THIẾT kế hệ THỐNG PHANH ôtô 12 CHỖ có ABS và mô HÌNH mô PHỎNG

MỤC LỤC TrangLời nói đầu0Phần I : Tính toán thiết kế cơ cấu phanh1I. Công dụng phân loại yêu cầu của hệ thống phanh1II. Tính toán thiết kế cơ cấu phanh13 Phần II :Tính toán thiết kế dẫn động phanh38I. Chọn phương án dẫn động phanh 38 II. Tính toán dẫn động phanh 41Phần III : Tổng quan về thệ thống ABS62I. Hệ thống ABS 62Phần IV : Thiết kế chế tạo mô hình113I. Đặt vấn đề113II. Thiết kế mô hình115III. Xây dựng chương trình điều khiển115Phần V: Công nghệ gia công chi tiết xilanh phanh sau134I. Gia công xi lanh phanh sau134

mục lục

Trang

Phần I : Tính toán thiết kế cơ cấu phanh 1

I Công dụng phân loại yêu cầu của hệ thống phanh 1

Phần II :Tính toán thiết kế dẫn động phanh 38

II Tính toán dẫn động phanh

41 Phần III : Tổng quan về thệ thống ABS 62

III Xây dựng chơng trình điều khiển 115

Phần V: Công nghệ gia công chi tiết xilanh phanh sau 134

Phần i Tính toán thiết kế hệ thống phanh

I Công dụng, phân loại, yêu cầu của Hệ thống phanh

1 Công dụng, phân loại, yêu cầu

- Hệ thống phanh dừng (phanh tay)

- Hệ thống chậm dần (phanh bằng động cơ, thuỷ lực hoặc điện từ)

1.2.2 Theo kết cấu của cơ cấu phanh

Theo kết cấu của cơ cấu phanh hệ thống phanh đợc chia thành hai loại sau:

- Hệ thống phanh với cơ cấu phanh guốc

- Hệ thống phanh với cơ cấu phanh đĩa

- Hệ thống phanh có cờng hoá

1.2.4 Theo khả năng điều chỉnh mômen phanh ở cơ cấu phanh

Theo khả năng điều chỉnh mômen phanh ở cơ cấu phanh chúng ta có hệ thống phanh với bộ điều hoà lực phanh.

1.2.5 Theo khả năng chống bó cứng bánh xe khi phanh

Theo khả năng chống bó cứng bánh xe khi phanh chúng ta có hệ thống phanh với bộ chống hãm cứng bánh xe (hệ thống phanh ABS)

2.1 Yêu cầu

Hệ thống phanh trên ôtô cần đảm bảo các yêu cầu sau:

- Có hiệu quả phanh cao nhất ở tất cả các bánh xe nghĩa là đảm bảo quãng ờng phanh ngắn nhất khi phanh đột ngột trong trờng hợp nguy hiểm

đ Phanh êm dịu trong mọi trờng hợp để đảm bảo sự ổn định chuyển động của

ôtô

- Điều khiển nhẹ nhàng, nghĩa là lực tác dụng lên bàn đạp hay đòn điều khiển không lớn

- Dẫn động phanh có độ nhạy cao

- Đảm bảo việc phân bố mômen phanh trên các bánh xe phải theo quan hệ để

đảm sử dụng hết trọng lợng bám của khi phanh ở các cờng độ khác nhau

- Không có hiện tợng tự xiết phanh

- Cơ cấu phanh thoát nhiệt tốt

- Có hệ số ma sát giữa trống phanh và má phanh cao và ổn định trong điều kiện sử dụng

- Giữ đợc tỉ lệ thuận giữa lực trên bàn đạp với lực phanh trên bánh xe

- Có khả năng phanh khi ôtô đứng trong thời gian dài

2 Cấu tạo chung của hệ thống phanh

Cấu tạo chung của hệ thống phanh trên ôtô đợc mô tả trên hình sau:

3 C¬ cÊu phanh

3.1 Cơ cấu phanh guốc (phanh trống)

3.1.1 Cơ cấu phanh guốc đối xứng qua trục

Hình vẽ 1.2 Cơ cấu phanh đối xứng qua trục

• Cơ cấu phanh loại tang trống với guốc phanh quay quanh chốt cố địnhTrên hình 1.2 trình bày cơ cấu phanh loại guốc Cơ cấu phanh này gồm có

đĩa phanh 7 đợc gắn lên mặt bích của dầm cầu Các guốc phanh 1 đợc gắn lên chốt lệch tâm 8 Dới tác dụng của lò xo 6, các mà phanh đợc ép chặt vào các cam lệch tâm 3 và ép các đầu tựa 4 làm các piston trong xi lanh 5 sát lại gần nhau

Xi lanh 5 đợc gắn chặt trên đĩa 7 Giữa các piston của xi lanh 5 có là xo nhỏ

để ép các piston luôn sát vào guốc phanh

Trên bề mặt các guốc phanh có gắn các má phanh Để cho các má phanh hao mòn đều hơn nên ở guốc phanh đằng trớc ngời ta thờng gắn má phanh dài hơn

so với guốc sau vì hiệu quả của má trớc theo kiểu bố trí của hình vẽ sẽ lớn hơn nhiều so với má sau Để giữ cho guốc phanh có hớng dịch chuyển ổn định trong

b a

mặt phẳng đứng, trên đĩa 7 có gắn các tấm hớng 2 Khi tác dụng vào bàn đạp phanh, chất lỏng với áp suất cao sẽ truyền đến xi lanh 5 tạo nên lực ép trên các piston và đẩy các guốc phanh 1 ép sát vào trống phanh do đó quá trình phanh đợc tiến hanh Khi nhả bàn dạp phanh, lò xo 6 sẽ kéo các guốc phanh 1 trở lại vị trí ban

