Thiết kế hệ thống phanh cho xe minibus 12 15 chỗ

Để cho các má phanh haomòn đều hơn nên ở guốc phanh đằng trớc ngời ta thờng gắn má phanh dài hơn sovới guốc sau vì hiệu quả phanh của má trớc theo kiểu bố trí nh hình vẽ sẽ lớn hơnnhiều

trờng đại học bách khoa hà nội

-bộ môn ô

tô-đồ án tốt nghiệp

Đề tài : Thiết kế hệ thống phanh cho xe minibus 12-15 chỗ

có trang bị hệ thống ABS + Traction

Cán bộ hớng dẫn : Đinh Ngọc Ân Cán bộ duyệt : Võ Văn Hờng Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Chinh

Lê Hải Phong Lớp : : Cơ khí ôtô - K 44

Hà nội-2004

bộ giáo dục và đào tạo cộng hoà x hội chủ nghĩa việt nam ã hội chủ nghĩa việt nam

trờng đại học bách khoa Độc lập -Tự do - Hạnh phúc

hà nội

nhiệm Vụ

thiết kế tốt nghiệp

2 Các số liệu ban đầu:

Tham khảo xe pregio của hãng KIA

3 Nội dung các phần thuyết minh và tính toán:

Phần I : Tính toán thiết kế cơ cấu phanh

Phần II : Tính toán thiết kế dẫn động phanh

Phần III : Tổng quan hệ thống ABS và Traction

Phần IV :Kiểm tra, h hỏng, chẩn đoán và cách khắc phục

Phần V : Công nghệ chế tạo chi tiết điển hình

5.Bản vẽ các phơng án của bộ điều hoà lực phanh: 1 bản A 0

6.Bản vẽ kết cấu của bộ điều hoà lực phanh: 1 bản A 0

7.Bản vẽ các trạng thái của làm việc của bộ điều hoà lực phanh: 1 bản A 0

8.Bản vẽ sơ đồ khối hệ điều khiển ABS +TRC: 1 bản A 0

9.Bản vẽ sơ đồ khối ABS và đồ thị trạng thái điều khiển: 1 bản A 0

10.Bản vẽ sơ đồ các phơng án cho hệ thống ABS: 1 bản A 0

11.Bản vẽ sơ đồ nguyên lý làm việc của hệ thống ABS:1 bản A 0

12.Bản vẽ sơ đồ tổng quan của hệ thống TRC:1 bản A 0

13.Bản vẽ sơ đồ nguyên lý làm việc của hệ thống TRC: 1 bản A 0

14.Bản vẽ sơ đồ điện và tín hiệu điều khiển:1 bản A 0

5 Cán bộ hớng dẫn : TS Đinh Ngọc Ân

6 Ngày giao nhiệm vụ thiết kế:

7 Ngày hoàn thành nhiệm vụ :

ngày tháng năm 2004

chủ nhiệm bộ môn cán bộ hớng dẫn thiết kế

(ký tên và ghi rõ họ tên ) (ký tên và ghi rõ họ tên )

Lời nói đầu

Sau 5 năm học tập đó là cả một quá trình rèn luyện và nghiên cứu mang tính chất phục

vụ cho chuyên môn Đề tài tốt nghiệp sẽ là cơ sở để đánh giá một cách tổng quan về những kiến thức mà chúng ta đã thu nhận đợc nó giúp cho sinh viên chúng ta hiểu một cách cặn kẽ và sâu rộng về chuyên nghành của mình

Việc nắm bắt những tiến bộ về khoa học và kĩ thuật không chỉ bó gọn trong chuyên nghành đã học mà yêu cầu thực tế là chúng ta phải tìm hiểu cả những lĩnh vực có liên quan Hiện nay nhu cầu đi lại, tham quan du lịch của các co quan và nhân dân là rất lớn Nên trong

hệ thống giao thông đờng bộ đã phát triển một loại hình vận tải hành khách với tong nhóm nhỏ

10 đến 20 ngời trên các loại xe minibus chất lợng cao Để nâng cao tính năng an toàn của loại hình xe này chúng em đã đợc giao nhiệm vụ “Thiết kế hệ thống phanh cho xe minibus 12 đến

15 chỗ có trang bị hệ thống ABS và Traction.”

Sau 12 tuần nghiên cứu dới sự hớng dẫn,chỉ bảo nhiệt tình của thầy Đinh Ngọc Ân và toàn thể các thầy trong bộ môn ô tô đã giúp em hoàn chỉnh đồ án của mình Mặc dù vậy cũng không tránh khỏi những thiếu sót em mong các thầy cô giúp em tìm ra những sai sót để đồ án tốt nghiệp của em đợc hoàn thiện hơn.

