Tltk thiết kế tính toán hệ thống phanh Đĩa2

Xác định mô men phanh cần thiết Các thành phần lực tác dụng lên ô tô khi ô tô chuyển động trên đường bằng dưới tác dụng lực phanh được trình bày trên hình 3.1... Xác định đường kính xyla

30

CHƯƠNG 3: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG PHANH

3.1 Xác định mô men phanh cần thiết

Các thành phần lực tác dụng lên ô tô khi ô tô chuyển động trên đường bằng dưới tác dụng lực phanh được trình bày trên hình 3.1

Hình 3 1 Sơ đồ lực tác dụng lên ô tô khi phanh Trong đó :

+ Mp1 : Mô men phanh ở cơ cấu phanh trước (N.m)

+ Mp2 : Mô men phanh ở cơ cấu phanh sau (N.m)

+ G : Trọng lượng toàn tải của ô tô

+ L : Chiều dài cơ sở của ô tô (m)

+ Pf1, Pf2: Lực cản lăn từ đường tác dụng lên các bánh xe cầu trước, cầu sau + Pw: Lực cản không khí

+ PP1, PP2: Lực phanh từ đường tác dụng lên các bánh xe cầu trước, cầu sau

+ Z’1, Z’2 : Phản lực của mặt đường tác dụng lên các bánh xe cầu trước, cầu sau khi phanh

+ Pj : Lực quán tính của ô tô khi phanh

31 Lực phanh sinh ra tại mỗi bánh xe phải thỏa mãn điều kiện bám:

Trong đó:

+ : Trọng lượng bám (phản lực thẳng đứng từ mặt đất tác dụng lên một bánh xe)

+ : Hệ số bám Khi phanh lực cản không khí và lực cản lăn rất nhỏ, có thể bỏ qua Sự bỏ qua này chỉ gây sai số khoảng 1,5% ÷ 2%

Mô men phanh cần thiết sinh ra tại cơ cấu phanh phải đảm bảo giảm được tốc độ hoặc dừng hẳn ô tô với gia tốc chậm dần trong giới hạn cho phép Nó được xác định khi phanh ô tô với cường độ phanh lớn nhất, khi đó gia tốc chậm dần là lớn nhất (Jp= Jpmax)

+ Jpmax : Gia tốc cực đại của ô tô khi phanh

Chọn Jmax = 7 (m/s2)

G1,G2 : Tải trọng phân bố lên cầu trước và cầu sau của xe

Ta có : -G là trọng lượng toàn tải của ô tô đặt tại trọng tâm xe

32

= = 1 − . . (3.1) Trong đó:

a,b,hg – Tọa độ trọng tâm ô tô Đối với ô tô con chọn : hg = 0,5 (m) = 500 (mm)

L – Chiều dài cơ sở của ô tô

g – Gia tốc trọng trường (g = 9,81 m/s2)

jpmax– Gia tốc chậm dần lớn nhất (Jpmax = 6 ÷ 7m/s2), ô tô khách và ô tô tải chọn giá trị nhỏ, ô tô con chọn giá trị lớn Chọn Jpmax = 7 m/s2

φ – Hệ số bám của bánh xe với mặt đường (φ = 0,6 ÷ 0,7); chọn φ = 0,7

rbx – bán kính động lực học bánh xe, được xác định theo kí hiệu lốp

Z1, Z2– Phản lực của mặt đường tác dụng lên các bánh xe của trục 1, 2 khi

ô tô đầy tải ở trạng thái tĩnh

+Bán kính động lực học bánh xe

rbx = � + (3.2) -Kí hiệu lốp trước 205/55R16 , ta có:

Chiều cao lốp H = 0,55.B = 0,55.205 = 112,75 mm

33 Chiều cao lốp H = 0,45.B = 0,45.215 = 96,75 mm

a = . = 1215 (mm)

b= L – a

b = 2700 – 1215 = 1485 (mm)

- Mô men phanh cần thiết sinh ra tại mỗi cơ cấu phanh trục trước và sau của

ô tô được xác định theo công thức (3.1):