đầu, giữa má phanh và trống phanh có khe hở do đó quá trình phanh sẽ kết thúc Trong quá trình sử dụng, má phanh sẽ hao mòn làm cho khe hở giữa rống phanh và má phanh tăng lên Muốn cho khe hở trở lại nh cũ thì có thể điều chỉnh chốt lệch tâm 8

u điểm: của cơ cấu phanh loại này là đơn giản về kết cấu, dễ chế tạo, thuận

tiện trong việc bảo dỡng và sữa chữa

Nhợc điểm: là có một má phanh làm việc không thuận lợi nên hiệu suất phanh

không cao

3.1.2 Cơ cấu phanh đối xứng qua tâm

Hình 1.3 Cơ cấu phanh đối xứng qua tâm

Cơ cấu phanh guốc loại đối xứng qua tâm đợc thể hiện trên hình vẽ Sự đối xứng qua tâm ở đây đợc thể hiện trên mâm phanh 10 cũng bố trí hai chốt guốc

phanh, hai xi lanh bánh xe, hai guốc phanh hoàn toàn giống nhau và chúng đối xứng nhau qua tâm Mỗi guốc phanh đợc lắp trên một chốt cố định ở mâm phanh

và cũng có bạc lệch tâm điều chỉnh khe hở phía dới của má phanh với trống phanh Một phía của guốc phanh luôn tì vào piston và của xi lanh bánh xe nhờ lò xo guốc phanh Khe hở phía trên má phanh và trống phanh đợc điều chỉnh bởi cơ cấu tự

động điều chỉnh khe hở lắp trong piston của xi lanh bánh xe Cơ cấu phanh loại đối xứng qua tâm thờng có dẫn động bằng thuỷ lực và đợc bố trí ở cầu trớc của ôtô du lịch hoặc ôtô tải nhỏ Ngời ta bố trí sao cho khi ôtô chuyển động tiến thì cả hai guốc phanh đều là guốc xiết còn khi lùi thì lại trở thành hai guốc nhả Nh vậy hiệu quả phanh khi tiến thì lớn còn hiệu quả phanh khi lùi thì nhỏ Tuy nhiên thời gian lùi của ôtô rất ít và tốc độ chậm nên không cần hiệu quả phanh cao

3.1.3 Cơ cấu phanh guốc loại bơi

Hình vẽ 1.4 Cơ cấu phanh loại bơi

Cơ cấu phanh loại bơi có nghĩa là guốc phanh không tựa trên một chốt quay

cố định mà cả hai đầu đều tựa trên mặt di trợt

Có hai loại cơ cấu phanh bơi: loại hai mặt tựa tác dụng đơn, loại hai mặt tựa tác dụng kép

- Loại hai mặt tựa tác dụng đơn:

ở loại này một đầu của guốc phanh đợc tựa trên mặt tựa di trợt trên phần vỏ

xi lanh, đầu còn lại tựa vào mặt di trợt của piston ở trạng thái bình thờng dới tác dụng của hai lò xo guốc phanh các guốc phanh ép sát vào các mặt tựa tạo khe hở giữa má phanh và trống phanh Khi làm việc, trớc hết một đầu của guốc phanh đợc piston đẩy ra ép sát vào trống phanh và cuốn theo chiều quay của trống phnah làm

đầu còn lại của guốc phanh trợt trên mặt tựa để khắc phục hết khe hở giữa má phanh và trống phanh và trở thành điểm tựa cố định Loại này, nếu trống phanh quay theo chiều mũi tên thì hai guốc phanh đều là guốc xiết (ứng với chiều tiến của ôtô) Khi trống phanh quay theo chiều ngợc lại (chiều lùi của ôtô) thì hai guốc phanh trở thành hai guốc nhả Nh vậy có nghĩa là hiệu quả phanh khi tiến cũng lớn hơn hiệu quả khi lùi Loại này thờng đợc bố trí ở bánh trớc của ôtô du lịch hoặc

ôtô tải nhỏ

- ở loại này trong mỗi xi lanh bánh xe có xu hớng và cả hai đầu của mỗi guốc phanh đều ta trên hai mặt tựa di trợt của hai piston Khi làm việc guốc phanh đợc

đẩy ra ép sát vào trống phanh ở cả hai đầu guốc phanh nên thời gian khắc phục khe

hở giữa má phanh và trống phanh ngắn hơn nghĩa là thời gian chậm tác dụng giảm

ở cơ cấu loại này hiệu quả phanh khi tiến và lùi nh nhau vì trong cả hai trờng hợp hai guốc phanh đều là guốc xiết Cơ cấu phanh loại này thờng đợc bố trí ở các bánh xe sau của ôtô du lịch và ôtô tải nhỏ

3.1.4 Cơ cấu phanh guốc loại tự cờng hoá

Hình 1.5 Cơ cấu phanh loại tự cờng hoá

Cơ cấu phanh guốc loại tự cờng hoá có nghĩa là khi phanh bánh xe thì guốc phanh thứ nhất sẽ tăng cờng lực tác dụng lên guốc phanh thứ hai

Cấu tạo và nguyên lý cơ cấu phanh tự cờng hoá đợc mô tả trên hình vẽ

Có hai loại cơ cấu phanh tự cờng hoá: cơ cấu phanh tự cờng hoá tác dụng đơn và cơ cấu phanh tự cờng hoá tác dụng kép

- Cơ cấu phanh tự cờng hoá tác dụng đơn

Cấu tạo của cơ cấu phanh loại này khác biệt với các cơ cấu phanh kể trên ở chỗ hai

đầu cảu hai guốc phanh đợc liên kết với nhau qua hai mặt tựa di trợt của một cơ cấu điều chỉnh tự động Hai đầu còn lại của hai guốc phanh thì một đợc tựa vào mặt di trợt trên vỏ xi lanh bánh xe còn một thì tựa vào mặt tựa di trợt của piston xi lanh bánh xe Cơ cấu điều chỉnh dùng để điều chỉnh khe hở giữa má phanh và trống phanh của cả hai guốc phanh ở trạng thái cha làm việc cả hai guốc phanh đ-

