TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHỆ GIAO THÔNG VẬN TẢI KHOA CƠ KHÍ ĐỒ ÁN KẾT CẤU TÍNH TOÁN Ô TÔ Đề tài Tính toán và thiết kế hệ thống phanh trên xe tham khảo LANOS GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN DƯƠNG QUANG MINH SINH[.]
Cơ cấu phanh 28
Trên xe lanos cơ cấu phanh được sử dụng cho cầu trước và cầu sau thì đều là cơ cấu phanh đĩa.
- Sử dụng cơ cấu phanh đĩa loại giá đỡ di động
Hình 1.22 Phanh đĩa loại giá đỡ di động
- Đĩa phanh được chế tạo bằng gang cầu, bề mặt làm việc được mài phẳng, không được có vết xước.
Ưu điểm của việc sử dụng cơ cấu phanh đĩa:
- Cấu tạo đơn giản nên việc kiểm tra và thay thế má phanh đặc biệt dễ dàng.
- Công nghệ chế tạo ít gặp khó khăn, có nhiều khả năng giảm giá thành trong sản xuất.
- Cơ cấu phanh đĩa cho phép mômen phanh ổn định hơn so với cơ cấu phanh kiểu tang trống khi hệ số ma sát thay đổi Điều đó giúp cho các bánh xe bị phanh làm việc ổn định , nhất là ở tốc độ cao
- Khối lượng các chi tiết nhỏ, kết cấu gọn nên tổng các khối lượng các chi tiết không treo nhỏ, nâng cao tính êm dịu và sự bám đường của xe.
- Khả năng thoát nhiệt ra môi trường bên ngoài là dễ dàng.
- Thoát nước tốt: Do nước bám vào đĩa phanh bị loại bỏ rất nhanh bởi lực ly tâm nên tính năng phanh được phục hồi trong một thời gian ngắn.
- Không cần điều chỉnh phanh.
Nhược điểm của việc sử dụng cơ cấu phanh đĩa:
- Nhược điểm của phanh đĩa là khó có thể tránh bụi bẩn và đất cát vì đĩa phanh không được che đậy kín, bụi bẩn sẽ lọt vào khe hở giữa má phanh và đĩa phanh khi ôtô đi vào chỗ lầy lội làm giảm ma sát giữa đĩa phanh và má phanh khi phanh, phanh sẽ kém hiệu quả.
- Má phanh phải chịu được ma sát và nhiệt độ lớn hơn Phanh đĩa có tiếng kêu rít do sự tiếp xúc giữa đĩa phanh và má phanh.
Dẫn động phanh 30
Trên xe lanos thì người ta sử dụng hệ thống dẫn động phanh là dẫn động thủy lực.
Hình 1.23 Sơ đồ hệ thống phanh dầu
1.Bàn đạp phanh; 2 Bầu trợ lực; 3.Bình dầu; 4.Xi lanh chính.; 5.Phanh đĩa; 6.Bộ điều hòa lực phanh; 7.Phanh đĩa
Ưu điểm của việc sử dụng dẫn động thủy lực:
- Phanh đồng thời các bánh xe với sự phân bố lực phanh giữa các bánh xe hoặc giữa các má phanh theo yêu cầu
- Độ nhậy tốt, kết cấu đơn giản
- Có khả năng ứng dụng đa dạng trên nhiều loại ôtô khác nhau khi chỉ cần thay đổi cơ cấu phanh.
Nhược điểm của việc sử dụng dẫn động phanh thủy lực:
- Tỷ số truyền của dẫn động không lớn nên không thể tăng lực điều khiển lên cơ cấu phanh
- Hiệu suất truyền động sẽ giảm ở nhiệt độ thấp.
Bộ trợ lực phanh 31
Hình 1.24 Kết cấu của bộ cường hoá chân không
1 Thân xi lanh, 2.Lò xo Piston thứ cấp, 3.Vành tựa lò xo, 4.Phớt, 5.Chốt hạn chế, 6.Piston thứ cấp, 7.Phớt thân van, 8 Lò xo , 9.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.Bulông M12, 21 Phớt thân trợ lực, 22.Vành đỡ lò xo, 23 Lò xo hồi van khí, 24.Võ bọc, 25.Lọc khí, 26.Cần đẩy, 27.Van điều khiển, 28, Lò xo van điều khiển, 29 Van khí, 30 Đĩa phản lực, 31.Van chân không, 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.
