Đồ án môn học - Thiết kế hệ thống phanh ôtô.DOC

CHọN LOạI Và SƠ Đồ Hệ THốNG PHANH Hệ thống phanh dùng để giảm tốc độ ô tô máy kéo cho đến khi ngừng hẳn hoặc đến một tốc độ cần thiết nào đấy , ngoài ra hệ thống phanh còn giữ cho ô tô đ

1 CHọN LOạI Và SƠ Đồ Hệ THốNG PHANH

Hệ thống phanh dùng để giảm tốc độ ô tô máy kéo cho đến khi ngừng hẳn

hoặc đến một tốc độ cần thiết nào đấy , ngoài ra hệ thống phanh còn giữ cho ô tô

đứng yên trên đờng nằm ngang hay đờng dốc

Kết cấu hệ thống phanh của ô tô bắt buộc phải có hai phần chính:

Cơ cấu phanh : là bộ phận trực tiếp tạo lực cản thờng làm việc theonguyên lý ma sát biến động năng thành nhiệt năng truyền ra môi trờng

Dẫn động phanh : là bộ phận để điều khiển cơ cấu phanh

1.1 chon loại dẫn động phanh

Hiện nay trên ô tô thờng dùng hai loại dẫn động chính là thủy khí và khínén , còn dẫn động cơ khí và điện ít dùng

Dẫn động phanh khí nén thờng sử dụng trên các xe cỡ vừa và lớn hoặc

đoàn xe kéo moóc với những u nhợc điểm sau :

Ưu : điều khiển phanh nhẹ nhàng , lực điều khiển phanh nhỏ Độ tin cậy cao vì nếu hệ thống có một chổ rò rỉ nhỏ thì hệ thống vẫn làm việc bình thờng Dễ phối hợp dẫn động với các dẫn động cơ cấu sử dụng khí nén trên ô tô Dễ tự động và cơ khí hoá quá trình điều khiển

Nhợc : phanh có độ nhạy thấp , thời gian chậm tác dụng lớn Kích thớc của hệ thống phanh cồng kềnh Nhiều chi tiết , kết cấu phức tạp, do đó giá thành cao

Dẫn động phanh thủy lực thờng sử dụng rộng rãi trên các xe du lịch , ôtô tải và khách cỡ nhỏ Dẫn động phanh thủy lực có những u nhợc điểm sau : Ưu : phanh có độ nhạy lớn , thời gian chậm tác dụng nhỏ ,luôn đảm bảo phanh đồng thời các banhs xe Hiệu suất phanh cao

Phanh có kết cấu đơn giản , kích thớc ,khối lợng và giá thành nhỏ Dễ lắp đặt ,có thể dùng trên nhiều loại xe khác nhau mà chỉ cần thay đổi cơ cấu phanh

Nhợc : yêu cầu về độ kín rất cao Lực cần thiết tác dụng bàn đạp lớnthờng dùng cơ cấu trợ lực dẫn đến phức tạp kết cấu Hiệu suất giảm nhiều ởnhiệt độ thấp Sự dao động áp suất chất lỏng làm việc có thể làm đờng ống rung

động và mô men phanh không ổn định

Từ những phân tích trên ta thấy dẫn động phanh thủy lực là phù hợp với xethiết kế vì đó là xe du lịch có trọng lợng toàn bộ nhỏ, yêu cầu dẫn động phanh cóSVTH : Đoàn Đại Đồng Trang 2

kích thớc nhỏ gọn mà vẫn đảm bảo hiêu quả phanh cao , độ nhạy lớn , thời gianchậm tác dụng nhỏ Do đó ta chọn loại dẫn động phanh cho xe thiết kế là dẫn

động phanh thủy lực

1.2 CHọN LOạI CƠ CấU PHANH

Đối với xe có hệ thống phanh dẫn động thủy lực thờng sử dụng cơ cấuphanh loại đĩa hoặc trống guốc

Loại trống guốc đợc sử dụng phổ biến trên các loại ô tô

Loại đĩa dùng chủ yếu ở cầu trớc xe du lịch, hiện nay bắt đầu sử dụngtrên một số xe tải và khách

Ta chọn loại cơ cấu phanh trống guốc vì nó có u điểm là có thể bố trí trong

đờng kính trong của bánh xe

1.2.1 Chọn cơ cấu phanh cho bánh xe trớc

Cơ cấu phanh trớc của ô tô du lịch cần đạt hiệu quả phanh lớn mà vẫn đảmbảo tính thống nhất về kích thớc đối với cơ cấu phanh sau Do đó ta chọn cơ cấuphanh có hai xi lanh ép và guốc phanh có một bậc tự do Cơ cấu phanh này cóhiệu quả phanh tiến lớn hơn so với lùi

