Nghiên cứu ứng dụng phần mềm matlab để tính toán hệ thống phanh abs trên xe du lịch

trong ngành công nghiệp ô tô hiện nay chúng em đã được định hướng và thực hiện đề tài “Nghiên cứu ứng dụng phần mềm Matlab để tính toán hệ thống phanh ABS trên xe du lịch”. Đề tài được thực hiện bởi sự hướng dẫn của các thầy trong lĩnh vực . Đề tài được thực hiện và hoàn thành tại khoa cơ khí động lực trường đại học Sư phạm kỹ thuật

Giới Thiệu Tổng Quan Về Đề Tài

Tính cấp thiết của đề tài

Cơ cấu phanh là cơ cấu an toàn chủ động của ô tô, dùng để giảm tốc độ hay dừng và đỗ ôtô trong những trường hợp cần thiết

Nền công nghiệp ô tô đang phát triển mạnh mẽ với số lượng xe tăng nhanh và mật độ giao thông ngày càng lớn Điều này đặt ra yêu cầu cao hơn cho hệ thống phanh, vì ô tô hiện đại có công suất và tốc độ cao hơn Một hệ thống phanh tốt và đáng tin cậy không chỉ giúp xe vận hành hiệu quả ở tốc độ cao mà còn nâng cao tính kinh tế nhiên liệu và đảm bảo an toàn trong vận chuyển.

Khoảng 10% vụ tai nạn xảy ra do tài xế phải dừng khẩn cấp, dẫn đến việc đạp phanh mạnh đột ngột khiến xe bị rê bánh và trượt Hệ thống phanh ABS được thiết kế để khắc phục tình trạng này, giúp tăng cường khả năng kiểm soát xe mà không phụ thuộc vào kỹ thuật phanh của người lái.

Hệ thống phanh trên ôtô đóng vai trò quan trọng và thiết yếu, vì vậy tôi đã chọn đề tài xây dựng phần mềm Matlab để tính toán hệ thống phanh Mục tiêu của phần mềm này là hỗ trợ việc tính toán và thiết kế phanh trong quá trình giảng dạy.

2 Đối tượng nghiên cứu Đối tượng của đề tài: “Nghiên cứu ứng dụng phần mềm Matlab để tính toán hệ thống phanh ABS trên xe du lịch” là:

+ Hệ thống dẫn động phanh ABS trên xe du lịch

+ Cơ cấu phanh bánh xe loại guốc.

+ Cơ cấu phanh bánh xe loại đĩa.

Phạm vi nghiên cứu

Trong quá trình nghiên cứu, người thực hiện sẽ khám phá công dụng, yêu cầu, cấu tạo và nguyên lý hoạt động của hệ thống ABS Bên cạnh đó, sẽ phát triển phần mềm Matlab để tính toán hệ thống phanh trên xe du lịch Đề tài này không chỉ phục vụ cho giảng dạy ngành công nghệ ô tô tại Trường Đại học Sư phạm Kỹ thuật Hưng Yên mà còn có giá trị tham khảo cho các trường khác trên toàn quốc.

Phương pháp nghiên cứu

Phương pháp nghiên cứu tài liệu.

Phương pháp nghiên cứu trên thực tiễn.

5 Mục tiêu của đề tài

Đề tài nghiên cứu "Nghiên cứu ứng dụng phần mềm Matlab tính toán hệ thống phanh ABS trên xe du lịch" nhằm mục tiêu ứng dụng công nghệ phần mềm để phân tích và tối ưu hóa hiệu suất của hệ thống phanh ABS, từ đó nâng cao an toàn và hiệu quả hoạt động của xe du lịch Nghiên cứu này không chỉ giúp cải thiện khả năng phanh mà còn góp phần vào việc phát triển công nghệ ô tô hiện đại.

+ Xây dựng cơ sở lý thuyết về hệ thống phanh ABS trên xe du lich.

+ Trình bày chức năng, cấu tạo, nguyên lý hoạt động của hệ thống phanh dầu,xy lanh chính,bầu trợ lực chân không.

+ Xây dựng cơ sở lý thuyết về phần mềm Matlab

+ Xây dựng phần mềm Matlab tính toan hệ thống phanh

Cơ Sở Lý Thuyết Về Phần Mềm Và Hệ Thống Phanh ABS

Khát quát về phần mềm Matlap

MATLAB là phần mềm nổi tiếng của công ty MathWorks, cung cấp môi trường tính toán số và lập trình hiệu năng cao cho các ứng dụng kỹ thuật Với khả năng tích hợp tính toán, hiển thị và lập trình, MATLAB mang đến trải nghiệm sử dụng dễ dàng và hiệu quả cho người dùng.

MATLAB là một công cụ mạnh mẽ cho phép người dùng thực hiện tính toán số với ma trận, vẽ đồ thị hàm số và biểu đồ thông tin Ngoài ra, nó còn hỗ trợ thực hiện các thuật toán, tạo giao diện người dùng và kết nối với các chương trình máy tính được viết bằng nhiều ngôn ngữ lập trình khác nhau.

Các ứng dụng tiêu biểu của MATLAB bao gồm:

Hỗ trợ toán học và tính toán

Phân tích, khảo sát và hiển thị số liệu Đồ họa khoa học và kỹ thuật

Phát triển ứng dụng với các giao diện đồ họa.

Phần mềm MATLAB, tên gọi xuất phát từ "Matrix Laboratory", ban đầu được phát triển bằng ngôn ngữ FORTRAN để cung cấp truy cập dễ dàng tới các phần mềm ma trận từ các dự án LINPACK và EISPACK Sau đó, MATLAB đã được viết lại bằng ngôn ngữ C, dựa trên các thư viện này và mở rộng ra nhiều lĩnh vực trong tính toán khoa học cũng như ứng dụng kỹ thuật.

Với Matlab , các bài toán trở nên đơn giản hơn

Ngoài tính năng cơ bản phong phú của MATLAB, phần mềm còn tích hợp nhiều ToolBox, cung cấp các gói chương trình cho nhiều lĩnh vực ứng dụng đa dạng như xử lý tín hiệu, nhận dạng hệ thống, xử lý ảnh, mạng nơ ron, logic mờ, tài chính, tối ưu hóa, phương trình đạo hàm riêng và sinh tin học Các ToolBox này bao gồm mã nguồn viết bằng MATLAB dựa trên các thuật toán mới, cho phép người dùng chỉnh sửa hoặc thêm các hàm mới theo nhu cầu.

MATLAB được phát triển chủ yếu để giải quyết các bài toán bằng số, khác với MATHEMATICA và MAPLE, tập trung vào tính toán ký hiệu Tuy nhiên, người dùng vẫn có thể thực hiện các phép toán ký hiệu trong MATLAB thông qua các hàm có sẵn trong Symbolic Math ToolBox.

Phần mềm Matlab hiện đang được ứng dụng rộng rãi trong nhiều lĩnh vực kỹ thuật nhờ vào những ưu điểm vượt trội của nó Cụ thể, Matlab hỗ trợ tính toán thiết kế trong xây dựng, điều khiển tự động, cũng như tính toán chi tiết và thiết kế trong cơ khí Ngoài ra, nó còn được sử dụng trong các lĩnh vực toán tin, công nghệ thông tin và xử lý số liệu.

Khái quát về hệ thống phanh ABS

Hình 2.1.Sơ đồ hệ thốnh phanh ABS 2.2.1 Các trạng thái làm việc của ABS

Hệ thống phanh ABS trong ô tô sử dụng bộ tự điều chỉnh áp suất dầu để đảm bảo áp lực phù hợp với chế độ lăn bánh của bánh xe, giúp ngăn chặn trượt lết khi phanh Van điện là một bộ phận quan trọng trong hệ thống này, thực hiện các trạng thái phanh hiệu quả Tùy thuộc vào loại van điện được sử dụng, hệ thống ABS có thể hoạt động với nhiều trạng thái khác nhau.

A, Trạng thái phanh bình thường

Hình 2.2: Trạng thái phanh thường khi abs không hoạt động

Trong giai đoạn này, ECU chưa cấp điện để điều khiển van điện, khiến đường dầu tới (cổng A) mở và đường dầu về (cổng B) đóng, cho phép áp lực dầu từ xilanh chính truyền đến xilanh bánh xe ECU liên tục nhận thông tin từ các cảm biến và so sánh với các ngưỡng giá trị đã được lập trình sẵn Lực phanh có thể tăng hoặc giảm tùy thuộc vào sự tác động của người lái, trong khi bánh xe vẫn chưa bị hãm cứng.

B, Khi phanh gấp ( ABS hoạt động)

Trạng thái giảm áp lực phanh:

Hệ thống cảm biến gửi tín hiệu đến ECU để xác định khả năng hãm cứng của bánh xe Khi phát hiện nguy cơ, ECU sẽ điều chỉnh dòng điện khoảng 5A để tạo ra lực từ mạnh, đóng đường dầu đến (cổng A) và mở đường dầu về (cổng B) Nhờ đó, áp lực dầu không còn đến xilanh bánh xe, mà quay về bình tích trữ, giúp giảm áp lực phanh và ngăn chặn hiện tượng bó cứng Nếu áp lực phanh vẫn cao, ECU sẽ điều khiển bơm ABS để bơm dầu từ bình tích trữ về xilanh chính, nhanh chóng giảm áp lực phanh và bảo vệ bánh xe khỏi tình trạng bó cứng.