Bộ điều hòa lực phanh 32 CHƯƠNG III: TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ HỆ THỐNG PHANH TRÊN XE
Bộ điều hoà lực phanh lắp trên xe ôtô dùng để tự động điều chỉnh áp lực phanh ở các bánh xe theo sự thay đổi tải trọng tác dụng lên cầu sau Nhờ vậy sẽ tăng được hiệu quả phanh và đảm bảo được sự chuyển động của ôtô khi phanh.
Đường đặc tính lý tưởng của bộ điều hòa lực phanh
Trong quá trình phanh, tải trọng tác dụng lên các cầu xe có sự thay đổi Do lực quán tính khi phanh trọng lượng dồn về cầu trước, gia tốc chậm dần của xe càng lớn thì tải trọng tác dụng lên cầu trước càng lớn và hệ số bám của bánh xe với mặt đường cũng lớn, thì lực phanh và mômen phanh thay đổi cũng lớn Để phanh có hiệu quả cao cần thiết phải có bộ phận phân bố áp suất dầu vào các xi lanh làm việc ở các bánh xe sao cho phù hợp với trọng lượng bám của các bánh xe trong qúa trình phanh.
Bộ điều chỉnh lực phanh có nhiệm vụ tự điều chỉnh áp lực phanh ở các bánh xe cho thích hợp để nâng cao hiệu quả phanh Nó phụ thuộc vào hai thông số:
+ Cường độ phanh của ôtô
+ Sự thay đổi tải trọng tác dụng lên cầu sau làm thay đổi độ võng của hệ thống treo sau.
Bộ điều hoà lực phanh sẽ tiếp nhận các tín hiệu trên để điều khiển áp suất đến các bánh xe ở cầu sau sao cho phù hợp với trọng lượng bám ở các bánh xe, và như vậy thì hiệu quả phanh sẽ cao hơn nhiều so với khi không bố trí bộ phận này.Để có hiệu quả phanh cao nhất thì lực phanh sinh ra ở các bánh xe trước Pp1 và bánh xe sau Pp2 phải tuân theo:
Nếu coi bán kính bánh xe trước rb1 và bánh xe sau rb2 bằng nhau trong quá trình phanh Ta có thể viết quan hệ giữa mômen phanh ở bánh xe sau Mp2 và bánh xe trước Mp1 như sau:
Mp1 mômen phanh cần sinh ra ở bánh xe trước
Mp2 mômen phanh cần sinh ra ở bánh xe sau
Như vậy muốn đảm bảo được hiệu quả phanh tốt nhất thì mômen phanh sinh ra ở các bánh xe trước Mp1 và mômen phanh sinh ra ở bánh xe sau Mp2 phải tuân theo:
Mômen sinh ra ở các bánh xe trước Mp1 và ở các bánh xe sau Mp2 có thể xác định từ điều kiện bám theo biểu thức sau:
(5) Đối với xe đã chất tải nhất định, ta có a, b, hg cố định cho các giá trị khác nhau vào biểu thức (4) và (5) ta sẽ được các giá trị Mp1 và Mp2 Từ đó có thể vẽ được đồ thị Mp1 = f1() và Mp2 = f2().
Mp2 Đồ thị chỉ quan hệ giữa mômen phanh Mp1 va Mp2 với hệ số bám
0 Mp1 Đường đặc tính phanh lý tưởng của ôtô
1- đầy tải; 2- không tải Mômen phanh ở các bánh xe tỷ lệ thuận với áp suất sinh ra trong dẫn động phanh
P1dđ, P2dđ là áp suất dẫn động phanh của cơ cấu phanh trươc và cơ cấu phanh sau
Như vậy để đảm bảo phanh lý tưởng thì áp suất dẫn động ra cơ cấu phanh trước
P1dđ và áp suất dẫn động ra cơ cấu phanh sau P2dđ phải thoả mãn điều kiện
P1 Đường đặc tính lý tưởng của bộ điều hoà lực phanh.
Muốn bảo đảm đường đặc tính lý tưởng nói trên thì bộ điều hoà lực phanh phải có kết cấu rất phức tạp Các bộ điều hoà lực phanh trong thực tế chỉ bảo đảm được đường đặc tính gần đúng với đặc tính lý tưởng.
