng cơ cấu ép bằng xilanh thủy lực và có cùng kích thước

Hình 3-1 Sơ đồ cơ cấu phanh trống guốc Theo sơ đồ hình 3-1 thì cơ cấu phanh gồm :

Một cơ cấu ép

Eïp bằng xilanh thủy lực

Hai điểm quay cố định nằm cùng phía

Aïp suất và các diện tích tiếp xúcbằng nhau P1= P2

N1> N2 (do hiện tượng tự xiếc) guốc phía trước hổ trợ cho guốc phía sau tự xiếc

Hệ thống phanh có tinh thuận nghịch

Không có rtính cân bằng do N1N2

Hệ số hiệu quả Kq = (116122)%

Theo sơ đồ này thì mômen sinh ra khi phanh lớn và đạt hiệu quả phanh cao

3.2 TÍNH TOÁN CƠ CẤU PHANH

3.2.1 Tính lực tác dụng lên trống phanh.

Hình 3-2 Sơ đồ lực tác dụng lên trống phanh

+ Bánh trước

Theo tài liệu tham khảo [1-4]

Chọn góc ôm  của guốc trước và guốc sau bằng nhau và nằm trong khoảng  = (90120)

Chọn 1t = 1t = 110o

W

P P

2

FN2

FN1

P

C

1

o

Chọn góc đầu của má phanh guốc trước và guốc sau của bánh xe

ot = ot = 25o

Chọn góc cuối của má phanh guốc trước và guốc sau của bánh xe

1t = 1t = 135o

Bánh sau

Ta cũng chọn tương tự như bánh trước, theo tài liệu tham khảo [1-4] ta chọn

Góc ôm của má phanh  = 110o

Góc đầu của má phanh o = 25o

Góc cuối của má phanh 1 = 135o

Theo số liệu của đề cho ta có đường kính của trống phanh

dt = 420 [mm]

Bán kính bề mặt ma sát của trống phanh rt, giữa vành bánh xe và trống có một khe hỡ nhất định  = (2030) [mm]

210 2

420

2  

 t

t

d

Chọn s = 0,8rt   0 , 85

t r s

s = 178,5 Tổng mômen của hai guốc đối xứng trong dẫn động thủy lực

Mp = 2M1,2 = 2 2 2

2

B A

h P A







(3-1)

Trong đó :  = 0,3 Hệ số ma sát giữa trống phanh và guốc phanh

h = h’ + h”

mà h = 0,8 dt

o

o

r

s

A















1

1

cos cos

o

o

r

s B

















1

1 sin sin

1

14 , 3

180 25

135

135 cos 25 cos 85 ,







A

A = 0,741

25 135

25 sin 135 sin 85 0 1









B

B = 0,874

Từ phương trình (3-1) ta có lực tác dụng lên guốc phanh



 2

2 2 2

h A

B A

M

Đối với dẫn động thủy lực có các guốc đối xứng thì P1

= P2 = P ; A1 = A2 ; B1 = B2 và h1 = h2 = h Vậy lực tác dụng lên guốc phanh trước bằng lực tác dụng lên guốc phanh sau và bằng lực tác dụng lên guốc phanh

Lực tác dụng lên guốc phanh (ở một bánh xe trước )





2

2 2 2 1

1

h A

B A

M

Trong đó :

MP1 - Tổng mômen sinh ra ở một bánh xe mà một

guốc tự tách và một guốc tự xiết

MP1 = MP1/2 = 78062 ,8

 - Hệ số ma sát giữa má phanh và trống phanh, theo tài liệu tham khảo [1-4] chọn  = 0,3

A = 0,714

B = 0,874

714 , 0 336 , 0 3 , 0 2

874 , 0 3 , 0 714 , 0 4 ,

1











P

Lực tác dụng lên guốc phanh ở bánh xe sau



 2

2 2 2 2

2

h A

B A

M

Ttrong đó : MP1 = MP2/2 = 8082,8/2 = 4041,4

3 , 0 336 , 0 714 , 0 2

874 , 0 3 , 0 714 , 0 4 ,

2











P

Vậy lực tác dụng lên guốc phanh ở cầu trước và cầu sau là :

3.2.2 Tính bề rộng má phanh

Theo tài liệu tham khảo [1-3] ta có :

 tb

t

P

q r

M b

2

180











(3-5)

Bề rộng của má phanh trước

 tb

t

P t

q r

M b

2

180 2 1









Trong đó :

MP1 = MP1/2 = 7806,8/2 = 3903,4

[Nm]