Hình 2.3 : Trạng thái giảm áp lực khi phanh Trạng thái giữ áp lực phanh

Khi ECU nhận thấy giá trị áp lực phanh phù hợp, nó sẽ điều chỉnh áp lực phanh ở xilanh bánh xe bằng cách gửi dòng điện khoảng 2A tới cuộn dây, đóng đường tới (cổng A) và đường về (cổng B) để duy trì áp lực phanh ổn định Đồng thời, ECU tiếp tục điều khiển bơm ABS để trả dầu từ bình tích năng, nhằm tăng áp lực phanh ở xilanh chính, chuẩn bị cho quá trình tăng áp tiếp theo nếu cần thiết.

Trạng thái tăng áp lực phanh

Hình 2.5: Trạng thái tăng áp lực phanh khi phanh

Khi áp lực phanh cần tăng, ECU ngừng cấp điện cho cuộn dây van điều khiển, mở đường dầu tới cổng A và đóng đường dầu về cổng B, cho phép dầu chảy từ xilanh chính tới xilanh bánh xe Đồng thời, ECU điều khiển bơm ABS hoạt động để bơm dầu về xilanh chính của bánh xe, nhằm tăng áp lực phanh Thực tế, trạng thái tăng áp lực phanh chính là trạng thái phanh thường.

Nhận xét: Trạng thái làm việc của hệ thống phanh ABS thay đổi liên tục theo tình trạng của ôtô và mặt đường.

Hình 2.6 : Hệ thống phanh trên ô tô

Dẫn động phanh tay bao gồm hệ thống thanh, đòn bẩy và dây cáp, nhưng dẫn động cơ khí thường không được sử dụng để điều khiển đồng thời nhiều cơ cấu phanh Điều này là do khó khăn trong việc đảm bảo phanh đồng thời cho tất cả các bánh xe, do độ cứng vững của các thanh dẫn động không đồng nhất, dẫn đến khó khăn trong việc phân bố lực phanh cần thiết Vì vậy, dẫn động cơ khí chỉ được áp dụng trong hệ thống phanh dừng, không phải trong hệ thống phanh chính.

Hình 2.7: Cơ cấu dẫn động tay bằng dây cáp.

1 Tay phanh 5 Trục 8,9 Dây cáp dẫn động phanh

2 Thanh dẫn 6 Thanh kéo 10 Giá

3 Con lăn dây cáp 7 Thanh cân bằng 11,13 Mâm phanh

4 Dây cáp 12 Xilanh phanh bánh xe

Nguyên lý hoạt động của hệ thống phanh tay dựa trên việc khi lực tác động lên cần điều khiển 1, lực này được truyền qua dây cáp đến đòn cân bằng 7, giúp chia đều lực dẫn động đến các guốc phanh Vị trí của cần phanh tay 1 được xác định bởi cá hãm trên thanh răng 2.

- Ưu điểm của dẫn đông phanh tay có độ tin cậy làm việc cao, độ cứng vững dẫn động không thay đổi khi phanh làm việc lâu dài.

- Nhược điểm của loại dẫn động phanh tay là hiệu suất truyền lực không cao, thời gian phanh lớn.

C, Phanh dẫn động thuỷ lực

Dẫn động phanh thủy lực là hệ thống phổ biến trong phanh chính của ô tô du lịch và ô tô vận tải nhỏ, trung bình Hệ thống này truyền lực từ bàn đạp đến cơ cấu phanh, làm cho các guốc phanh bung ra để thực hiện quá trình phanh Đặc điểm nổi bật của dẫn động phanh dầu là khả năng phanh đồng thời tất cả các bánh xe, vì áp suất trong đường ống chỉ tăng khi tất cả các má phanh ép sát vào trống phanh.

Dẫn động phanh dầu có các ưu điểm sau:

- Có thể phân bố lực phanh giữa các bánh xe hoặc giữa các guốc phanh theo đúng yêu cầu thiết kế.

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

- Không thể tạo được tỷ số truyền lớn, vì thế phanh đầu không có cường hoá chỉ dùng ô tô có trọng ượng toàn bộ nhỏ.

- Lực tác dụng lên bàn đạp lớn.

Dẫn động phanh một dòng có nhược điểm là khi xảy ra rò rỉ dầu, toàn bộ hệ thống phanh sẽ không hoạt động Để khắc phục vấn đề này, dẫn động hai dòng được sử dụng, giúp duy trì hoạt động của một dòng phanh khi dòng còn lại gặp sự cố Mặc dù hiệu quả phanh có thể giảm, nhưng hệ thống này vẫn đảm bảo an toàn cho phương tiện trong quá trình di chuyển.

*Sơ đồ dẫn động phanh thuỷ lực 1 dòng.

Hình 2.8: Sơ đồ dẫn đông phanh thuỷ lực một dòng

Nguyên lý hoạt động của hệ thống phanh là khi người lái tác động lực lên bàn đạp, lực này sẽ đẩy piston trong xi lanh chính, dẫn đến việc tăng áp suất dầu trong hệ thống Áp suất cao này sẽ vượt qua lực của lò xo, khiến guốc phanh ép vào trống phanh Khi người lái không còn đạp phanh, các lò xo hồi vị sẽ đưa piston và guốc phanh trở về vị trí ban đầu.

* Sơ đồ dẫn động phanh thuỷ lực 2 dòng:

Hình 2.9: Sơ đồ dẫn động phanh thuỷ lực 2 dòng.

1 Bàn đạp phanh 4 ống dẫn dầu

2 Bầu trợ lực 7 Cơ cấu phanh bánh sau

3 Xilanh phanh chính 5 Cơ cấu phanh bánh trước

6 Bộ điều hòa lực phanh

Hệ thống phanh hai dòng hoạt động độc lập, yêu cầu xilanh chính có hai ngăn riêng biệt Điều này đảm bảo rằng khi một dòng gặp sự cố rò rỉ, dòng còn lại vẫn duy trì hiệu quả phanh Nhờ vào tính năng an toàn cao này, phanh hai dòng được ưa chuộng và sử dụng rộng rãi trong thực tế.

D,Dẫn động phanh khí nén (Còn gọi là phanh hơi)

Dẫn động phanh khí nén là công nghệ phổ biến trên ô tô vận tải cỡ lớn và trung bình, đặc biệt là các xe tải lớn Hệ thống này sử dụng năng lượng khí nén để điều khiển các cơ cấu phanh, trong khi lực tác động của người lái chỉ cần để mở tổng van phanh, giúp giảm sức lao động Tùy thuộc vào cấu trúc kết nối của xe rơ moóc, dẫn động phanh khí nén có thể được thiết kế thành một dòng hoặc hai dòng.

* Sơ đồ dẫn động chung

Hình 2.10 Sơ đồ nguyên lí hệ thống phanh khí

1.Máy nén khí, 5.Van xả nước 9.Bầu phanh

2.Bộ điều áp, 6.Van phanh ta 10.Xilanh phanh,

3.Van bảo vệ, 7.Tổng van phanh, 11 Cụm má phanh

4.Bình khí, 8 Van theo tải trọng

* Dẫn động phanh khí nén 1 dòng:

Hình 2.11: Sơ đồ cấu tạo của phanh hơi

1: Máy nén khí 3: Van phân phối 5: ống dẫn hơi

2: Bình chứa 4: Bầu phanh 6: Bàn đạp phanh

7: Đồng hồ kiểm tra áp suất

Nguyên lý hoạt động của hệ thống phanh là khi người lái tác dụng lực lên bàn đạp 6, dẫn động tổng van 3 sẽ mở, cho phép khí nén từ bình chứa khí nén 2 được truyền qua đường ống tới đầu phanh 4, từ đó thực hiện quá trình phanh.

Khi thả bàn đạp, tổng van phanh sẽ ngắt kết nối giữa bình chứa khí nén và đường ống dẫn, đồng thời mở đường ống của bầu phanh thông với không khí bên ngoài Điều này khiến khí nén thoát ra, dẫn đến việc guốc phanh nhả ra khỏi trống phanh.

* Ưu điểm của hệ thống phanh khí nén nói chung.

- Điều khiển nhẹ nhàng, kết cấu đơn giản, tạo được lực phanh lớn.

- Có khả năng cơ khí hoá quá trình điều khiển ô tô.

- Có thể sử dụng không khí nén cho các bộ phận như hệ thống treo loại khí.

* Nhược điểm của hệ thống phanh khí nén.

- Số lượng các cụm nhiều, kích thước,trọng lượng của chúng khá lớn, giá thành cao.

- Thời gian tác động trễ lớn.

E, Dẫn động phanh liên hợp

Dẫn động phanh liên hợp kết hợp giữa hệ thống thuỷ lực nhỏ gọn và khí nén, đảm bảo độ nhạy cao cho phanh Hệ thống này cho phép phanh tất cả các bánh xe cùng lúc, đồng thời mang lại khả năng điều khiển nhẹ nhàng và hiệu quả cho phanh rơmoóc.