Em xin chân thành cảm ơn thầy Đinh Ngọc Ân cùng toàn thể các thầy trong bộ môn đã giúp em hoàn thành đồ án tốt nghiệp của mình.

Phụ lục Trang

Lời nói đầu

Phần I : tính toán thiết kế cơ cấu phanh

1.1 Chọn phơng án cho cơ cấu phanh

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

1.3 Thiết kế tính toán cơ cấu phanh sau

1.4 Thiết kế tính toán cơ cấu phanh trớc

1.5 Kiểm tra hiện tợng tự xiết cho cơ cấu phanh sau

1.6 Kiểm bền cơ cấu phanh

1.6.1 Xác định chiều rộng má phanh theo điều kiện áp suất

1.6.2 Kiểm bền theo kích thớc má phanh

1.7 Tính bền một số chi tiết của cơ cấu phanh

Phần III: Tổng quan về hệ thống ABS + Traction

3.1 Hệ thống ABS

3.1.1 Chức năng của hệ thống ABS

3.1.2 Cơ sở lý thuyết của hệ thống phanh ABS

3.1.3 ý nghĩa của hệ thống ABS

3.1.4 Nguyên lý hoạt động cơ bản của hệ thống ABS

3.1.5 Một số phơng án điều khiển của hệ thống ABS

3.1.6 Giải pháp kết cấu và điều khiển hệ thống ABS

3.3.1 ABS và TRC ECU và choc năng của nó

Phần IV:Kiểm tra, bảo dỡng, chẩn đoán h hang và cách

khắc phục

4.1 Một số tiêu chuẩn cơ bản trong kiểm tra hiệu quả phanh

4.1.1 Các yêu cầu cơ bản của hệ thống phanh

4.1.2 Một số tiêu chuẩn cơ bản trong kiểm tra

4.2 Phơng pháp và thiết bị kiểm tra

4.2.1 xác định hiệu quả phanh

4.3 Những h hỏng chính của hệ thống phanh và cách khắc phục

4.4 Kiểm tra hoạt động của hệ thống phanh

4.5 Kiểm tra hệ thống ABS

Phần V: Công nghệ gia công chi tiết

5.1 Gia công xilanh bánh xe sau

5.1.1 Phân tích choc năng và điều kiện làm việc của xi lanh

5.1.2 Chi tiết gia công

5.1.3 phơng pháp chế tạo phôi

5.1.4 Tính toán chế độ cắt tong nguyên công

5.2 Gia công pittông thứ cấp trong bộ điều hoà lực phanh

5.2.1 Phân tích kết cấu và chọn rạng sản xuất

5.2.2 Lập quy trình công nghệ

72 76 77 78 83 93 93 93 94 94 98 110 113 118 118 118 119 120 120 127 131 134 138 138 138 138 139 139

149 149 151

sè liÖu tham kh¶o vµ nhiÖm vô thiÕt kÕ

ThiÕt kÕ hÖ thèng phanh cho xe minibus 12-15 chç, trªn c¬ së tham kh¶o xe

PREGIO cña h·ng KIA

§ÜaTang trèng

P215/ 70R14

a) Cơ cấu phanh loai tang trống

 Cơ cấu phanh loại tang trốngvới

guốc phanh quay quanh chốt cố định

Trên hình 3 - 1 trình bày cơ cấu phanh

loại guốc Cơ cấu phanh này gồm có đĩa

7 đợc gắn lên mặt bích của dầm cầu

Các guốc phanh 1 đợc gắn lên chốt lệch

tâm 8 Dới tác dụng của lò xo 6, các má

phanh đợc ép chặt vào các cam

lệch tâm 3 và ép các đầu tựa 4 làm các Hình 3 - 1pis tong trong xi lanh 5 sát lại gần nhau Phanh tang trống

Xilanh 5 đợc gắn chặt trên đĩa 7 Giữa các pistong của xi lanh 5 có lò xo nhỏ để

ép các pistong luôn sát vào guốc phanh

Trên bề mặt các guốc phanh có gắn các má phanh Để cho các má phanh haomòn đều hơn nên ở guốc phanh đằng trớc ngời ta thờng gắn má phanh dài hơn sovới guốc sau vì hiệu quả phanh của má trớc theo kiểu bố trí nh hình vẽ sẽ lớn hơnnhiều so với má sau Để giữ cho guốc phanh có hớng dịch chuyển ổn định trongmặt phẳng thẳng đứng, trên đĩa 7 có gắn các tấm hớng 2 Khi tác dụng vào bàn

