Thiết kế hệ thống phanh ôtô 12 chỗ có ABS và mô hình mô phỏng

2.1 Yêu cầu Hệ thống phanh trên ôtô cần đảm bảo các yêu cầu sau: - 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

Phần i Tính toán thiết kế hệ thống phanh

I Công dụng, phân loại, yêu cầu của Hệ thống phanh

1 Công dụng, phân loại, yêu cầu

- Hệ thống phanh dừng (phanh tay)

- Hệ thống chậm dần (phanh bằng động cơ, thuỷ lực hoặc điện từ)

1.2.2 Theo kết cấu của cơ cấu phanh

Theo kết cấu của cơ cấu phanh hệ thống phanh đ−ợc chia thành hai loại sau:

- Hệ thống phanh với cơ cấu phanh guốc

- Hệ thống phanh với cơ cấu phanh đĩa

Theo khả năng điều chỉnh mômen phanh ở cơ cấu phanh chúng ta có hệ thống phanh với bộ điều hoà lực phanh

1.2.5 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 phanh ABS)

2.1 Yêu cầu

Hệ thống phanh trên ôtô cần đảm bảo các yêu cầu sau:

- 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 mọi trường hợp để đảm bảo sự ổn định chuyển động của

ôtô

- Điều khiển nhẹ nhàng, nghĩa là lực tác dụng lên bàn đạp hay đòn điều khiển không lớn

- Dẫn động phanh có độ nhạy cao

- Đảm bảo việc phân bố mômen phanh trên các bánh xe phải theo quan hệ để

đảm sử dụng hết trọng lượng bám của khi phanh ở các cường độ khác nhau

- Không có hiện tượng tự xiết phanh

- Cơ cấu phanh thoát nhiệt tốt

- Có hệ số ma sát giữa trống phanh và má phanh cao và ổn định trong điều kiện sử dụng

- Giữ được tỉ lệ thuận giữa lực trên bàn đạp với lực phanh trên bánh xe

- Có khả năng phanh khi ôtô đứng trong thời gian dài

2 Cấu tạo chung của hệ thống phanh

Cấu tạo chung của hệ thống phanh trên ôtô được mô tả trên hình sau:

3 Cơ cấu phanh

3.1 Cơ cấu phanh guốc (phanh trống)

3.1.1 Cơ cấu phanh guốc đối xứng qua trục

Hình vẽ 1.2 Cơ cấu phanh đối xứng qua trục

• Cơ cấu phanh loại tang trống với guốc phanh quay quanh chốt cố định

Trên hình 1.2 trình bày cơ cấu phanh loại guốc Cơ cấu phanh này gồm có

đĩa phanh 7 được gắn lên mặt bích của dầm cầu Các guốc phanh 1 được gắn lên chốt lệch tâm 8 Dưới tác dụng của lò xo 6, các mà phanh được ép chặt vào các cam lệch tâm 3 và ép các đầu tựa 4 làm các piston trong xi lanh 5 sát lại gần nhau

Xi lanh 5 được gắn chặt trên đĩa 7 Giữa các piston của xi lanh 5 có là xo nhỏ để ép các piston luôn sát vào guốc phanh

Trên bề mặt các guốc phanh có gắn các má phanh Để cho các má phanh hao mòn đều hơn nên ở guốc phanh đằng trước người ta thường gắn má phanh dài hơn so với guốc sau vì hiệu quả của má trước theo kiểu bố trí của hình vẽ sẽ lớn

b a

hơn nhiều so với má sau Để giữ cho guốc phanh có hướng dịch chuyển ổn định trong mặt phẳng đứng, trên đĩa 7 có gắn các tấm hướng 2 Khi tác dụng vào bàn

đạp phanh, chất lỏng với áp suất cao sẽ truyền đến xi lanh 5 tạo nên lực ép trên các piston và đẩy các guốc phanh 1 ép sát vào trống phanh do đó quá trình phanh được tiến hanh Khi nhả bàn dạp phanh, lò xo 6 sẽ kéo các guốc phanh 1 trở lại vị trí ban

đầu, giữa má phanh và trống phanh có khe hở do đó quá trình phanh sẽ kết thúc Trong quá trình sử dụng, má phanh sẽ hao mòn làm cho khe hở giữa rống phanh và má phanh tăng lên Muốn cho khe hở trở lại như cũ thì có thể điều chỉnh chốt lệch tâm 8

ưu điểm: của cơ cấu phanh loại này là đơn giản về kết cấu, dễ chế tạo, thuận

tiện trong việc bảo dưỡng và sữa chữa

Nhược điểm: là có một má phanh làm việc không thuận lợi nên hiệu suất

phanh không cao

3.1.2 Cơ cấu phanh đối xứng qua tâm

Hình 1.3 Cơ cấu phanh đối xứng qua tâm

Cơ cấu phanh guốc loại đối xứng qua tâm được thể hiện trên hình vẽ Sự đối xứng qua tâm ở đây được thể hiện trên mâm phanh 10 cũng bố trí hai chốt guốc phanh, hai xi lanh bánh xe, hai guốc phanh hoàn toàn giống nhau và chúng đối xứng nhau qua tâm Mỗi guốc phanh được lắp trên một chốt cố định ở mâm phanh

và cũng có bạc lệch tâm điều chỉnh khe hở phía dưới của má phanh với trống phanh Một phía của guốc phanh luôn tì vào piston và của xi lanh bánh xe nhờ lò

xo guốc phanh Khe hở phía trên má phanh và trống phanh được điều chỉnh bởi cơ cấu tự động điều chỉnh khe hở lắp trong piston của xi lanh bánh xe Cơ cấu phanh loại đối xứng qua tâm thường có dẫn động bằng thuỷ lực và được bố trí ở cầu trước của ôtô du lịch hoặc ôtô tải nhỏ Người ta bố trí sao cho khi ôtô chuyển động tiến thì cả hai guốc phanh đều là guốc xiết còn khi lùi thì lại trở thành hai guốc nhả Như vậy hiệu quả phanh khi tiến thì lớn còn hiệu quả phanh khi lùi thì nhỏ Tuy nhiên thời gian lùi của ôtô rất ít và tốc độ chậm nên không cần hiệu quả phanh cao

