Song song với việc phát triển ngành ôtô thì vấn đề bảo đảm an toàn cho người vàxe là một phần không thể thiếu. Chính vì lẽ đó các hãng xe không ngừng nâng cao vàphát triển các hệ thống bảo đảm an toàn như: hệ thống phanh, dây đai an toàn, túikhí…trong đó hệ thống phanh chiếm một trong những vị trí quan trọng nhất. Khi thiếtkế hệ thống phanh phải đảm bảo phanh có hiệu quả cao, ổn định ở mọi tốc độ, trongmọi tình huống, đặc biệt là những tình huống phanh gấp, qua đó nâng cao được năngsuất vận chuyển cũng như tính an toàn tối đa cho người và hàng hóa.Trên hầu hết các xe ô tô con ngày nay, ngoài việc bố trí hệ thống phanh ABS nhưmột phần không thể thiếu của xe thì các xe hiện đại còn được trang bị thêm hệ thốngBAS. Hệ thống ABS có BAS không chỉ có khả năng tự động điều chỉnh lực phanhnhằm tận dụng tối đa trọng lượng bám của xe mà còn là một hệ thống hỗ trợ người láivô cùng hữu hiệu trong những tình huống phanh khẩn cấp. Một nghiên cứu của hãngMercedes cho thấy, trong những tình huống phanh gấp, hơn 90 % số lái xe khôngphanh kịp hoặc chỉ đạp đủ lực khi đã quá muộn. Chính vì lẽ đó, người lái rất cần tớimột hệ thống có thể phát hiện tình huống phanh gấp, qua đó tăng tối đa áp lực phanh.
MỤC LỤC Trang Lời nói đầu Chương : Lý thuyết sở hệ thống phanh ABS có BAS Khái niệm hệ thống ABS Nhiệm vụ Mục đích việc bố trí hệ thống ABS ô tô Cơ sở lý thuyết Cấu tạo nguyên lý làm việc ABS 12 Vị trí, kết cấu hoạt động phận ABS 14 Khái niệm hệ thống BAS 21 Vai trò hệ thống phanh ABS có BAS xe 21 Đặc tính nguyên lý hoạt động BAS 22 Chương : Lựa chọn phương án thiết kế 24 Yêu cầu xe thiết kế 24 Một số phương án lựa chọn 25 2.1 Lựa chọn cấu phanh 25 2.2 Các phương án điều khiển hệ thống ABS 26 2.3 Lựa chọn kết cấu BAS hệ thống ABS 30 Lựa chọn phương án thiết kế 33 3.1 Nguyên lý làm việc hệ thống ABS 34 3.2 Nguyên lý làm việc hệ thống ABS có BAS 37 Chương : Tính tốn thiết kế 39 Tính tốn thiết kế cấu phanh 39 1.1 Xác định mômen phanh cần thiết sinh cấu phanh 39 1.2 Tính tốn cấu phanh 41 1.3 Xác định đường kính xi lanh bánh xe 46 Tính tốn thiết kế dẫn động phanh 47 -1- 2.1 Sơ đồ dẫn động phanh 47 2.2 Xác định lực bàn đạp 47 2.3 Kiểm tra hành trình bàn đạp 49 Tính toán thiết kế trợ lực 51 3.1 Nguyên lý làm việc 52 3.2 Xác định hệ số trợ lực 53 3.3 Xác định kích thước màng trợ lực 55 3.4 Tính lị xo màng trợ lực 56 Tính tốn thiết kế cụm van điện từ 59 Kết luận 63 Tài liệu tham khảo 65 -2- LỜI NĨI ĐẦU Có thể nói, công nghiệp ô tô giới ngày phát triển mạnh mẽ, ô tô trờ thành phương tiện vận chuyển vô quan trọng hành khách hàng hoá cho ngành kinh tế quốc dân, đồng thời trờ thành phương tiện giao thông tư nhân thiếu nước có kinh tế phát triển Cùng với phát triển không ngừng ngành ô tô giới, Việt Nam bước hội nhập với xu phát triển Song song với việc phát triển ngành ơtơ vấn đề bảo đảm an toàn cho người xe phần khơng thể thiếu Chính lẽ hãng xe không ngừng nâng cao phát triển hệ thống bảo đảm an toàn như: hệ thống phanh, dây đai an tồn, túi khí…trong hệ thống phanh chiếm vị trí quan trọng Khi thiết kế hệ thống phanh phải đảm bảo phanh