Dẫn động phanh liên hợp thường được áp dụng ở các loại xe vận tải cỡ lớn và áp dụng cho xe nhiều cầu như: Xe URAL, 375 D, URAL - 4320….

Hình 2.12: Phanh khí nén thuỷ lực ôtô URAL-4320

1: Máy nén khí 6: Phanh tay 11: Tổng van

Cụm chi tiết trong hệ thống phanh

Hình 2.14 : Cấu tạo cơ cấu phanh tang trống

Cơ cấu phanh trống bao gồm trống phanh gắn với bánh xe và guốc phanh lắp trên mâm phanh Guốc phanh có má phanh, một đầu quay quanh chốt tựa, trong khi đầu còn lại tỳ vào piston của xilanh công tác trong hệ thống dẫn động thủy lực hoặc cam ép trong hệ thống dẫn động khí nén Trong hệ thống thủy lực, áp suất chất lỏng trong xilanh tác động lên piston, đẩy guốc phanh ép vào tang trống để thực hiện phanh Ngược lại, trong hệ thống khí nén, áp suất khí tạo lực trên ty đẩy, làm quay cam và ép guốc phanh vào tang trống Khe hở giữa các guốc phanh cần được điều chỉnh thường xuyên, và hiện nay có nhiều phương pháp điều chỉnh, bao gồm cả các phương pháp tự động.

Phanh trống có nhiều loại khác nhau tuỳ thuộc vào sự kết hợp của hai guốc phanh và mục đích sử dụng.

Cơ cấu phanh đối xứng qua trục bao gồm một mâm phanh cố định trên dầm cầu, với hai chốt cố định lắp ráp đầu dưới của hai guốc phanh Các chốt này có thể điều chỉnh khe hở giữa má phanh và trống phanh nhờ bố trí bạc lệch tâm Đầu trên của guốc phanh được kéo vào bởi lò xo, ép sát với cam ép hoặc piston xilanh Khe hở giữa má phanh và trống phanh được điều chỉnh bằng trục cam ép hoặc hai cam lệch tâm Trên guốc phanh có tán các tấm ma sát, có thể là dài liên tục hoặc phân đoạn.

Cơ cấu phanh đối xứng qua tâm được thiết kế với hai guốc phanh và hai xilanh bánh xe hoàn toàn giống nhau, đối xứng qua tâm Mỗi guốc phanh gắn trên chốt cố định và có bạc lệch tâm để điều chỉnh khe hở giữa má phanh và trống phanh Một bên guốc phanh luôn tì vào piston của xilanh nhờ lò xo, trong khi khe hở phía trên được điều chỉnh tự động qua cơ cấu trong piston Hệ thống phanh này thường sử dụng dẫn động thủy lực và được lắp đặt ở cầu trước của ôtô du lịch hoặc ôtô tải nhỏ Khi ôtô di chuyển tiến, cả hai guốc phanh hoạt động như guốc xiết, tạo hiệu quả phanh lớn, trong khi khi lùi, chúng trở thành guốc nhả, hiệu quả phanh giảm nhưng không cần lực phanh lớn do tốc độ lùi chậm.

Cơ cấu phanh tự cường hoá hoạt động với hai guốc phanh đặt trên hai xilanh công tác, khi phanh, guốc phanh thứ nhất gia tăng lực tác động lên guốc phanh thứ hai, từ đó nâng cao hiệu quả phanh nhờ lực ép từ dầu áp suất Tuy nhiên, việc sử dụng hai xilanh và piston có khả năng tự dịch chuyển có thể ảnh hưởng đến nhau, dẫn đến sự dao động mômen phanh, ảnh hưởng tiêu cực đến ổn định chuyển động.

2.3.2 Cơ cấu phanh loại đĩa

Phanh đĩa là loại phanh phổ biến trên xe có tốc độ cao, thường được lắp đặt ở cầu trước Hiện nay, phanh đĩa được sử dụng rộng rãi cho cả cầu trước và cầu sau nhờ vào nhiều ưu điểm vượt trội của nó.

-Khối lượng các chi tiết nhỏ, kết cấu gọn, tổng khối lượng các chi tiết không treo nhỏ, nâng cao tính êm dịu và bám đường của xe.

-Khả năng thoát nhiệt ra môi trường dễ dàng.

-Dễ dàng trong sủa chữa và thay thế tấm ma sát.

Cơ cấu phanh đĩa đảm bảo mômen phanh ổn định ngay cả khi hệ số ma sát thay đổi, giúp các bánh xe hoạt động ổn định, đặc biệt là ở tốc độ cao.

-Dễ dàng bố trí cơ cấu tự điều chỉnh khe hở má phanh.

Mặc dù phanh đĩa có nhiều ưu điểm hơn so với phanh tang trống, nhưng nó vẫn gặp phải nhược điểm là khó tránh bụi bẩn và cát do thiết kế không kín Vì lý do này, phanh đĩa thường không được sử dụng trên các xe có tính việt dã cao.

Hình 2.15 : Cấu tạo phanh đĩa

Nguyên lý hoạt động của phanh đĩa dựa trên việc đẩy piston bằng áp suất thủy lực, được truyền qua hệ thống dẫn dầu từ xilanh chính Khi áp suất này tác động, các má phanh đĩa sẽ kẹp chặt hai bên rôto, giúp xe dừng lại một cách hiệu quả.

Trong quá trình phanh, má phanh và rôto phanh tạo ra ma sát, dẫn đến sự phát sinh nhiệt Tuy nhiên, nhờ vào việc rôto phanh và má phanh được thiết kế để hở, nhiệt độ có thể dễ dàng được triệt tiêu.

Phân loại càng phanh đĩa

Loại phanh cố định bao gồm hai loại chính: loại đĩa quay và loại hở Hệ thống phanh này có thể được trang bị hai xilanh công tác đặt hai bên, hoặc có bốn xilanh đối xứng nhau Một cấu hình khác là sử dụng ba xilanh, với hai xilanh nhỏ ở một bên và một xilanh lớn ở bên kia.

Hình 2.16: Càng phanh cố định Đĩa phanh.

Hình 2.17 Càng phanh di động

Càng phanh di động (loại vỏ quay - loại kín) sử dụng một xilanh, với giá đỡ xilanh di động trên trục dẫn hướng Khi má phanh bị đẩy, càng phanh sẽ trượt ngược lại và đồng thời đẩy rôto phanh từ cả hai bên Cấu tạo của loại phanh này rất đặc biệt và hiệu quả trong việc tăng cường khả năng phanh.

2.3.3 Bộ trợ lực phanh Để giảm nhẹ lực tác động của người lái trong quá trình sử dung phanh, đồng thời tăng hiệu quả sử dụng phanh trong trường hợp phanh gấp ở hệ thống phanh trang bị thêm bộ trợ lực phanh.

Trợ lực phanh có hai dạng cơ bản là trợ lực bằng chân không và trợ lực bằng thuỷ lực (trợ lực dầu).

Bộ trợ lực chân không hoạt động dựa trên sự chênh lệch giữa chân không của động cơ và áp suất khí quyển, tạo ra lực mạnh tương ứng với lực ấn của bàn đạp phanh Nguồn chân không có thể được lấy từ đường nạp của động cơ hoặc sử dụng bơm chân không riêng, hoạt động nhờ vào động cơ.

Hình 2.18: Sơ đồ cấu tạo bộ trợ lực chân không

- Bộ trợ lực thuỷ lực dùng một bơm có môtơ để tạo ra một áp suất thuỷ lực đủ lớn để giảm lực đạp phanh cần thiết.

* Bộ trợ lực chân không

Bộ trợ lực chân không hoạt động chủ yếu ở ba trạng thái: nhả phanh, đạp phanh và duy trì phanh Các trạng thái này được xác định dựa trên độ lớn của áp suất trên thanh đẩy.

Hình2.19: Hoạt động của bộ trợ lực chân không (khi không phanh)

Khi không đạp phanh, cửa chân không mở và cửa không khí đóng, dẫn đến áp suất giữa hai buồng A và B trở nên cân bằng Lò xo hồi vị sẽ đẩy piston sang bên phải, trong khi không có áp suất tác động lên thanh đẩy.

Tính toán hệ thống phanh

2.4.1 Tính toán cơ cấu phanh sau:

A, Xác định mô men cần có ở các cơ cấu phanh:

Mô men phanh là yếu tố quan trọng trong các cơ cấu phanh, giúp giảm tốc độ hoặc dừng hẳn ôtô một cách hiệu quả Việc điều chỉnh mô men phanh cần đảm bảo rằng quá trình giảm tốc diễn ra với gia tốc chậm dần, nằm trong giới hạn an toàn cho phép.

Với cơ cấu phanh đặt trực tiếp ở tất cả các bánh xe thì mô men phanh tính toán cần sinh ra ở mỗi cơ cấu phanh ở cầu trước là:

(1) Với cơ cấu phanh đặt trực tiếp ở tất cả các bánh xe thì mô men phanh tính toán cần sinh ra ở mỗi cơ cấu phanh ở cầu sau là:

(2) m1, m2: Hệ số phân bố lại trọng lượng khi phanh ở cầu trước và cầu sau. max

Khoảng cách từ trọng tâm xe tới tâm cầu trước là 1,31 mét, trong khi khoảng cách tới tâm cầu sau là 1,14 mét Chiều cao trọng tâm xe được xác định là 0,8 mét, và gia tốc trọng trường là 9,81 mét trên giây bình phương.