ợc các lò xo guốc phanh kéo ép sát vào các mặt tựa tạo khe hở giữa má phanh và trông phanh Khi làm việc một đầu của guốc phanh đợc piston đẩy ra ép sát vào trống phanh và cuốn theo chiều quay của trống phanh, thông qua cơ cấu điều chỉnh tác dụng lên guốc phanh còn lại và khi đã khắc phục hết khe hở cả hai guốc phanh cùng có điểm tựa cố định là mặt tựa trên xi lanh Nh vậy không những cả hai guốc

phanh đều là guốc xiết mà guốc thứ hai còn đợc guốc thứ nhất cờng hoá một lực thông qua cơ cấu điều chỉnh.

Cơ cấu phanh tự cờng hoá tác dụng đơn có hiệu quả phanh theo chiều quay của trống phanh ngợc chiều kim đồng hồ (ứng với chiều tiến ôtô) là lớn, còn chiều quay ngợc lại (ứng với chiều lùi của ôtô) là nhỏ Cơ cấu phanh loại này thờng đợc

bố trí ở các bánh xe trớc của ôtô du lịch và ôtô tải nhỏ đến trung bình

- Cơ cấu phanh tự cờng hoá tác dụng kép

Khác với loại trên, loại cơ cấu phanh tự cờng hoá tác dụng kép có hai đầu của hai guốc phanh tựa trên hai mặt tựa di trợt của hai piston trong một xi lanh bánh xe Vì vậy hiện tợng tự cờng hoá tác và hiệu quả phanh ở cả hai chiều quay của trống phanh đều nh nhau Cơ cấu phanh loại này đợc sử dụng ở các bánh xe sau của ôtô du lịch và tải nhỏ đến trung bình

3.1.5 Cơ cấu phanh loại có piston bậc

Trên hình 3 - 2 trình bày vơ cấu phanh với ống xi lanh làm việc có các đờng kính khác nhau

Lực tác dụng lên hai guốc phanh

trong trờng hợp này sẽ khác nhau Với

chiều quay của trống phanh nh hình vẽ thì

má bên phải làm việc thuận lợi hơn vì có

hiện tợng tự siết, vì thế má bên phải cần ít

lực ép hơn có nghĩa là đờng kính piston

nhỏ hơn so với má bên trái

Ưu điểm: của cơ cấu phanh loại này

là đảm bảo các má phanh mòn đều

Hình 1.6

Cơ cấu phanh với piston bậc

Nhợc điểm: là có một má phanh làm việc không thuận lợi nên hiệu suất

phanh không cao Cơ cấu phanh loại này thơng chỉ làm việc tốt khi xe tiến, còn khi xe lùi thì cơ cấu phanh làm việc không tốt

3.1.6 Cơ cấu phanh loại có hai ống xi lanh

riêng rẽ ở hai guốc phanh

Trên hình 3 - 3 trình bày cơ cấu phanh

loại có hai ống xi lanh riêng rẽ ở hai guốc

phanh

Mỗi guốc phanh quay quanh một chốt

lệch tâm đối xứng nhau qua tâm guốc phanh

Nhờ bố trí xi lanh làm việc và chốt lệch tâm

đối xứng nh vậy cho nên hiệu quả phanh

của hai má sẽ bằng nhau khi trống phanh Hình 1.7

quay theo bất kì chiều nào So với cơ cấu Cơ cấu phanh có 2 xilanh riêng

phanh trên hình 3 - 1 thì cơ cấu phanh

này hiệu quả phanh gấp từ 1,6 - 1,8 lần

hiệu quả phanh tốt nhng khi quay cùng chiều kim đồng hồ thì hiệu quả phanh giảm hơn 2 lần

Tham khảo trong tài liệu [2] ta đa ra bảng so sánh hiệu quả phanh của các loại cơ cấu phanh guốc khác nhau:

Loại cơ cấu phanh

Lực tác dụng lên đầu các guốc phanh

So sánh (nếu lấy mômen của cơ cấu phanh thông th-ờng hình là 100%)

P1 - Lực do truyền động phanh tác dụng lên đầu guốc phanh thứ nhất

P2 - Lực do truyền động phanh tác dụng lên đầu guốc phanh thứ hai

3.2 Cơ cấu phanh đĩa

Phanh đĩa ngày càng đợc sử dụng nhiều trên ôtô du lịch Có hai loại phanh

đĩa đó là loại đĩa quay và loại vỏ quay

3.2.1 Loại đĩa quay :

Đĩa phanh đợc bắt chặt với moayơ bánh xe nhờ các bu lông Có hai tấm ma sát (guốc phanh )đợc lắp vào càng phanh, càng phanh đồng thời là xi lanh phanh Khi ngời lái tác dụng lực vào bàn đạp phanh thì dầu phanh từ xi lanh chính với áp suất cao đợc đa vào xi lanh chính làm pittông đẩy má phanh ép vào đĩa phanh,

đồng thời với áp suất dầu cao làm cho càng phanh đợc đẩy với chiều lực đẩy ngợc lại, làm càng phanh trợt trên chốt trợt ép má phanh còn lại vào tấm ma sát và thực hiện quá trình phanh Khi ngời lái nhả phanh làm áp suất dầu trong xi lanh chính giảm dầu phanh từ xi lanh bánh xe hồi về xi lanh chính.Pittông và càng phanh đợc hồi về vị trí ban đầu dới tác dụng của phớt pttông (cao su) Do khe hở phanh đợc

điều chỉnh tự động bởi phớt pittông nên khe hở phanh không cần phải điều chỉnh bằng tay

