Thiết kế hệ thống phanh XE CON, các thông số cho trước Ga1 = 623Kg, Ga2 = 731Kg, L=2424mm, hg=562mm, loại lốp 155/330

Hệ thống phanh đảm bảo cho xe chạy an toàn ở tốc độ cao.. Là hệ thống rất quan trọng không thể thiếu đợc trên ô tô II.Yêu cầu với hệ thống phanh Hệ thống phanh phải thoả mãn yêu cầu sau

Thiết kế hệ thống phanh

Loại xe : xe con

Các thông số cho trớc : Ga1= 632 KG

Ga2 = 713 KG

L = 2424 mm

hg = 562 mm

Loại lốp : 155/330

Yêu cầu thiết kế :

Trước đĩa, sau tang trống

Loại dẫn động phanh: thủy lực

I.Công dụng :

Hệ thống phanh dùng để giảm tốc độ của ô tô cho đến khi dừng hẳn Hoặc đến một tốc độ cần thiết nào đó và giữ cho ô tô ở các dốc không bị trôi

Hệ thống phanh đảm bảo cho xe chạy an toàn ở tốc độ cao Là hệ thống rất quan trọng không thể thiếu đợc trên ô tô

II.Yêu cầu với hệ thống phanh

Hệ thống phanh phải thoả mãn yêu cầu sau :

+ Có hiệu quả phanh cao nhất ở tất cả các bánh xe trong mọi trờng hợp + Hoạt động êm dịu để đảm bảo sự ổn định ô tô khi phanh

+ Điều khiển nhẹ nhàng để giảm cờng đọ lao động của ngời lái

+ Có độ nhạy cao để thích ứng với mọi trờng hợp nguy hiểm

+ Đảm bảo việc phân bố mô men phanh trên các bánh xe

+ Không có hiện tợng tự xiết

+ Thoát nhiệt tốt

+ Có hệ số ma sát cao và ổn định

+ Giữ đợc tỉ lệ thuận giữa lực tác dụng lên bàn đạp phanh và lực phanh sinh ra ở các cơ cấu phanh

+ Độ tịn cậy, tuổi bền sử dụng và tuổi thọ cao

III, Ưu, nhược điểm của dẫn động phanh thủy lực (phanh dầu) :

1, Ưu điểm:

- Có thể phân bố lực phanh giữa các bánh xe hoặc giữa các guốc phanh theo đúng yêu cầu thực tế

- Có hiệu suất cao

- Có độ nhạy tốt

- Kết cấu đơn giản

- Có khả năng dùng trên nhiều loại xe khác nhau mà chỉ cần thay đổi cơ cấu phanh

2, Nhược điểm

- Không thể tạo đợc tỉ số truyền lớn.Vì thế phanh dầu không có cờng hoá chỉ dùng cho ôtô có trọng lợng toàn bộ nhỏ

- Lực tác dụng lên bàn đạp lớn

IV,

Kết cấu của hệ thống phanh

Sơ đồ chung hệ thống dẫn động khớ nộn

1-Bàn đạp phanh

2 Trợ lực phanh

3 Xylanh phanh chớnh

4 Càng phanh đĩa

5 Mỏ phanh đĩa

6 Rụto phah đĩa

7 Phanh trống

8 Mỏ phanh guốc

9 Guốc phanh

Phanh đĩa được sử dụng trên các bánh xe phía trước, còn phanh tang trống được dùng trên các bánh xe phía sau

1, Phanh đĩa:

Hãm chuyển động quay của bánh xe do ma sát sinh ra khi má phanh đĩa ép vào rôto phanh đĩa

Cơ cấu phanh đĩa

H.a H.b

Cấu tạo phanh đĩa Hình a Phanh đĩa có giá đặt xilanh cố đinh Hình b Phanh đĩa có giá đăt xilanh di động 1.Đĩa phanh; 2 Giá đặt phanh; 3.Ống trượt

2, Phanh trống:

Các guốc phanh bung ra Nó hãm chuyển động quay của bánh xe do

ma sát sinh ra khi má phanh đĩa ép vào trống phanh

- Các loại cơ cấu phanh đĩa:

+ Cơ cấu phanh có điểm đặt riêng rẽ về 1 phía

+ Cơ cấu phanh có điểm đặt riên rẽ về 1 phía và các guốc phanh có dịch chuyển như nhau :

+ Cơ cấu phanh có điểm đặt riêng rẽ về 2 phía và lực dẫn động bằng nhau :

+ Cơ cấu phanh tự cường hóa :

TíNH TOáN THIếT Kế

I.xác định mô men cần thiết sinh ra ở các cơ cấu phanh

+ Xét ô tô đứng yên trên đờng bằng

+ Theo lí thuyết ô tô khi sử dụng trọng lợng bám hoàn toàn với mọi cờng

độ phanh: G =Ga1 +Ga2 = 632 +713 = 1345 (KG)

MB = 0  Z1.L= G.b b= (Z1/G).L= 632.2424/1345 = 1139mm a=L- b= 2424 - 1139=1284mm

+ Với cơ cấu phanh đặt trực tiếp tại cỏc bỏnh xe thỡ mụmen phanh tớnh toỏn cần sinh ra ở mỗi cơ cấu phanh cầu trước là:

Cầu sau là:

bx

g

r a

g

h j a

G

.