- Hệ số bám của bánh xe với mặt đường  = 0,6 rbx - Bán kính lăn của bánh xe ta có:

G1,G2- Trọng lượng phân bố ra cầu trước và cầu sau:

G- Trọng lượng ôtô khi đầy tải: G = 3000(KG)

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

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

Mômen phanh cần sinh ra ở mỗi cơ cấu phanh sau là:

B, Xác định góc    và bán kính (  ) của lực tổng hợp tác dụng lên má phanh:

Góc  (góc tạo bởi trục ox với đường đi qua tâm O với điểm đặt lực):

Với: β1- góc tính từ tâm chốt quay guốc phanh đến chỗ tán tấm ma sát; β 0- góc ôm của tấm ma sát; β 2 = β 1 + β 0.

Bán kính ủ của lực tổng hợp:

Với: rt – bán kính của tang trống (tuỳ theo cỡ lốp xe, vành bánh xe, có thể tham khảo xe tương tự)  rt = 130 (mm) a Má trước:

Theo xe tham khảo ta có:

2.4.2 Xác định lực cần thiết tác dụng lên guốc phanh bằng phương pháp họa đồ:

A, Xác định góc  ở các cơ cấu phanh:

Khi đã xác định các thông số kết cấu (õ1, õ2, õ0, r1), chúng ta có thể tính toán góc  và bán kính ủ, từ đó xác định hướng và vị trí tác động của lực N1, lực này hướng vào tâm 0 Lực R được định nghĩa là lực tổng hợp của hai lực N và T.

Góc  được xác định như sau: tg T

Hệ số ma sát ỡ giữa tấm ma sát và tang trống thường là 0,3, cho phép xác định góc  = 16,7 độ, từ đó xác định hướng của lực R1 Góc  của má phanh trước và má phanh sau đều giống nhau do có cùng hệ số ma sát.

Như vậy mômen phanh sinh ra ở cơ cấu phanh sau của một bánh xe là:

Trong đó bán kính r0 được xác định theo công thức:

C, Xây dựng họa đồ lực phanh:

Phanh dẫn động bằng thủy lực sử dụng một xi lanh công tác chung cho cả hai piston, giúp dẫn động các guốc phanh ở cả phía trước và phía sau Điều này đảm bảo rằng các lực tác động lên các guốc phanh là bằng nhau, tạo ra hiệu quả phanh đồng đều và an toàn.

Họa đồ được xây dựng cho từng guốc phanh.

 Xác định các thông số hình học của cơ cấu phanh và vẽ sơ đồ theo đúng tỉ lệ, vẽ các lực P.

 Tính góc  và bán kính ủ, từ đó xác định điểm đặt của lực R.

 Tính góc và vẽ phương của lực R Kéo dài phương của Rt và P cắt nhau tại

O ’ , kéo dài phương của P và Rs cắt nhau tại O ’’

 Để xác định phương của U cần lưu ý rằng, ở trạng thái cân bằng tổng các lực tác dụng lên guốc phanh bằng 0: PRU 0

Ba lực này cần tạo thành một tam giác khép kín, nghĩa là khi kéo dài chúng, các lực sẽ giao nhau tại một điểm, cụ thể là các điểm O’ và O’’ Để xác định phương của lực U, chỉ cần nối O’ với O1 và O’’ với O2.

 Trên hình vẽ, lấy 2 đoạn P bằng nhau đặt song song ngược chiều Từ các lực

P này dựng các tam giác lực cho các guốc phanh bằng cách vẽ các đường song song với các lực R và U đã có trên họa đồ.

Ta có các thông số:

Do đó ta có hoạ đồ lực phanh:

U'' r'' p r' u' Đo trực tiếp các hình trên đoạn R’ và R’’ và tính tỷ lệ:

Kết hợp ta có hệ phương trình:

Giải hệ phương trình ta được:

Trên họa đồ ta đo được giá trị của R’ = 104,3 vậy ta có tỷ lệ xích:

Từ họa đồ lực phanh ta đo được:

Ta tính được các lực còn lại:

2.4.3 Kiểm tra hiện tượng tự xiết:

A, Đối với guốc trước của cơ cấu phanh, quan hệ giữa lực P và M p có dạng:

Biểu thức cho thấy rằng nếu \( c (\cos \delta t + \mu \sin \delta t) - \mu \rho t = 0 \), thì mô men phanh \( M_p \) sẽ tiến tới vô cùng Điều này có nghĩa là mô men phanh trên guốc phanh phía trước sẽ trở nên rất lớn, dẫn đến hiện tượng tự xiết Điều kiện để hiện tượng tự xiết xảy ra là

Với: c – khoảng cách từ tâm bánh xe đến tâm chốt, c = 100 (mm);

 t ,ρ t – góc đặt và bán kính lực tổng hợp đặt trên guốc phanh

Vậy là không có hiện tượng tự xiết xảy ra với guốc trước cơ cấu phanh cầu sau.

B, Đối với guốc sau của cơ cấu phanh ta có:

Từ họa đồ ta có thể thấy  s  csin s 0 trong mọi trường hợp vì vậy:

Vậy là với guốc sau không bao giờ có hiện tượng tự xiết.

2.4.4 Tính toán cơ cấu phanh trước:

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

Trong đó: m - Số đôi bề mặt ma sát Chọn m = 2.

Q - Lực ép, ép má phanh vào với đĩa phanh.

Rtb- Bán kính trung bình tấm ma sát.

R1, R2 là bán kính bên trong và bên ngoài của tấm ma sát Theo xe tham khao ta có:

  n - Số lượng ống xilanh làm việc Chọn n = 2. p0 - áp suất chất lỏng trong hệ thống p0 = 50  80 (KG/cm 2 ).

Chọn p0 = 70 (KG/cm 2 ) d – Đường kính xi lanh bánh xe.

2.4.5 Xác định các kích thước má phanh:

Công ma sát riêng L xác định trên cơ sở má phanh thu toàn bộ động năng của ôtô chạy với tốc độ khi bắt đầu phanh như sau:

Khi ôtô đang di chuyển với vận tốc V0 và dừng lại hoàn toàn (V=0), toàn bộ động năng của ôtô được chuyển hóa thành công ma sát L tại các cơ cấu phanh.

Với: G = 3000 (KG) là trọng lượng ôtô khi đầy tải;

V0= 50 (km/h) = 13,89 (m/s) là tốc độ của ôtô khi bắt đầu phanh.

Gọi tổng diện tích các má phanh là F∑ ta có: a, Với cơ cấu phanh sau:

Số lượng má phanh là m = 4, với góc ôm của má phanh thứ i được ký hiệu là β oi Bán kính trống phanh là rt = 130 mm Chiều rộng của má phanh thứ i được đo đạc từ xe tham khảo, trong đó bs = 50 mm và bt = 50 mm.

F     mm  cm b, Với cơ cấu phanh sau:

F  2: Diện tích toàn bộ của các má phanh ở cơ cấu phanh trước.

Trong đó: x0 – Góc ôm tấm ma sát X0 = 60 0

R1, R2 – Bán kính trong và ngoài má phanh

Do đó diện tích toàn bộ má phanh là:

Vậy công ma sát riêng là :

Vậy thỏa mãn điều kiện: L   L 4001000(J/cm 2 ). c ,áp suất trên bề mặt ma sát:

Với cơ cấu phanh trước: áp suất trên bề mặt má phanh được giới hạn bởi sức bền của vật liệu:

Vậy áp suất trên bề mặt má phanh nằm trong giới hạn cho phép.

Với cơ cấu phanh sau: áp suất trên bề mặt ma sát chính bằng lực ép ép má phanh vào với đĩa phanh chia cho diện tích má phanh.

Lực ép má phanh là:

Diện tích một má phanh là:

Do đó áp suất trên bề mặt ma sát là:

Tính toán nhiệt phát ra trong quá trình phanh:

Trong quá trình phanh động năng của ôtô chuyển thành nhiệt năng ở trống phanh và một phần thoát ra ngoài không khí Sự tăng nhiệt ở trống phanh là:

V1 - Tốc độ bắt đầu phanh V10(km/h) =8,33(m/s)

V2 - Tốc độ kết thúc phanh V2=0. m t

- Khối lượng trống phanh và các chi tiết bị nung nóng. c - Nhiệt dung của chi tiết bị nung nóng đối với thép và gang. c = 500(J/kg.độ) = 50(KGm/kg.độ)

Trên thực tế khối lượng các trống phanh và các chi tiết bị nung nóng lớn hơn 14,15(kg) do đó thoả mãn

2.4.6 Thiết kế tính toán dẫn động phanh:

Sơ đồ dẫn động phanh:

Quá trình tính toán dẫn động phanh thủy lực bao gồm việc xác định các thông số cơ bản như đường kính xi lanh công tác, đường kính xi lanh chính và tỉ số truyền dẫn động Đường kính xi lanh công tác của bánh sau d được tính dựa trên lực P đã xác định trong họa đồ lực phanh.