+ Cơ cấu phanh dạng đĩa có các dạng chính và kết cấu trên hình 3.1

Ưu điểm của phanh đĩa loại đĩa quay: Toả nhiệt tốt do phần lớn đĩa phanh

đợc tiếp xúc với không khí, nên nhiệt sinh ra bởi ma sát dễ dàng toả ra ngoài không khí nên sự chai bề mặt má phanh khó xảy ra Nó đảm bảo khả năng ổn định phanh ở tốc độ cao Phanh đĩa có cấu tạo tơng đối đơn giản nên việc kiểm tra và thay thế má phanh đặc biệt dễ ràng Phanh đĩa còn có u điểm là có khả năng thoát nớc tốt, do nớc bám vào đĩa phanh bị loại bỏ rất nhanh bởi lực li tâm nên tính năng phanh đợc hồi phục trong thời gian ngắn Phanh đĩa còn có u điểm nữa là không cần phải điều chỉnh khe hở giữa má phanh và đĩa phanh do khe hở phanh đợc điều chỉnh tự động bởi phớt cao su giữa píttông với xi lanh.Phanh đĩa còn có trọng lợng nhỏ hơn so với phanh tang trống Lực chiều trục tác dụng lên đĩa đợc cân bằng Kết cấu đơn giản nên độ chính xác có thể cao bởi vậy có khả năng làm việc với khe hở giữa đĩa phanh với má phanh nhỏ nên giảm thời gian chậm tác dụng và tăng

tỉ số truyền cho cơ cấu phanh

Nhợc điểm của phanh đĩa loại đĩa quay: Má phanh phải chịu đợc ma sát và

nhiệt độ lớn hơn do kích thớc của má phanh bị hạn chế, nên cần có áp suất dầu lớn hơn để tạo đủ lực phanh Do gần nh không có tác dụng tự hãm nên cần có áp suất dầu rất cao để đảm bảo đủ lực dừng xe cần thiết vì vậy đờng kính pittông trong xi

a) loại hai pit tong

Hình 1.9 - kết cấu của cơ cấu phanh đĩa

b) loại một pit tong

lanh bánh xe phải lớn hơn so với pittông phanh tang trống Phanh đĩa hở nên nhanh bẩn các bề mặt ma sát.

3.2.2 Phanh đĩa loại vỏ quay: Cơ cấu phanh đợc đặt trong vỏ gang, vỏ gang đợc

bắt chặt với moayơ bánh xe bằng các bu lông Các đĩa có các má phanh đặt ở giữa

bề mặt ma sát của vỏ và nắp Các đĩa đợc ép sát vào bề mặt vỏ và nắp vỏ nhờ hai ống xi lanh và các hòn bi Loại này thờng đợc dùng trên máy kéo bánh bơm

II Tính toán thiết kế hệ thống phanh

1 Một số chi tiết chính của các cơ cấu phanh đã chọn

Hiện nay, trống phanh đợc chế tạo bằng phơng pháp dập thép lá sau đó đúc

bề mặt bên trong bằng một lớp gang hợp kim Lớp gang hợp kim này đợc đúc theo phơng pháp li tâm

Để cho bề mặt trống phanh khỏi bị vênh thì bề mặt làm việc của trống phanh phải đợc gia công cùng moayơ Sau khi gia công phải đem lên máy để cân bằng lại trống phanh

1.2 Guốc phanh:

Guốc phanh thờng đợc chế tạo bằng các phơng pháp hàn dập hoặc đúc, vật liệu thờng bằng gang Trên bề mặt guốc phanh có đặt má phanh Má phanh đợc ghép với guốc phanh bằng đinh tán hoặc phơng pháp dán Các đinh tán phải bằng

kim loại mềm để khi má phanh mòn đến đinh tán thì bề mặt trống phanh không bị xớc.

Để cho má phanh tì sát vào bề mặt làm việc của trống phanh thì sau khi ghép vào guốc phanh mới đem gia công Để cho guốc phanh không dịch chuyển theo chiều ngang thì trên đĩa phanh có các tấm đỡ

2 Xác định mômen phanh cần thiết sinh ra ở các cơ cấu phanh

G - Trọng lợng của ôtô khi đầy tải G = 24800 (N)

L - Chiều dài cơ sở của ôtô L = 2,580 (m)

a - Khoảng cách từ trọng tâm xe tới tâm cầu trớc a =1,509 (m)

b - Khoảng cách từ trọng tâm xe tới tâm cầu sau b =1,070 (m)

hg - Chiều cao trọng tâm xe hg =0,8 (m)

JPmax - Gia tốc chậm dần cực đại khi phanh

JPmax=φ.g = 0,7.9,81=7(m/s2)

g - Gia tốc trọng trờng g = 9,81(m/s2)

φ - Hệ số bám của bánh xe với mặt đờng φ = 0,7

rbx - Bán kính làm việc trung bình của bánh xe

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

Mômen phanh cần sinh ra ở mỗi cơ cấu cầu trớc là :

MPT = ) 0 , 7 0 , 366 2020 , 4

81 , 9

8 , 0 7 070 , 1 ( 580 , 2 2

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

MPS = 0 , 7 0 , 366 1155 , 2

81 , 9

8 , 0 7 509 , 1 580 , 2 2

3. Thiết kế tính toán cơ cấu phanh sau( phanh guốc )

3.1 Xác định bán kính ρ của lực tổng hợp tác dụng lên má phanh

Ta có biểu thức

0 0

0

2

sin cos

2 sin

cos cos

2

β β

β β

β β

β β

+

− +

Với guốc phanh sau ta có β 1 = 150 ; β 2= 1300 ; β 0= 1150

Với guốc phanh trớc ta có β 1 = 200 ; β 2= 1250 ; β 0= 1050

Ta chọn guốc phanh sau có góc ôm lớn hơn guốc phanh sau là do kết cấu phanh ta đã chọn thì khi xe chạy tiến và ta phanh thì guốc sau do là má tự cờng hoá nên chịu lực ma sát lớn hơn guốc trớc nên guốc sau sẽ mòn nhanh hơn Do đó