1

( 2.L







Trong đú:

G – Trọng lượng ụ tụ

a, b, hg – tọa độ trọng tõm ụ tụ

L – chiều dài cơ sở ụ tụ

bx g

b g

h j b G

.

1

( 2.L







Jmax – gia tốc chậm dần khi phanh ( Jmax= 6m/s2 -7m/s2)

G – gia tố trọng trường ( 9,81m/s2)

 - Hệ số bám giữa lốp và mặt đờng  = 0,75

rbx -Bán kính bánh xe

r0 = (d/2 + H)

r0 : Bán kính thiết kế của bánh xe

B- Bề rộng của lốp : B = 155mm

H - Chiều cao của lốp H = 155mm

d- Đờng kính trong của lốp d = 330mm

r0 = (330/2 + 155) = 320mm

- Hệ số kể đến sự biến dạng của lốp  = 0,933

rbx = r0 = 0,933.320 = 299mm

+ Thay số ta cú:

m N mm

G

1284 81 , 9

562 6 1 ( 2424

.

2

1284

1345









II thiết kế tính toán cơ cấu phanh

A, Phanh sau tang trống:

1, Xác định góc , và bán kính  của lực tổng hợp tác dụng lên má phanh :

tg  =

2 1

0

2 1

2 sin 2

sin 2

2 cos 2

cos

















Trong đó: 1- góc tính từ tâm chốt quay của guốc đến chỗ tán tấm ma sát ( ~ 140- 160)

 0 -góc ôm của tấm ma sát (~ 1000 – 1200)

2  1 2

Với phanh guốc sau ta chọn :  1  150

0

0  100



2 = 1150

m N mm

KG

1139 81 , 9

562 6 1 ( 2424

.

2

1139 1345









 tgs = 0,3179

 s= 180

Bán kính  xác định theo công thức :

 =

0 2 1 0 0 2 2 0

2 1

sin ) cos(

2 sin

) cos (cos

2

























t r

rt: bán kính tang trống

Chọn rt= 0,14

=>  = 0,15m

2, Xác định lực cần thiết tác dụng lên guốc phanh:

Khi tính toán cơ cấu phanh ta cần xác định lực P tác dụng lên guốc phanh để đảm bảo tổng mô men phanh sinh ra ở guốc bằng mô men phanh tính toán của mỗi cơ cấu đặt ở bánh xe

Tính đợc  và  nghĩa là xác định đợc điểm đặt lực và hớng lực

N1 ( N1 hớng vào tâm 0)

Lực R1 là tổng hợp của N1 và T1 R1 tạo với N1 góc 1 xác định

nh sau :

tg1=

1

1

N

T

=

 là hệ số ma sát giữa tấm ma sát với tang trống,  = 0,3

 tg 1= 0,3

 1=170

Mô men sinh ra ở cơ cấu phanh 1 bánh xe là :

Mp=R1.ros + R2.ros

Bán kính ros xác định theo công thức:

2

1

.









 s

os

Mp : mô men phanh Mp=628N.m

Xác định R1 và R2 bằng họa đồ véc tơ:

Từ họa đồ => R1/R2= 2,16 => R1=2,16R2

Thay vào phơng trình trên ta có:

628=2,16.R2.0,044 + R2.0,044

-> R2=4516N

Đo trên họa đồ ta đợc: R2= 62mm

73N / mm

62

4516







P2=40mm ->P2=40.73=2920N

U2=25mm ->U2= 25.73=1825N

Các thông số của phanh sau là:

 180

 0,15m

0

r 0,044m

3, Tính xylanh bánh xe sau :

Ta có : P=p.s

Trong đó :

P : lực xylanh tác dụng vào guốc phanh

p : lực áp suất dầu trong đờng ống, chọn p=60KG/cm2

s : tiết diện piston

s=

p

P d

 4

2 2



=> d2=

p

P



4 =

60 14 , 3

2920

4 =2,5cm=25mm

Vậy đờng kính xylanh bánh sau là 25mm

4, Kiểm tra hiện tợng tự xiết:

Tự xiết là hiện tợng xảy ra khi má phanh ép vào trống phanh chỉ bằng lực ép mà không cần tác dụng lực P lên guốc phanh