có hiệu cao, ổn định tốc độ, tình huống, đặc biệt tình phanh gấp, qua nâng cao suất vận chuyển tính an tồn tối đa cho người hàng hóa Trên hầu hết xe tơ ngày nay, ngồi việc bố trí hệ thống phanh ABS phần khơng thể thiếu xe xe đại trang bị thêm hệ thống BAS Hệ thống ABS có BAS khơng có khả tự động điều chỉnh lực phanh nhằm tận dụng tối đa trọng lượng bám xe mà hệ thống hỗ trợ người lái vô hữu hiệu tình phanh khẩn cấp Một nghiên cứu hãng Mercedes cho thấy, tình phanh gấp, 90 % số lái xe không phanh kịp đạp đủ lực muộn Chính lẽ đó, người lái cần tới hệ thống phát tình phanh gấp, qua tăng tối đa áp lực phanh Xuất phát từ nhu cầu thực tiễn, đồ án tốt nghiệp hướng tới đề tài : “Thiết kế hệ thống phanh ABS có BAS tơ năm chỗ ngồi.” Đây nội dung điều kiện công nghệ ô tô Việt Nam Đề tài tập trung vào nôi dung sau : ✓ Lý thuyết sở hệ thống phanh ABS có BAS Ngồi việc đưa khái niệm, ý nghĩa việc bố trí hệ thống xe con, đề tài cịn trình bày cấu tạo đặc tính, nguyên lý hoạt động hệ thống ✓ Một số phương án thiết kế điển hình Phân tích đánh giá ưu nhược điểm phương án để từ tìm hệ thống tối ưu mà đề tài lựa chọn để thiết kế ✓ Tính tốn thiết kế cụm hệ thống : cấu phanh, dẫn động phanh, trợ lực, cụm van điện từ ABS Đồ án tốt nghiệp kết ba tháng cố gắng học tập tìm hiểu kiến thức hệ thống phanh nói chung hệ thống phanh ABS có BAS nói riêng Đồ án mang lại cho em kiến thức vô quý báu, giúp em tự tin trường, vận dụng kiến thức học ghế nhà trường vào thực tế Cho phép em gửi lời cảm ơn chân thành tới thầy Xxx tận tình giúp đỡ em suốt thời gian làm đồ án Đồng thời cho phép em gửi lời cảm ơn tới thầy môn tạo điều kiện để em hồn thành đồ án tốt nghiệp Sinh viên Xxx CHƯƠNG LÝ THUYẾT CƠ SỞ HỆ THỐNG PHANH ABS CÓ BAS Khái niệm hệ thống ABS Hệ thống ABS gọi theo chữ viết tắt tiếng Anh : “Anti-lock Brake System" hiểu thiết bị chống trượt lết bánh xe phanh Nhiệm vụ : Duy trì hệ số trượt bánh xe với mặt đường phanh điều kiện nằm khoảng 10 – 30 (%) để đảm bảo hệ số bám dọc ngang cao Mục đích việc bố trí thiết bị ABS tơ Hệ thống phanh ABS hệ thống có khả tự động điều chỉnh lực phanh nhằm tận dụng tối đa trọng lượng bám xe Hệ thống bố trí xe với ba mục đích : • Giữ ổn định hướng chuyển động xe phanh đường vịng, hay đường có trạng thái khác Với tơ khơng bố trí ABS bánh xe bị khố cứng gây xoay thân xe Với tơ bố trí ABS phanh tô chuyển động ổn định đến dừng lại, kể hoạt động đường cong, đường có trạng thái khác • Duy trì khả điều khiển tơ vành lái • Tạo điều kiện rút ngắn quãng đường phanh đặc biệt sử dụng đường tốt, vận tốc cao Cơ sở lý thuyết Trên ơtơ có trang bị hệ thống phanh nhằm mục đích giảm vận tốc dừng hẳn xe cần thiết Lúc người lái giảm lượng nhiên liệu cung cấp vào động cơ, đồng thời đạp phanh để hãm xe lại Nhờ hệ thống phanh người lái nâng cao vận tốc chuyển động trung bình ơtơ mà đảm bảo an toàn chuyển động Như ta biết, người lái xe tác dụng lực vào bàn đạp phanh cấu phanh tạo mômen ma sát má phanh với đĩa phanh gọi mơmen phanh nhằm hãm bánh xe lại, lúc vị trí bánh xe tiếp xúc với mặt đường xuất phản lực tiếp tuyến Pp