để đảm bảo tính bền đều cho hai guốc phanh ta nên chọn góc ôm của guốc phanh sau lớn hơn góc ôm của guốc phanh trớc

14 , 3 115 2 115 sin 180

14 , 3 115

130 cos 15 cos 13 , 0 2

2

+

− +

14 , 3 105 2 105 sin 180

14 , 3 105

125 cos 20 cos 13 , 0 2

2

+

− +

+

Với ρ1 = 0,15 (m) thay vào công thức trên ta đợc

r01 = 0,043

3 , 0 1

3 , 0 15 , 0

2 =

Với ρ2 = 0,147(m) thay vào công thức trên ta đợc

r02 = 0,042

3 , 0 1

3 , 0 147 , 0

2 =

3.2 Xác định lực tác dụng lên cơ cấu phanh tự cờng hoá

Cơ sở xác định: Khi tính toán cơ cấu phanh ta cần xác định lực P tác dụng

lên guốc phanh để đảm bảo cho tổng mômen phanh sinh ra ở guốc phanh trớc và sau bằng mômen phanh tính toán của mỗi cơ cấu phanh đặt ở bánh xe

ở cơ cấu phanh tự cờng hoá thì hiệu quả phanh đợc tăng lên nhờ dùng lực

ma sát giữa má phanh trớc và trống phanh để ép thêm má phanh sau vào trống phanh Hai guốc phanh đợc nối với nhau bằng một thanh trung gian Nh vậy guốc phanh sau đợc ép vào trống phanh không những bằng lực P mà còn bằng lực U2 có trị số bằng lực U1

Lực P và U1 song song thì lực R1 cân bằng với các lực trên cũng phải song song và đồng thời tiếp tuyến với vòng tròn bán kính r0

U 2

U 1

U 3

P P

c b

− +

U1 = R1- P = P

01

r c

c b

− +

từ đấy :

MPS1 = P

01

r c

c b

−

+.r01 (3)

Điều kiện cân bằng mômen ở tất cả các lực tác dụng lên guốc phanh sau đối với điểm đặt lực U3 là

P(a-b) - R2(a-r02) + U2(a+c) trong đó U2 = U1= P

02

r c

c b

− +

) )(

(

) )(

( ) )(

(

02 02

02

r c r a

c a c b r c b a p

−

−

+ + +

(

) )(

( ) )(

(

02 02

02

r c r a

c a c b r c b a p

−

−

+ + +

M'

PS= P

01

r c

c b

−

+

) )(

(

) )(

( ) )(

(

02 02

02

r c r a

c a c b r c b a

−

−

+ + +

• Xác định đờng kính xi lanh phanh của bánh xe

Từ công thức tính lực ép cần thiết tác dụng lên guốc phanh P= π d2 p/ 4

ta suy ra đờng kính xi lanh phanh bánh xe:

π = 7 10 2( )

1062 4

π

⇒ Đờng kính xi lanh bánh xe là d2= 20 (mm)

4. Tính toán cơ cấu phanh trớc (phanh đĩa)

Mômen phanh sinh ra trên một cơ cấu phanh loại đĩa quay đợc xác định nh sau:

μ - hệ số ma sát giữa đĩa phanh và má phanh

Rtb - bán kính trung bình của tấm ma sát

R1 - bán kính bên ngoài của tấm ma sát R1= 0,13 (m)

R2- bán kính bên trong của tấm ma sát R2= 0,085 (m)

M

.

'

à = 2 0 , 3 0 , 108 15589

2 , 1010

• Xác định đờng kính xi lanh bánh xe

Từ công thức Q = po.n.π.d1 /4 π

4

0 1

n p

Q

d =

⇒Trong đó :

d1 - đờng kính xi lanh bánh xe trớc

n - số xi lanh trên một cơ cấu phanh n=2

p0- áp suất dầu trong hệ thống khi phanh p0 =50 ữ80 KG/cm2

Thay các số liệu trên vào ta đợc:

d1 =

14 , 3 2 10 7

15589 4

2 = 0,04 (cm)=40(mm)

5 Kiểm tra hiện tợng tự xiết cho cơ cấu phanh sau

Hiện tợng tự xiết chỉ sảy ra đối với phanh tang trống Hiện tợng tự xiết sảy ra khi má phanh bị ép sát vào tang trống phanh chỉ bằng lực ma sát mà không cần tác

động lực P của pittông lên guốc phanh Khi hiện tợng tự xiết sảy ra lúc đó mômen phanh MP đứng về phơng diện lý thuyết sẽ dẫn đến vô cùng dẫn đến phá huỷ cơ cấu phanh

Từ công thức xác định mô men phanh

MPS= P

01

r c

c b

−

+

) )(

(

) )(

( ) )(

(

02 02

02

r c r a

c a c b r c b a

−

−

+ + +

với má sau khi : c=r02 hoặc a=r02

với các thông số của cơ cấu phanh a=0,1 (m)

c=0,105(m)

r01=0,043(m)

r02=0,042(m)

thì ta thấy hiện tợng tự xiết không thể sảy ra

Kết luận: Với các thông số đã chọn đảm bảo cơ cấu phanh sẽ không sảy ra hiện

t-ợng tự xiết khi phanh

6 Kiểm bền cơ cấu phanh

6.1 Xác định chiều rông má phanh theo điều kiện áp suất

Ta có áp suất giới hạn trên bề mặt má phanh

[q]= 1,5 2,0 ( MN/m2)

Theo biểu thức ta có

q = [ ]q

r b

M

T

0 2

.