3.1.3 Cơ cấu phanh guốc loại bơi

Hình vẽ 1.4 Cơ cấu phanh loại bơi

Cơ cấu phanh loại bơi có nghĩa là guốc phanh không tựa trên một chốt quay

cố định mà cả hai đầu đều tựa trên mặt di trượt

Có hai loại cơ cấu phanh bơi: loại hai mặt tựa tác dụng đơn, loại hai mặt tựa tác dụng kép

- Loại hai mặt tựa tác dụng đơn:

ở loại này một đầu của guốc phanh được tựa trên mặt tựa di trượt trên phần

vỏ xi lanh, đầu còn lại tựa vào mặt di trượt của piston ở trạng thái bình thường dưới tác dụng của hai lò xo guốc phanh các guốc phanh ép sát vào các mặt tựa tạo khe hở giữa má phanh và trống phanh Khi làm việc, trước hết một đầu của guốc phanh được piston đẩy ra ép sát vào trống phanh và cuốn theo chiều quay của trống phnah làm đầu còn lại của guốc phanh trượt trên mặt tựa để khắc phục hết khe hở giữa má phanh và trống phanh và trở thành điểm tựa cố định Loại này, nếu trống phanh quay theo chiều mũi tên thì hai guốc phanh đều là guốc xiết (ứng với chiều tiến của ôtô) Khi trống phanh quay theo chiều ngược lại (chiều lùi của ôtô) thì hai guốc phanh trở thành hai guốc nhả Như vậy có nghĩa là hiệu quả phanh khi tiến cũng lớn hơn hiệu quả khi lùi Loại này thường được bố trí ở bánh trước của ôtô du lịch hoặc ôtô tải nhỏ

- ở loại này trong mỗi xi lanh bánh xe có xu hướng và cả hai đầu của mỗi guốc phanh đều tưa trên hai mặt tựa di trượt của hai piston Khi làm việc guốc phanh được đẩy ra ép sát vào trống phanh ở cả hai đầu guốc phanh nên thời gian khắc phục khe hở giữa má phanh và trống phanh ngắn hơn nghĩa là thời gian chậm tác dụng giảm ở cơ cấu loại này hiệu quả phanh khi tiến và lùi như nhau vì trong cả hai trường hợp hai guốc phanh đều là guốc xiết Cơ cấu phanh loại này thường

được bố trí ở các bánh xe sau của ôtô du lịch và ôtô tải nhỏ

Hình 1.5 Cơ cấu phanh loại tự cường hoá

Cơ cấu phanh guốc loại tự cường hoá có nghĩa là khi phanh bánh xe thì guốc phanh thứ nhất sẽ tăng cường lực tác dụng lên guốc phanh thứ hai

Cấu tạo và nguyên lý cơ cấu phanh tự cường hoá được mô tả trên hình vẽ

Có hai loại cơ cấu phanh tự cường hoá: cơ cấu phanh tự cường hoá tác dụng đơn và cơ cấu phanh tự cường hoá tác dụng kép

- Cơ cấu phanh tự cường hoá tác dụng đơn

Cấu tạo của cơ cấu phanh loại này khác biệt với các cơ cấu phanh kể trên ở chỗ hai

đầu cảu hai guốc phanh được liên kết với nhau qua hai mặt tựa di trượt của một cơ cấu điều chỉnh tự động Hai đầu còn lại của hai guốc phanh thì một được tựa vào mặt di trượt trên vỏ xi lanh bánh xe còn một thì tựa vào mặt tựa di trượt của piston

xi lanh bánh xe Cơ cấu điều chỉnh dùng để điều chỉnh khe hở giữa má phanh và trống phanh của cả hai guốc phanh ở trạng thái chưa làm việc cả hai guốc phanh

được các lò xo guốc phanh kéo ép sát vào các mặt tựa tạo khe hở giữa má phanh và trông phanh Khi làm việc một đầu của guốc phanh được piston đẩy ra ép sát vào trống phanh và cuốn theo chiều quay của trống phanh, thông qua cơ cấu điều chỉnh

tác dụng lên guốc phanh còn lại và khi đã khắc phục hết khe hở cả hai guốc phanh cùng có điểm tựa cố định là mặt tựa trên xi lanh Như vậy không những cả hai guốc phanh đều là guốc xiết mà guốc thứ hai còn được guốc thứ nhất cường hoá một lực thông qua cơ cấu điều chỉnh

Cơ cấu phanh tự cường hoá tác dụng đơn có hiệu quả phanh theo chiều quay của trống phanh ngược chiều kim đồng hồ (ứng với chiều tiến ôtô) là lớn, còn chiều quay ngược lại (ứng với chiều lùi của ôtô) là nhỏ Cơ cấu phanh loại này thường

được bố trí ở các bánh xe trước của ôtô du lịch và ôtô tải nhỏ đến trung bình

- Cơ cấu phanh tự cường hoá tác dụng kép

Khác với loại trên, loại cơ cấu phanh tự cường hoá tác dụng kép có hai đầu của hai guốc phanh tựa trên hai mặt tựa di trượt của hai piston trong một xi lanh bánh xe Vì vậy hiện tượng tự cường hoá tác và hiệu quả phanh ở cả hai chiều quay của trống phanh đều như nhau Cơ cấu phanh loại này được sử dụng ở các bánh xe sau của ôtô du lịch và tải nhỏ đến trung bình