 = 0,3

 = 110o

[qtb] Aïp suất trung bình cho phép của bề mặt ma sát của trống phanh

 2 0 , 3 0 , 21 2 110 3 , 14 2 10 6

180 4 , 3903















t

b

Vậy ta chọn bt = 60

[mm]

Bề rộng của má phanh sau

Tương tự ta tính bề rộng của má phanh trước

 tb

t

P s

q r

M b

2

180 2 2









Trong đó :

6

2 110 3 , 14 2 10 185

, 0 3 , 0 2

180 4 , 4041















s

b

Vậy ta chọn bề rộng của má phanh trước và sau bằng nhau

3.2.3 Tính công ma sát riêng

Theo tài liệu tham khảo [1-4]ta có công thức tính công ma sát riêng :





F

V G

ms

2 2

(3-8)

Trong đó :

Ga - Khối lượng toàn bộ của xe

Va - Vận tốc của ôtô khi bắt đầu phanh

F - Tổng diện tích của các má phanh

F = Ft + Fs

Ft - Diện tích của các má phanh trước

Ft = 4..b./180

180

14 , 3 06 , 0 110



t

F

Fs - Diện tích của các má phanh sau

Ft = Fs

 F = 2Ft = 20,46



92 , 0 2

81 , 9 33 , 8 11000 2













F

V G

ms

3.2.4 Tính toán nhiệt cho trống phanh

Tính toán nhiệt nhằm hạn chế không cho nhiệt độ của trống phanh tăng quá giới hạn cho phép

Lượng tăng nhiệt độ của trống phanh trong một lần phanh

Theo tài liệu tham khảo [1-4] ta có công thức tính lượng tăng nhiệt độ của trống phanh trong một lần phanh :

C m g

V V G T

t

a

2



Trong đó :

Ga- Trọng lượng toàn bộ của xe

V1- Vận tốc khi bắt đầu phanh

V2 - Vận tốc khi đã phanh và phanh đến khi dừng hẳn

V2 = 0

mt - Khối lượng của trống phanh

mt = [(rt + ’)2 - rt2].bt.

(3-10) Với :

rt - Bán kính của trống phanh

’ - Bề dày của trống phanh

b - Bề rộng của trống phanh

 - Khối lượng riêng của vật liệu làm trống phanh Theo tài liệu tham khảo [1-4] và trống phanh được làm bằng thép nên chọn

 = 7,8.103 [kg/m3]

Thay các số liệu trên vào phương trình (3-10) ta có :

mt = [(0.185 +0,012)2 - 0,1852]3,140,067,8.103

C - Nhiệy dung riêng

Theo tài liệu tham khảo [1-4] chọn C = 482 [J/kg.độ] [T] = 15oC

Thay các số liệu trên vào phương trình (3-9) ta được :

482 84 , 7 81 , 9 2

0 33 , 8











T c

Tc = 10,2 [oC] < [Tc] = 15 [oC]

4 TÍNH TOÁN DẪN ĐỘNG PHANH

Tính toán dẫn động phanh bao gồm tính toán tỉnh học và động lực học của dẫn động

Ta cần tính toán những vấn đề sau :

Xác định đường kính xilanh chính (dc) và đường kính xilanh bánh xe (dk)

Tính tỉ số truyền của dẫn động (idđ)

Tính toán trợ lực

4.1 TÍNH ĐƯỜNG KÍNH XILANH CHÍNH (DC) VÀ ĐƯỜNG KÍNH XILANH BÁNH XE (DK)

Sơ đồ tính toán

Hình 4-1 Sơ đồ tính toán dẫn động hệ thống phanh Theo tài liệu tham khảo [1-4] ta có công thức tính đường kính xilanh bánh xe (dk)

max

.

4

p

P

d ki



Trong đó :

Pi - Lực tác dụng lên guốc phanh thứ i

pmax- Aïp suất cực đại cho phép

Đường kính của xilanh bánh xe trước

max

.

4

p

P

kt



0392 , 0 10 10 14 , 3

5 , 11961 4

6 







kt

Đường kính xilanh bánh xe sau

max

.