Để kiểm tra lực tự xiết ta lập mối quan hệ giữa mô men phanh và lực

ép P

Tự xiết xảy ra khi :









C

C







sin

cos

Trong đó :

C là khoảng cách từ tâm bánh xe đến chốt má phanh

Chọn C=115 ( tham khảo xe tiêu chuẩn)

Phanh guốc đặt ở bánh sau nên chỉ xảy ra hiên tợng tự xiết khi xe lùi

0

18

150

3

,

0







s







tg 0 , 96 0 , 3

18 sin 115 150

18 cos 115

0

0











Do đó không xảy ra hiện tợng tự xiết

5, Kiểm tra kích thớc má phanh :

Ta kiểm tra công ma sát riêng:

Khi bắt đầu phanh, năng lợng đều đợc má phanh hấp thụ do đó tất cả cơ cấu phanh của ô tô phải có đủ diện tích , má phanh phải thoả mãn điều kiện sau đây:

L = (G.v2)/2.g F  [L] = 400-1000J/cmL] = 400-1000J/cm2

Trong đó:

G -Trọng lợng toàn bộ của ô tô khi chất tải (N)

G = 1345KG

V0 : vận tốc của ô tô khi bắt đầu phanh

V0 = 60km/h = 16,6 m/s

g - gia tốc trọng trờng g = 10 m/s2

F : tổng diện tích toàn bộ má phanh của các cơ cấu phanh

F= F1+F2

F1: diện tích phanh đĩa

F2: diện tích phanh tang trống

F= 4

180 ) (

2 180

1 1

2



















b r x

R R

t

b : chiều rộng má phanh tang trống, b=60mm

rt: bán kính trống phanh, rt=140mm

x: góc ôm tấm ma sát, rt= 600

R1, R2 bán kính trong và ngoài đĩa ma sát

Chọn R1=85mm

R2=130mm

F= 2(1302-852).60

180

14 , 3

+ 2.140.60.(120+110)

180

14 , 3

= 645+220 = 865cm2

->L=

865

10

.

2

67 , 16

.

1345 2

=21,6KG/cm2

=216J/cm2<[L] = 400-1000J/cmL]

Má phanh đã chọn thỏa mãn quá trình phanh

6, Tính toán lợng nhiệt thoát trong quá trình phanh:

Phơng trình cân bằng năng lợng:

2

2 2

2

v g



=mtC.t0.Ft



t t

t d k

0

Trong đó:

mt: khối lợng của các trống phanh, mt=2.4=8KG

C : nhiệt dung riêng của chi tiết bị nung nóng, C=500J/kgđộ

t 0: độ tăng nhiệt trống phanh so với không khí

Ft: diện tích làm mát của trống

k t : hệ số truyền nhiệt

v1= 60km/h=16,67m/s

v2=0

->t0= C

C

m

g

v v

G

t

0 2

2

2

.

2

) (





= 2 4 , 68 0 15 0

500 8

.

10

.

2

67 , 16

.

1345





Các thông số tính toán đảm bảo nhiệt độ làm việc của má phanh

B, Phanh trớc đĩa:

1, Bán kính đĩa quay:

Rd=Rv-v-v  d mm

Rv: bán kính vành xe Rv =d 165mm

2

330

2  

v

 : độ dày vành bánh xe, chọn v=5mm

d

v 

 : khe hở giữa vành bánh xe và đĩa v  d=30-50mm, chọn v  d= 30

->Rd=165-5-30=130mm

2, Bán kính trung bình tấm ma sát:

R2=Rd=130mm

R1=(0,53-0,85)R2 chọn R1=0,65R2=85mm

R

R

R

) 85 130 ( 3

) 85 130 ( 2 ) (

3

) (

2

2 2

3 3 2

1

2

2

3 1

3











Chọn Rtb=110mm

3, Các kích thớc khác của cơ cấu phanh:

a, Đờng kính xylanh (d):

-Lực ép, ép má phanh vào đĩa phanh:

Ta có: Mpt=m..Q.Rtb

Trong đó:

m=2 : số lợng đôi bề mặt ma sát

=0,3 : hệ số ma sát

Rtb= 110mm

Q: lực ép má phanh vào đĩa

R

m

M

tb

pt 14955

10 110 3 , 0 2

987

- Đờng kính xylanh phanh trớc:

Lực ép đợc xác định theo công thức khác là:

Q=p0.n

4

2

d



Trong đó:

n =1 : số lợng xylanh làm việc

p0 =60 : áp suất chất lỏng trong hệ thống, chọn p0=60KG/cm2

-> d= 2

n p

Q

. 0

1 60 14 , 3

1496 5,64cm

Chọn d=50mm

Độ dày đĩa phanh:  =28mm

Khe hở má phanh và đĩa phanh:1 2 =0,2mm

b, Độ rộng e của má phanh:

e~ R2-R1= 130-85= 45mm

c, Góc ôm của má phanh đợc xác định theo điều kiện bền:

Mpt=2FmsRtb=2NRtb

Fms: lực ma sát ở 1 má phanh

Ta thừa nhận quy định phân bố đều áp lực lên má phanh :

N= [L] = 400-1000J/cmq]S Với [L] = 400-1000J/cmq]=2MN/m 2 =2.10 6 N/m 2 (áp suất cho phép)

S : diện tích 1 má phanh

S=e.L tb =e.R tb 

L tb : độ dài trung bình má phanh

-> M pt =2[L] = 400-1000J/cmq]e.R tb2  

0

6 2

2

4

,

56

51 , 1 10 2 045 00 11 , 0 3 , 0 2

7 , 98 ]

[

.

2



















q e

R

M

tb

pt

Chọn  =550

4, Tính toán lợng nhiệt phát sinh trong quá trình phanh:

2 2

2

2

) (





C m g

v v G p

Trong đó:

mp: khối lợng đĩa phanh và chi tiết liên quan, mp=10KG

Cgang=500J/kgđộ

->T= 2 3 , 75 15 0

500 10

.

10

.

2

67 , 16

.

1345





Đảm bảo yêu cầu làm việc của phanh

III thiết kế dẫn động phanh (thủy lực):

1, Xác định kích thớc cơ bản :

a, Lực tác dụng lên bàn đạp:

Để tạo áp suất p=80KG/cm2 trên đờng ống ta cần tác dụng vào bàn

đạp một lực Q

Q=



.

' 4

2

l

l p D

Trong đó :

D : đờng kính xylanh phanh chính, chọn D=23mm

l ,l’ các kích thớc đòn bàn đạp, chọn ' 80

250

l

l 

: hiệu suất dẫn động, chọn =0,91

Q: lực tác dụng lên bàn đạp

-> Q=

2

3,14.2,3 80 1

80 116,8

Với xe con [L] = 400-1000J/cmQ]=50KG

Do đó ta phải lắp thêm trợ lực phanh

b, Hành trình bàn đạp:

h=

' ) 2

2

2 2 1

2 1

l

l D

x d x d

 



d1,d2: đờng kính xylanh bánh trớc và bánh sau

0

 : khe hở thanh đẩy và xylanh chính  0=1,5mm

b

 : hệ số bổ sung, chọn b=1,05

2

1, x

x : hành trình piston tại cơ cấu phanh trớc và sau

 : khe hở giữa má và trống phanh,  =0,3mm

 : độ mòn hớng kính cho phép, =1,2mm

a: khoảng cách tâm trống đến điểm đặt lc P, a=112mm

c, khoảng cách tâm trống đến điểm đặt chốt cố định, c=115mm

x1  2(    ) 2(0,3 1, 2) 3    mm

92 , 5 115

) 2 , 1 3 , 0 )(

115 112 ( 2 ) )(

( 2

c

c a

->h=

' ) 2

2

2 2 1

2 1

l

l D

x d x d

 



=

2

2.50 3 2.45 5,92 25



Với xe con [L] = 400-1000J/cmh]=150mm nên hành trình bàn đạp thỏa mãn yêu cầu

2, Thiết kế trợ lực phanh chân không:

a, Xác định hệ số cờng hóa:

Sau khi đặt bộ cờng hóa ta chọn Qbd=30KG

Qbd=



 ' 1 4

2

l

l p

d

i

-> pi=

'

4

l D

Q bd





=4.30.0,91 2502

3,14.2,3 80 =20,54KG/cm2

Hệ số cờng hóa là:

k=

i

p

p

= 80

20,54=3,9

b, Kích thớc màng bộ trợ lực chân không:

Bầu trợ lực

Xét sự cân bằng của màng cờng hóa:

QC  p.F m F lx Q c

Trong đó:

Fm: diện tích màng bộ cờng hóa, Fm=

4

2

Dm



Dm: đờng kính màng của bộ cờng hóa

p

 : độ chênh áp, p =0,5KG/cm2

Flx: lực lò xo, Flx =5KG

Qc: lực do bộ cờng hóa sinh ra trong xylanh chính

Pc=80-20,54= 59,46KG/cm2

: hiệu suất dẫn động thủy lực, =0,95

-> Qc=Pc 

4

2

D

=59,46

2

3,14.2,3 1

.

4 0,95=260KG

-> Fm= 260 5 2

530 0,5

Q F

cm p



->Dm= 4 4.530

26 3,14

m

F

cm

Vậy đờng kính màng của bộ trợ lực chân không là Dm=260mm