ngược chiều với chuyển động xe Phản lực gọi lực phanh xác định theo biểu thức: Pp = Mp (1-1) rb Trong đó: Mp : Mơmen phanh tác dụng lên bánh xe Pp : Lực phanh tác dụng điểm tiếp xúc bánh xe với mặt đường rb : Bán kính làm việc bánh xe Lực phanh lớn bị giới hạn lực bám bánh xe với mặt đường P tức phụ thuộc vào điều kiện bám bánh xe với măt đường phản lực pháp tuyến bánh xe với mặt đường thể qua biểu thức: Ppmax = P = Zb. (1-2) Trong đó: Ppmax : Lực phanh cực đại sinh từ khả bám bánh xe với mặt đường P : Lực bám bánh xe với mặt đường Zb : Phản lực pháp tuyến tác dụng lên bánh xe : Hệ số bám Trong q trình phanh tơ, mơmen phanh sinh cấu phanh tăng lên làm lực cản cấu phanh tăng theo, đến lúc lực cản cấu phanh sinh lớn lực cản lốp dẫn đến trượt lê bánh xe Khi bánh xe bị trượt lê hoàn tồn hệ số bám có giá trị thấp Theo biểu thức (1-2) bánh xe bị trượt lê hồn tồn lực phanh sinh bánh xe mặt đường nhỏ nhất, dẫn đến hiệu phanh thấp Không thế, bánh xe trước bị trượt lê làm cho hệ số bám dọc x giảm đồng thời làm cho hệ số bám ngang y giảm bánh trước khơng có khả dẫn hướng đầu xe chuyển động theo lực quán tính độ nghiêng mặt đường, bánh xe sau bị trượt lê xe bị trượt ngang theo bên trái bên phải theo độ nghiêng mặt đương xe có xu hướng quay ngoắt vịng trịn lực qn tính đẩy trọng tâm phía trước tâm quay bánh xe trước có hệ số bám lớn Nếu tất bánh xe bị trượt lê xe hồn tồn tính ổn định Khi xe bị văng theo lực quán tính độ nghiêng mặt đường Nếu hệ số bám lớn cho phép bánh xe tiếp nhận lực dọc lớn ngược lại Hệ số bám xác định thực nghiệm bánh xe chuyển động bị hãm cứng hoàn toàn, nghĩa bánh xe bị trượt lê 100% 4.1 Độ trượt dọc bánh xe phanh Trên thực tế, hệ số bám bánh xe ơtơ với mặt đường ngồi việc phụ thuộc vào loại đường tình trạng mặt đường phụ thuộc nhiều độ trượt bánh xe tương mặt đường trình phanh Hình 1.1 : Tải trọng tác dụng lên bánh xe bị phanh Độ trượt bánh xe gắn liền với khái niệm : Nếu bánh xe lăn tự không chịu tải trọng thẳng đứng, độ trượt không Khi bánh xe bị phanh bó cứng đường, độ trượt 100 % Để đạt hệ số bám cao phanh cần thiết khảo sát mối quan hệ hệ số bám với độ trượt x bánh xe Quan hệ vật lý biểu diễn hình 1.1 Quy luật gần giống bánh xe bị phanh bánh xe chủ động Ở nêu lên trường hợp bánh xe bị phanh Sự trượt dọc bánh xe gắn liền với biến dạng theo chu vi lốp Các lớp vùng tiếp xúc bị biến dạng, gây nên dịch chuyển tương nền, xác định độ trượt x Đánh giá trượt dọc bánh xe nhờ độ trượt x định nghĩa trường hợp bánh xe bị phanh : x = v − rd r 100% = − d 100% v v Trong đó: v : Vận tốc dịch dọc bánh xe vết tiếp xúc : Vận tốc góc bánh xe phanh rd : Bán kính làm việc bánh xe Như trượt bánh xe với xuất kể bánh xe chịu lực dọc nhỏ Nếu gia tăng lực dọc (ở lực phanh) trượt xảy lớn Khi lực dọc vượt giá trị lực bám giới hạn, trượt hồn tồn xảy Q trình diễn biến hệ số bám dọc x theo độ trượt xảy dạng đường cong lồi Trong trạng thái phanh nhẹ nhằm giảm vận tốc ô tô, giá trị độ trượt thấp Nếu tăng lực phanh, độ trượt tăng, hệ số bám tăng tới giá trị lớn bắt đầu suy giảm Sự suy giảm hệ số bám không cho phép tăng