3.1.5 Cơ cấu phanh loại có piston bậc

Trên hình 3 - 2 trình bày vơ cấu phanh với ống xi lanh làm việc có các

đường kính khác nhau

Lực tác dụng lên hai guốc phanh

trong trường hợp này sẽ khác nhau Với

chiều quay của trống phanh như hình vẽ

thì má bên phải làm việc thuận lợi hơn vì

có hiện tượng tự siết, vì thế má bên phải

cần ít lực ép hơn có nghĩa là đường kính

piston nhỏ hơn so với má bên trái

Ưu điểm: của cơ cấu phanh loại này

là đảm bảo các má phanh mòn đều

Nhược điểm: là có một má phanh làm việc không thuận lợi nên hiệu suất

phanh không cao Cơ cấu phanh loại này thương chỉ làm việc tốt khi xe tiến, còn khi xe lùi thì cơ cấu phanh làm việc không tốt

3.1.6 Cơ cấu phanh loại có hai ống xi lanh

riêng rẽ ở hai guốc phanh

Trên hình 3 - 3 trình bày cơ cấu phanh

loại có hai ống xi lanh riêng rẽ ở hai guốc

phanh

Mỗi guốc phanh quay quanh một chốt

lệch tâm đối xứng nhau qua tâm guốc phanh

Nhờ bố trí xi lanh làm việc và chốt lệch tâm

đối xứng như vậy cho nên hiệu quả phanh

của hai má sẽ bằng nhau khi trống phanh Hình 1.7

quay theo bất kì chiều nào So với cơ cấu Cơ cấu phanh có 2 xilanh riêng

phanh trên hình 3 - 1 thì cơ cấu phanh

này hiệu quả phanh gấp từ 1,6 - 1,8 lần

thì hiệu quả phanh tốt nhưng khi quay cùng chiều kim đồng hồ thì hiệu quả phanh giảm hơn 2 lần

Tham khảo trong tài liệu [2] ta đưa ra bảng so sánh hiệu quả phanh của các loại cơ cấu phanh guốc khác nhau:

Loại cơ cấu phanh

Lực tác dụng lên đầu các guốc phanh

So sánh (nếu lấy mômen của cơ cấu phanh thông thường hình là 100%)

P1 - Lực do truyền động phanh tác dụng lên đầu guốc phanh thứ nhất

P2 - Lực do truyền động phanh tác dụng lên đầu guốc phanh thứ hai

3.2 Cơ cấu phanh đĩa

Phanh đĩa ngày càng được sử dụng nhiều trên ôtô du lịch Có hai loại phanh

đĩa đó là loại đĩa quay và loại vỏ quay

Đĩa phanh được bắt chặt với moayơ bánh xe nhờ các bu lông Có hai tấm ma sát (guốc phanh )được lắp vào càng phanh, càng phanh đồng thời là xi lanh phanh Khi người lái tác dụng lực vào bàn đạp phanh thì dầu phanh từ xi lanh chính với áp suất cao được đưa vào xi lanh chính làm pittông đẩy má phanh ép vào đĩa phanh,

đồng thời với áp suất dầu cao làm cho càng phanh được đẩy với chiều lực đẩy ngược lại, làm càng phanh trượt trên chốt trượt ép má phanh còn lại vào tấm ma sát

và thực hiện quá trình phanh Khi người lái nhả phanh làm áp suất dầu trong xi lanh chính giảm dầu phanh từ xi lanh bánh xe hồi về xi lanh chính.Pittông và càng phanh được hồi về vị trí ban đầu dưới tác dụng của phớt pttông (cao su) Do khe hở

phanh được điều chỉnh tự động bởi phớt pittông nên khe hở phanh không cần phải

điều chỉnh bằng tay

+ Cơ cấu phanh dạng đĩa có các dạng chính và kết cấu trên hình 3.1

Ưu điểm của phanh đĩa loại đĩa quay: Toả nhiệt tốt do phần lớn đĩa phanh

được tiếp xúc với không khí, nên nhiệt sinh ra bởi ma sát dễ dàng toả ra ngoài không khí nên sự chai bề mặt má phanh khó xảy ra Nó đảm bảo khả năng ổn định phanh ở tốc độ cao Phanh đĩa có cấu tạo tương đối đơn giản nên việc kiểm tra và thay thế má phanh đặc biệt dễ ràng Phanh đĩa còn có ưu điểm là có khả năng thoát nước tốt, do nước bám vào đĩa phanh bị loại bỏ rất nhanh bởi lực li tâm nên tính năng phanh được hồi phục trong thời gian ngắn Phanh đĩa còn có ưu điểm nữa là không cần phải điều chỉnh khe hở giữa má phanh và đĩa phanh do khe hở phanh

được điều chỉnh tự động bởi phớt cao su giữa píttông với xi lanh.Phanh đĩa còn có trọng lượng nhỏ hơn so với phanh tang trống Lực chiều trục tác dụng lên đĩa được cân bằng Kết cấu đơn giản nên độ chính xác có thể cao bởi vậy có khả năng làm

a) Loại hai pit tong

Hình 1.9 - Kết cấu của cơ cấu phanh

b) Loại một pit tong

việc với khe hở giữa đĩa phanh với má phanh nhỏ nên giảm thời gian chậm tác dụng và tăng tỉ số truyền cho cơ cấu phanh