à

[ ]q r

M b

T

P

0 2

μ=0,3

) ( 03 , 0 1500000

2 13 , 0 3 , 0

6.2 Kiểm bền theo kích thớc má phanh

Công ma sát riêng đợc tính theo công thức

L=

∑

F g

V G

2

Trong đó: G - trọng lợng xe khi đầy tải G =24800(N)

V0-Tốc độ của xe khi bắt đầu phanh lấy

F2 tổng diện tích má phanh trớc

180

2

.

2

2 1

2 2

R1-Bán kính ngoài của tấm ma sát : R1=0,13(m)

R2-Bán kính trong của tấm ma sát :R2=0,085(m)Thay các giá trị trên vào biểu thức ta tính đợc F2=0,02(m2)

Vậy tổng diện tích ma sát FΣ= 0,05+0,02 =0,07 (m2)

Thay số vào công thức ta đợc:

67715159 ( / ) 677 ( / )

07 , 0 81 , 9

.

2

50

cm J m

N

Vậy L=677(J/cm2) < [L] =1000(J/cm2-).

Kết luận: Kích thớc má phanh đã chọn đảm bảo công ma sát riêng.

6.1.2 Kiểm tra áp suất trên bề mặt ma sát

• Kiểm tra với má phanh sau

MPS-Mômen sinh ra của cơ cấu phanh sau của xe khi đầy tải

MPS=1155(N.m)

F1- tổng diện tích má phanh sau FΣ = 0,05( m2)

μ- hệ số ma sát giữa trống phanh với má phanh =0,3μ

thay vào biểu thức trên ta đợc

P= 0 , 48 ( / )

05 , 0 13 , 0 3 , 0

m MN

=

áp suất giới hạn cho phép đối với má phanh xe con là [ ]P = 1 , 5 (MN/m2 )

Kết luận: Vậy với má phanh đã chọn thì áp suất riêng trên bề mặt ma sát của guốc

phanh trớc và guốc phanh sau nằm trong giới hạn cho phép

• Kiểm tra má phanh trớc

Ta có diện tích của một má phanh: S = F2/2 = 0,02/2 = 0,01 (m2)

Lực ép tác dụng lên má phanh : Q = 12663(N)

Vậy ta có áp suất tác dụng lên má phanh là

P= 1 , 2 ( / ) 01

, 0

m MN

=

áp suất giới hạn cho phép đối với má phanh xe con là [ ]P = 1 , 5 (MN/m2 )

Vậy với má phanh đã chọn thì áp suất riêng trên bề mặt ma sát của má phanh trớc nằm trong giới hạn cho phép

Kết luận: Má phanh trớc đủ bền theo điều kiện áp suất.

6.1.3 Tính toán nhiệt phát ra trong quá trình phanh

Khi phanh, động năng của ôtô chuyển thành nhiệt năng Một phần năng ợng nhiệt này làm nóng các cơ cấu, một phần toả ra môi trờng xung quanh

l-Nếu nhiệt lợng làm nóng các cơ cấu lớn có thể dẫn đến làm hỏng các chi tiết của cơ cấu phanh nh làm mất tính đàn hồi của lò xo mặt khác nhiệt độ cao ở má phanh

sẽ ảnh hởng đến hệ số ma sát giã má phanh với trống phanh và vì vậy sẽ ảnh hởng

đến hiệu quả phanh.Với phanh trớc là phanh đĩa nên toả nhiệt tốt, nên ta chỉ tính toán nhiệt cho cơ cấu phanh sau

Phơng trình cân bằng năng lợng trong quá trình phanh là:

v −v =m t C t +F t ∫t K t d t

g

G

0 0

2 2

2

2

do khi phanh đột ngột ở thời gian ngắn nên thời gian t nhỏ có nghĩa lợng nhiệt toả

V1 - Vận tốc ban đầu khi phanh

V2 - Vận tốc xe sau khi phanh V2= 0

g = 9,81(m/s2)

mt -khối lợngcủa các trống phanh

C -Nhiệt dung của chi tiết nung nóng C = 500(J/kg.độ)

Yêu cầu với vận tốc v1=30(km/h), v2=0 thì t0phải < 150

từ công thức trên ta có : t0= 0

2

2

.

<

C m g

v G

t

500 15 81 , 9 2

3 , 8 24800

.

v G

⇔

Trên thực tế tổng khối lợng của các chi tiết bị nung nóng gồm hai tang trống phanh sau và hai điã phanh trớc là lớn hơn 11,6 kg do vậy với cơ cấu phanh

đã chọn đảm bảo sự thoát nhiệt theo yêu cầu

7 Tính bền một số chi tiết của cơ cấu phanh

7.1 Tính bền trống phanh

Giả thiết : Coi trống phanh là một ống dầy chịu lực, ta có:

ứng suất hớng tâm tác dụng lên trống phanh: . .( 1 '2)

2 ' 2

' 2 '

2 '

r

b a

b

a q

−

= σ

ứng suất tiếp tuyến tác dụng lên trống phanh: . .( 1 '2)

2 ' 2

' 2 '

2 '

r

b a

b

a q

−

= σ Trong đó : - a' là bán kính trong của trống phanh

- b' là bán kính ngoài của trống phanh

- q áp suất tác dụng lên má phanh

- r' Khoảng cách từ tâm đến điểm cần tính ứng suất

Từ biểu thức ta thấy σt và σn đạt giá trị max khi r' =a' Lúc đó ta có

σn = −q

('2'2 '2'2)

a b

b a q

+

= σ

Với cơ cấu phanh đã chọn và các giá trị đã tính toán ở phần trên

) 14 , 0 13 , 0 ( 6 ,

2 2

2 2

m MN

−

+

= σứng suất tơng đơng: σtd = σn2 + 4 σt2 = 0 , 6 2 + 4 8 , 1 2 = 16 , 2 (MN/m2 )