đạp phanh, chất lỏng với áp suất cao sẽ truyền đến xi lanh 5 tạo nên lực ép trêncác pistong và đẩy các guốc phanh 1 ép sát vào trống phanh do đó quá trìnhphanh đợc tiến hành Khi nhả bàn đạp phanh, lò xo 6 sẽ kéo các guốc phanh 1 trởlại vị trí ban đầu, giữa má phanh và trống phanh có khe hở do đó quá trình phanh

sẽ kết thúc Trong qúa trình sử dụng, má phanh sẽ bị hao mòn làm cho khe hởgiữa trống phanh và má phanh tăng lên Muốn cho khe hở trở lại nh cũ thì có thể

 Cơ cấu phanh loại có piston bậc

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

Lực tác dụng lên hai guốc phanh trong

trờng hợp này sẽ khác nhau Với chiều

quay của trống phanh nh hình vẽ thì má

bên phải làm việc thuận lợi hơn vì có

hiện tợng tự siết, vì thế má bên phải cần

ít lực ép hơn có nghĩa là đờng 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

Hình 3 - 2

Cơ cấu phanh với piston bậc

ợc điểm là có một má phanh làm việc không thuận lợi nên hiệu suất phanhkhông cao Cơ cấu phanh loại này thơng chỉ làm việc tốt khi xe tiến, còn khi xelùi thì cơ cấu phanh làm việc không tốt

 Cơ cấu phanh loại có hai ống xi lanh

riêng rẽ ở hai guốc phanh

Trên hình 3 - 3 trình bày cơ cấuphanh 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 nh vậy cho nên hiệu quả phanh

của hai má sẽ bằng nhau khi trống phanh Hình 3 - 3

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

u, nh ợc điểm : Khi trống phanh quay ngợc chiều kim đồng hồ (ôtô tiến) thì hiệuquả phanh tốt nhng khi quay cùng chiều kim đồng hồ thì hiệu quả phanh giảmhơn 2 lần

 Cơ cấu phanh bơi:

ở các cơ cấu phanh kể trên, guốc phanh thờng tựa vào chốt cố định do đóguốc phanh có một bậc tự do Với loại phanh bơi, guốc phanh ở loại cơ cấuphanh này có hai bậc tự do và không có điểm tựa cố định ở cơ cấu phanhloại bơi, hai xi lanh làm việc đều tác dụng lên đầu trên và đầu dới của haiguốc phanh Khi phanh các guốc phanh sẽ dịch chuyển theo chiều ngang và

ép sát má phanh vào trống phanh Nhờ sự ma sát giữa má phanh và trốngphanh nên khi ép sát vào thì má phanh sẽ bị cuốn theo chiều quay của trốngphanh Mỗi má phanh lúc đó sẽ tác dụng vào pistong và đẩy xi lanh tì sát vào

điểm tựa cố định Lúc đó hiệu quả phanh sẽ tốt hơn

Ưu điểm: với kết cấu phanh loại bơi thì hai má phanh có hiệu quả tơng đối giốngnhau ,khi tiến cũng nh khi lùi Hiệu quả của loại phanh này tốt hơn nhiều so vớinhững loại trên.

Nh ợc điểm : kết cấu phức tạp, gây khó khăn cho việc bảo dỡng, sửa chữa

 Cơ cấu phanh tự cờng hoá: hình 3 - 4

Hình 3 - 4

Cơ cấu phanh tự cờng hoá

ở cơ cấu phanh này ngời ta lợi dụng lực ma sát giữa má phanh trớc vàtrống phanh để cờng hoá hiệu qủa phanh cho má phanh sau Vì guốc phanh trớc

đợc nối với guốc phanh sau bởi một thanh liên kết trung gian Khi phanh quaytheo một chiều nào cũng có một bên má phanh tựa vào một điểm tựa cố định 2

nh trên hình vẽ

Ưu điểm : Khi xe tiến và lùi thì hiệu quả phanh đều nh nhau

Hiệu quả phanh của cơ cấu này cao hơn các cơ cấu khác

Tham khảo trong tài liệu [2] ta đa 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 mômencủa cơ cấu phanh thông th-ờng 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

b) Cơ cấu phanh đĩa.

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

đĩa đó là loại đĩa quay và loại vỏ quay

 Loại đĩa quay : đĩa phanh đợc bắt chặt với moayơ bánh xe nhờ các bu lông.Có hai tấm ma sát (guốc phanh )đợc lắp vào càng phanh, càng phanh đồngthời là xi lanh phanh Khi ngời lái tác dụng lực vào bàn đạp phanh thì dầu phanh

từ xi lanh chính với áp suất cao đợc đa vào xi lanh chính làm pittông đẩy máphanh ép vào đĩa phanh, đồng thời với áp suất dầu cao làm cho càng phanh đợc

đẩy với chiều lực đẩy ngợc lại, làm càng phanh trợt trên chốt trợt ép má phanhcòn lại vào tấm ma sát và thực hiện quá trình phanh Khi ngời lái nhả phanh làm