Hình 1.1 Cơ cấu phanh trống guốc hai xy lanh ép một bậc tự do

1.xy lanh thủy lực ; 2 xơng guốc ; 3.chốt cố định

1.2.2 Chọn cơ cấu phanh cho bánh xe sau

ở bánh xe sau ta dùng cơ cấu phanh trống guốc chỉ có một xy lanh thủy lực ,các guốc phanh có một bậc tự do , quay quanh điểm cố định cùng một phía

SVTH : Đoàn Đại Đồng Trang 4

Hình 1.2 Cơ cấu phanh trống guốc một xy lanh thủy lực

1.xy lanh thủy lực ; 2 xơng guốc ; 3.chốt cố định

1.3 sơ đồ hệ thống phanh

1.3.1 Chọn sơ đồ phân dòng :

Để tăng độ an toàn làm việc của hệ thống phanh thì hệ thống phanh của xephải có hai dòng ( hai đờng dẫn ) có cùng cơ cấu điều khiển chung là bàn đạp phanh

Hiện nay truyền động phanh hai dòng có nhiều sơ đồ khác nhau nh : cầu trớc

và sau thắng riêng , phân dòng chéo , thắng bốn bánh một dòng và hai bánh riêngmột dòng , cầu trớc và cầu sau Ta chỉ phân tích hai loại là : cầu trớc và cầu sauthắng riêng , phân dòng chéo vì hai loại này có kết cấu đơn giản hơn nhiều so vớicác loại còn lại

Hình 1.3 Sơ đồ phân dòng

a cầu trớc và cầu sau thắng riêng

1.3.2 Sơ đồ hệ thống phanh của xe thiết kế

Từ những kết luận trên ta xây dựng đợc sơ đồ hệ thống phanh của xe thiết

kế nh sau:

Hình 1.4 Sơ đồ hệ thống phanh thủy lực của xe thiết kế

1 cơ cấu phanh trớc ; 2 cơ cấu phanh sau ; 3 xy lanh chính ; 4 bình chứadầu ; 5 bàn đạp phanh ; 6 đờng ống dòng trớc ; 7 đờng ống dòng sau

2.tính toán thiết kế cơ cấu phanh.

2.1.XáC ĐịNH MOMEN PHANH CầN SINH RA ở CáC CƠ CấU PHANH

SVTH : Đoàn Đại Đồng Trang 6

Hình 2.1 Sơ đồ các lực tác dụng lên ô tô khi phanh trên mặt đờng ngangTrong đó :

Z1 : phản lực pháp tuyến tác dụng lên bánh xe ở cầu trớc

Z2 : phản lực pháp tuyến tác dụng lên bánh xe ở cầu trớc

PP1 : lực phanh ở các bánh xe trớc và sau

PP2 : lực phanh ở các bánh xe trớc và sau

a,b,hg : toạ độ trọng tâm của ô tô

Xác định các thông số chiều dài a,b :

Ppt = ϕ Z1 = ϕ [ b + hg (Jmax/g ) ]

Pp2 = ϕ Z2 = ϕ [a - hg (Jmax/g ) ]

Trong đó :

ϕ : hệ số bám của bánh xe với đờng Chọn ϕ = 0,85

Jmax : gia tốc chậm dần cực đại khi phanh

Jmax =

a

max JMP

L

Ga

L

Ga

= ϕ

a

aM

Mps = Pps rb = ϕ

L

Ga( a - ϕ hg )Thay các giá trị vào ta đợc :

Giửa vành bánh xe và trống phanh có một khe hở nhất định (s) không nhỏ hơn 20 

30 mm Khe hở này cần thiết để cho không khí lu thông làm mát trống phanh Vìvậy ta chọn rt = 125 (mm)

α

d α

r

Hình 2.2 Sơ đồ tính toán guốc phanh

Ta chọn các thông số s, h, α0, α1 tơng tự kết cấu tơng đơng

s = 96 (mm) ; h = 188 (mm) ; α0 =20 0 ;α1 =135 0 ; β = α1- α0 =115 0

2.2.3 Chọn chiều rộng của má phanh (b)

Chiều rộng của má phanh đợc chọn sao cho khi phanh với lực phanh cực đại , ápsuất trên bề mặt ma sát q không lớn hơn 2,5 MPa và tải trọng qui ớc không vợt quágiá trị cho phép P = ma.g/FΣ≤ [P]