khả tiếp nhận lực dọc bánh xe dẫn tới bị bó cứng Trên ô tô ngày sử dụng hai thông số gia tốc phanh độ trượt bánh xe làm thông số ngưỡng điều chỉnh thay đổi áp suất phanh bánh xe, đồng thời sử dụng chế độ điều chỉnh mức thấp với mục đích đảm bảo khả quản lý độ trượt vùng ổn định 4.2 Quan hệ vật lý bám dọc, bám ngang với độ trượt bánh xe Trong thực tiễn, bánh xe đồng thời thực khả truyền lực dọc lực bên, đồ thị quan hệ lực dọc, lực bên với hệ số bám hình 1.2 Khi bánh xe biến dạng chịu lực bên, kèm theo xuất góc lệch bên α bánh xe Hình 1.2 : Lực dọc, lực bên vùng tối ưu độ trượt Quy luật biến đổi y với độ trượt bánh xe x : • Hệ số y đạt giá trị cực đại x = 0, sau giảm dần đạt đến giá trị thấp tương ứng với trạng thái bị bó cứng bánh xe hồn tồn Điều có nghĩa bánh xe dẫn hướng bị bó cứng, khả điều khiển hướng ô tô vành lái khơng có hiệu • Trạng thái tối ưu cho phép để đạt khả tiếp nhận lực dọc, lực bên lớn (cả x y đạt giá trị cao), cần thiết hạn chế giá trị độ trượt dọc bánh xe vùng x = 10 ÷ 30 % hệ thống ABS điều chỉnh để độ trượt nằm vùng tối ưu • Khi xem xét bánh xe đàn hồi có mặt góc lệch bên α, giá trị x , y giảm góc lệch tăng lên, khả ổn định tô Giá trị độ trượt tối ưu 0 = 10 ÷ 30 % vùng tối ưu mà hệ thống phanh có thiết bị ABS cần đạt Vùng tối ưu ứng dụng thực tế ô tô thông qua thực nghiệm loại ô tô cấu trúc ABS bố trí xe 4.3 Sự quay thân xe Sự quay thân xe phanh gây nên lệch hướng chuyển động tơ làm khó khăn cho việc kiểm sốt quỹ đạo chuyển động tơ vành lái Tuy nhiên quay thân xe xuất cầu trước cầu sau ảnh hưởng khác đến trình phanh Sự quay thân xảy cầu trước Mô tả tượng ô tơ có cầu trước điều khiển độc lập Mơ men gây quay thân xe Mz xác định theo biểu thức : Mz = ( Pp1 + Pp2 )B Trong : Pp1 Pp2 : Lực phanh sinh bánh xe trái phải B : Chiều rộng hai vết lốp Như quay thân xe cịn chịu ảnh hưởng trọng lượng tồn ô tô chiều rộng ô tô B Sự quay thân xe xảy cầu trước, người lái cịn có khả kịp thời điều chỉnh vành lái, lấy lại quỹ đạo chuyển động tơ Hình 1.3 : Sự quay thân xe sai lệch hệ số bám hai bánh xe cầu Sự quay thân xe xảy cầu sau ảnh hưởng nhiều tới khả giữ quỹ đạo chuyển động tơ, có lái xe có kinh nghiệm có khả hiệu 10 Tính tốn thiết kế trợ lực Hình 3.5 Kết cấu cường hố chân khơng Thân xi lanh , Lò xo Piston thứ cấp , Vành tựa lò xo , Phớt , Chốt hạn chế, Piston thứ cấp , Phớt thân van , lò xo , Vành tựa lò xo , 10 Phớt , 11.Piston sơ cấp, 12 Phanh hãm , 13 Vành tựa lò xo , 14 Lò xo màng trợ lực , 15 Thân trước trợ lực, 16 Màng trợ lực , 17.Đĩa đỡ màng , 18 Thân sau trợ lực 19.Tấm thép van hãm, 20 Bulơng M12, 21.Phớt thân trợ lực, 22.Vành đỡ lị xo, 23 Lị xo hồi van khí, 24.Vỏ bọc, 25.Lọc khí, 26.Cần đẩy, 27.Van điều khiển, 28, Lị xovan điều khiển, 29, Van khí, 30, Đĩa phản lực, 31.Van chân khơng, 32.Thanh đẩy trợ lực, 33.Ống dẫn khí, 34.Ống nối, 35.Phớt thân, 36.