2.4.1 Tính toán kiểm tra công trượt riêng.
Kích thước má phanh không chỉ xác định theo tiêu chí áp suất làm việc phải nhỏ hơn hoặc bằng áp lực cho phép [q] đã nêu ở trên nhằm bảo đảm tuổi thọ cho má phanh; mà còn được xác định theo tiêu chí công ma sát trượt riêng nhằm bảo đảm cho má phanh làm việc trong thời gian lâu dài. Bởi vì với cùng áp suất làm việc của má phanh trong quá trình phanh như nhau nhưng tốc độ xe khi bắt đầu phanh càng lớn thì má phanh sẽ càng mau mòn.
Theo định nghĩa công ma sát trượt riêng chính là công ma sát trượt của má phanh trong quá trình phanh tính trên một đơn vị diện tích làm việc của má phanh.
Giả sử công ma sát trượt L trong quá trình phanh sẽ thu toàn bộ động năng của ôtô khi bắt đầu phanh với vận tốc v1 cho đến khi ôtô dừng hẳn (v2 = 0); tức là:
L = ma(v12
−v22)
2 =Gav12
2g (1.39)
Suy ra công trượt riêng là:
Lr = L
A∑=Gav12
2g A∑ (1.40)
Trong đó: ma là khối lượng toàn bộ của ôtô đầy tải khi phanh [kg], Ga là trọng lượng của ôtô [N], v1 là tốc độ ôtô khi bắt đầu phanh [m/s], g là gia tốc trọng trường (g = 9,81[m/s2]), AS là tổng diện tích làm việc của tất cả các má phanh trong hệ thống phanh [m2].
Trong mỗi cơ cấu phanh, diện tích làm việc có thể được xác định như sau:
+ Với cơ cấu phanh đĩa:
AS = 2.p.(R2
2−R12).2απ = (R22
−R12). α (1.41)
+ Với cơ cấu phanh guốc:
AS = 2. b.rt.(α2−α1)=2.b.rt.α (1.42) Ở đây, góc ôm α đều tính bằng [rad].
Trị số công ma sát riêng tính theo các công thức trên khi bắt đầu phanh với tốc độ trung bình (v1 = vtb = 0,5vmax) cho đến khi xe dừng hẳn (v2 = 0) phải nằm trong giới hạn cho phép [Lr] như sau:
+ Đối với ụtụ du lịch: [Lr] = 4á15[MJ/m2] (1.43) + Đối với ụtụ khỏc: [Lr] = 3á7[MJ/m2] (1.43b) 2.4.2 Tính toán kiểm tra nhiệt độ hình thành ở cơ cấu phanh.
Trong quá trình ôtô bị phanh, động năng ôtô bị tiêu tán bởi công ma sát trượt và biến thành nhiệt năng, làm nung nóng má phanh - trống phanh (hoặc đĩa phanh) và một phần truyền ra môi trường không khí. Tuy nhiên khi phanh ngặt trong thời gian ngắn, năng lượng nhiệt không kịp truyền ra cho môi trường không khí hoặc truyền ra không đáng kể nên trong tính toán thiết kế, để an toàn về nhiệt chúng ta có thể coi tang trống (hoặc đĩa phanh) nhận hết nhiệt năng này trong quá trình phanh. Vì vậy ta có phương trình cân bằng nhiệt như sau:
ma(v12
−v22
)
2 =mp.C . ΔTT (1.44)
Trong đó: mp là tổng khối lượng của các tang trống (hoặc đĩa phanh); C là nhiệt dung riêng của vật liệu làm tang trống (hoặc đĩa phanh) – đối với thép hoặc gang thỡ C ằ 500[J/kg] – cũn với hợp kim xi-lu-min thỡ C cú thể lấy lờn tới 950[J/kg].
Còn DT là độ tăng nhiệt độ của tang trống (hoặc đĩa phanh).