áp suất dầu trong xi lanh chính giảm dầu phanh từ xi lanh bánh xe hồi về xi lanhchính.Pittông và càng phanh đợc hồi về vị trí ban đầu dới tác dụng của phớtpttông (cao su) Do khe hở phanh đợc điều chỉnh tự động bởi phớt pittông nênkhe hở phanh không cần phải điều chỉnh bằng tay

 Cơ cấu phanh dạng đĩa có các dạng chính và kết cấu trên hình 5.5

Ưu điểm của phanh đĩa loại đĩa quay: Toả nhiệt tốt do phần lớn đĩa phanh đợctiếp xúc với không khí, nên nhiệt sinh ra bởi ma sát dễ dàng toả ra ngoài khôngkhí nên sự chai bề mặt má phanh khó xảy ra Nó đảm bảo khả năng ổn địnhphanh ở tốc độ cao Phanh đĩa có cấu tạo tơng đối đơn giản nên việc kiểm tra vàthay thế má phanh đặc biệt dễ ràng Phanh đĩa còn có u điểm là có khả năngthoát nớc tốt, do nớc bám vào đĩa phanh bị loại bỏ rất nhanh bởi lực li tâm nêntính năng phanh đợc hồi phục trong thời gian ngắn Phanh đĩa còn có u điểm nữa

là không cần phải điều chỉnh khe hở giữa má phanh và đĩa phanh do khe hởphanh đợc điều chỉnh tự động bởi phớt cao su giữa píttông với xi lanh.Phanh đĩacòn có trọng lợng nhỏ hơn so với phanh tang trống Lực chiều trục tác dụng lên

đĩa đợc cân bằng.Kết cấu đơn giản nên độ chính xác có thể cao bởi vậy có khảnăng làm việc với khe hở giữa đĩa phanh với má phanh nhỏ nên giảm thời gianchậm tác dụng và tăng tỉ số truyền cho cơ cấu phanh

Nh

ợc điểm của phanh đĩa loại đĩa quay : Má phanh phải chịu đợc ma sát và nhiệt

độ lớn hơn do kích thớc của má phanh bị hạn chế, nên cần có áp suất dầu lớn hơn

để tạo đủ lực phanh Do gần nh không có tác dụng tự hãm nên cần có áp suất dầurất cao để đảm bảo đủ lực dừng xe cần thiết vì vậy đờng kính pittông trong xilanh bánh xe phải lớn hơn so với pittông phanh tang trống Phanh đĩa hở nênnhanh bẩn các bề mặt ma sát

 Phanh đĩa loại vỏ quay : Cơ cấu phanh đợc đặt trong vỏ gang vỏ

a) Loại hai pit tong

Hình 5.5 Kết cấu của cơ cấu phanh đĩa

b) Loại một pit tong

gang đợc bắt chặt với moayơ bánh xe bằng các bu lông Các đĩa có các máphanh đặt ở giữa bề mặt ma sát của vỏ và nắp Các đĩa đợc ép sát vào bề mặt vỏ

và nắp vỏ nhờ hai ống xi lanh và các hòn bi.Loại này thờng đợc dùng trên máykéo bánh bơm

Dựa vào các phân tích về u, khuyết điểm của các cơ cấu phanh nh ở trên, ta lựachọn cơ cấu phanh tang trống loại đơn giản cho các cơ cấu phanh của bánh xesau bởi vì xe có trọng lợng nhỏ và cơ cấu phanh tang trống loại này đơn giản vềkết cấu, dễ sửa chữa, thay thế và điều chỉnh

Đối với cơ cấu phanh của bánh xe trớc ta chọn cơ cấu phanh đĩa loại đĩa quay

c) Một số chi tiết chính của các cơ cấu phanh đã chọn:

- Trống phanh:

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

đảm bảo diện tích cần thiết để truyền nhiệt đợc tốt Nguyên liệu làm trống phanhphải 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 củagang Kết cấu của trống phanh phải đảm bảo ma sát tốt Trống phanh thờng làmbằng gang hoặc gang hợp kim( có thành phần Niken , đồng, Môdiphen)

Hiện nay, trống phanh đợc chế tạo bằng phơng pháp dập thép lá sau đó đúc

bề mặt bên trong bằng một lớp gang hợp kim Lớp gang hợp kim này đợc đúctheo phơng pháp li tâm

Để cho bề mặt trống phanh khỏi bị vênh thì bề mặt làm việc của trốngphanh phải đợc gia công cùng moayơ Sau khi gia công phải đem lên máy để cânbằng lại trống phanh

- Guốc phanh:

Guốc phanh thờng đợc chế tạo bằng các phơng pháp hàn dập hoặc đúc, vậtliệu thờng bằng gang Trên bề mặt guốc phanh có đặt má phanh Má phanh đợcghép với guốc phanh bằng đinh tán hoặc phơng pháp dán Các đinh tán phải bằngkim loại mềm để khi má phanh mòn đến đinh tán thì bề mặt trống phanh không

bị xớc

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

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

G - Trọng lợng 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 trờng g = 9,81(m/s2)

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

rbx - Bán kính làm việc trung bình của bánh xe

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

Mômen phanh cần sinh ra ở mỗi cơ cấu cầu trớc 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

1.3 Thiết kế tính toán cơ cấu phanh sau( phanh guốc )

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

Ta có biểu thức

ρ =

 1 2 0 0

0 0

2

sin cos

2 sin

cos cos

Với guốc phanh sau ta có 1 = 150 ; 2= 1300 ;  0= 1150

Với guốc phanh trớc ta có 1 = 200 ; 2= 1250 ;  0= 1050

Ta chọn guốc phanh sau có góc ôm lớn hơn guốc phanh sau là do kết cấuphanh ta đã chọn thì khi xe chạy tiến và ta phanh thì guốc sau do là má tự cờng

hoá nên chịu lực ma sát lớn hơn guốc trớc 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 guốcphanh sau lớn hơn góc ôm của guốc phanh trớc

14 , 3 115 2 115 sin 180

14 , 3 115

130 cos 15 cos 13 , 0 2

14 , 3 105 2 105 sin 180

14 , 3 105

125 cos 20 cos 13 , 0 2

3 , 0 15 , 0

3 , 0 147 , 0

Cơ sở xác định: Khi tính toán cơ cấu phanh ta cần xác định lực P tác dụng lênguốc phanh để đảm bảo cho tổng mômen phanh sinh ra ở guốc phanh trớc và saubằng mômen phanh tính toán của mỗi cơ cấu phanh đặt ở bánh xe

ở cơ cấu phanh tự cờng hoá thì hiệu quả phanh đợc tăng lên nhờ dùng lực masát giữa má phanh trớc và trống phanh để ép thêm má phanh sau vào trống phanh.Hai guốc phanh đợc nối với nhau bằng một thanh trung gian Nh vậy guốc phanhsau đợc ép vào trống phanh không những bằng lực P mà còn bằng lực U2 có trị sốbằng 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

U 3

P P

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

đối với điểm đặt lực U1 là

P(b+c) = R1(c-r01)  R1 = P

01

r c

c b

c b





từ đấy :

MPS1 = P

01

r c

c b





.r01 (3)

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

đối với điểm đặt lực U3 là

P(a-b) - R2(a-r02) + U2(a+c) trong đó U2 = U1= P

02

r c

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

 Xác định đờng kính xi lanh phanh của bánh xe

Từ công thức tính lực ép cần thiết tác dụng lên guốc phanh P   d2 p/ 4

ta suy ra đờng kính xi lanh phanh bánh xe:

10 7

1062 4

2  cm



 Đờng kính xi lanh bánh xe là d2= 20 (mm)

1.4 Tính toán cơ cấu phanh trớc (phanh đĩa)

Mômen phanh sinh ra trên một cơ cấu phanh loại đĩa quay đợc xác định

nh sau:

MPT = m.μ.Q.Rtb

Trong đó:

m - số lợng 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 =

M

.

'

108 , 0 3 , 0 2

2 , 1010

 Xác định đờng kính xi lanh bánh xe

Từ công thức Q = po.n.π.d1 /4 4. .

0 1

n p

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

p0- áp suất dầu trong hệ thống khi phanh p0 =50 80 KG/cm2

Thay các số liệu trên vào ta đợc:

d1 =

14 , 3 2 10 7

15589

4

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

1.5 Kiểm tra hiện tợng tự xiết cho cơ cấu phanh sau

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

ra khi má phanh bị ép sát vào tang trống phanh chỉ bằng lực ma sát mà không cầntác động lực P của pittông lên guốc phanh Khi hiện tợng tự xiết sảy ra lúc đómômen phanh MP đứng về phơng diện lý thuyết sẽ dẫn đến vô cùng dẫn đến pháhuỷ cơ cấu phanh

Từ công thức xác định mô men phanh

MPS= P

01

r c

c b





) )(

(

) )(

( ) )(

(

02 02

02

r c r a

c a c b r

c b a

với má sau khi : c=r02 hoặc a=r02

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

c=0,105(m)

r01=0,043(m)

r02=0,042(m)

thì ta thấy hiện tợng tự xiết không thể sảy ra

Kết luận : Với các thông số đã chọn đảm bảo cơ cấu phanh sẽ không sảy ra hiệntợng tự xiết khi phanh

1.6 Kiểm bền cơ cấu phanh

1.6.1 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





 q r

M b

T

P

0 2

2 13 , 0 3 , 0

1.6.2 Kiểm bền theo kích thớc má phanh

a) Tính bền máphanh theo công ma sát riêng L

Công ma sát riêng đợc tính theo công thức

L=



F g

V G

2 20

Trong đó G -trọng lợng 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 trớc

90 180

.