Ống dẫn dầu, 37.Cửa bù, 38.Cửa hồi dầu 51 3.1 Nguyên lý làm việc : Trạng thái không đạp phanh : Van khí 29 nối với cần điều khiển van bị kéo sang phải lò xo hồi van khí 23 Van điều khiển 27 bị đẩy sang trái lò xo van điều khiển 28 Nó làm cho van khí 29 tiếp xúc với van điều khiển 27 Khí bên ngồi sau qua lọc khí 25 bị chặn lại khơng vào buồng áp suất thay đổi B Lúc van chân không 31 bị tách khỏi van điều khiển 27 làm thơng cửa K E Do ln có độ chân không buồng áp suất không đổi A, nên có độ chân khơng buồng áp suất thay đổi B Kết pittông trợ lực bị đẩy sang phải lò xo màng Trạng thái đạp phanh : Khi đạp phanh, cần điều khiển van đẩy van khí 29 dịch chuyển sang trái Van điều khiển 27 bị đẩy ép vào van khí 29 lị xo van điều khiển 28, nên dịch chuyển sang trái đến tiếp xúc với van chân không 31 Đường thông cửa K E bị bịt kín lại Khi van khí 29 dịch chuyển tiếp sang trái, tách khỏi van điều 27 Khơng khí từ ngồi qua lọc khí 25 vào buồng áp suất thay đổi B qua cửa E Sự chênh lệch áp suất buồng áp suất thay đổi B buồng áp suất không đổi A làm piston 11 dịch chuyển sang trái Đĩa phản lực đẩy cần đẩy trợ lực sang trái làm tăng lực đẩy cần đẩy trợ lực vào piston 11 xi lanh Trạng thái giữ chân phanh : Nếu đạp phanh dừng bàn đạp vị trí cần điều khiển van van khí 29 dừng lại, piston 11 tiếp tục dịch chuyển sang trái chênh áp Van điều khiển 27 tiếp xúc với van chân khơng 31 nhờ lị xo van điều khiển 28, di chuyển với piston 11 Do van điều khiển 27 dịch sang trái tiếp xúc với van khí 29, nên khơng khí bị ngăn khơng cho vào buồng áp suất thay đổi B Piston không dịch chuyển giữ nguyên lực phanh Khi nhả phanh : Khi nhả bàn đạp phanh, cần điều khiển van van khí 29 bị đẩy sang phải nhờ lị xo hồi van khí 23 phản lực xi lanh phanh chính, làm cho van khí 29 tiếp xúc với van điều khiển 27, đóng đường thơng khí trời với buồng áp suất thay đổi B Cùng lúc van khí nén lị xo van điều khiển lại, 52 van van điều khiển bị tách khỏi van chân không làm thông cửa K E Nó cho phép khơng khí từ buồng áp suất thay đổi sang buồng áp suất không đổi làm triệt tiêu chênh áp hai buồng Piston trợ lực bị đẩy lại sang phải lò xo màng trợ lực trở trạng thái không hoạt động Khi khơng có chân khơng : Khi cường hố bị hỏng, khơng có chênh áp buồng áp suất không đổi buồng áp suất thay đổi, trợ lực phanh trạng thái không hoạt động, piston bị đẩy sang phải lò xo màng Tuy nhiên đạp phanh, cần điều khiển van đẩy sang trái đẩy vào van khí, đĩa phản lực cần đẩy trợ lực Lực từ bàn đạp phanh truyền đến piston xi lanh để tạo lực phanh Cùng lúc van khí đẩy vào chặn, piston thắng sức cản lò xo màng để dịch sang trái Như vậy, phanh có tác dụng khơng có chân khơng tác dụng lên trợ lực phanh Tuy nhiên trợ lực phanh không hoạt động nên chân phanh cảm thấy nặng 3.2 Xác định hệ số trợ lực : Hình 3.6 : Sơ đồ tính tốn Piston xi lanh , Vịi chân khơng , Màng chân khơng , Van chân khơng , Van khí , Van điều khiển , Lọc khí , Thanh đẩy , Bàn đạp 53 Khi có đặt trợ lực ta chọn lực bàn đạp cực đại người lái khoảng 200 N, kết hợp với lực trợ lực sinh hệ thống phanh tạo áp suất cực đại ứng với trường hợp phanh gấp vào khoảng 95 bar Ta có cơng thức xác định hệ số trợ lực sau : K= Pvl Pvl = Pc Pvl − Ptl Trong : K : Hệ số trợ lực Pvl : Lực đặt lên vành lái khơng có trợ lực Pc : Lực đặt lên vành lái có trợ lực