Độ tăng nhiệt độ của tang trống (hoặc đĩa phanh) khi phanh với tốc độ của ôtô v1 = 8,33[m/s] cho đến khi dừng hẳn (v2 = 0) không được vượt quá 150. Khi phanh ngặt với tốc độ trung bình (khoảng 50% so với tốc độ cực đại) thì độ tăng
nhiệt độ cũng không được vượt quá 1250. Để ý rằng trong thực tế khi phanh liên tục trên dốc dài thì nhiệt độ của trống phanh có thể vượt quá giới hạn cho phép làm nóng quá mức má phanh, tang trống cũng như dầu dẫn động; có thể dẫn đến mất an toàn hệ thống phanh, gây nguy hiểm cho ôtô. Vì vậy để hổ trợ cho hệ thống phanh chính khi ôtô qua dốc dài mà phải phanh liên tục thì ôtô phải được trang bị thêm hệ thống phanh chậm dần không sử dụng nguyên lý tiêu tán năng lượng bằng ma sát cơ khí như dùng van chắn đường thải động cơ (phanh động cơ), dùng phanh điện từ.v.v...
Chú ý 1: Từ bài tóan tính bề rộng má phanh (mục 1.4), bài toán kiểm tra công trượt riêng ở mục 1.5.1 nếu không thỏa mãn giá trị cho phép thì phải tính lại để tăng bề rộng tấm ma sát sao cho thỏa mãn các điều kiện (1.40).
Chú ý 2: Cùng với bài toán kiểm tra nhiệt, bài toán tính toán thiết kế bề dày d tang trống (hoặc bề dày đĩa phanh) có thể được suy ra từ công thức khối lượng (1.41) như sau.
+ Đối với tang trống:
π[(rt+δ)2−rt2].(b+δ).ρ=mt (1.45)
+ Đối với đĩa phanh:
π(R22−R12).δ.ρ=mt
(1.45b)
trong đó: ρ là khối lượng riêng của vật liệu làm tang trống hoặc đĩa phanh. Với gang hoặc thép thì ρ = 7800[kg/m3].
Chương 3 (Bài 4) Thiết kế điều khiển dẫn động phanh
3.1. Tính toán thiết kế điều khiển dẫn động phanh dầu & liên hợp thủy khí 3.1.1. Hành trình dịch chuyển đầu piston xy lanh công tác của cơ cấu ép.
Trong truyền động phanh dầu, để tạo ra lực ép cho cơ cấu phanh chúng ta thường dùng piston để truyền lực ép P lên guốc phanh hoặc ép trực tiếp lên đĩa phanh (đối với cơ cấu phanh đĩa).
+ Đối với kiểu cơ cấu phanh guốc: hành trình dịch chuyển của piston công tác x [mm] của cơ cấu ép được xác định:
x = (δo+δm)(a+b)
b (1.46) trong đó do là khe hở hướng kính trung bình giữa má phanh và trống phanh (xem hình 1.9). Khe hở hướng kính trung bình thường do được điều chỉnh theo kinh nghiệm từ 0,5 đến 0,6[mm]. Còn dm là độ mòn hướng kính cho phép của má phanh và tang trống. Khi lượng mòn hướng kính đạt đến giá trị cho phép nằm trong khoảng
ab
rt
P1 P2
fN2 N1
fN1
N2
x
d0
h
Hình 1.9: Sơ đồ tính hành trình x
1,0á1,2[mm] thỡ hành trỡnh bàn đạp sẽ đạt giỏ trị cực đại cho phộp [Sbd] mà tại đú cần phải điều chỉnh lại khe hở hướng kính trung bình do.
Giá trị cực đại cho phép của hành trình bàn đạp ôtô ứng với giới hạn mòn phải điều chỉnh khe hở nằm trong giới hạn kinh nghiệm sau.
+ Đối với ụtụ vận tải hàng húa và hành khỏch: [Sbd] = 170á180[mm]
+ Đối với ụtụ du lịch: [Sbd] = 150á160 [mm] (1.47)
Chú ý rằng, giá trị hành trình thực tế của bàn đạp khi không tính đến lượng mũn dm chỉ nằm trong khoảng [Sbd] = 60á90[mm] đối với xe du lịch và khoảng [Sbd] = 70á100[mm] đối với xe vận tải hàng húa cũng như hành khỏch.