Với: P – lực ép của xi lanh phanh lên guốc phanh, P = 511,5 (KG). pi – áp suất dầu làm việc trong hệ thống phanh, chọn pi = 7 (Mpa);

 b, Đường kính xi lanh chính:

Xét điều kiện cân bằng tại xilanh chính: bd D p i l

- Qbđ – Lực sinh ra tại bàn đạp.Chọn Qbđ = 70(KG).

- - Hiệu suất truyền động thủy lực,  = 0,92.

- l,l’ – Cánh tay đòn của dẫn động bàn đạp Theo xe tham khảo 50

 c, Hành trình làm việc của pistông trong các xi lanh:

Hành trình làm việc của piston trong các xi lanh của cơ cấu phanh sau được xác định bởi khe hở trung bình giữa má và tang trống, khoảng 0,25 mm.

 - độ mòn đường kính cho phép của má phanh

[] = 1(mm); a - khoảng cách từ tâm trống đến điểm đặt lực P, a = 105 (mm); c- Khoảng cách từ tâm trống phanh đến chốt cố định của má phanh, c = 100 (mm).

Cơ cấu phanh trước là phanh đĩa, khe hở giữa má phanh và đĩa phanh nhỏ nên chọn x1= 1(mm). x 2 =2(a+c)( δ 0+λ ) c

Hành trình của bàn đạp trong hệ thống phanh bằng chất lỏng được xác định bằng cách bỏ qua biến dạng đàn hồi và tính toán thể tích chất lỏng cần ép ra khỏi xilanh chính Đối với ôtô có cơ cấu phanh ở tất cả các bánh xe, hành trình bàn đạp được tính theo một công thức cụ thể.

0- Khe hở giữa thanh đẩy với piston ở xilanh chính.

 0 1,52(mm) Chọn  0 =1,5(mm) d1, d2, D - Đường kính xilanh bánh xe trước, bánh xe sau và xilanh chính.

 b - Hệ số bổ xung khi phanh ngặt thể tích của dẫn động chất lỏng tăng lên,

2.4.7 Tính toán xéc măng trong xi lanh bánh xe: áp suất trung bình của xéc măng không đẳng áp:

D - Đường kính xi lanh chính

A - Độ mở miệng của xéc măng ở trạng thái tự do t – Chiều dày xéc măng

E – Mô dun đàn hồi của hợp kim gang, E = 1,2.10 5 (MN/m 2 )

 - Hệ số phân bố áp suất,  0,196

Bỏ qua lực tác dụng lên piston từ áp suất dầu dư trong xi lanh bánh xe và lực đẩy của lò xo trong xi lanh, ta có thể thiết lập phương trình cân bằng lực quanh điểm O.

Do đó diện tích bề mặt xec măng là:

Với  là hệ số ma sát giữa xec măng và xi lanh,  = 0,2

S   R h Vậy bề rộng của xéc măng là:

2.4.8 Tính bền một số chi tiết:

Guốc phanh thường được làm theo hình chữ T

R G a Tính kích thước đến trọng tâm G:

Y2- kích thước chế tạo guốc phanh, Y2 = 23 (mm).

F1 - diện tích phần trên chữ T.

F2 - diện tích phần dưới chữ T

Tính bán kính đường trung hòa:

R’1 – bán kính trọng tâm của phần diện tích trên, tính đến tâm tang trống, R’1 123,5 (mm).

R’2 – bán kính trọng tâm của phần diện tích dưới, tính đến tâm tang trống, R’2 109,5 (mm).

Kích thước từ tâm bánh xe đến trọng tâm của guốc phanh:

RG= R’2+Yc2 = R’1 - Yc1 = 109,5 + 13 = 122,5 (mm). b Kiểm tra bền guốc phanh:

Phương pháp tính gần đúng được áp dụng do tính toán chính xác guốc phanh rất phức tạp Để xác định tiết diện nguy hiểm của guốc phanh, cần vẽ biểu đồ nội lực và đặt các giá trị lực P, U1, R1 vào guốc phanh Tại điểm đặt lực tổng hợp R1, lực này được phân tích thành hai thành phần N1 và T1 Với giả định lực phân bố đều trên guốc phanh, ta tính được các lực NX và TX tại góc /2 Tại chốt quay của chốt phanh, lực tổng hợp U1 cũng được phân tích thành hai thành phần UY1 và UX1 Khi cắt guốc phanh tại điểm đặt lực R1 thành hai nửa, lực hướng tâm NZ1 và QY1 xuất hiện ở nửa dưới, trong khi các lực NZ2, QY2 và mômen MU2 ngược lại với các thành phần lực và mômen ở phần trên.

1 Xét sự cân bằng đoạn trên ta có:

Với: Rt – bán kính tang trống, Rt = 130 (mm). a – khoảng cách từ tâm trống phanh đến điểm đặt lực P, a 5 (mm)

Xét sự cân bằng tại điểm A: γ) = 0 = 0º, φ’ = 10º

Xét sự cân bằng tại điểm B: ử = 10º, γ) = 0 = 71º

Sau khi tính được các giá trị trên ta lập bảng sau:

Xét sự cân bằng cho đoạn dưới ta có:

Sau khi tính được các giá trị trên ta lập bảng sau:

Căn cứ vào các bảng trên ta vẽ được biểu đồ nội lực tác dụng lên guốc phanh và đi tính bền.

Tại điểm B có các giá trị là lớn nhất, ta xét tại điểm này Xác định ứng suất tại 3 điểm 1, 2, 3 trên tiết diện hình chữ T của guốc phanh.

Các số liệu tại điểm B:

Xét tại điểm (2): Điểm có khả năng gãy nhiều nhất:

R2 = 122 (mm) = 12,2 (cm). ứng suất do QY2 và MU gây ra được tính toán như sau:

Với: F - diện tích của tiết diện tính toán:

Rth- bán kính đường trung hòa, Rth = 11,7 (cm).

Ri- bán kính tại điểm đang xét, Ri = R2 = 12,2 (cm).

Wu: Mômen chống uốn của vật liệu. max x u

Jx: Mômen quán tính Xác định mômen quán tính jX:

Các ký hiệu xem trên hình vẽ guốc phanh hình chữ T:

386000(mm 4 ) 38,6( cm 4 ) ymax - Khoảng cách từ điểm xa nhất đến đường trung hoà

QY: Lực hướng kính theo phương Y khi cắt.

  ứng suất tiếp do lực NX gây ra: j b

Với: b – chiều dầy phần bị cắt, b = 6 (mm) = 0,6 (cm).

NX - lực cắt theo bảng trên, NX = NZ2 = 5318 (N).

SX - mômen tĩnh phần bị cắt đối với trục quán tính trung tâm, jX - mômen quán tính của tiết diện, jX = 38,6 (cm 4 )

Xác định mômen tĩnh tại tiết diện cắt SX:  

Fc- diện tích phần bị cắt, Fc = 240 (mm 2 ) = 2,4 (cm 2 ).

Y – tọa độ trọng tâm phần bị cắt đối với trục trung hòa,

R1= 125 (mm) = 12,5 (cm). ứng suất do QY2 và MU gây ra được tính toán như sau:

R3 = 96 (mm) = 9,6 (cm). ứng suất do QY2 và MU gây ra được tính toán như sau:

Tiết diện ngang của guốc phanh hình chữ T nên tại điểm (1) và (3) có dF = 0 do đó SX=0.

Tại điểm (1) và (3) có SX = 0 do đó  = 0.

Vậy ứng suất tổng hợp sẽ là:

 th     ứng suất tổng hợp tại điểm 1 là:

 th 3505( /N cm 2 ) ứng suất tổng hợp tại điểm 3 là:

 th 1256, 4( /N cm 2 ) ứng suất tổng hợp tại điểm 2 là:

Tại điểm 2 có ứng suất max, guốc phanh chế tạo bằng Thép 40 có:

So sánh thấy:  th (2)   k  vậy là thỏa mãn bền.

Tính bền trống phanh: áp suất trong trống phanh tính theo công thức:

– mômen phanh do guốc phanh trước sinh ra,

 - hệ số ma sát giữa má phanh và trống phanh,  = 0,3. b - chiều rộng má phanh, b = 50 (mm) = 0,05 (m) rt - bán kính trống phanh, rt = 130 (mm) = 0,13 (m)

 0 - góc ôm của tấm ma sát, 0

   ứng suất hướng tâm tính theo:

 n ứng suất tiếp tuyến tính theo:

Trong bài viết này, bán kính trong của trống được ký hiệu là a’ với giá trị 130 mm (13 cm), trong khi bán kính ngoài là b’ với giá trị 150 mm Khoảng cách từ tâm đến điểm cần tính được ký hiệu là r Khi r bằng a’ (13 cm), các giá trị  n và  t đạt cực đại.

Ta có ứng suất tương đương bằng:

          Để đảm bảo an toàn ta lấy thêm hệ số an toàn n = 1,5:

Trống phanh được làm bằng gang CX18-36 có

  k   1800  KG cm / 2  và   n   3800  KG cm / 2 

So sánh thấy  n  n  và  t   t do đó trống phanh đủ bền.

Tính bền đường ống dẫn động phanh: Đường ống dẫn động phanh chịu áp suất khá lớn tới 100 (KG/cm 2 ).