Pc = Pvl – Ptl Ptl : Lực sinh trợ lực quy đổi vành lái Để người lái đạp phanh nhẹ nhàng, ta chọn Pc = 200 (N) Suy : K= 498 = 2, 49 200 Ta xây dựng đường đặc tính trợ lực sau: Hình 3.7 : Đường đặc tính trợ lực 54 3.3 Xác định kích thước màng trợ lực : Để tạo lực tác dụng lên đẩy piston thuỷ lực phải có độ chênh áp buống A buồng B tạo nên áp lực tác dụng lên piston xy lanh Xét cân màng trợ lực 16 ta có phương trình sau : Pxlc = Pch - Phv (1) Trong : Pxlc : Lực đặt xy lanh Pxlc = Pbd i K Với : i : Tỉ số truyền Chọn i = Pbd : Lực đặt bàn đạp Pbd = 498 (N) K : Hệ số trợ lực K = 2,49 Pxlc = 498 1000( N ) 2, 49 Phv : Lực lò xo hồi vị Phv = Pch Pch : Lực trợ lực Suy : Pxlc = Pch − Pch Pch = 4 Pxlc = 1000 1333( N ) 3 Mặt khác ta lại có : Pch = Smàng p (2) Smàng : Diện tích màng trợ lực p : Độ chênh áp phía trước phía sau màng trợ lực Lấy p = 0,5 bar ứng với tốc độ làm việc không tải động phanh 55 Từ (1) (2) suy : Smàng = Pch 1333 = = 0, 0267(m2 ) p 0,5.10 Vậy ta có đường kính màng trợ lực : 4.Smàng Dmàng = = 4.0, 0267 = 0,184(m) = 184(mm.) 3,14 Như màng trợ lực có giá trị 184 (mm) để đảm bảo áp suất trợ lực cực đại 3.4 Tính lị xo màng trợ lực : Lị xo piston xilanh tính tốn theo chế độ lị xo trụ chịu nén • Đường kính dây lị xo d 1,6 k Fmax c [ ] Trong : d : Đường kính dây lị xo Fmax : Lực lớn tác dụng lên lò xo dẫn động phanh dầu Fmax = 450 N F (N) 450 333 f1 f2 Hình 3.8 : Đồ thị trợ lực phanh 56 f (mm) f1 : độ biến dạng lị xo (mm) f2 : hành trình bàn đạp (mm) c : Hệ số đường kính c = D d Dtb : Đường kính lị xo Chọn c = 15 k : Hệ số tập trung ứng suất, tính theo cơng thức: k= 4c + 4.10 + = = 1, 09 4c − 4.10 − [] - ứng suất giới hạn Chọn vật liệu lò xo : thép nhiều cacbon, theo bảng số liệu giáo trình sở thiết kế máy chi tiết máy ta có : [ ]=0,3. b = 0,3.1700 = 510( MPa) [] = 510 MPa = 510.106 (N/m2) Suy : d = 1, 1, 09.450.15 6(mm) 510.106 Từ tính đường kính trung bình : D = c.d = 15.6= 90 mm • Số vịng làm việc lị xo n= .G.d 8.c ( Fmax − Fmin ) +2 Trong : : Độ chuyển vị lị xo ngoại lực tăng từ giá trị nhỏ Fmin tới giá trị lớn Fmax Lấy = 32 (mm) = 0,032 (m) G : Môđun đàn hồi vật liệu G = 8.1010 (N/m2) Fmin : Lực lắp lò xo Fmin = 333 (N) 57 n= 0, 032.8.1010.0, 06 + = (vòng) 8.153.(450 − 333) • Độ biến dạng cực đại lò xo max = 8.Dtb n.Fmax G.d Trong : Dtb : Đường kính trung bình vịng lị xo D = 90 mm n : Số vòng làm việc lò xo n =7 vòng Fmax : Lực tác dụng cực đại lên lò xo Fmax = 450N G : môđun đàn hồi G = 8.1010 (N/m2) d : Đường kính dây d = mm max • 8.0, 093.7.450 = = 0,173(m) = 173(mm) 8.1010.(0, 006) Ứng suất lò xo Trên thực tế chiều dài nén lò xo với tổng hành trình piston thứ cấp sơ cấp Từ ta kiểm tra ứng suât xoắn sinh thớ biên lò xo là: = 8.k Plx D [ ] d Trong : : ứng suất xoắn sinh thớ biên lò xo (MPa) k : Hệ số tập trung ứng suất Plx : Lực lớn tác dụng lên lò xo Plx = Fmax = 450 (N) Dtb : Đường kính trung bình vịng lị xo D = 90 mm d : Đường kính dây d = mm = 8.1, 09.450.0, 09 = 507 MPa 3,14.