{

= 92132 1 +9,81.1,4857.0,5 0,7.0,295 = 1179,8

= 75372 1 −9,81.1,215 0,7.0,291 = 662,8 7.0,5

3.2 Xác định các kích thước cơ bản của cơ cấu phanh

3.2.1 Cơ cấu phanh trước

3.2.1.1 Kích thước cơ bản của đĩa phanh

* Đường kính đĩa phanh:

34 Hình 3.2 Sơ đồ xác định kích thước đĩa phanh

1 – Vành bánh xe 2 – Giá xi lanh 3 – Đĩa phanh

Đường kính đĩa phanh phải đảm bảo khả năng lắp lọt cơ cấu phanh trong vành bánh xe Như vậy, đường kính đĩa phanh phải thỏa mãn điều kiện sau:

Dđ = � − 2 − 2 (3.4) Trong đó: Dđ - Đường kính đĩa phanh

35

Hình 3.3 Sơ đồ xác định các kích thước má phanh -Bán kính bên ngoài tấm ma sát (Rn):

= đ = , = 128,2 (3.5) -Bán kính bên trong tấm ma sát (Rt):

Rt = (0,53 ÷ 0,75).Rn = 0,7.128,2 = 89,74 mm (3.6) -Bán kính ma sát trung bình (Rtb):

Bán kính trung bình tấm ma sát hay bán kính đặt lực ma sát được xác định như sau:

36 -Góc ôm của tấm ma sát (α):

Phương trình lực ma sát tác dụng lên má phanh theo công thức :

+ : Bán kính trung bình của đĩa phanh

Thừa nhận quy luật phân bố đều áp lực trên má phanh Với [q]: Áp suất cho phép, [ ] = 5 ( ⁄ ), ℎọ = 3.5 10 ( ⁄ )

Mặt khác: N = [q].S

+ S: Diện tích một má phanh, được tính gần đúng:

Với: e: Bề rộng của má phanh

: Độ dài trung bình của má phanh : Góc ôm má phanh

→ = 2 [ ]

Góc ôm má phanh trước là:

37

= 2. [ ]. = 2 × 0,1101 × 0,0385 × 3,5 10 × 0,351179,8

≈ 1,03 ( )

Chọn = 60

3.2.2 Cơ cấu phanh sau

Tương tự cơ cấu phanh trước ta có:

• Đường kính ngoài đĩa phanh Dđ2

• Góc ôm của má phanh :

Với [q]: Áp suất cho phép, [ ] = 5 ( ⁄ ), ℎọ =3,5 10 ( ⁄ )

=2. [ ]. = 2 × 0,121 × 0,04255 × 3,5 10 × 0,35 ≈ 0,43 662,8 ( )

Chọn = 40 , → = 0,7

38 3.2.3 Xác định đường kính xylanh phanh bánh xe

Sơ đồ các lực tác dụng lên đĩa phanh được trình bày như hình :

Hình 3.4 Sơ đồ lực tác dụng lên đĩa phanh P- Lực ép cần thiết ép má phanh vào đĩa phanh

Fms- Lực má sát của các má phanh lên đĩa phanh

Rt- Bán kính trong tấm ma sát

Rn- Bán kính ngoài tấm ma sát

Rtb- Bán kính trung bình tấm ma sát

a) Cơ cấu phanh trước

- Chọn số piston của xylanh bánh xe (n): chọn n= 1

Gọi lực ép má phanh vào đĩa phanh: P (N)

Ta có mô men phanh sinh ra trên một cơ cấu phanh loại đĩa có thể xác định theo công thức sau:

= [ ] (3.11)

39 Trong đó:

+ m: Số lượng bề mặt ma sát, chọn m = 2

+ = 0,35: Hệ số ma sát

+ : Bán kính trung bình của tấm ma sát

+ P: Lực ép, ép má phanh vào đĩa

- Lực ép, ép má phanh vào đĩa phanh trước:

b) Cơ cấu phanh sau

Tương tự phanh trước

- Lực ép, ép má phanh vào đĩa phanh sau:

= . =2 × 0,35 × 0,121662,8 ≈ 7825,3 ( )

40

- Đường kính xilanh bánh xe sau:

= 2 . = 2 800 × 1 × 3,147825,3 ≈ 3,53 ( )

Chọn = 36 ( )