+ Đối với kiểu cơ cấu phanh đĩa: hành trình dịch chuyển của piston công tác x [mm] của cơ cấu ép phanh đĩa được xác định bằng:
x = do (1.48)
Với cơ cấu phanh đĩa, khe hở hướng trục do thường khá nhỏ với giá trị vào khoảng (0,3á0,5)[mm]. Chỳ ý trong kiểu cơ cấu phanh đĩa thỡ khe hở hướng trục do
thường được tự điều chỉnh bằng chính ma sát giữa đĩa phanh và má phanh hoặc bởi cơ cấu tự điều chỉnh cưỡng bức khe hở do, vì vậy trong công thức (1.45) không có
thông số về lượng mòn cho phép dm. Chính vì vậy cơ cấu phanh đĩa có ưu điểm nổi bậc hơn hẳn cơ cấu phanh trống guốc là “độ chậm tác dụng” nhỏ.
3.1.2 Hành trình dịch chuyển của piston xy lanh chính.
Piston chính có nhiệm vụ truyền lực từ bàn đạp và bộ trợ lực phanh (nếu có) để tạo ra áp suất cao trong hệ thống khi phanh. Áp suất cao trong hệ thống chỉ bắt đầu hình thành khi tất cả các khe hở trong hệ thống phanh đã được khắc phục, nên hành trình dịch chuyển của piston xy-lanh chính hc [mm] được xác định.
hc = ( (2 x1. nDc21. d12+2 x2. nDc22. d22).2+δ1+δ2+δdkdDdk2c2). K (1.49)
trong đó:
x1, x2 là hành trình dịch chuyển của piston công tác ở cơ cấu phanh cầu trước/
sau. Còn số 2 đi theo thông số x để xác định số lượng hai piston công tác trong mỗi cơ cấu phanh.
n1, n2 tương ứng là số lượng trục bánh xe của cầu trước/sau.
d1, d2 lần lượt là đường kính xy-lanh công tác ở cơ cấu phanh cầu trước, cầu sau. Chỉ số 2 bên ngoài ngoặc đơn xác định có hai cơ cấu phanh trên mỗi trục bánh xe trước/sau.
Dc là đường kính xy lanh chính.
ddk là đường kính xy lanh dầu điều khiển đóng mở van của bộ trợ lực kiểu trợ lực gián tiếp (đối với kiểu điều khiển trực tiếp thì ddk/Dc)
d1, d2 lần lượt là khe hở thông dầu trong xy-lanh chính ở trạng thái không phanh ứng với các dòng trước/sau.
ddk là khoảng dịch chuyển của piston trợ lực để điều khiển đóng mở van của bộ trợ lực. Còn K là hệ số tính đến độ đàn hồi của hệ thống. Theo kinh nghiệm, thường K ằ 1,05á1,07. Trong tớnh toỏn thiết kế, cỏc khe hở d1, d2 và ddk thường được chọn theo kinh nghiệm với giỏ trị nằm trong khoảng 1,0á2,0[mm].
3.1.3 Đường kính xy lanh chính và xy lanh công tác.
Đường kính xy-lanh công tác dk ở các cơ cấu phanh kiểu trống guốc được xác định từ lực ép yêu cầu tương ứng Fk.
dk=√4. Fπ. pkd (1.50)
trong đó Fk là lực ép yêu cầu ở cơ cấu phanh thứ k; pd là áp suất làm việc của dầu phanh trong xy lanh thứ k.
Đối với cơ cấu phanh đĩa:
dk=√4. Fnk. πk . pd (1.50b)
Trong đó nk là số xy lanh ép của cơ cấu phanh đĩa thứ k.
Khi phanh với lực phanh lớn nhất thì áp suất dầu phanh pd trong hệ thống hiện nay nằm trong khoảng:
+ Hệ thống phanh khụng cú bơm dầu hổ trợ: pd ằ 5á10[MN/m2] + Hệ thống phanh cú bơm dầu hổ trợ (ABS): pd ằ 10á25[MN/m2] trong đó, giới hạn thấp được chọn cho cơ cấu phanh đĩa; còn giới hạn cao được chọn cho cơ cấu phanh trống guốc.