Để đảm bảo an toàn ta tính thêm hệ số an toàn n=1,5

Khi đó ta có σtd = 1 , 5 16 , 2 = 24 , 3 (MN/m2 )

Với trống phanh làm bằng gang СЧ 18-36 thì có [ ]σK = 180 (MN/m2 )

ta thấy σtd  [ ]σK Vậy trống phanh đủ bền

Kết luận: Với cơ cấu phanh đã chọn thì trống phanh thoả mãn điều kiện bền theo ứng suất

b

a q

−

= σ

ứng suất tiếp tuyến: '2. '2'2 .( 1 ''22)

r

b a

b

a q

−

= σ

Trong đó : - a' là bán kính trong của xilanh phanh bánh xe sau

- b' là bán kính ngoài của xilanh phanh bánh xe sau

- q áp suất trong xilanh phanh

- r' Khoảng cách từ tâm xilanh đến điểm cần tính ứng suất

Từ biểu thức ta thấy σt và σn đạt giá trị max khi r' =a' Lúc đó ta có

σn = −q

('2'2 '2'2)

a b

b a q

+

= σ

Với cơ cấu phanh đã chọn và các giá trị đã tính toán ở phần trên

) 015 , 0 01 , 0 (

2 2

2 2

m MN

−

+

= σứng suất tơng đơng: 2 4 2 10 2 4 26 2 53 ( / 2 )

m MN

t n

σ

Để dảm bảo an toàn ta tính thêm hệ số an toàn n=1,5

khi đó ta có σtd = 1 , 5 53 = 79 (MN/m2 )

Với xi lanh phanh làm bằng gang 18-36 thì có [ ]σK = 180 (MN/m2 )

ta thấy σtd  [ ]σK Vậy trống phanh đủ bền

Kết luận: Với cơ cấu phanh đã chọn thì xilanh phanh bánh sau thoả mãn điều kiện

bền theo ứng suất

7.2.2 Tính bền cho xi lanh phanh bánh trớc

Với xi lanh phanh bánh trớc ta tính tơng tự nh xilanh phanh bánh sau

trong đó: - a' là bán kính trong của xilanh phanh bánh xe trớc

- b' là bán kính ngoài của xilanh phanh bánh xe trớc

- q áp suất trong xilanh phanh

- r' Khoảng cách từ tâm xilanh đến điểm cần tính ứng suất

Từ biểu thức ta thấy σt và σn đạt giá trị max khi r' =a' Lúc đó ta có

σn = −q

('2'2 '2'2)

a b

b a q

+

= σ

Với cơ cấu phanh đã chọn và các giá trị đã tính toán ở phần trên

) 025 , 0 02 , 0 (

2 2

2 2

m MN

−

+

= σứng suất tơng đơng: 2 4 2 10 2 4 45 2 90 ( / 2 )

m MN

t n

σ

Để dảm bảo an toàn ta tính thêm hệ số an toàn n=1,5 khi đó ta có

) / ( 135 90 5 ,

σ

Với xi lanh phanh làm bằng gang СЧ 18-36 thì có [ ]σK = 180 (MN/m2 )ta thấy

Guốc phanh đợc làm bằng thép C40 và đợc làm theo hình chữ T

• Xác định các yếu tố hình học của guốc phanh

R1=122 mm R'2=102,5 mm b = 6 mm

R1'=119 mm R3=89 mm c = 8 mm

R2=116 mm a = 50 mm d = 26 mm

Tính các kích thớc:

300 5 , 16

mm

= +

Yc2=Y2-Yc1 = 16,5 - 9,7 = 6,8 (mm)Bán kính đờng trung hoà:

) ( 112 5 , 102

208 119

300

208 300 '

2 1 1

2

R

F R F

F F

+

+

= +

+

=

Bán kính trọng tâm guốc phanh:

RG = R'2+Yc2=102,5+6,8 = 109,3(mm)

• Kiểm bền guốc phanh

Giả thiết lực tác dụng lên má phanh đợc phân bố đều trên toàn tiết diện của má phanh Theo các kết quả đã tính toán ở các phần trên, và căn cứ vào kết cấu ta thấy guốc phanh sau của cơ cấu phanh chịu lực lớn hơn so với guốc phanh trớc Do vậy

ta chỉ đi kiểm nghiệm bền cho guốc phanh sau của cơ cấu phanh sau

Các lực tác dụng lên guốc phanh sau của cơ cấu phanh đã đợc xác định ở các phần trớc là: U2 = 2865 (N) U3 = 5785 (N)

P = 1062 (N) R2 = 10769 (N)

Phân tích các thành phần lực theo các phơng hớng kính Lực R2 chia làm hai thành phần N và T trong đó:

- Lực pháp tuyến N = R2.cos ϕ = 10769.cos 90 =10636(N)

- Lực tiếp tuyến T = R2.sin ϕ = 10769.sin 90 = 1684(N)

Với giả thiết lực phân bố đều trên guốc phanh nên mỗi phần tử sẽ chịu lực là:

- Lùc ph¸p tuyÕn Ntb= 40783( / )

180 115 13 , 0

- Lùc tiÕp tuyÕn Ttb= 6457( / )

180 115 13 , 0

βo2 = 1150 lµ gãc «m cña guèc sau

Ntb lµ lùc ph©n bè theo ph¬ng ph¸p tuyÕn t¸c dông lªn guèc phanh

Ttb lµ lùc ph©n bè theo ph¬ng tiÕp tuyÕn t¸c dông lªn guèc phanh

N = -U3.sin(β+α) - Ntb.rt β cos(β/2) - Ttb.rt.β.sin (β/2)

Q = U3.cos(β+α) - Ntb.rt β sin(β/2) - Ttb.rt β.cos (β/2)

Thay sè tÝnh to¸n t¹i c¸c mÆt c¾t.