2

.

2

2 1

2 2

x0 -góc ôm của tấm ma sát : x0=600

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 đợc F2=0,02(m2)

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

Thay số vào công thức ta đợc:

67715159 ( / ) 677 ( / )

07 , 0 81 , 9

.

2

50

cm J m

N

Vậy L=677(J/cm2) < [L] =1000(J/cm2-).

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

b) Kiểm tra áp suất trên bề mặt ma sát

 Kiểm tra với má phanh sau

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

1

.r F

M t

PS

 Trong đó :

MPS-Mômen sinh ra của cơ cấu phanh sau của xe khi đầy tải

MPS=1155(N.m)

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

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

thay vào biểu thức trên ta đợc

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 củaguốc phanh trớc và guốc phanh sau nằm trong giới hạn cho phép

 Kiểm tra má phanh trớc

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

P= 1 , 2 ( / ) 01

, 0

m MN



áp suất giới hạn cho phép đối với má phanh xe con là  P 1 , 5 (MN/m )

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

Kết luận Má phanh trớc đủ bền theo điều kiện áp suất

c) Tính toán nhiệt phát ra trong quá trình phanh

Khi phanh, động năng của ôtô chuyển thành nhiệt năng Một phần năng ợng nhiệt này làm nóng các cơ cấu, một phần toả ra môi trờng xung quanh

l-Nếu nhiệt lợng làm nóng các cơ cấu lớn có thể dẫn đến làm hỏng các chi tiết củacơ cấu phanh nh làm mất tính đàn hồi của lò xo mặt khác nhiệt độ cao ở máphanh sẽ ảnh hởng đến hệ số ma sát giã má phanh với trống phanh và vì vậy sẽ

ảnh hởng đến hiệu quả phanh.Với phanh trớc là phanh đĩa nên toả nhiệt tốt, nên

ta chỉ tính toán nhiệt cho cơ cấu phanh sau

Phơng trình cân bằng năng lợng trong quá trình phanh là:

   

t t t t

t C t F K d m

v v g

G

0 0

2 2

2

2

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

2

2

.v v m C t g

V1 - Vận tốc ban đầu khi phanh

V2 - Vận tốc xe sau khi phanh V2= 0

g = 9,81(m/s2)

mt -khối lợngcủa 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

2

.



C m g

v G

t

500 15 81 , 9 2

3 , 8 24800

2

v G



Trên thực tế tổng khối lợng của các chi tiết bị nung nóng gồm hai tang trốngphanh sau và hai điã phanh trớc là lớn hơn 11,6 kg do vậy với cơ cấu phanh đãchọn đảm bảo sự thoát nhiệt theo yêu cầu

1.7 Tính bền một số chi tiết của cơ cấu phanh

1.7.1 Tính bền trống phanh

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

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

2 ' 2

' 2 '

2 '

r

b a

b

a q

' 2 '

2 '

r

b a

b

a q







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

n  q

'2 '2

2 ' 2 '

) (

a b

b a q t









Với cơ cấu phanh đã chọn và các giá trị đã tính toán ở phần trên

) 14 , 0 13 , 0 ( 6 ,

2 2

2 2

m MN

Với trống phanh làm bằng gang СЧ 18-36 thì có K  180 (MN/m2 )

ta thấy td K Vậy trống phanh đủ bền

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

' 2 '

2 '

r

b a

b

a q

' 2 '

2 '

r

b a

b

a q







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

n  q

'2 '2

2 ' 2

(

a b

b a q t

) 015 , 0 01 , 0 (

2 2

2 2

m MN

Với xi lanh phanh làm bằng gang СЧ 18-36 thì có 18-36 thì có K 180 (MN/m2 )

ta thấy td K 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

b) Tính bền cho xi lanh phanh bánh trớc

Với xi lanh phanh bánh trớc ta tính tơng tự nh xilanh phanh bánh sau

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

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

- 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

n  q

'2 '2

2 ' 2

(

a b

b a q t

) 025 , 0 02 , 0 (

2 2

2 2

m MN

Với xi lanh phanh làm bằng gang СЧ 18-36 thì có 18-36 thì có K 180 (MN/m2 )

ta thấy td K Vậy trống phanh đủ bền

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

c) Tính bền guốc phanh

Guốc phanh đợc làm bằng thép C40 và đợc 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)Bán kính đờng trung hoà:

) ( 112 5 , 102

208 119

300

208 300 '