Đường kính xy lanh chính Dc sẽ được xác định từ tỷ số khuếch đại thủy lực ik như sau:
ik=(Ddkc)2 (1.51)
trong đó ik là tỷ số khuếch đại thủy lực của xy-lanh công tác thứ k so với xy-lanh chính. Thực tế kinh nghiệm đối với hệ thống phanh dầu thì tỷ số khuếch đại thủy lực đối với cơ cấu phanh guốc thường nằm trong khoảng ik = 0,75á1,50. Cũn tỷ số khuếch đại thủy lực đối với cơ cấu phanh đĩa nằm trong khoảng id = 1,00á3,00.
Vì vậy trong tính toán thiết kế có thể tính đường kính xy-lanh chính theo giá trị trung bình gần đúng như sau:
+ Đối với cơ cấu phanh trống guốc:
Dc
2¿dkmin2
0,75 ¿dkmax2
1,50 (1.52)
+ Đối với cơ cấu phanh đĩa:
Dc
2¿dkmin2 n1
1,00 ¿dkmax2 n2
3,00 (1.52b)
Ở đây dkmin là giá trị nhỏ nhất của các đường kính xy-lanh công tác; dkmax là giá trị lớn nhất của các đường kính xy-lanh công tác; n1,2 là số nguyên 1 hoặc 2 để chỉ số xy-lanh cụng tỏc ở cơ cấu phanh đĩa trước hoặc sau; cũn cỏc số 0,75á1,50 và 1,00á3,00 là cỏc hệ số khuếch đại, được chọn theo kinh nghiệm đó nờu ở trờn.
3.1.4a Hành trình và thể tích bầu phanh của hệ thống phanh thủy khí.
Hành trình dịch chuyển piston xy-lanh chính cũng chính là hành trình dịch chuyển của bầu phanh khí nén trong dẫn động phanh thủy khí. Trên cơ sở hành trình dịch chuyển của bầu phanh khí nén, thể tích các bầu phanh khí nén sẽ còn được xác định theo đường kính bầu phanh được cho bởi biểu thức cân bằng lực như sau:
dk=√4. Pπ. pkd (1.50)
3.1.4 Hành trình và tỷ số truyền bàn đạp phanh của hệ thống phanh dầu.
Đòn bàn đạp phanh có nhiệm vụ truyền lực đạp của lái xe lên piston của xy- lanh chính. Vì vậy dịch chuyển của đầu bàn đạp phanh có thể được xác định:
Sbd = (h+δ).ibd (1.53)
trong đó h là hành trình dịch chuyển của piston xy-lanh chính; d là khe hở cần thiết giữa cần đẩy và piston xy-lanh chính; ibd là tỷ số khuếch đại lực từ bàn đạp đến piston xy-lanh chính; và thường được gọi là tỷ số truyền bàn đạp.
Thay công thức tính hành trình dịch chuyển của piston xy-lanh chính h (1.46) vào công thức (1.50) với điều kiện giá trị hành trình bàn đạp lớn nhất ứng với lúc má phanh mòn đến giới hạn phải hiệu chỉnh không được vượt quá giá trị cho phép đã cho ở (1.44) thì ta có:
( ( [2x1.Dn1c2.d12+2x2.Dn22c.d22 ]. 2+δ1+δ2+δdk dDdk2c2).K+δ).ibd∈[Sbd] (1.54)
Chỳ ý rằng trong cụng thức (1.54) sử dụng dấu “thuộc về” (ẻ) để xỏc định rằng giá trị hành trình bàn đạp phải nằm trong giới hạn thuộc tầm với dễ chịu cho lái xe (chứ không dùng dấu bằng = hoặc dấu bất đẳng thức £ .v.v...).