(0, 006)3 Lò xo làm thép nhiều cacbon có [] = 507(MPa), so sánh thấy < [] = 510(MPa) Vậy điều kiện bền xoắn dược đảm bảo 58 Tính van thủy lực điện từ cho van ABS Xác định lực hút điện từ : F = ma + Plx F = ma + Plx Trong : F : Lực điện từ (N) Plx : Lực lò xo hồi vị Plx = ma => F = ma a : gia tốc a = 0,02 (m/s2) m : khối lượng ống từ thông (kg) m = V Với : : Khối lượng riêng ống từ thơng = 7800 (kg/m3) V : Thể tích ống từ thông (m3) d d12 V = − h d : đường kính ngồi ống từ thơng d = 15.10-3 (m) d1 : đường kính ống từ thông d1 = 4.10-3 (m) h : chiều dài ống từ thông h = 26.10-3 (m) 152 42 −6 m = 3,14 − 10 26.10−3.7800 = 0, 033(kg ) = 33( g ) 4 Suy : F = 0, 033.0, 02 = 0,8.10−3 ( N ) 59 Suất từ động (I.w) cuộn dây tính theo cơng thức : ( I w)= 2F dG z − + gr d l Nếu bỏ qua từ thông tản, ta có biểu thức tính từ dẫn khe hở khơng khí, đạo hàm từ dẫn suất từ dẫn rị ta có : G = o S Trong : G : Từ dẫn mạch từ (H) o : Hệ số từ thẩm vật liệu từ Với khơng khí o = 10-7 (H/m) S : Tiết diện ống từ thông (m2) d d12 S = − d : đường kính ngồi ống từ thơng d = 15.10-3 (m) d1 : đường kính ống từ thông d1 = 4.10=3 (m) 152 42 S = − = 164.10−6 (m2 ) 4 : khe hở = 1(mm) = 0,001 (m) − dG S = o d −6 dG −7 164.10 − = 4.3,14.10 = 0, 2.10−3 ( H / m) d ( 0, 001) 60 g r = o 2 D ln d gr : Suất từ dẫn rò (H/m) o : Hệ số từ thẩm vật liệu từ Với khơng khí o = 10-7 (H/m) D : Đường kính ngồi cuộn dây D = 32.10-3 (m) d : Đường kính ngồi ống từ thông d = 15.10-3 (m) g r = 4.3,14.10−7 2.3,14 = 10, 4.10−6 ( H / m) −3 32.10 ln 15.10−3 z : z = 10.10-3 (m) l : Chiều dài mạch từ l = 21.10-3 (m) Vậy ta có : ( I w)= 2.0,8.10-3 −3 −3 −6 10.10 0, 2.10 + 10, 4.10 −3 21.10 Mặt khác ta lại có : ( I w)= U.q ltb Hay : q= ( I w). ltb U Trong : q : tiết diện dây quấn (m2) (I.w) : Suất từ động cuộn dây (Iw) = 2,77 (A) : Điện trở suất đồng = 2,2.10-8 ( m ) U : Hiệu điện nguồn U = (V) 61 = 2, 77( A) ltb : Chiều dài trung bình vòng dây ltb = D+d D : Đường kính ngồi cuộn dây D = 32.10-3 (m) d : Đường kính ngồi ống từ thơng d = 15.10-3 (m) ltb = 3,14 32 + 15 −3 10 = 0, 074( m) Suy : 2,77.2,2.10-8 0, 074 q= 9.10−10 (m2 ) Đường kính dây quấn : d dq = d dq = 4q 4.9.10−10 = 0, 03.10−3 (m) = 0, 03(mm) 3,14 Số vịng cuộn dây w xác định theo cơng thức : w= (I.w) j.q Với : (I.w) : Suất từ động cuộn dây (Iw) = 2,77 (A) q : tiết diện dây quấn q = 9.10-10 (m2) j : Mật độ dòng điện dây quấn chế độ làm việc dài hạn j = 1,5 4(A/mm2) Chọn j = 1,5.106 (A/m2) w= 2,77 2054 (vòng) 1,5.106 9.10-10 62 KẾT LUẬN Đề tài thiết kế hệ thống phanh ABS có BAS đề tài cịn lại ứng dụng nhiều thực tiễn Đây đề tài thiết thực, không góp phần nâng cao kiến thức nhà trường mà sở phục vụ việc khai thác sử dụng đúng, đồng thời hỗ trợ cho công tác thiết kế hệ thống phanh đại khai thác Việt Nam, đáp ứng xu hướng phát triển không ngừng công nghiệp ô tô giới nói chung Việt Nam nói riêng Để phù hợp với hệ thống phanh đại xe ngày nay, đề tài lựa chọn cấu phanh đĩa loại giá di động với số liệu sau : ✓ Đường kính xy lanh bánh xe dtrước = dsau = 49 (mm) ✓ Đường kính xy lanh D = 18 (mm) ✓ Lực bàn đạp khơng có trợ lực : P = 498 (N) ✓ Hành trình bàn đạp tối đa : h = 126 (mm) Cơ cấu phanh thiết kế nhỏ gọn, dễ dàng lắp