2 1 1

2

R

F R F

F F

 Kiểm bền guốc phanh

Giả thiết lực tác dụng lên má phanh đợc phân bố đều trên toàn tiết diện củamá phanh Theo các kết quả đã tính toán ở các phần trên, và căn cứ vào kết cấu tathấy guốc phanh sau của cơ cấu phanh chịu lực lớn hơn so với guốc phanh trớc

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 đợc xác định ở cácphần trớc là: U2 = 2865 (N) U3 = 5785 (N)

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

Phân tích các thành phần lực theo các phơng hớng kính Lực R2 chia làm haithành phần N và T trong đó:

- Lực pháp tuyến N = R2.cos = 10769.cos 9φ = 10769.cos 9 0 =10636(N)

- Lực tiếp tuyến T = R2.sin = 10769.sin 9φ = 10769.cos 9 0 = 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

10636

r

N t

1684

r

T t

β02 = 1150 là góc ôm của guốc sau

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

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

Ta phân lực P thành hai thành phần lực là PN theo phng hớng tâm và PT theo

Mx = 0 (N.m)

+ xÐt t¹i mÆt c¾t (2-2) víi β < 400

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

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

(1- cos30) +848.0,13(1-cos20) -639 0,13.sin 20 = 25(N.m)

+ XÐt t¹i mÆt c¾t (d-d) khi β =900 =1,57 rad

+ Xét tại mặt cắt (e-e) khi β =1200 =2,1 rad

+ Xét tại mặt cắt (f-f) khi β =1550 =2,7 rad

Từ các giá trị tính toán đợc tại các mặt cắt khác nhau, ta lập đợc bảng sau:

N Q

Mu

4824 1971 -1375

-7878

-14362

-10207

-3847 -8255 -11036

R

R F

M F



Trong đó: Q = -20207 (N) là lực nén

Mx = 759 (N.m) là mô men uốn

Rth = 0,112 (m) là bán kính trung hoà của guốc phanh

Ri là bán kính tại điểm đang xétF: diện tích mặt cắt; F = F1 + F2 = 0,3+ 0,208 = 5,08.10-4(m2)

 Xét tại điểm 1:

112 , 0 1 10 08 , 5

759 10

08 , 5

20207

4 4

112 , 0 1 10 08 , 5

759 10

08 , 5

20207

4 4

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

3 2 1 2

2 2

3 3

12

.

12

.

F Y a R R F Y c R R

7 , 9 12

50 116 122 208 8 , 6 12

8 89

2 3

Từ đó    

6 , 0 15 , 10

1 , 2 7976

.

b J

S N x

x c

HT, LL, HH mức độ an toàn và hiệu quả phanh cao: Khi hỏng một dòng phanh

thì hiệu quả phanh giảm không đáng kể, xe vẫn điều khiển tốt và chuyển động ổn

định nhng kết cấu phức tạp, gía thành cao Đối với xe minibus thì có thể sử dụngsơ đồ dẫn động phanh dạng TT hoặc K hiệu quả phanh, mức độ tin cậy khi có sự

cố vẫn đảm bảo mà giá thành không quá cao ở sơ đồ dạng K, nếu một dòngphanh nào đó bị hỏg sẽ gây nên chênh lệch lực phanh ở các bánh xe còn lại nênkhi phanh ôtô đang chuyển động thẳng thì nó có thể bị quay trong mặt phẳngngang Do vậy, ta chọn sơ đồ dẫn động dạng TT với xilanh chính hai ngăn nh đãtrình bày ở trên Vì khi phanh do có sự phân bố lại tải trọng lên các bánh xe cầutrớc, cầu sau nên các bánh sau dễ bị bó cứng Do đó, trong dẫn động ta bố tríthêm bộ điều hoà lực phanh

2.2 Tính toán dẫn động phanh.

2.2.1 Xác định đ ờng kính làm việc của xilanh bánh xe

 Cơ sở:

Đờng kính xilanh bánh xe phải có kích thớc sao cho với áp suất đã chọn, nó sinh

ra lực bằng lực cần thiết tác dụng lên guốc phanh :

Từ công thức tính lực cần thiết ép lên guốc phanh: P = d .p

p : áp suất cực đại cho phép trong hệ thống phanh

Với đờng kính của xilanh phanh bánh xe trớc và xi lanh bánh xe sau đã tính toán

l l

Với D: Đờng kính xilanh tổng phanh, chọn D = 21,5 mm = 2,15 cm

Đối với ôtô con lực phanh lớn nhất cho phép : [Q] = 50 kG,

Nh vậy ta phải lắp thêm bộ trợ lực phanh để giảm nhẹ cờng độ lao động cho ngời lái