P`®/c P®/c Đường đặc tính có dạng gấp khúc OAB: đầy tải; OCD: không tải
Tóm lại, bộ điều hoà lực phanh đảm bảo cho áp suất dẫn động ra phanh sau và phanh trước theo quan hệ gần sát với đường đặc tính lý tưởng, làm cho cơ cấu phanh không bị bó cứng, do đó tăng được hiệu quả phanh.
Các phương án thiết kế bộ điều hòa lực phanh a, Phương án 1: Điều hoà lực phanh bằng van hạn chế áp suất
Hình 1.25.Sơ đồ nguyên lý điều hoà lực phanh bằng van hạn chế áp suất
1-Ụ hạn chế ; 2-Piston ; 3-Phớt; 4-Bệ tì p1, p2 : áp suất dầu xilanh chính và ở bánh sau
Trạng thái không điều chỉnh, nhờ lực F (tuỳ thuộc vào trọng lượng tác dụng, thông qua hệ đàn hồi) piston luôn được đẩy mở ra Lực đàn hồi này phụ thuộc vào khoảng cách giữa cầu xe và sàn xe (có nghĩa là phụ thuộc vào trọng lượng tác dụng) Khi áp suất tăng đến một giá trị nhất định làm cho piston dịch chuyển sang trái (do diện tích hai mặt của piston khác nhau) tì lên phớt, đóng kín đường dầu dẫn đến bánh sau Do vậy p2 không tăng trong khi p1 vẫn tiếp tục tăng nên bánh xe sau không bị bó cứng.
Khi áp suất ở xi lanh phanh chính (p1) càng tăng thì van càng đóng chặt, vì vậy họ đường đặc tính làm việc của van giảm áp là những đường nằm ngang song song với trục p1. Đồ thị đặc tính điều chỉnh của van hạn chế áp suất Oab : Đường điều chỉnh khi xe đầy tải
Ocd : Đường điều chỉnh khi xe không tải Ưu- nhược điểm:
- Nâng cao được hiệu quả phanh so với khi không lắp bộ điều hoà lực phanh
- Hiệu quả điều chỉnh không cao, chỉ thích hợp cho xe có đường đặc tính lí tưởng cong nhiều Hiệu quả của phanh sẽ kém khi đi trên đường có độ lồi lõm và nhiều ổ gà.
- áp suất trong xi lanh làm việc của các cơ cấu phanh ở cầu sau được hạn chế tuỳ theo tải trọng tác dụng lên cầu sau, tải trọng này thể hiện qua lực đàn hồi của lò xo tác dụng lên các van, do đó ứng với mỗi tải trọng khác nhau sẽ cho lực lò xo khác nhau.
Do vậy ta không chọn loại này. b, Phương án 2: Dùng bộ điều hoà theo tải kiểu piston- vi sai
Hình 1.26.Cấu tạo bộ điều hoà kiểu piston- vi sai Ưu- nhược điểm:
- Bộ điều hoà lực phanh theo gia tốc tuy có kết cấu phức tạp nhưng cho đường đặc tính điều chỉnh sát với đường đặc tính lí tưởng nên hiệu quả phanh đạt được khá cao.
- Việc chọn các thông số kết cấu phức tạp và khó bố trí trên xe con
- Bộ điều hoà điều chỉnh loại thủy lực thì cứ ứng với mỗi chế độ tải trọng sẽ tạo ra một đồ thị tia áp suất có quan hệ với trục p1 một góc do vậy phạm vi điều chỉnh của loại này rộng hơn.