lòng bánh xe Khả thoát nhiệt tốt, chi tiết đảm bảo đủ bền, đường ống dẫn dầu có khả chịu áp suất cao Đề tài cố gắng lựa chọn kết cấu đơn giản đạt hiệu cao, phù hợp với toàn hệ thống chung, đảm bảo làm việc tốt điều kiện Để giảm nhẹ sức lao động cho người lái, đề tài thiết kế trợ lực phanh với kích thước nhỏ gọn có khả giảm thiểu tối đa lực bàn đạp cho người lái : ✓ Lực bàn đạp tính tốn : P = 200 (N) ✓ Đường kính màng trợ lực : D = 184 (mm) ✓ Hệ số trợ lực : K = 2,49 63 Ngoài kết cấu hệ thống phanh xe thông thường khác, đề tài cịn sâu vào tìm hiểu hệ thống ABS có BAS Trong vài năm trở lại đây, hệ thống ABS có BAS phần khơng thể thiếu xe đại Dù vấn đề với điều kiện công nghệ ô tô ỏ Việt Nam lại cần thiết, đề tài thiết kế tính tốn cụm van điện từ hai vị trí, xây dựng mạch dẫn động điều khiển, tìm hiểu trình biến động áp suất điều khiển, hỗ trợ việc sử dụng hệ thống hỗ trợ phanh khẩn cấp ô tô Sau vào tìm hiểu, phân tích hệ thống sử dụng xe, đề tài lựa chọn hệ thống tối ưu, phù hợp với xe thiết kế, đồng thời có khả hoạt động tốt nhiều loại mặt đường khác nhau, đem lại cảm giác thoải mái, tiện nghi cho người sử dụng Hệ thống ABS có BAS mà đề tài lựa chọn không đảm bảo yêu cầu hệ thống phanh nói chung mà cịn có khả gia tăng nhanh áp suất với hiệu áp suất thu cao nhất, không gây nên cảm giác hẫng lực bàn đạp số kết cấu BAS khác Bên cạnh đó, với cấu trúc mà đề tài lựa chọn, hệ thống dễ dàng tổ hợp với kết cấu khác VSC, TRC để mở rộng chức hệ thống ABS thông thường Với thời lượng 14 tuần để hoàn thành đề tài phần kiến thức hạn chế nên đồ án tốt nghiệp em khơng thể tránh khỏi sai sót Em mong góp ý thầy hội đồng mơn để đồ án em hồn thiện Em xin đảm bảo số liệu tính tốn đề tài xác, rõ ràng Em đối chiếu số liệu với xe tham khảo thấy số liệu tính tốn hợp lý, phù hợp với loại xe thơng thường nay, ứng dụng thực tế 64 TÀI LIỆU THAM KHẢO Cấu tạo gầm xe Tác giả : PGS TS Nguyễn Khắc Trai Nhà xuất : Giao thông vận tải (2003) Tập giảng thiết kế tính tốn ơtơ Tác giả : PGS.TS Nguyễn Trọng Hoan Nhà xuất : ĐHBK Hà Nội (2007) Hướng dẫn thiết kế hệ thống phanh ơtơ máy kéo Tác giả : Dương Đình Khuyển Nhà xuất : ĐHBK Hà Nội (1995) Tính tốn thiết kế hệ dẫn động khí (tập 2) Tác giả : Trịnh Chất – Lê Văn Uyển Nhà xuất : Giáo dục (1998) Hướng dẫn làm tập dung sai Tác giả : PGS, TS Ninh Đức Tốn – TS Đỗ Trọng Hùng Nhà xuất : ĐHBK Hà Nội (2000) Lý thuyết ô tô máy kéo Chủ biên : Nguyễn Hữu Cẩn Nhà xuất : Khoa học kỹ thuật (2007) Tạp chí đăng kiểm 65 ... tài : ? ?Thiết kế hệ thống phanh ABS có BAS ô tô năm chỗ ngồi. ” Đây nội dung điều kiện công nghệ ô tô Việt Nam Đề tài tập trung vào nôi dung sau : ✓ Lý thuyết sở hệ thống phanh ABS có BAS Ngồi việc... cao phát triển hệ thống bảo đảm an toàn như: hệ thống phanh, dây đai an tồn, túi khí…trong hệ thống phanh chiếm vị trí quan trọng Khi thiết kế hệ thống phanh phải đảm bảo phanh có hiệu cao, ổn... bị ABS ô tô Hệ thống phanh ABS hệ thống có khả tự động điều chỉnh lực phanh nhằm tận dụng tối đa trọng lượng bám xe Hệ thống bố trí xe với ba mục đích : • Giữ ổn định hướng chuyển động xe phanh