4

p

P

ks



0397 , 0 10 10 14 , 3

3 , 12384 4

6 







kt

Đường kính xilanh chính (dc) theo số liệu thống kê thì

đường kính xilanh chính không khác nhiều so với đường kính

r2

r1

dc

dk

Pbđ

xilanh bánh xe Theo tài liệu tham khảo [1-4] thì ta có số liệu cụ thể như sau :

5 , 1 0 ,

1 



c

kt

d

d

(4-4)

2 , 1 9 ,

0 



c

ks

d

d

(4-5)

7 , 1 8 ,

0 



ks

kt

d

d

(4-6)

Từ các công thức (4-4),(4-5) và (4-6) ta chọn đường kính xilanh chính dc = 40 [mm]

Vậy ta có :

4.2 TÍNH TOÁN HÀNH TRÌNH LÀM VIỆC VÀ LỰC BÀN ĐẠP

4.2.1 Tính hành trình làm việc của bàn đạp.

Theo tài liệu tham khảo [1-4]Ta có công thức tính hành trình làm việc Slv :

1

2

.

r

r S S

Trong đó :

r2/r1 - Tỉ số truyền của bàn đạp

Scân - Hành trình làm việc của bàn đạp

So - Hành trình tự do của bàn đạp

Theo tài liệu tham khảo [1-3]hành trình làm việc của bàn đạp được tính theo công thức như sau :















i Ki n

i c

d

K

1

Trong đó :

Theo tài kiệu tham khảo [1-4] ta có :

K - Hệ số tính đến biến dạng đàn hồi của đường ống

Chọn K = 1,07

dc - Đường kính xilanh chính

xi - Hành trình tổng của Pistôn xilanh chính xi = (1,5 4,5) [mm]

n - Số cầu, ở đây xe hai cầu nên n = 2







n

i

i ks kt i

d

1

2 2 2

2

Trong đó :

dkt - Đường kính xilanh bánh xe trước

dks - Đường kính xilanh bánh xe sau







n

x d

1

2 2

2

4 , 2 8 , 39 2 , 39 2







n

i

i

d

1

2

8 , 14977

Vậy 14977 , 8

40

07 , 1 2

2





cân

S

So =  + ’ + ”

Trong đó :

 - Khe hỡ giữa pistôn xilanh chínhvà thanh đẫy nối với bàn đạp

’ , ” - Hành trính không tải của pistôn xilanh chính

Theo tài liệu tham khảo [1-4] thì hành trình bàn đạp

Đối với xe khách ta chọn : [Sbđ] = 180

[mm]

Từ phương trình (4-7) ta có :

1

2

.

r

r S S

o cân

lv

S r

r i







1 2



6 03 , 20

180

1

2







r

r

i bđ

ibđ = 6,9

Thay các giá trị trên vào phương trình (4-7) ta được :

Sbđ = (20,03 + 6)6,9

Vậy hành trình làm việc của bàn đạp Slv = 179,6

[mm]

4.2.2 Tính lực bàn đạp.

Theo tài liệu tham khảo [1-3] ta có công thức tính lực bàn đạp như sau :

max 2

2

4

. d p r

r m

bđ





Trong đó :

r1 , r2 - Được chú thích trên hình 4-1 Sơ đồ tính toán dẫn động phanh

Theo tài liệu tham khảo [1-3] ta có :

 - Hiệu suất dẫn động  = (0,860,92)

Chọn  = 0,9

m - Số khoan xilanh chính bố trí song song

m = 1

Thay các số liệu trên vào phương trình (4-10) ta được :

7 2

10 08 , 8 9 , 0 4

04 , 0 14 , 3











bđ

P

Để hỗ trợ cho lực bàn đạp ta cần phải dùng trợ lực

4.2.3 Tính toán phần trợ lực

Theo tải trọng của xe Ga = 11000 [kg] và lực bàn đạp tính được Pbđ = 1727 [N]thì ta dùng bộ trợ lực khí nén

Theo ntài liệu tham khảo [1-4]ta có phương trình cân bằng lực như sau :

Pbđ..iđd + Ptl.tl = 2 max

4

p

d c



tl

dd đd bđ c

tl

i P

p d P







4

4

2 max  *

 (4-11)

Trong đó :

P*

bđ - Lực tác dụng lên bàn đạp được chọn trước đó để điều khiển dẫn động

Chọn P*

dc - Đường kính xilanh chính

pmax - Aïp suất cực đại cho phép của chất lỏng trong dòng dẫn động

idd - Tỉ số truyền dẫn động

idd = 6,9

dd - Hiệu suất dẫn động

dd = 0,9

tl - Hiệu suất trợ lực

tl = 0,9

Thay các số liệu trên vào phương trính (4-11) ta được :

9 , 0 4

9 , 6 9 , 0 81 , 9 28 4 10 10 04 , 0 14 ,



















tl

P

Mà ta có :

4 2 pmax

d

P tl  tl

Trong đó :

pmax - Aïp suất cực đại cho phép của chất lỏng trong dòng dẫn động theo tài liệu tham khảo [1-4] thì pmax = (56)

[kg/m2]