CHƯƠNG III: TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ HỆ THỐNG PHANH TRÊN XE
3.1 Lựa chọn phương án thiết kế
Tính toán cơ cấu phanh đĩa 42 3.2.3 Xác định các kích thước má phanh 44 3.3 Tính toán dẫn động phanh 47 3.3.1 Đường kính xi lanh công tác 47 3.3.2 Đường kính xi lanh chính 48 3.3.3 Hành trình làm việc của pít tong xi lanh bánh xe 48 3.3.4 Hành trình của bàn đạp phanh 48 3.3.5 Xác định hành trình pít tông xi lanh lực 49 3.3.6 Tính bền đường ống dẫn động phanh 50 3.4 Tính toán thiết kế bộ trợ lực phanh 51 3.4.1 Hệ số cường hóa của trợ lực 52 3.4.2 Xác định kích thước màng cường hóa 53 3.4.3 Tính toán các lò xo 54 KẾT LUẬN 62 TÀI LIỆU THAM KHẢO 62
Cơ cấu phanh cầu trước:
Mômen phanh sinh ra trên một cơ cấu phanh loại đĩa quay được xác định như sau:
P1 - Lực ép, ép má phanh vào với đĩa phanh
R tb - 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:
Mặt khác: n- Số lượng ống xylanh bánh xe, chọn n=1; p0- Áp suất chất lỏng trong hệ thống p0=5 ¿ 8(MPa) Chọn p0 = 7 (MPa) d1- Đường kính xi lanh bánh xe của phanh đĩa phía trước.
Cơ cấu phanh cầu sau:
Mômen phanh sinh ra trên một cơ cấu phanh loại đĩa quay được xác định như sau:
R tb - 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:
Mặt khác: n- Số lượng ống xylanh bánh xe, chọn n=1; p0- Áp suất chất lỏng trong hệ thống p0=5 ¿ 8(MPa) Chọn p0 = 7 (MPa) d2- Đường kính xi lanh bánh xe của phanh đĩa phía sau.
3.2.3 Xác định các kích thước má phanh
Kích thước má phanh được xác định dựa trên các điều kiện sau: Công ma sát riêng; Áp suất lên bề mặt má phanh; Tỷ số p; Chế độ làm việc của cơ cấu phanh Kích thước của các má phanh phải được lựa chọn sao cho thảo mãn các điều kiện trên
Khi phanh, ôtô đang chuyển động với vận tốc V0 cho tới khi dừng hẳn (V=0) thì toàn bộ động năng của ôtô có thể được coi là đã chuyển thanh công ma sát L tại các cơ cấu phanh:
Gọi tổng diện tích các má phanh là A ∑ khi đó ta có công ma sát riêng:
G - Trọng lượng ôtô khi đầy tải: G 533 (N).
V0= 50 (km/h) = 13,89 (m/s) là tốc độ của ôtô khi bắt đầu phanh.
- Công ma sát riêng giới hạn với V0= 50(km/h) thì
A - Tổng diện tích các má phanh x0 – Góc ôm tấm ma sát x0 = 60 0
R1, R2 – Bán kính trong và ngoài của các má phanh
Vậy ta có công ma sát riêng :
Như vậy điều kiện về công ma sát riêng là thỏa mãn.
* Áp suất lên bề mặt má phanh Áp suất trên bề mặt ma sát chính bằng lực ép ép má phanh vào với đĩa phanh chia cho diện tích má phanh. Áp suất lên bề mặt má phanh bị giới hạn bởi sức bền của vật liệu
- Đối với má phanh ở cầu trước: P1250(N)
- Đối với má phanh ở cầu sau : P2p28(N)
Diện tích một má phanh là:
Ta có áp suất lên bề mặt má phanh là:
- Đối với má phanh ở cầu trước: q1 - Đối với má phanh ở cầu sau : q2 Vậy áp suất trên các bề mặt má phanh đều nằm trong giới hạn cho phép
Tỷ số p là tỷ số giữa khối lượng toàn bộ của ô tô M và tổng diện tích các má phanh A∑:
Giá trị giới hạn [p] được chọn như sau:
(1, 0 2, 0).10 4 kg/m 2 - đối với ô tô con
(1, 5 2, 5).10 4 kg/m 2 - đối với ô tô chở khách
(2, 5 3, 5).10 4 kg/m 2 - đối với ô tô tải
Như vậy tỷ số p nằm trong giới hạn cho phép.
* Tính toán nhiệt phát ra trong quá trình phanh
Trong quá trình phanh ô tô, toàn bộ động năng của khối lượng chuyển động của ôtô được chuyển hóa thành nhiệt năng tại các cơ cấu phanh Một phần của lượng nhiệt này sẽ nung nóng chi tiết của cơ cấu phanh mà chủ yếu là đĩa phanh, phần còn lại tỏa ra ngoài không khí.