Nhược điểm của phanh đĩa loại đĩa quay: Má phanh phải chịu được ma sát

và nhiệt độ lớn hơn do kích thước của má phanh bị hạn chế, nên cần có áp suất dầu lớn hơn để tạo đủ lực phanh Do gần như không có tác dụng tự hãm nên cần có áp suất dầu rất cao để đảm bảo đủ lực dừng xe cần thiết vì vậy đường kính pittông trong xi lanh bánh xe phải lớn hơn so với pittông phanh tang trống Phanh đĩa hở nên nhanh bẩn các bề mặt ma sát

3.2.2 Phanh đĩa loại vỏ quay: Cơ cấu phanh được đặt trong vỏ gang, vỏ gang được

bắt chặt với moayơ bánh xe bằng các bu lông Các đĩa có các má phanh đặt ở giữa

bề mặt ma sát của vỏ và nắp Các đĩa được ép sát vào bề mặt vỏ và nắp vỏ nhờ hai ống xi lanh và các hòn bi Loại này thường được dùng trên máy kéo bánh bơm

II Tính toán thiết kế hệ thống phanh

1 Một số chi tiết chính của các cơ cấu phanh đã chọn

1.1 Trống phanh:

Trống phanh phải có độ cứng vững lớn và trọng lượng bé, đồng thời phải

đảm bảo diện tích cần thiết để truyền nhiệt được tốt Nguyên liệu làm trống phanh phải có hệ số ma sát cao và mòn đều đặn ở bất kỳ nhiệt độ nào Nhiệt độ ở một số chỗ tiếp xúc giữa trống phanh và má phanh có khi lên đến nhiệt độ chảy của gang Kết cấu của trống phanh phải đảm bảo ma sát tốt Trống phanh thường làm bằng gang hoặc gang hợp kim( có thành phần Niken , đồng, Môdiphen)

Hiện nay, trống phanh được chế tạo bằng phương pháp dập thép lá sau đó

đúc bề mặt bên trong bằng một lớp gang hợp kim Lớp gang hợp kim này được đúc theo phương pháp li tâm

Để cho bề mặt trống phanh khỏi bị vênh thì bề mặt làm việc của trống phanh phải đ−ợc gia công cùng moayơ Sau khi gia công phải đem lên máy để cân bằng lại trống phanh

Để cho má phanh tì sát vào bề mặt làm việc của trống phanh thì sau khi ghép vào guốc phanh mới đem gia công Để cho guốc phanh không dịch chuyển theo chiều ngang thì trên đĩa phanh có các tấm đỡ

2 Xác định mômen phanh cần thiết sinh ra ở các cơ cấu phanh

G - Trọng l−ợng của ôtô khi đầy tải G = 24800 (N)

L - Chiều dài cơ sở của ôtô L = 2,580 (m)

a - Khoảng cách từ trọng tâm xe tới tâm cầu trớc a =1,509 (m)

b - Khoảng cách từ trọng tâm xe tới tâm cầu sau b =1,070 (m)

hg - Chiều cao trọng tâm xe hg =0,8 (m)

JPmax - Gia tốc chậm dần cực đại khi phanh

JPmax=φ.g = 0,7.9,81=7(m/s2)

g - Gia tốc trọng trường g = 9,81(m/s2)

φ - Hệ số bám của bánh xe với mặt đường φ = 0,7

rbx - Bán kính làm việc trung bình của bánh xe

Thay các giá trị vào (1), (2) ta được :

Mômen phanh cần sinh ra ở mỗi cơ cấu cầu trước là :

MPT = ) 0 , 7 0 , 366 2020 , 4

81 , 9

8 , 0 7 070 , 1 ( 580 , 2 2

8 , 0 7 509 , 1 580 , 2 2

3. Thiết kế tính toán cơ cấu phanh sau( phanh guốc )

3.1 Xác định bán kính ρ của lực tổng hợp tác dụng lên má phanh

Ta có biểu thức

( 1 2) 0 0

0 0

2

sin cos

2 sin

cos cos

2

ββ

ββ

ββ

ββ

+

ư +

Với guốc phanh sau ta có β1 = 150 ; β2= 1300 ; β0= 1150

Với guốc phanh trước ta có β1 = 200 ; β2= 1250 ; β0= 1050

Ta chọn guốc phanh sau có góc ôm lớn hơn guốc phanh sau là do kết cấu phanh ta đã chọn thì khi xe chạy tiến và ta phanh thì guốc sau do là má tự cường hoá nên chịu lực ma sát lớn hơn guốc trước nên guốc sau sẽ mòn nhanh hơn Do đó

để đảm bảo tính bền đều cho hai guốc phanh ta nên chọn góc ôm của guốc phanh sau lớn hơn góc ôm của guốc phanh trước

14 , 3 115 2 115 sin 180

14 , 3 115

130 cos 15 cos 13 , 0 2

2

+

ư +

14 , 3 105 2 105 sin 180

14 , 3 105

125 cos 20 cos 13 , 0 2

2

+

ư +

bán kính r0 xác định theo công thức

r0 =

2 1

.

μ

μ ρ

+ Với ρ1 = 0,15 (m) thay vào công thức trên ta được

r01 = 0 , 043

3 , 0 1

3 , 0 15 , 0

3 , 0 147 , 0

2 =

3.2 Xác định lực tác dụng lên cơ cấu phanh tự cường hoá

lên guốc phanh để đảm bảo cho tổng mômen phanh sinh ra ở guốc phanh trước và sau bằng mômen phanh tính toán của mỗi cơ cấu phanh đặt ở bánh xe

ở cơ cấu phanh tự cường hoá thì hiệu quả phanh được tăng lên nhờ dùng lực

ma sát giữa má phanh trước và trống phanh để ép thêm má phanh sau vào trống phanh Hai guốc phanh được nối với nhau bằng một thanh trung gian Như vậy guốc phanh sau được ép vào trống phanh không những bằng lực P mà còn bằng lực