3.3 Tính toán kiểm tra khả năng làm việc của cơ cấu phanh

3.3.1 Kiểm tra công ma sát riêng L

Công ma sát riêng xác định trên cơ sở má phanh thu toàn bộ động năng của

ô tô chạy với tốc độ khi bắt đầu phanh như sau:

Khi phanh ô tô đang chuyển động với vận tốc cho tới khi dừng hẳn ( =0) thì toàn bộ động năng của ô tô có thể được coi là đã chuyển thành công ma sát

L tại các cơ cấu phanh:

Trong đó:

+ � = 16750 ( ) là trọng lượng ô tô khi đầy tải

+ = 60 ( ⁄ ) = 16,6 ( ⁄ ) là tốc độ của ô tô khi bắt đầu phanh ℎGọi tổng diện tích các má phanh là �∑ ta có:

� = � + �

Trong đó:

+ , : Góc ôm tấm ma sát trước và sau

+ , : Bán kính trong và ngoài má phanh trước

+ , : Bán kính trong và ngoài má phanh sau

3.3.2 Tỉ số khối lượng toàn bộ của ô tô trên tổng diện tích ma sát các má phanh

Tỉ số khối lượng toàn bộ của ô tô trên tổng diện tích ma sát của các má phanh (tỉ số đánh giá tuổi thọ làm việc của má phanh) γ được tính kiểm tra theo công thức:

 



gA G

/ 10 ).

5 , 3 5 , 2 (

/ 10 ).

5 , 2 5 , 1 (

/ 10 ).

0 , 2 0 , 1 (

m kg m kg m kg



Ta có: ≤ [ ]

=> Thỏa mãn yêu cầu

- đối với ô tô con

- đối với ô tô khách

- đối với ô tô tải

3.3.3 Kiểm tra sự tăng nhiệt độ của má phanh

a, Cầu trước:

= × ×× × ≤ [ ] (3.15)Trong đó:

42 + � = 10050 ( ) là trọng lượng phân bố lên cầu trước

+ , là tốc độ ban đầu và tốc độ cuối quá trình phanh

+ = 3,5 ( ): khối lượng đĩa phanh và chi tiết liên quan bị nung nóng, + C: nhiệt dung riêng của chi tiết bị nung nóng đối với thép và gang:

� = 500 (�⁄ độ)

+ [ ] không quá 15 cho trường hợp = 30 ( ⁄ ) và = 0 ℎ

Thay vào công thức (3.15) => sự tăng nhiệt độ của một đĩa:

+ � = 6700 ( ) là trọng lượng phân bố lên cầu sau

+ , là tốc độ ban đầu và tốc độ cuối quá trình phanh

+ = 3,5 ( ): khối lượng đĩa phanh và chi tiết liên quan bị nung nóng, + C: nhiệt dung riêng của chi tiết bị nung nóng đối với thép và gang:

� = 500 (�⁄ độ)

+ [ ] không quá 15 cho trường hợp = 30 ( ⁄ ) và = 0 ℎ

Thay vào công thức => sự tăng nhiệt độ của một đĩa:

=

6700

2 ×3,630

2 × 9,81 × 3,5 × 500 = 6,77 < 15

43

⟹ Thỏa mãn yêu cầu

3.4 Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động phanh

3.4.1 Tính toán và phân phối tỷ số truyền của dẫn động

Sơ đồ tính toán được thể hiện trong:

Hình 3.5 Sơ đồ tính toán hành trình bàn đạp phanh

Hệ thống dẫn động phanh có nhiệm vụ truyền và khuếch đại lực tác dụng

của người lái từ bàn đạp phanh thông qua hệ thống thủy lực tạo nên năng lượng phanh tại cơ cấu phanh Việc khuếch đại lực tác động này thông qua các tỷ số truyền, bao gồm: tỷ số truyền của bàn đạp phanh, tỷ số truyền của hệ thống thủy

n: Số cơ cấu phanh của hệ thống phanh công tác,

xj: Tổng dịch chuyển của các piston trong các xi lanh của cơ cấu phanh bánh xe thứ j ,

Đối với cơ cấu phanh đĩa

Với:

45

δxj: Khe hở giữa má phanh và đĩa phanh δxj = (0,065÷ 0,1)mm, Chọn δxj = 0,1 (mm)

λ: Độ mòn hướng kính cho phép của má phanh, [λ] = 1 ÷ 1,5

mm (nếu chiều dầy má lớn [λ] = 3 ÷ 4 mm)

Thay số vào công thức(3.20), ta có:

= đ − ( + ). đ

75 − (2 + 2).7,57,5.4.0,2 = 7,5

3.4.2 Xác định đường kính xylanh phanh chính

Từ quan hệ giữa hành trình bàn đạp phanh với hành trình của các piston xylanh bánh xe:

46 3.4.3 Kiểm tra lực bàn đạp phanh

Lực cần thiết tác dụng lên bàn đạp phanh (Qtt) để đảm bảo áp suất dầu trong

hệ thống phanh (đã chọn trong các tính toán trước) được tính toán kiểm tra theo công thức sau:

Trong đó:

p: Áp suất dầu trong hệ thống phanh thủy lực = 8.10

D: Đường kính xi lanh phanh chính

η: Hiệu suất truyền lực

ibđ : Tỷ số truyền bàn đạp phanh

Với ô tô con thì [ ] = 30( �) = 300( )

Thay số vào công thức (3.25) ta được:

= . , , , = 233( ) < [ ]

Ta thấy Qtt <[Qmax], nhưng thực tế để người lái không tốn quá nhiều sức lực

để tác động vào bàn đạp phanh ta vẫn sử dụng bộ trợ lực phanh

3.4.4 Xác định hệ số cường hóa

Sơ đồ khối hệ thống dẫn động phanh thủy lực có sử dụng bộ trợ được trình bày trong:

Hình 3.6 Sơ đồ khối dẫn động phanh thủy lực có trợ lực

Hệ số cường hóa được xác định như sau:

Từ các sơ đồ trên ta có:

a, Sơ đồ bộ trợ lực chân không được thể hiện dưới hình sau:

48 Hình 3.7 Sơ đồ bộ trợ lực chân không

1 Piston xylanh phanh chính; 2 Vòi chân không; 3 Lò xo hồi vị; 4 Màng

chân không;

5 Van chân không; 6 Van khí; 7 Van điều khiển; 8 Lọc khí; 9 Thanh đẩy; 10

Bàn đạp; 11 Lò xo van điều khiển

Bộ trợ lực phanh bằng chân không: lực cường hóa được tạo ra nhờ sự chênh lệch áp suất của khí quyển và độ chân không tồn tại giữa hai bên màng (piston) cường hóa Độ chân không có thể lấy từ họng hút đường ống nạp của động cơ hoặc bơm chân không làm việc nhờ trích công suất từ động cơ

b, Xây dựng được đường đặc tính hệ thống dẫn động có bộ trợ lực chân không như sau:

= (3.29)

Áp suất dầu (p) phụ thuộc tuyến tính vào lực đạp phanh (Qnl) của lái xe với

hệ số góc là 4Kcibđ  , các tham số trong hệ số góc đều đã biết / D2

Từ các điều kiện ban đầu (khi bắt đầu đạp phanh): Qnl= 0, p = 0, và khi đạp phanh hết hành trình: Qnl = Qnlmax, p = pmax, ta xác định được các điểm đầu và cuối

của đường đặc tính

49 Hình 3.8 Đặc tính hệ thống dẫn động thủy lực có bộ trợ lực chân không

Áp suất dầu do người lái sinh ra trong hệ thống thủy lực khi đã chọn được lực tác dụng lên bàn đạp phù hợp (có xét đến trợ lực)

- Lực do bộ trợ lực sinh ra tại xilanh chính:

= �4 × ×1 = × 0,0164 × 5136443 ×0,921 = 1122,5 ( )

50 Mặt khác xét sự cân bằng của màng cường hóa:

Hình 3.9 Sơ đồ xét sự cân bằng của màng cường hóa

= ( − ) × � − ↔ = ∆ × � − (3.31) Trong đó:

+ ∆ : Độ chênh áp giữa buồng trước và buồng sau, ∆ =0,5( ⁄ )= 50000

+ : Lực do bộ cường hóa sinh ra