Trong trường hợp phanh ngặt, thời gian phanh rất ngắn nên lượng nhiệt tỏa ra ngoài không khí rất nhỏ, có thể bỏ qua được, khi đó mức gia tăng nhiệt độ của đĩa phanh so với môi trường bên ngoài được xác định :
V0- Tốc độ của ô tô khi bắt đầu quá trình phanh
V- Tốc độ của ô tô khi kết thúc quá trình phanh
- Khối lượng đĩa phanh. c - Nhiệt dung riêng của vật liệu làm trống phanh, đối với gang và thép: cP0 (J/kg.độ).
Với V0= 30 (km/h) = 8,33 (m/s) và V=0 thì mức gia tăng nhiệt độ cho phép:
Trên thực tế khối lượng các đĩa phanh và các chi tiết bị nung nóng lớn hơn 0,746 (kg) do đó thoả mãn.
3.3.Tính toán dẫn động phanh
Sơ đồ dẫn động phanh: d 2 d 1
Hình 2.2: Sơ đồ nguyên lý hệ thống dẫn động phanh bằng thủy lực
Nhiệm vụ của quá trình tính toán dẫn động phanh thủy lực bao gồm việc xác định các thông số cơ bản của nó: đường kính xi lanh công tác, đường kính xi lanh chính, tỉ số truyền dẫn động, lực và hành trình bàn đạp.
3.3.1 Đường kính xi lanh công tác Đường kính xi lanh công tác được tính ở phần 2.1.2 với d1 = 53mm ( đường kính xi lanh bánh xe của phanh đĩa phía trước ) d2 = 36mm ( đường kính xi lanh bánh xe của phanh đĩa phía sau )
3.3.2 Đường kính xi lanh chính Để tạo lên áp suất p = 7 MPa thì cần phải tác dụng lên bàn đạp một lực Qbđ
D - Đường kính xilanh tổng phanh, chọn D = 20 mm =0,02 m l, l’ - Các kích thước của đòn bàn đạp, l’/l = 88/240
- Hiệu suất dẫn động thuỷ lực, = 0,92
Lực bàn đạp cho phép
[Qbd]=0,65 0,75 KN đối với ô tô con;
[Qbd]=0,75 0,80 KN đối với ô tô tải;
Như vậy ta phải lắp thêm bộ trợ lực phanh để giảm nhẹ cường độ lao động cho người lái.
3.3.3 Hành trình làm việc của pít tông xi lanh bánh xe
Do các cơ cấu phanh cầu trước và cơ cấu phanh cầu sau đều là cơ cấu phanh đĩa, khe hở giữa má phanh và đĩa phanh rất nhỏ
3.3.4 Hành trình của bàn đạp phanh
Hành trình bàn đạp bao gồm 2 thành phần: hành trình tự do dùng để khắc phục khe hở giữa ti đẩy và pít tông ( ;Chọn =1,6mm) và hành trình làm việc (tương ứng với hành trình pít tông là )
Nếu coi chất lỏng là không nén được và các đường ống là tuyệt đối cứng, thì toàn bộ toàn bộ chất lỏng bị đẩy ra khỏi xi lanh chính sẽ đưa vào các xi lanh công tác và tạo nên các dịch chuyển x1 và x2 của các pít tông tại các xi lanh này:
Tuy nhiên, trên thực tế do chất lỏng bị nén và các đường ống bị giãn nở dưới áp suất, nên hành trình pít tông sẽ tăng lên đôi chút Mức tăng này có thể được tính đến bởi hệ số =1, 05 1, 1 khi đó:
Hành trình bàn đạp được tính như sau:
3.3.5 Xác định hành trình pít tông xi lanh lực
Hành trình của piston trong xilanh chính phải bằng hoặc lớn hơn yêu cầu đảm bảo thể tích dầu đi vào các xilanh làm việc ở các cơ cấu phanh
Gọi S1,S2 là hành trình dịch chuyển của piston thứ cấp và sơ cấp thì
Với S2 là hành trình dịch chuyển của piston sơ cấp khi ta coi nó có tác dụng độc lập ( không liên hệ với piston thứ cấp )
⇔ S1= ; ⇔ S 2 Trong đó : d1, d2 : đường kính xilanh bánh xe trước và sau d1 = 53mm ; d2 = 36 mm
D: đường kính xilanh chính, D = 20 mm x1, x2: Hành trình dịch chuyển của piston bánh xe trước và sau x1 = 0,5mm ; x2 = 0,5mm
Piston thứ cấp dịch chuyển một đoạn S1 = 7,37 mm
3.3.6 Tính bền đường ống dẫn động phanh
Khi 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:
Trong đó: p - áp suất bên trong đường ống p = 7 MPa.