U2 có trị số bằng lực U1

Lực P và U1 song song thì lực R1 cân bằng với các lực trên cũng phải song song và đồng thời tiếp tuyến với vòng tròn bán kính r0

U 2

U 1

P P

Điều kiện cân bằng mômen ở tất cả các lực tác dụng lên guốc phanh trước

đối với điểm đặt lực U1 là

P(b+c) = R1(c-r01) ⇒ R1 = P

01

r c

c b

ư +

U1 = R1- P = P

01

r c

c b

ư +

từ đấy :

MPS1 = P

01

r c

c b

c b

− +

) )(

(

) )(

( ) )(

(

02 02

02

r c r a

c a c b r c b a p

−

−

+ + +

(

) )(

( ) )(

(

02 02

02

r c r a

c a c b r c b a p

−

−

+ + +

c b

−

) )(

(

) )(

( ) )(

(

02 02

02

r c r a

c a c b r c b a

−

−

+ + +

−

−

.r02 Trong đó ta có các thông số:a=0,1 (m)

Từ công thức tính lực ép cần thiết tác dụng lên guốc phanh P=π.d2.p/ 4

ta suy ra đường kính xi lanh phanh bánh xe:

1062 4

2 = cm

π

⇒ Đường kính xi lanh bánh xe là d2= 20 (mm)

4. Tính toán cơ cấu phanh trước (phanh đĩa)

Mômen phanh sinh ra trên một cơ cấu phanh loại đĩa quay được xác định như sau:

MPT = m.μ.Q.Rtb

Trong đó:

m - số lượng bề mặt ma sát : m=2

Q - lực ép má phanh vào với đĩa phanh

μ - hệ số ma sát giữa đĩa phanh và má phanh

Rtb - bán kính trung bình của tấm ma sát

R1 - bán kính bên ngoài của tấm ma sát R1= 0,13 (m)

R2- bán kính bên trong của tấm ma sát R2= 0,085 (m) ⇒ Rtb =

085 , 0 13 , 0

M

.

'

μ = 2 0 , 3 0 , 108 15589

2 , 1010

• Xác định đường kính xi lanh bánh xe

Từ công thức Q = po.n.π.d12/4

π.

4 0 1

n p

Q

⇒Trong đó :

d1 - đường kính xi lanh bánh xe trước

n - số xi lanh trên một cơ cấu phanh n=2

p0- áp suất dầu trong hệ thống khi phanh p0 =50 ữ80 KG/cm2

Thay các số liệu trên vào ta được:

d1 =

14 , 3 2 10 7

15589 4

2 = 0,04 (cm)=40(mm)

5 Kiểm tra hiện tượng tự xiết cho cơ cấu phanh sau

Hiện tượng tự xiết chỉ sảy ra đối với phanh tang trống Hiện tượng tự xiết sảy

ra khi má phanh bị ép sát vào tang trống phanh chỉ bằng lực ma sát mà không cần tác động lực P của pittông lên guốc phanh Khi hiện tượng tự xiết sảy ra lúc đó mômen phanh MP đứng về phương diện lý thuyết sẽ dẫn đến vô cùng dẫn đến phá huỷ cơ cấu phanh

Từ công thức xác định mô men phanh

MPS= P

01

r c

c b

ư

) )(

(

) )(

( ) )(

(

02 02

02

r c r a

c a c b r c b a

ư

ư

+ + +

với má sau khi : c=r02 hoặc a=r02

với các thông số của cơ cấu phanh a=0,1 (m)

r01=0,043(m)

r02=0,042(m)

thì ta thấy hiện tượng tự xiết không thể sảy ra

Kết luận: Với các thông số đã chọn đảm bảo cơ cấu phanh sẽ không sảy ra hiện

tượng tự xiết khi phanh

6 Kiểm bền cơ cấu phanh

6.1 Xác định chiều rông má phanh theo điều kiện áp suất

Ta có áp suất giới hạn trên bề mặt má phanh

[q]= 1,5 2,0 ( MN/m2)

Theo biểu thức ta có

q = [ ]q

r b

M

T

0 2

.

μ

[ ]q r

M b

T P

0 2

2 13 , 0 3 , 0

6.2 Kiểm bền theo kích thước má phanh

Công ma sát riêng được tính theo công thức

L=

∑

F g

V G

2

Trong đó: G - trọng lượng xe khi đầy tải G =24800(N)

V0-Tốc độ của xe khi bắt đầu phanh lấy

V0= Vmax=180 (km/h)=50(m/s)

g=9,81(m/s2)

FΣ =F1+F2

trong đó: F1 tổng diện tích má phanh sau

F1= Σ β0i.rt.bi (i là số má phanh có i= 4 (má)) = 2.2.0,13.0,05+2.1,8.0,13.0,05= 0,05(m2)

F2 tổng diện tích má phanh trước

180

2

.

2 2 2

π

ππ

x R R x

R1-Bán kính ngoài của tấm ma sát : R1=0,13(m)

R2-Bán kính trong của tấm ma sát :R2=0,085(m) Thay các giá trị trên vào biểu thức ta tính được F2=0,02(m2)

Vậy tổng diện tích ma sát FΣ= 0,05+0,02 =0,07 (m2)

Thay số vào công thức ta được:

67715159 ( / ) 677 ( / )

07 , 0 81 , 9

.

2

50

2

cm J m

N

Vậy L=677(J/cm2) < [L] =1000(J/cm2-).