+ XÐt t¹i mÆt c¾t (a-a) khi β =200 = 0,35 rad

Ta cã:

N = -5785.sin20 - 40783.0,13.0,35 cos10 - 6457.0,13.0,35.sin 10 =-3847(N)

Q = 5785.cos20 - 40783.0,13.0,35 sin10 - 6457.0,13.0,35.cos 10 = 4824(N)

- 848.sin 0 = 1971(N)

Mx = -5785(0,119-0,13.cos 40)+ 40783.0,13.0,7.0,13.sin 20+ 6457.0,13.0,7 0,13(1- cos20) +848.0,13(1-cos 0) -639 0,13.sin 0 = 57(N.m)

+ XÐt t¹i mÆt c¾t (c-c) khi β =600 =1 rad

(1- cos30) +848.0,13(1-cos20) -639 0,13.sin 20 = 25(N.m)

+ XÐt t¹i mÆt c¾t (d-d) khi β =900 =1,57 rad

+ XÐt t¹i mÆt c¾t (e-e) khi β =1200 =2,1 rad

Mx = -5785(0,119-0,13.cos120)+ 40783.0,13.2,1.0,13.sin60+ 6457.0,13.2,1 0,13(1- cos60) +848.0,13(1-cos80) -639 0,13.sin 80 = 313(N.m)

+ Xét tại mặt cắt (f-f) khi β =1550 =2,7 rad

Từ các giá trị tính toán đợc tại các mặt cắt khác nhau, ta lập đợc bảng sau:

N Q

R

R F

M F

σTrong đó: Q = -20207 (N) là lực nén

Mx = 759 (N.m) là mô men uốn

Rth = 0,112 (m) là bán kính trung hoà của guốc phanh

Ri là bán kính tại điểm đang xétF: diện tích mặt cắt; F = F1 + F2 = 0,3+ 0,208 = 5,08.10-4(m2)

 Xét tại điểm 1:

122 , 0

112 , 0 1 10 08 , 5

759 10

08 , 5

20207

4 4

116 , 0

112 , 0 1 10 08 , 5

759 10

08 , 5

20207

4 4

089 , 0

112 , 0 1 10 08 , 5

759 10

08 , 5

20207

4 4

3

+ Xác định ứng suất cắt do lực N gây ra :

b J

S N

x

x c

.

.

= τTrong đó: N = 7976 (N) là lực cắt

Sx là mômen tĩnh phần bị cắt đối với trục quán tính trung tâm

Jx là mô men quán tính của tiết diện

3 2 1 2

2 2

3 3

12

.

12

.

F Y a R R F Y c R R

8 89

− + +

τc = 0

Tại điểm 2 ta có Sx = Y2 Fc

với Y2 là toạ độ trọng tâm phần 2 đối với trục trung hoà

Thiết kế tính toán dẫn động phanh

I Chọn phơng án dẫn động phanh

1 Cấu tạo chung

Sơ đồ cấu tạo của hệ thống dẫn động phanh chính bằng thuỷ lực đợc thể hiện trên hình vẽ 2.1

Hình 2.1 Dẫn động phanh chính bằng thuỷ lực

Cấu tạo chung của hệ thống phanh dẫn động bằng thuỷ lực bao gồm: bàn

đạp phanh, xi lanh chính (tổng phanh), các ống dẫn, các xi lanh công tác (xi lanh bánh xe)

Trong hệ thống phanh bằng thuỷ lực tuỳ theo sơ đồ của mạch dẫn động ngời

ta chia ra dẫn động một dòng và dẫn động hai dòng

1.1 Dẫn động một dòng (hình 2.1): có nghĩa là từ đầu ra của xi lanh chính chỉ có một đờng dầu duy nhất dẫn đến tất cả các xi lanh công tác của các bánh

xe Dẫn động một dòng có kết cấu đơn giản nhng độ an toàn không cao Vì một

lý do nào đó, bất kì một đờng ống dầu nào đến các xi lanh bánh xe bị rò rỉ thì dầu trong hệ thống bị mất áp suất và tất cả các bánh xe đều bị mất phanh Vì vậy trong thực tế ngời ta thờng sử dụng phơng án dẫn động thuỷ lực hai dòng

1.2 Dẫn động hai dòng

Dẫn động hai dòng có nghĩa là từ đầu ra của xi lanh chính có hai đờng dầu

độc lập dẫn đến các bánh xe ôtô Để có hai đầu ra độc lập ngời ta có thể sử dụng một xi lanh chính đơn kết hợp với một bộ chia dòng hoặc sử dụng xi lanh chính kép Có nhiều phơng án bố trí hai dòng độc lập đến các bánh xe, trên hình 2.2 giới thiệu năm phơng án thờng đợc sử dụng

Hình 2.2 Các phơng án dẫn động hai dòng

Việc dẫn động phanh hai dòng đòi hỏi xy lanh chính phải có hai ngăn, làm việc độc lập, đợc điều khiển từ một cần đẩy piston liên hệ với bàn đạp phanh Các ngăn 1, 2 trong sơ đồ dẫn động các xy lanh bánh xe theo sơ đồ nêu trên

ở sơ đồ a (kiểu TT): một dòng dẫn động hai bánh xe cầu trớc, một dòng dẫn động hai bánh xe ở cầu sau ở sơ đồ b (kiểu K) dẫn động chéo: một dòng cho một bánh xe trớc và một bánh xe sau và dòng còn lại cho các bánh xe chéo

Các ôtô con thông thờng, thờng áp dụng hai sơ đồ này vì cấu trúc đơn giản và giá thành không cao

ở sơ đồ c: Dẫn động hỗn hợp bao gồm một dòng cho tất cả các bánh

xe, còn dòng thứ hai chỉ cho các bánh xe trớc (kí hiệu chung là HT)