R - Bán kính bên trong đường ống dẫn, R=3 (mm)=0,003 (m). s - Chiều dầy của ống dẫn, s = 0,5 (mm) = 0,0005 (m).
Cắt ống bằng mặt phẳng vuông góc với trục của ống thì ứng suất pháp tác dụng lên thành vỏ ống phải cân bằng với áp suất của chất lỏng tác dụng lên diện tích mặt cắt ngang của ống.
Vậy ta có: Đường ống làm bằng hợp kim đồng có = 260 (Mpa).
Như vậy đường ống dẫn động đủ bền.
3.4 Tính toán thiết kế bộ trợ lực phanh
Ta có sơ đồ tính toán bộ trợ lực phanh chân không như sau:
1 Piston xilanh chính , 2 Vòi chân không , 3 Màng chân không , 4 Van chân không , 5 Van khí , 6 Van điều khiển , 7 Lọc khí , 8 Thanh đẩy ,9 Bàn đạp
3.4.1 Hệ số cường hóa của trợ lực
Khi có đặt bộ cường hoá ta chọn lực bàn đạp cực đại của người lái khoảng 300N, kết hợp với lực của cường hoá sinh ra trên hệ thống phanh tạo ra áp suất cực đại ứng với trường hợp phanh gấp vào khoảng 7MPa.
Từ công thức xác định lực bàn đạp :
Với Qbđ = 300 N ta xác định được áp suất pi do người lái sinh ra lúc đạp phanh là:
D - Đường kính xi lanh chính , D =0,02 m. l , l' - Kích thước đòn bàn đạp
Như vậy , áp suất còn lại do bộ cường hoá sinh ra là : pc = pt - pi = 7 – 2,397= 4,603(MPa)
Hệ số cường hoá được tính như sau :
Yêu cầu của bộ cường hóa thiết kế là luôn phải đảm bảo hệ số cường hoá trên
Ta xây dựng được đường đặc tính của bộ cường hoá như sau:
Hình 2.4 Đường đặc tính của bộ cường hoá
3.4.2 Xác định kích thước màng cường hóa Để tạo được lực tác dụng lên thanh đẩy piston thuỷ lực phải có độ chênh áp giữa buống A và buồng B tạo nên áp lực tác dụng lên piston 1
Xét sự cân bằng của màng 3 ta có phương trình sau :
Qc = F4 (pB - pA ) - Plx = F4 p - Plx
p - Độ chênh áp phía trước và phía sau màng 3, lấy bằng 0,05(MPa) ứng với tốc độ làm việc không tải của động cơ khi phanh.
F4 - Diện tích hữu ích của màng 3
Plx - Lực lò xo ép màng 3
Qc - Lực tác dụng lên piston thuỷ lực được tính theo công thức :
F11- Diện tích của piston xylanh chính pc - áp suất do trợ lực phanh tạo ra, pc = 4,603(MPa).
- hiệu suất dẫn động thuỷ lực , = 0,92
Từ phương trình cân bằng màng 3 ta có :
Tham khảo các xe có trợ lực chân không ta có: Plx = 150 N.
Vậy ta có đường kính màng 3 là :
Như vậy màng 3 của bộ cường hoá có giá trị bằng 209 mm để đảm bảo áp suất
3.4.3 Tính toán các lò xo
Tính lò xo màng cường hoá.
Lò xo màng cường hoá được tính toán theo chế độ lò xo trụ chịu nén.
1 Đường kính dây lò xo:
Trong đó : d - Đường kính dây lò xo.
Flx - Lực lớn nhất tác dụng lên lò xo (tham khảo các xe có dẫn động phanh dầu), Flx
D - Đường kính trung bình của lò xo d - Đường kính dây lò xo Chọn c = 15 k - hệ số tập trung ứng suất, được tính theo công thức:
[] - ứng suất giới hạn, với lò xo làm bằng thép 65, [] = 330 MPa.
Từ đó tính được đường kính trung bình của lò xo :
2.Số vòng làm việc của lò xo