Kết luận: Kích thước má phanh đã chọn đảm bảo công ma sát riêng

6.1.2 Kiểm tra áp suất trên bề mặt ma sát

• Kiểm tra với má phanh sau

áp suất trên bề mặt ma sát được tính theo công thức P=

1

F1- tổng diện tích má phanh sau F = 0,05( m2)

μ- hệ số ma sát giữa trống phanh với má phanh μ=0,3

thay vào biểu thức trên ta được

P= 0 , 48 ( / )

05 , 0 13 , 0 3 , 0

m MN

=

áp suất giới hạn cho phép đối với má phanh xe con là [ ]P = 1 , 5 (MN/m2)

Kết luận: Vậy với má phanh đã chọn thì áp suất riêng trên bề mặt ma sát của guốc

phanh trước và guốc phanh sau nằm trong giới hạn cho phép

• Kiểm tra má phanh trước

Ta có diện tích của một má phanh: S = F2/2 = 0,02/2 = 0,01 (m2)

Lực ép tác dụng lên má phanh : Q = 12663(N)

Vậy ta có áp suất tác dụng lên má phanh là

01 , 0

m MN

=

áp suất giới hạn cho phép đối với má phanh xe con là [ ]P = 1 , 5 (MN/m2)

Vậy với má phanh đã chọn thì áp suất riêng trên bề mặt ma sát của má phanh trước nằm trong giới hạn cho phép

Kết luận: Má phanh trước đủ bền theo điều kiện áp suất

6.1.3 Tính toán nhiệt phát ra trong quá trình phanh

Khi phanh, động năng của ôtô chuyển thành nhiệt năng Một phần năng lượng nhiệt này làm nóng các cơ cấu, một phần toả ra môi trường xung quanh Nếu nhiệt lượng làm nóng các cơ cấu lớn có thể dẫn đến làm hỏng các chi tiết của cơ cấu phanh như làm mất tính đàn hồi của lò xo mặt khác nhiệt độ cao ở má phanh sẽ ảnh hưởng đến hệ số ma sát giưã má phanh với trống phanh và vì vậy sẽ

ảnh hưởng đến hiệu quả phanh.Với phanh trước là phanh đĩa nên toả nhiệt tốt, nên

ta chỉ tính toán nhiệt cho cơ cấu phanh sau

Phương trình cân bằng năng lượng trong quá trình phanh là:

ư = + ∫

t t t t

m v v g

G

0 0 2

2 2 1

.

2

do khi phanh đột ngột ở thời gian ngắn nên thời gian t nhỏ có nghĩa lượng nhiệt toả ra ngoài không khí là rất nhỏ

2

V1 - Vận tốc ban đầu khi phanh

V2 - Vận tốc xe sau khi phanh V2= 0

g = 9,81(m/s2)

mt -khối lượngcủa các trống phanh

C -Nhiệt dung của chi tiết nung nóng C = 500(J/kg.độ) Yêu cầu với vận tốc v1=30(km/h), v2=0 thì t0phải < 150

từ công thức trên ta có : t0= 0

2 1

15 2

.

<

C m g

v G

t

500 15 81 , 9 2

3 , 8 24800

.

2

0

2 1

kg C

t g

v G

⇔

Trên thực tế tổng khối lượng của các chi tiết bị nung nóng gồm hai tang trống phanh sau và hai điã phanh trước là lớn hơn 11,6 kg do vậy với cơ cấu phanh

đã chọn đảm bảo sự thoát nhiệt theo yêu cầu

7 Tính bền một số chi tiết của cơ cấu phanh

7.1 Tính bền trống phanh

Giả thiết : Coi trống phanh là một ống dầy chịu lực, ta có:

ứng suất hướng tâm tác dụng lên trống phanh: '2. '2 .( 1 '2)

r

b a

b

a q

' 2 '

2 '

r

b a

b

a q

ư

=

σ

Trong đó : - a' là bán kính trong của trống phanh

- b' là bán kính ngoài của trống phanh

- q áp suất tác dụng lên má phanh

- r' Khoảng cách từ tâm đến điểm cần tính ứng suất

Từ biểu thức ta thấy σt và σn đạt giá trị max khi r' =a' Lúc đó ta có

σn = ưq

'2 '2

2 ' 2 '

) (

a b

b a q

) 14 , 0 13 , 0 ( 6 ,

2 2

2 2

m MN

ư

+

=σ

ứng suất tương đương: σtd = σn2 + 4σt2 = 0 , 62 + 4 8 , 12 = 16 , 2 (MN/m2)

Để đảm bảo an toàn ta tính thêm hệ số an toàn n=1,5

Khi đó ta có σtd = 1 , 5 16 , 2 = 24 , 3 (MN/m2)

Với trống phanh làm bằng gang СЧ 18-36 thì có [ ]σK = 180 (MN/m2)

ta thấy σtd ≺[ ]σK Vậy trống phanh đủ bền

Kết luận: Với cơ cấu phanh đã chọn thì trống phanh thoả mãn điều kiện bền theo ứng suất

' 2 '

2 '

r

b a

b

a q

' 2 '

2 '

r

b a

b

a q

−

=

σ

Trong đó : - a' là bán kính trong của xilanh phanh bánh xe sau

- b' là bán kính ngoài của xilanh phanh bánh xe sau

- q áp suất trong xilanh phanh

- r' Khoảng cách từ tâm xilanh đến điểm cần tính ứng suất

Từ biểu thức ta thấy σt và σn đạt giá trị max khi r' =a' Lúc đó ta có

σn = −q

'2 '2

2 ' 2 '

) (

a b

b a q

) 015 , 0 01 , 0 (

2 2

2 2

m MN

ư

+

=σ

ứng suất tương đương: σtd = σn2 + 4σt2 = 102 + 4 262 = 53 (MN/m2)

Để dảm bảo an toàn ta tính thêm hệ số an toàn n=1,5

khi đó ta có σtd = 1 , 5 53 = 79 (MN/m2)