Với kích thớc D, l, l’ đã chọn trên, ta xác định đợc hành trình bàn đạp phanh theocông thức :

2

2 2 1

2

2



b

D

x d x d

x1, x2 : Hành trình piston của các xilanh làm việc ở bánh xe trớc và sau

+Với phanh đĩa: x1 = 1mm

+ Với phanh guốc: x2 =   

c

c

a   

Trong đó:

 : Khe hở trung bình giữa má_ trống ,  = 0,3 mm

 : Độ mòn hớng kính cho phép của má phanh,  = 1,2 mm

= 3mm

Vậy hành trình toàn bộ cuẩ bàn đạp:

, 15

3 20 2 1 40 2

2

2 2

240/88 = 70 mm

Đồi với ôtô con, hành trình bàn đạp cho phép là : 150 mm

Vậy: h < [h] = 150mm, thoả mãn yêu cầu

* Xác định hành trình của piston xilanh lực:

Hành trình của piston trong xilanh chính phải bằng hoặc lớn hơn yêu cầu đảm bảo thể tích dầu đi vào các xilanh làm việc ở các cơ cấu phanh

Gọi S1, S2’ là hành trình dịch chuyển của piston thứ cấp và sơ cấp thì

2 4

1 1

2 4

2 2

Trong đó :

d1 , d2: đờng kính xilanh bánh xe trớc và sau

d1 = 40mm ; d2 = 20 mmD: Đờnh kính xilanh chính , D =15,5 mm

x1, x2 : Hành trình dịch chuyển của piston bánh xe trớc và sau

x1 = 1mm ; x2 = 3mm

 S1 = 2 1 , 1

5 , 15

20

2

= 11 mm

Nh vậy : Pis ton thứ cấp dịch chuyển một đoạn S2 = 15mm

Piston sơ cấp dịch chuyển một đoan S1 = 11 mm

2.2.2 Thiết kế tính toán bộ trợ lực

a) Các phơng án cờng hoá

Ph ơng án 1 Cờng hoá khí nén

Nguyên lý làm việc

Khi tác dụng một lực lên bàn đạp phanh , qua các đòn dẫn động , ống 11

đẩy van 9 mở ra , khí nén từ bình chứa 8 qua van 9 vào khoang A và B tạo lực

đẩy piston 5 của xilanh lực Piston 5 dịch chuyển tác động piston 7 của xilanhchính làm piston này di chuyển về phía phải ép dầu trong xilanh chính , dầu có

áp suất cao sẽ đi tới các xilanh làm việc của bánh xe Trong khi đó ở khoang Anếu ngời lái đạp phanh giữ nguyên ở một vị trí thì áp suất khí nén tăng lên tácdụng lên piston 10 , đến một giá trị nào đó thì cân bằng với lực đẩy của cánh tay

đòn 3 Lúc đó piston 10 sẽ dịch chuyển sang trái làm cho van 9 đóng lại trongkhi đó đờng nối với khí trời trong ống 10 cha mở , mômen phanh lúc này có giátrị không đổi Khi ngời lái tiếp tục đạp phanh thì ống 11 lại di chuyển về phíaphải làm van 9 lại đợc mở ra , khí nén lại tác dụng lên piston 5 , khí nén lại tácdụng lên piston 5 để piston xilanh chính ép dầu tới các xilanh bánh xe

Khi nhả bàn đạp phanh , nhờ lò xo hồi vị , piston 10 và ống 11 đ ợc kéo trở về vịtrí ban đầu làm van 9 đóng lại Khi ống 11 không tì vào van 9 sẽ mở đờng thôngvới khí trời , khí nén còn lại trong khoang A và B sẽ đi qua ống ra ngoài

3 1

2

11

5

- Lực cờng hoá lớn, vì áp suất khí nén có thể đạt 57 KG/cm2 Bảo đảm đợc quan

hệ tỷ giữa lực bàn đạp và với lực phanh

Nhợc điểm

- Số lợng các cụm trong hệ thống phanh nhiều, kết cấu phức tạp, cồng kềnh ,

động cơ phải kèm theo máy nén khí , giá thành cao

Nguyên lý làm việc

Khi không phanh cần đẩy 8 dịch chuyển sang phải kéo van khí 5 và van

điều khiển 6 sang phải, van khí tì sát van điều khiển đóng đờng thông với khítrời, lúc này buồng A thông với buồng B qua hai cửa E và F và thông với đờngống nạp Không có sự chênh lệch áp suất ở 2 buồng A, B, bầu cờng hoá khônglàm việc

Hình VI.2 Sơ đồ bộ trợ lực chân không

Vòi chân không , 3 Màng chân không , 4 Van chân không , 5 Van khí , 6 Van

điều khiển , 7 Lọc khí , 8 Thanh đẩy , 9 Bàn đạp