Khí tính có thể coi đường ống dẫn dầu là loại vỏ mỏng bịt kín hai đầu và có chiều dài khá lớn. ứng suất được tính như sau: s

Với: p - áp suất bên trong đường ống (p = 70 kG/cm 2 ).

R - Bán kính bên trong đường ống dẫn, R = 3 (mm) = 0,3 (cm). s - Chiều dầy của ống dẫn, s = 0,5 (mm) = 0,05 (cm).

Thiết kế trợ lực phanh

Hiện nay, ôtô hiện đại được trang bị nhiều hệ thống điều khiển tiên tiến nhằm giảm bớt cường độ lao động cho người lái Các cải tiến này giúp giảm thiểu sai sót kỹ thuật, đảm bảo an toàn khi di chuyển và giảm nguy cơ tai nạn giao thông Một trong những thiết kế quan trọng là hệ thống cường hoá lái và cường hoá phanh, cùng với bộ chống hãm cứng bánh xe, giúp người lái cảm thấy thoải mái hơn Việc thiết kế bộ cường hoá phanh là rất cần thiết để nâng cao trải nghiệm lái xe.

Bộ cường hoá lực phanh có thể thực hiên theo các phương án sau:

Hình 2.22 Sơ đồ bộ trợ lực chân không.

1 Piston xilanh chính , 2 Vòi chân không, 4 Màng chân không,

5 Van chân không 6 Van khí, 7 Van điều khiển, 8 Lọc khí, 9.

Bộ trợ lực phanh hoạt động bằng cách sử dụng độ chân không từ đường ống nạp của động cơ, đưa vào khoang A, trong khi khoang B được thông với khí trời khi phanh.

Khi không phanh, cần đẩy 9 dịch chuyển sang phải để kéo van khí 6 và van điều khiển 7 sang phải Van khí sẽ tì sát van điều khiển, đóng đường thông với khí trời Lúc này, buồng A kết nối với buồng B qua hai cửa E và F, đồng thời thông với đường ống nạp Do không có sự chênh lệch áp suất giữa hai buồng A và B, bầu trợ lực sẽ không hoạt động.

Khi phanh, lực từ bàn đạp khiến van khí 6 và van điều khiển 7 di chuyển sang trái Van điều khiển dừng lại khi tiếp xúc với van chân không, trong khi van khí vẫn tiếp tục di chuyển, đóng đường thông giữa cửa E và F và mở đường khí trời với lỗ F Lúc này, áp suất buồng B bằng áp suất khí trời, trong khi áp suất buồng A là 0,5 KG/cm², tạo ra chênh lệch áp suất 0,5 KG/cm² giữa hai buồng Chênh lệch áp suất này khiến màng trợ lực dịch chuyển sang trái, tác động lên pittông 1 và đẩy dầu tới các xi lanh bánh xe để thực hiện quá trình phanh.

Khi giữ chân phanh, việc đẩy van khí 6 sẽ dừng lại, trong khi piston 1 vẫn tiếp tục di chuyển sang trái do chênh áp Van điều khiển 7 tiếp xúc với van chân không 5 nhờ lò xo, nhưng cùng di chuyển với piston 1, khiến đường thông giữa lỗ E và F bị bịt kín Do van điều khiển 7 tiếp xúc với van khí 6, không khí không thể vào buồng B, dẫn đến việc piston không còn dịch chuyển và lực phanh được giữ nguyên.

Khi nhả bàn đạp phanh, lò xo 11 kéo đòn bàn đạp phanh về vị trí ban đầu, mở van 6 giữa buồng A và B qua cửa E và F, khiến hệ thống phanh không hoạt động Ưu điểm của hệ thống này là tận dụng độ chênh áp giữa khí trời và đường ống nạp khi động cơ hoạt động, không ảnh hưởng đến công suất động cơ, đồng thời vẫn đảm bảo trọng tải chuyên chở và tốc độ của ôtô khi di chuyển.

Nhược điểm của thiết kế bộ trợ lực là độ chân không chỉ đạt 0,5 KG/cm², trong khi áp suất khí trời là 1 KG/cm², dẫn đến độ chênh áp giữa hai buồng không lớn Để tăng cường lực trợ lực, cần phải mở rộng tiết diện của màng, điều này sẽ làm tăng kích thước của bộ trợ lực Phương án này chỉ phù hợp với phanh dầu trên các loại xe du lịch, xe vận tải và xe khách có tải trọng nhỏ và trung bình.

Trợ lực chân không kết hợp với thuỷ lực:

Hình 2.23 Sơ đồ bộ trợ lực chân không kết hợp với thủy lực.

1 Xi lanh chính, 2 Cổ hút động cơ , 3 van một chiều , 4 Màng trợ lực , 5 Vỏ trợ lực , 6 lọc khí , 7 Van không khí , 8 Van điều khiển , 8' Lò xo côn , 9 Van màng , 10 Piston phản hồi ,11

Piston xilanh trợ lực , 12 Van bi , 13 Vỏ xi lanh trợ lực , 14 Xi lanh bánh xe , 15 Đường ống nối

Khi van không khí 7 chưa được đóng lại, van điều khiển 8 sẽ mở ra nhờ lực từ lò xo côn 8', kéo theo màng 9 và pittông phản hồi 10 đi xuống Buồng III sẽ thông với buồng kế tiếp.

II và buồng IIa qua ống 15 Như vậy áp suất buồng IIa, IIb bằng nhau và bằng áp suất chân không ở họng hút của đường ống nạp.

Khi người lái phanh, lực tác dụng lên bàn đạp phanh tạo áp suất trong hệ thống, đẩy pittông ở xi lanh chính đi, làm tăng áp suất dầu qua ống dẫn đến bộ trợ lực Áp suất này giúp mở van bi và dẫn dầu đến xi lanh bánh xe, khắc phục khe hở giữa trống phanh và má phanh Khi áp suất đạt khoảng 1,3 Mpa, piston phản hồi thắng lực lò xo và mở van không khí, cho phép không khí vào buồng IIa trong khi buồng IIb vẫn duy trì chân không Sự chênh lệch áp suất giữa hai buồng khiến piston màng dịch chuyển, đẩy piston của bộ trợ lực sang phải, từ đó tăng áp suất và đẩy các má phanh tiếp xúc với trống phanh để hãm bánh xe.

Khi dừng phanh, piston 11 dịch chuyển sang phải do màng trợ lực 4 bị uốn, dẫn đến áp suất giảm ở khoang dưới piston phản hồi 10 Màng van 9 và piston phản hồi 10 sẽ hạ xuống cho đến khi van không khí đóng, trong khi van điều khiển vẫn đóng Độ chênh áp giữa hai khoang IIa và IIb không thay đổi, khiến màng 4 và piston 11 ngừng dịch chuyển, giữ áp suất dầu trong ống ổn định và mômen phanh ở các bánh xe không đổi.

Khi nhả bàn đạp phanh, lò xo hồi vị kéo bàn đạp về vị trí ban đầu, giúp lò xo trợ lực đẩy piston 11 của xi lanh chính về vị trí cũ Lò xo côn 8' cũng đẩy piston của bộ trợ lực về vị trí cũ, làm van 8 mở ra và van không khí 7 đóng lại, khiến áp suất buồng IIa và IIb trở lại bằng nhau và bằng áp suất chân không (0,5 kG/cm²) Tại các bánh xe, lò xo kéo má phanh về vị trí ban đầu, giúp má phanh tách ra khỏi trống phanh Ưu điểm của hệ thống này là tận dụng độ chênh áp giữa khí trời và đường ống nạp, đồng thời đảm bảo mối quan hệ tỷ lệ giữa lực bàn đạp và lực phanh.

Nhược điểm: Kết cấu phức tạp, phải cần thêm xilanh thuỷ lực.

Hệ thống dẫn động phanh thuỷ lực điều khiển bằng điện tử:

Phần trợ lực điện bao gồm lõi thép được đặt trong ống thép, với cuộn dây từ hoá phía trên Khi cuộn dây nhận các chuỗi xung điện từ bộ điều khiển, dòng điện trong cuộn dây thay đổi, từ hoá ống thép thành một nam châm điện, kéo lõi thép về phía phải Qua cần đẩy, các piston di chuyển tạo áp lực dầu trong hệ thống phanh Khi chân phanh dừng lại, cảm biến xác định vị trí lõi thép, trong khi cảm biến áp suất dầu gửi tín hiệu về hộp điều khiển để duy trì lực phanh hiện tại Nếu tiếp tục đạp phanh, hai cảm biến sẽ thay đổi tín hiệu và hộp điều khiển sẽ tạo chuỗi xung mới để tăng dòng điện vào cuộn dây.

- Có thể thiết kế đồng hoá cho nhiều loại xe chỉ cần thay đổi phần lập trình.

Hình 2.24 Sơ đồ trợ lực điện.