Nếu gọi i1 = (d1/Dc)2, i2 = (d2/Dc)2, idk = (ddk/Dc)2 là các tỷ số khuếch đại thủy lực thì từ điều kiện (1.54) ta có thể tính được tỷ số truyền của bàn đạp ibd :
ibd= [Sbd]
(((2x1.n1.i1+2x2.n2.i2). 2+δ1+δ2+δdk.idk).K+δ) (1.55)
Đặc biệt nếu d1 = d2 = ddk = Dc; tức là i1 = i2 = idk = 1 thì công thức tính tỷ số truyền của bàn đạp ở (1.52) được viết lại đơn giản hơn:
ibd= [Sbd]
(((2x1.n1+2x2.n2). 2+δ1+δ2+δdk).K+δ)
(1.55b)
Trong các công thức trên thì khe hở cần thiết giữa cần đẩy và piston xy-lanh chớnh d thường cú giỏ trị trong khoảng 0,3á0,5[mm]. Giỏ trị tỷ số truyền bàn đạp cú thể nằm trong khoảng ibd ằ 4,5á10. Cỏc thụng số khỏc đó được giải thớch.
Chú ý rằng, khi không xét đến lượng mòn giới hạn cho phép dm, thì hành trỡnh thực tế của bàn đạp chỉ nằm trong khoảng [Sbd] = 60á100[mm]. Giới hạn lớn áp dụng cho xe vận tải hàng hóa cũng như hành khách hoặc các loại xe dùng kiểu
cơ cấu phanh trống guốc. Còn tỷ số giữa hành trình bàn đạp thực tế (tính theo công thức (1.53) khi dm = 0) so với hành trình có ích của bàn đạp (không tính các khe hở tự do: d1 = d2 = d = 0 khi dm = 0) thường nằm trong khoảng từ 1,4á1,6 đối với cơ cấu phanh trống guốc; và khoảng 1,6á2,0 đối với cơ cấu phanh đĩa.
3.1.5 Lực cần thiết tác dụng lên bàn đạp phanh khi chưa tính trợ lực.
Lực cần thiết phải tác dụng lên bàn đạp phanh (khi chưa tính đến trợ lực) để thực hiện quá trình phanh khẩn cấp với lực phanh lớn nhất yêu cầu như sau:
Fbd≥π . Dxl2. pd
4. ibd. ηbd. ηxl (1.56)
trong đó: Dxl là đường kính xy-lanh cung cấp dầu cho các xy-lanh công tác; khi dùng kiểu trợ lực trực tiếp thì Dxl là xy-lanh chính Dc. Thông số pd là áp suất làm việc yêu cầu lớn nhất của dầu trong hệ thống khi phanh khẩn cấp. Đại lượng ibd là tỷ số truyền bàn đạp đã được xác định theo các công thức (1.55). Thông số hbd là hiệu suất của bàn đạp, kể đến tổn thất truyền lực tính từ bàn đạp đến piston xy-lanh chính. Còn hxl là hiệu suất xét đến tổn thất do ma sát của piston với xy-lanh chính.
Trong tính toán, các hiệu suất có thể chọn theo kinh nghiệm sau:
+ Hiệu suất truyền động cơ khớ : hbd ằ 0,85á0,90
+ Hiệu suất của piston-xylanh: hxl ằ 0,92á0,95 (1.56b) Giá trị tính toán về lực bàn đạp theo công thức (1.56) yêu cầu phải nhỏ hơn giá trị cho phép nhằm bảo đảm điều khiển nhẹ nhàng cho lái xe đối với các ôtô hiện nay như sau:
+ Với xe du lịch, tải và khỏch cỡ nhỏ: [Fbd]ằ200á300[N]
+ Với xe tải và khỏch cỡ trung bỡnh và lớn : [Fbd] ằ300á400[N]
Nếu giá trị tính toán về lực bàn đạp theo công thức (1.56) mà lớn hơn giới hạn cho phép đã nêu thì phải tính toán thiết kế thêm bộ phận trợ lực cho hệ thống điều khiển nhằm giảm nhẹ lực điều khiển cho lái xe như mục 2.1.6 dưới đây.