Với xi lanh phanh làm bằng gang 18-36 thì có [ ]σK = 180 (MN/m2)

ta thấy σtd ≺[ ]σK Vậy trống phanh đủ bền

Kết luận: Với cơ cấu phanh đã chọn thì xilanh phanh bánh sau thoả mãn điều kiện

bền theo ứng suất

7.2.2 Tính bền cho xi lanh phanh bánh trước

Với xi lanh phanh bánh trước ta tính tương tự như xilanh phanh bánh sau

trong đó: - a' là bán kính trong của xilanh phanh bánh xe trước

- b' là bán kính ngoài của xilanh phanh bánh xe trước

- q áp suất trong xilanh phanh

- r' Khoảng cách từ tâm xilanh đến điểm cần tính ứng suất

Từ biểu thức ta thấy t và n đạt giá trị max khi r' =a' Lúc đó ta có

σn = ưq

'2 '2

2 ' 2 '

) (

a b

b a q

) 025 , 0 02 , 0 (

2 2

2 2

m MN

ư

+

=σ

ứng suất tương đương: σtd = σn2 + 4σt2 = 102 + 4 452 = 90 (MN/m2)

Để dảm bảo an toàn ta tính thêm hệ số an toàn n=1,5 khi đó ta có

) / ( 135 90 5 ,

Kết luận: Với cơ cấu phanh đã chọn thì xilanh phanh bánh trước thoả mãn điều

kiện bền theo ứng suất

7.2.3 Tính bền guốc phanh

Guốc phanh được làm bằng thép C40 và được làm theo hình chữ T

• Xác định các yếu tố hình học của guốc phanh

300 5 , 16

mm

= +

Yc2=Y2-Yc1 = 16,5 - 9,7 = 6,8 (mm) B¸n kÝnh ®−êng trung hoµ:

) ( 112 5 , 102

208 119

300

208 300 '

2 1 1

2 1

mm

R

F R F

F F

+

+

= +

+

=

B¸n kÝnh träng t©m guèc phanh:

RG = R'2+Yc2=102,5+6,8 = 109,3(mm)

• Kiểm bền guốc phanh

Giả thiết lực tác dụng lên má phanh được phân bố đều trên toàn tiết diện của má phanh Theo các kết quả đã tính toán ở các phần trên, và căn cứ vào kết cấu ta thấy guốc phanh sau của cơ cấu phanh chịu lực lớn hơn so với guốc phanh trước Do vậy ta chỉ đi kiểm nghiệm bền cho guốc phanh sau của cơ cấu phanh sau

Các lực tác dụng lên guốc phanh sau của cơ cấu phanh đã được xác định ở các phần trước là: U2 = 2865 (N) U3 = 5785 (N)

P = 1062 (N) R2 = 10769 (N)

Phân tích các thành phần lực theo các phương hướng kính Lực R2 chia làm hai thành phần N và T trong đó:

- Lực pháp tuyến N = R2.cos ϕ = 10769.cos 90 =10636(N)

- Lực tiếp tuyến T = R2.sin ϕ = 10769.sin 90 = 1684(N)

Với giả thiết lực phân bố đều trên guốc phanh nên mỗi phần tử sẽ chịu lực là:

- Lực pháp tuyến Ntb= 40783 ( / )

180 115 13 , 0

βo2 = 1150 là góc ôm của guốc sau

Ntb là lực phân bố theo phương pháp tuyến tác dụng lên guốc phanh

Ttb là lực phân bố theo phương tiếp tuyến tác dụng lên guốc phanh

Ta phân lực P thành hai thành phần lực là PN theo phưng hướng tâm và PTtheo phương tiếp tuyến

ta có : PN = P.cos 53 = 1062.cos 53 = 639(N)

PT = P.sin 53 = 1062.sin 53 = 848 (N)

N = -U3.sin(β+α) - Ntb.rt β cos(β/2) - Ttb.rt.β.sin (β/2)

Q = U3.cos(β+α) - Ntb.rt β sin(β/2) - Ttb.rt β.cos (β/2)

⇒ Mx = -U3(a-rt.cos(β+α))+ Ntb.rt β rt.sin( /2)+ Ttb.rt β rt(1-cos(β/2))+ +PT rt(1-cos(β-40/2)) -PN rt.sin(β-40/2)

Thay sè tÝnh to¸n t¹i c¸c mÆt c¾t

+ XÐt t¹i mÆt c¾t (a-a) khi β =200 = 0,35 rad

Ta cã:

N = -5785.sin20 - 40783.0,13.0,35 cos10 - 6457.0,13.0,35.sin 10 =-3847(N)

Q = 5785.cos20 - 40783.0,13.0,35 sin10 - 6457.0,13.0,35.cos 10 = 4824(N)

+ XÐt t¹i mÆt c¾t (c-c) khi β =600 =1 rad

0,13(1- cos45) +848.0,13(1-cos 45) -639 0,13.sin 50 = 95(N.m)

+ XÐt t¹i mÆt c¾t (e-e) khi β =1200 =2,1 rad

0,13(1- cos60) +848.0,13(1-cos80) -639 0,13.sin 80 = 313(N.m)

+ XÐt t¹i mÆt c¾t (f-f) khi β =1550 =2,7 rad

(1- cos77,5) +848.0,13(1-cos115) -639 0,13.sin 115 = 759(N.m)

Tõ c¸c gi¸ trÞ tÝnh to¸n ®−îc t¹i c¸c mÆt c¾t kh¸c nhau, ta lËp ®−îc b¶ng sau:

Bảng 1.1

Căn cứ vào bảng số liệu trên ta vẽ đ−ợc biểu đồ nội lực tác dụng lên guốc phanh:

NQ

=

1 1

R

R F

M F

122 , 0

112 , 0 1 10 08 , 5

759 10

08 , 5

20207

4 4

116 , 0

112 , 0 1 10 08 , 5

759 10

08 , 5

20207

4 4

089 , 0

112 , 0 1 10 08 , 5

759 10

08 , 5

20207

4 4

3

+ Xác định ứng suất cắt do lực N gây ra :

b J

S N

x

x c

Sx là mômen tĩnh phần bị cắt đối với trục quán tính trung tâm

Jx là mô men quán tính của tiết diện

b là chiều dày phần bị cắt

ƒ Xác định mô men quán tính Jx:

1 2 1

3 2 1 2 2 2

3 3 2

12

.