1 Bộ trợ lực điện, 2.Lõi thép, 3.Cuộn dây, 4 Cần đẩy,

5 Xilanh phanh chính, 6 Bộ điều khiển,

Bộ cường hoá khí nén:

Khi tác dụng lực lên bàn đạp phanh, ống 11 kích hoạt van 9 mở ra, cho phép khí nén từ bình chứa 8 vào khoang A và B, tạo lực đẩy cho piston 5 của xilanh lực Đồng thời, piston 7 của xilanh chính di chuyển sang phải, làm tăng áp suất dầu và tác động đến các xi lanh làm việc ở bánh xe Ở khoang A, áp suất cũng tăng lên, tác động lên piston 10 cho đến khi đạt giá trị cân bằng với lực đẩy của cánh tay đòn 3, khiến piston 10 dịch chuyển sang trái và đóng van 9 Nếu người lái giữ phanh, van 9 sẽ đóng lại, nhưng khi tiếp tục đạp, ống 11 lại mở van 9, nén khí tác động lên piston 5, tăng áp suất dầu và kích hoạt các xi lanh bánh xe.

Khi nhả bàn đạp phanh, piston 10 và ống 11 được lò xo kéo về vị trí ban đầu, khiến van 9 đóng lại Lúc này, áp suất cao qua ống 11 sẽ xả ra ngoài không khí, dẫn đến toàn bộ hệ thống phanh ở trạng thái không hoạt động.

Hình 2.25 Cường hoá khí nén

1 - Bàn đạp; 2 - Lò xo hồi vị; 3, 4 - Đòn; 5 – Piston;

6 – Lò xo hồi vị; 7 – Piston; 8 – Bình chứa khí nén;

9 – Van; 10 – Piston; 11 – Thanh dạng ống ưu điểm:

Lực cường hoá lớn vì áp suất khí nén có thể từ 5 – 7 KG/cm 2

Thiết Kế Tính Toán

Xây dựng sơ đồ khối tính toán hệ thống phanh

Hình 3.1: Sơ đồ khối tính toán lực phanh cầu trước

Hình 3.2: Sơ đồ khối tính toán lực phanh cầu sau

Hình 3.3: Sơ đồ khối tính toán Mômen phanh cầu trước

Hình 3.4 : Sơ đồ khối tính Mômen phanh cầu sau

Hình 3.5 : Sơ đồ khối tính đường kính xylanh chính

Hình 3.6: Sơ đồ khối tính đường kính xylanh công tác bánh sau

Hình 3.7: Sơ đồ khối tính toán đường kính xylanh công tác bánh trước

Cơ sở lý thuyết về tính toán hệ thống phanh ABS

3.2.1 Mối quan hệ giữa lực phanh và độ trượt

Lực phanh được sinh ra từ cơ cấu phanh của ôtô, nhưng mặt đường là nơi tiếp nhận lực này Do đó, lực phanh của ôtô bị giới hạn bởi khả năng bám của bánh xe với mặt đường, được đặc trưng bởi hệ số bám φ.

Fp ≤ Z.φ Trong đó: Fp: Lực phanh.

Z: Tải trọng tác dụng lên bánh xe. φ: Hệ số bám.

Khi phanh gấp với lực phanh lớn (Fp), hoặc khi phanh trên các bề mặt đường có hệ số bám thấp như đường băng hay tuyết, bánh xe có thể bị bó cứng và trượt lết do phần lực phanh dư (Fp dư) mà mặt đường không thể tiếp nhận Mức độ trượt này được thể hiện qua hệ số trượt tương đối λ.

Trong đó: Va - Tốc độ chuyển động tịnh tiến của ôtô. ω b - Tốc độ góc của bánh xe. rb - Bán kính lăn của bánh xe.

Hình 3.8 minh họa sự biến đổi của hệ số bám dọc φx và hệ số bám ngang φy của bánh xe khi tiếp xúc với mặt đường, dựa trên độ trượt tương đối λ giữa bánh xe và mặt đường.

Hình 3.8 Sự thay đổi hệ số bám dọc φ x và hệ số bám ngang φ y theo độ trượt tương đối λ của bánh xe.

Dựa trên đồ thị 3.8, hệ số bám dọc đạt giá trị cực đại φmax tại độ trượt tương đối λ0, thường nằm trong khoảng (10 ÷ 30)% Tại giá trị λ0 này, cả hệ số bám dọc và hệ số bám ngang đều có giá trị cao Khi λ đạt 100%, bánh xe rơi vào trạng thái bó cứng và lốp xe hoàn toàn lếch trên mặt đường.

Để đạt được lực phanh cực đại và hiệu quả phanh cao nhất, quá trình phanh cần được duy trì ở độ trượt của bánh xe là λ0, điều này cũng đảm bảo sự ổn định tốt nhất trong quá trình phanh.

3.2.2 Sự thay đổi của M p , M φ , và ε b khi phanh có chống hãm cứng bánh xe

Sự thay đổi Mp, Mφ, và εb theo độ trượt được thể hiện trên hình 3.9:

Hình 3.9 Sự thay đổi các thông số khi phanh có ABS.

Đoạn O - 1 – 2 mô tả quá trình tăng Mp khi phanh, trong đó hiệu Mp - Mφ tỷ lệ thuận với gia tốc chậm dần εb của bánh xe Hiệu này gia tăng đáng kể khi đường Mφ đạt điểm cực đại, dẫn đến sự tăng nhanh của gia tốc εb Sự gia tăng đột ngột này cho thấy bánh xe gần như bị hãm cứng, trở thành tín hiệu đầu tiên để điều khiển giảm áp suất trong dòng dẫn động Tuy nhiên, do có độ trễ nhất định trong hệ thống, sự giảm áp suất thực tế chỉ bắt đầu từ điểm 2.

- Do Mp giảm, εb giảm theo và bằng không ở điểm 3 (khi Mp - Mφ) Vào thời điểm tương ứng với điểm 4 – mô men phanh có giá trị cực tiểu không đổi.

Trong đoạn từ điểm 3 đến điểm 6, mô men phanh thấp hơn mô men bám dẫn đến sự tăng tốc của bánh xe Gia tốc góc của bánh xe được sử dụng làm tín hiệu thứ hai để điều chỉnh áp suất trong hệ thống phanh tại điểm 5.

- Khi tốc độ góc bánh xe tăng lên, độ trượt giảm và bởi vậy φ và Mφ cũng tăng lên.

Trong quá trình điều khiển, bánh xe sẽ tăng tốc và giảm tốc theo chu trình lặp lại từ 1 đến 6, yêu cầu Mφ phải điều chỉnh liên tục Điều này giúp duy trì độ trượt của bánh xe trong giới hạn λ1 đến λ2, đảm bảo hệ số bám gần đạt giá trị cực đại nhất.

Hình 3.10 minh họa quá trình biến đổi áp suất trong hệ thống dẫn động và sự gia tốc chậm dần của bánh xe khi phanh có hệ thống ABS theo thời gian.

Hình 3.10 Sự thay đổi áp suất trong dẫn động (a) và gia tốc chậm dần của bánh xe

Quá trình phanh với hệ thống chống bó cứng phanh (ABS) bao gồm ba giai đoạn chính: tăng áp suất (1 >2), giảm áp suất (2 >4) và duy trì áp suất (4 >5) Hệ thống ABS hoạt động theo mô hình này được gọi là ABS 3 pha Tuy nhiên, một số loại ABS có thể không có giai đoạn duy trì áp suất, được gọi là ABS 2 pha.

Hệ thống chống hãm cứng bánh xe hiện đại có hệ số trượt dao động trong khoảng λ1 ÷ λ2 = (15 ÷ 30)% Tần số biến đổi áp suất trong dẫn động khí nén khoảng.

Tần số (3 ÷ 8) Hz được áp dụng trong dẫn động thủy lực lên đến 20Hz Để hiểu rõ vai trò của hệ thống chống bó cứng phanh (ABS), có thể tham khảo số liệu trong bảng 3-1 từ thử nghiệm xe du lịch với hai trường hợp có và không có ABS, cùng với đồ thị quá trình phanh trong hình 3.11 và 3.12.

Bảng 3-1 Kết quả thí nghiệm khi phanh ôtô du lịch có trang bị ABS.

(mỗi bánh xe có một cảm biến và điều khiển riêng)

Tốc độ bắt đầu phanh V(m/s)

Mức tăng hiệu quả phanh (%)

Có ABS Không ABS Đường bêtông khô Đường bêtông ướt

21,1 Đường bêtông khô Đường bêtông ướt

Hình 3.11 Quá trình phanh điển hình trên mặt đường trơn không có ABS.

Hình 3.12 Quá trình phanh điển hình của ôtô có trang bị ABS.