3.1.6 Lực trợ lực cần thiết của bộ trợ lực.
Khi có bộ phận trợ lực phanh (trực tiếp hay gián tiếp) thì công thức tổng quát nhằm xác định các lực cần thiết phải có để thực hiện điều khiển quá trình phanh khẩn cấp với lực phanh lớn nhất yêu cầu như sau:
Fbd. ibd. ηbd+Ftl. itl. ηtl≥π .D2xl. pd
4. ηxl (1.57)
trong đó Dxl là đường kính xy-lanh cung cấp dầu cho các xy-lanh công tác; còn pd
là áp suất làm việc lớn nhất của dầu trong hệ thống khi phanh khẩn cấp; đại lượng itl là tỷ số truyền khuếch đại của trợ lực, tính từ xy-lanh trợ lực (trợ lực chân không hoặc trợ lực khí nén) đến piston của xy-lanh cung cấp dầu cho các xy-lanh công tác (xem hình 1.10), đại lượng htl là hiệu suất của bộ phận trợ lực, kể đến tổn thất truyền lực tính từ xy-lanh trợ lực đến piston xy-lanh cung cấp dầu cho các xy-lanh
công tác.
Chú thích hình 1.10 : 1- là xy-lanh chính kiểu kép, 2- các piston, 3- các bình chứa dầu, 4- bầu trợ lực chân không, 5- piston (hoặc màng) của bầu trợ lực chân không, 6- cơ cấu đàn hồi tỷ lệ, 7- cụm lò xo và nắp van kết hợp (vừa là nắp van không khí – đang đóng kín với đế van không khí gắn ở đầu cần đẩy; vừa là nắp van chân
1
10 11
14 13 12 2
3
6 5 4
8 7
9
15
B A
t hô ng s ô?
Hình 1.10: Sơ đồ tính truyền động phanh dầu có trợ lực trực tiếp.
không – đang mở đối với đế van chân không 11), 8- lọc không khí, 9- bàn đạp, 10- lò xo hồi vị cần đẩy từ bàn đạp kiêm chức năng đóng kín đế van không khí với nắp van 7, 11- đế van chân không, 12- bình chân không (thông với họp nạp động cơ xăng – hoặc thông với bơm chân không nếu xe dùng động cơ diezel), 13- van một chiều, 14 và 15 – các đường dẫn dầu đến các xy-lanh bánh xe sau/trước.
Trong trường hợp trợ lực trực tiếp (xem hình 1.10) thì itl = 1; hiệu suất htl có thể chọn tương tự (1.56b). Còn trường hợp trợ lực gián tiếp thì tùy sơ đồ nguyên lý trợ lực để xỏc định cụ thể giỏ trị itl và htl cũng bị giảm đi từ 5á10%.
Khi thiết kế hệ thống điều khiển phanh có trợ lực thì lực bàn đạp thường được chọn trước sao cho bảo đảm được yêu cầu điều khiển nhẹ nhàng cho lái xe.
Lúc này lực bàn đạp Fbd trong công thức (1.57) có thể được chọn bằng gía trị đã cho [Fbd] như ở (1.56c), khi đó lực yêu cầu của bộ trợ lực Ftl xác định theo công thức (1.57) sẽ phải thỏa mãn điều kiện sau:
Ftl≥(π . D4. ηxlxl2. pd
−[Fbd]. ibd. ηbd)
itl. ηtl
(1.58) trong công thức (1.58) này, các thông số đã được chú thích.
3.1.7 Đường kính xy-lanh của bầu trợ lực.
Để giảm nhẹ lực điều khiển phanh cho lái xe, thường dùng bộ trợ lực kiểu chân không hoặc bộ trợ lực kiểu khí nén. Lực trợ lực được tạo ra nhờ nguyên lý chênh lệch áp suất giữa hai ngăn của bầu trợ lực và được xác định như sau:
Ftl=π . D2b
. ΔTp
4 (1.59)
Suy ra đường kính bầu trợ lực Db:
Db=√4. Fπ ..ΔT ptl (1.59b)
Ở đây Dp là độ chênh lệch áp suất lớn nhất giữa hai ngăn của bầu trợ lực khi phanh khẩn cấp. Trong thiết kế giá trị chênh lệch áp suất Dp có thể chọn như sau:
+ Với kiểu trợ lực chõn khụng: Dpck ằ (0,050á0,065)[MN/m2]