12

.

F Y a R R F Y c R R

8 89

2 3

mm

= +

− + +

τc = 0

1 , 2 7976

.

b J

S N

x

x c

τ 2750 (N/ cm2) =27,50 (MN/ m2)

-øng suÊt tæng hîp: 2 2

.

4τσ

τth = z + T¹i ®iÓm 2 ta cã τth2 = 2 + 2 =

5 , 27 4 8 ,

Phần II Thiết kế tính toán dẫn động phanh

I Chọn phương án dẫn động phanh

1 Cấu tạo chung

Sơ đồ cấu tạo của hệ thống dẫn động phanh chính bằng thuỷ lực được thể hiện trên hình vẽ 2.1

Hình 2.1 Dẫn động phanh chính bằng thuỷ lực

Cấu tạo chung của hệ thống phanh dẫn động bằng thuỷ lực bao gồm: bàn

đạp phanh, xi lanh chính (tổng phanh), các ống dẫn, các xi lanh công tác (xi lanh bánh xe)

Trong hệ thống phanh bằng thuỷ lực tuỳ theo sơ đồ của mạch dẫn động người ta chia ra dẫn động một dòng và dẫn động hai dòng

1.1 Dẫn động một dòng (hình 2.1): có nghĩa là từ đầu ra của xi lanh chính chỉ có một đường dầu duy nhất dẫn đến tất cả các xi lanh công tác của các bánh

xe Dẫn động một dòng có kết cấu đơn giản nhưng độ an toàn không cao Vì một

lý do nào đó, bất kì một đường ống dầu nào đến các xi lanh bánh xe bị rò rỉ thì dầu trong hệ thống bị mất áp suất và tất cả các bánh xe đều bị mất phanh Vì vậy trong thực tế người ta thường sử dụng phương án dẫn động thuỷ lực hai dòng

1.2 Dẫn động hai dòng

Dẫn động hai dòng có nghĩa là từ đầu ra của xi lanh chính có hai đường dầu

độc lập dẫn đến các bánh xe ôtô Để có hai đầu ra độc lập người ta có thể sử dụng một xi lanh chính đơn kết hợp với một bộ chia dòng hoặc sử dụng xi lanh chính kép Có nhiều phương án bố trí hai dòng độc lập đến các bánh xe, trên hình 2.2 giới thiệu năm phương án thường được sử dụng

Hình 2.2 Các phương án dẫn động hai dòng

Việc dẫn động phanh hai dòng đòi hỏi xy lanh chính phải có hai ngăn, làm việc độc lập, được điều khiển từ một cần đẩy piston liên hệ với bàn đạp phanh Các ngăn 1, 2 trong sơ đồ dẫn động các xy lanh bánh xe theo sơ đồ nêu trên

ở sơ đồ a (kiểu TT): một dòng dẫn động hai bánh xe cầu trước, một dòng dẫn động hai bánh xe ở cầu sau ở sơ đồ b (kiểu K) dẫn động chéo:

một dòng cho một bánh xe trước và một bánh xe sau và dòng còn lại cho các bánh xe chéo

Các ôtô con thông thường, thường áp dụng hai sơ đồ này vì cấu trúc

đơn giản và giá thành không cao

ở sơ đồ c: Dẫn động hỗn hợp bao gồm một dòng cho tất cả các bánh

xe, còn dòng thứ hai chỉ cho các bánh xe trước (kí hiệu chung là HT)

ở sơ đồ d: Một dòng dẫn động ba bánh xe, hai bánh trước và một bánh sau (kí hiệu LL)

ở sơ đồ e: Dẫn động hỗn hợp hai dòng song song cho cả bốn bánh xe (kí hiệu HH)

Các sơ đồ c, d, e được dùng cho các xe có yêu cầu về độ tin cậy và chất lượng an toàn cao Khi có hư hỏng một dòng hiệu quả phanh giảm không đáng kể hoặc không giảm (sơ đồ e)

ở sơ đồ dạng TT nếu hư hỏng dòng phanh cầu trước, có thể xảy ra quay vòng “thừa“ trên đường vòng, nếu hư hỏng dòng phanh cầu sau có thể dẫn tới mất tính dẫn hướng của xe khi phanh gấp ở sơ đồ dạng K khi có sự

cố một dòng có thể dẫn tới hiện tượng tự quay xe khi đi thẳng, hiện tượng này được khắc phục đáng kể nếu bố trí bán kính quay bánh xe quanh trục trụ đứng (ro) là âm với các ưu nhược điểm ở trên, các xe ngày nay có xu hướng dùng sơ dồ dạng K (dẫn động chéo)

2 Chọn phương án dẫn động phanh

Như đã phân tích trong phần giới thiệu chung về dẫn động phanh, vì phương

án dẫn động phanh một dòng là không đảm bảo an toàn khi có sự cố ở bất kỳ một

đường dầu nào đó Nếu dùng xilanh một buồng để cho kết cấu xilanh đơn giản thì trong dẫn động phanh phải có thêm bộ chia dòng Như vậy, làm tăng số lượng chi