Nội dung chương trình

L0=input('L0='); b=1.140; a=1.310; pi=3.14; phi=linspace(0.6,0.7,5); jmax=linspace(6,7,5); hg=linspace(0.6,0.9,5);

B5; d; g=9.81; r0=B+(d/2)*25.4; lamda=[0.93:0.001:0.935]; rbx=(B+(d/2)*25.4)*0.93 beta1=linspace(14*pi/180,16*pi/180,5); beta0=linspace(100*pi/180,120*pi/180,5); beta2ta1+beta0;

%xac dinh goc denta va ban kinh do cua luc tong hop tac dung len ma phanh tandenta=(cos(2*beta1)-cos(2*beta2))/(2*beta0+sin(2*beta1)-sin(2*beta2));

%momen sinh ra o banh truoc la

Mp1= ((Ga*b)/(2*L0)).*(1+(jmax.*hg)./(g*b)).*phi*rbx

%momen sinh ra o banh xe sau la

Mp2=((Ga*a)/(2*L0)).*(1+(jmax.*hg)./(g*a)).*phi*rbx

%luc phanh sinh ra o banh truoc la

%luc phanh sinh ra o banh sau la

%cong ma sat rieng L la v0.89; beta0i=linspace(100*pi/180,120*pi/180,5); rtt=0.13; bi=0.5;

% co cau phanh sau Ftong2 la x0`*pi/180;

%tinh toan hniet phat ra trong qua trinh phanh v1=8.33; v2=0; cP; t0; mt=(Ga*(v1^2)-(v2^2))./(2*g*t0*c);

%duong kinh xi lanh cong tac

P0=linspace(5,10,5); d1=sqrt((4*Q1)/(pi*P0)) d2=sqrt((4*Q2)/(pi*P0))

%duong kinh xy lanh chinh l=0.3; l1=0.03; rt=0.1375; xichma1=1; xichma2=1; xichmadk=1; xichma0=linspace(1.5,2,5); n1=1; n2=1;

D=sqrt((4*Qbd*nuy*l)/(pi*Pi*l1)) x1=xichma0; x2=x1; nuyb=linspace(1.05,1.1,5);

%hanh trinh pit tong ddk=0.02; h=(((2*x1*n1*d1^2)/(D^2))+((2*x2*n2*d^2)/D^2))*2+xichma1+xichma2+

((xichmadk).*(ddk^2/D^2))*K; tanxichma=(cos(2*beta1)-cos(2*beta2))/(2*beta0+sin(2*beta1)-sin(2*beta2));

%momen sinh ra o banh truoc sa; q=linspace(1.5,2,5); anpha1=2*Q1/(q*(R21^2-R11^2));

%%thoi gian phanh phip=0.7; tpmin=(v1-v2)/(phip*g); t1=0.3; t2=linspace(0.5,1,5);

%thoi gian phanh thuc te tp=t1+t2+tpmin

% quang duong phanh s2=(v1^2)/(2*phip*g); s1=(v1*t1)+(v1.*t2)-((jmax.*(t2.^2))./6);

%quang duong phanh thuc te sp=s1+s2

Kết quả tính toán

Phương Án Lên Mô Hình

3.5.1 Phương án xây dựng mô hình a Phương án 1:

Hình 3.1 Sơ đồ thiết kế phanh theo phương án 1

1 Khung treo đứng 2 Bánh xe

3 Khung ngang 4 Bánh xe của khung

Phương án thiết kế khung thứ nhất nổi bật với thiết kế đơn giản và dễ dàng trong việc vận chuyển Chi phí chế tạo và lắp đặt thấp, đồng thời cho phép quan sát các chi tiết một cách rõ ràng nhất.

Phương án này gặp một số hạn chế như độ cứng vững không cao, gây khó khăn trong việc vận hành và điều chỉnh các chi tiết của hệ thống Ngoài ra, phương án này cũng không thể lắp đặt cơ cấu phanh tay.

Mô Hình Phanh Xe TOYOTA Gi?ng viên hu?ng d?n: Th.S Lê Anh Vu Sinh viên th?c hi?n: Ph?m Tu?n Anh Kh?ng Ti?n Chí

Hình 3.2 Sơ đồ thiết kế phanh theo phương án 2 1: Cơ cấu phanh guốc 5: Đường ống dẫn dầu

2: Cơ cấu phanh đĩa 6: Khung mô hình

3: Phanh Tay 7: Bánh xe khung mô hình

Phương án thiết kế khung thứ hai nổi bật với khả năng lắp đặt đầy đủ các cụm chi tiết, kết cấu khung chắc chắn và tính thẩm mỹ cao.

Phương án này mặc dù có nhiều ưu điểm, nhưng cũng gặp phải một số nhược điểm như: một số chi tiết không được thể hiện rõ ràng do bị khuất, kết cấu khung phức tạp và chi phí chế tạo cao.

Hình 3.3 Sơ đồ thiết kế phanh theo phương án 3

1: Cơ cấu phanh guốc 5: Đường ống dẫn dầu

2: Cơ cấu phanh đĩa 6: Khung mô hình

3: Phanh Tay 7: Bánh xe khung mô hình

Phương án thiết kế khung thứ ba của mô hình bố trí nổi bật với khả năng lắp đặt đầy đủ các cụm chi tiết, đồng thời đảm bảo kết cấu khung mô hình chắc chắn.

- Tuy nhiên phương án này cũng tồn tại một số thiếu sót như: Khó vận hành cho hệ thống và có tính chịu lực kém d Phương án 4

Hình 3.4 Sơ đồ thiết kế phanh theo phương án 4

1: Cơ cấu phanh guốc 5: Đường ống dẫn dầu

2: Cơ cấu phanh đĩa 6: Khung mô hình

3: Phanh Tay 7: Bánh xe khung mô hình

Phương án thiết kế khung thứ tư có những đặc điểm nổi bật như khả năng vận hành điều khiển dễ dàng và kết cấu chắc chắn, mang lại hiệu quả cao trong việc sử dụng.

Phương án này mặc dù có nhiều ưu điểm nhưng cũng tồn tại một số nhược điểm như việc không quan sát rõ ràng từng chi tiết, không gian quá rộng lớn và đường dẫn dầu quá phức tạp.

Hình 3.5 Sơ đồ thiết kế phanh theo phương án 5 1: Cơ cấu phanh guốc 5: Đường ống dẫn dầu

2: Cơ cấu phanh đĩa 6: Khung mô hình

3: Phanh Tay 7: Bánh xe khung mô hình

Phương án thiết kế khung thứ năm mang lại nhiều đặc điểm nổi bật, bao gồm tính thẩm mỹ cao và khả năng lắp đặt các chi tiết của hệ thống một cách phù hợp với thực tế Mô hình này có thể kết hợp linh hoạt với các mô hình khác khi thực hiện trong xưởng, đồng thời dễ dàng di chuyển và chịu được các lực tác động lớn, đảm bảo quan sát đầy đủ tất cả các chi tiết.

- Tuy nhiên phương án này cũng tồn tại một số thiếu sót là chi phí cho vật liệu chế tạo khá cao

Phương án được trình bày ở trên là khả thi nhất vì nó đáp ứng tốt nhất các yêu cầu và mong muốn của mô hình.

- Tính thẩm mĩ và sư phạm cao cao

- Phù hợp với thực tế và có thể kết hợp với các nhóm đồ án khác

- Dễ dàng khi di chuyển

Chúng em đã quyết định tiến hành chế tạo khung theo phương án 5, đồng thời thực hiện tính toán gá lắp cho các bộ phận có trên mô hình.

3.5.2 Danh mục vật tư thiết bị

Bảng 3.2: Danh mục vật tư thiết bị của mô hình

Stt Tên vật liệu Số lượng Thông số

4 Phanh tang trống (xe haice) 2

8 Bầu trợ lực chân không 1

3.5.3 Lắp ráp và hoàn thiện mô hình

Sau khi thiết kế và lắp đặt các chi tiết của hệ thống lên mô hình, đề tài đã phối hợp với các nhóm đồ án khác để hoàn thiện các chi tiết, tạo ra một mô hình hoàn chỉnh Mô hình này nhằm hỗ trợ các bạn học sinh, sinh viên khóa sau trong việc tìm hiểu và học tập một cách dễ dàng hơn.

Sau đây là một số hình ảnh của mô hình khi được lắp đặt đầy đủ.

KẾT LUẬN VÀ KIẾN NGHỊ

Qua quá trình thực hiện đồ án tốt nghiệp “Nghiên cứu ứng dụng phần mềm

Hệ thống phanh ABS trên xe du lịch đóng vai trò quan trọng trong việc đảm bảo an toàn khi lái xe và duy trì sự ổn định cho xe khi di chuyển trên nhiều loại đường Việc tính toán và tối ưu hóa hệ thống phanh này giúp cải thiện hiệu suất phanh, giảm thiểu nguy cơ trượt bánh, từ đó nâng cao trải nghiệm lái xe và bảo vệ tính mạng người điều khiển.

Sau quá trình thực hiện đồ án tốt nghiệp, đề tài đã được định hướng và nghiên cứu nhằm tìm hiểu sâu về kết cấu và chế tạo mô hình hoàn chỉnh của hệ thống dẫn động phanh, phục vụ cho mục đích đào tạo Đến nay, đề tài đã đạt được những kết quả quan trọng.

- Xây dựng cơ sở lí thuyết về hệ thống phanh ABS.

- Xây dựng phần mềm Matlab tính toán hệ thống phanh

Tuy vậy đề tài vẫn còn những thiếu sót nhất định như:

- Chưa giới thiệu được các hệ thống phanh hiện đại (các hãng xe, loại xe khác)

- Chưa đưa vào kiểm nghiệm thực tế trong đào tạo.….

Nếu các điều kiện về thời gian và những yếu tố khác cho phép, đề tài sẽ được phát triển và thực hiện tiếp những phần còn lại.

Bài hát đã hoàn thành các mục tiêu đề ra trong đồ án tốt nghiệp, thể hiện sự thành công nhờ vào nỗ lực không ngừng nghỉ của các thành viên Thành công này còn được hỗ trợ bởi sự giúp đỡ nhiệt tình của hai thầy giáo hướng dẫn, Lê Anh Vũ và Đồng.