Trong đó :

ma : khối lợng toàn bộ của ô tô

FΣ : tổng diện tích của tấc cả các má phanh trên ô tô

[P] = 0,25 MPa =0,25 [MN/m2]

⇒ 11608.r..10.b

tβ ≤ 0,25

b ≥

⇒ b ≥ 23,13 (mm)

Chọn b = 40 (mm)

2.3 kiểm tra điều kiện tránh tự siết :

2.3.1 Quan hệ giữa lực dẫn động và mô mên phanh tạo ra

Xét cân bằng guốc phanh với các giả thiết sau :

8.125.10 -3.0,25.10 6

1160.10

180115.3,14

_áp suất phân bố đều theo chiều rộng má phanh

_Qui luật phân bố áp suất theo chiều dài má phanh không phụ thuộc vào giá trịlực ép tác dụng lên guốc và có dạng tổng quát :

q = qmax ψ( α ) (2.1)

ở đây :

qmax _ áp suất max trên má phanh

ψ( α ) _ hàm số phân bố áp suất

_Hệ số à giữa trống và má phanh không phụ thuộc vào chế độ phanh

Khi phanh phần tử vô cùng bé dα (Hình 2.2) sẽ chịu tác dụng của lực pháp tuyến

dN = q.b.rt.dα và lực ma sát dFT = à.dN từ phía trống phanh Lực ma sát tạo ramột mô mên phanh : dMP = dFT rt = à.qmax.b.rt2 ψ( α ) dα (2.2)

Tích phân biểu thức (2.2) từ α0 đến α1 ta đợc mô mên phanh tổng do các guốcphanh tơng ứng tạo ra (guốc tự siết chỉ số 1 , guốc không tự siết chỉ số 2 ) :

MP1,2 = à.qmax.b.rt2.∫αα1ψ( )α α

2

d (2.3)

Để xác định qmax , ta viết phơng trình cân bằng mô men đối với điểm quay củaguốc :

B =1- (s ψ( α )cosαdα)/(rt ψ( α )dα) (2.8)

Nh vậy mômên tổng của cả cơ cấu phanh sẽ là :

MP ∑ = MP1 + MP2 = ± (2.9)

Trờng hợp guốc phanh có một bậc tự do (có điểm quay cố định ) ψ(s) = sinα

Sau khi tích phân biểu thức (2.7) và (2.8) ta đợc :

Khi tính toán có thể lấy à =0,32 ữ 0,38 Ta chọn à = 0,35

Từ công thức (2.10) ta thay các giá trị α0, α1, s, rt vào Ta tính đợc :

à.P1.h1

rt

s

4(cosα0− cosα1) sin(2α0) − sin(2α1) + 2(α1−α0)

[qtb] = 2MPa _ đối với vật liệu atbet thông thờng

Xét cơ cấu phanh sau : chỉ có một má phanh tự siết

0.35.40.10-3(125.10-3)2.(3.14.115/180) 297,6

0,35.40.10-3.(125.10-3)2.(3,14.115/180) 451,5

2(8rt.β.b) 1160(30/3,6)2

16.125.10-3.(3,14.115/180).40.10-3 1160(30/3,6)2

= 1,029.106 (N/m2)

qtb = 1,029 MPa < 2MPa

Công ma sát riêng (lms) bằng tỷ số giửa công ma sát sinh ra khi phanh ô tô từ tốc

độ cực đại đến dừng và tổng diện tích (F∑) của tấc cả các má phanh

lms =

∑

F.2

V

a a

Fs : Diện tích má phanh sau

Diện tích má phanh trớc bằng diện tích má phanh sau

( V1 − V2 )GC/2g = mt C.∆τ c + F K.∆τ tdt (2.15)

Trong đó :

GC : Trọng lợng toàn bộ của ô tô tác dụng lên cầu đợc tính khi phanh

V1:Tốc độ đầu quá trình phanh

V2: Tốc độ cuối quá trình phanh

∫ t 0

mt : Khối lợng của trống phanh và các chi tiết liên quan bị nung nóng

∆τ c :Lợng tăng nhiệt độ của trống phanh so với môi trờng ở cuối quá trình phanh

∆τ t : Lợng tăng nhiệt độ của trống phanh so với môi trờng ở trong quá trìnhphanh

t : T hời gian phanh

Ft : Diện tích tản nhiệt của trống phanh

Khi phanh ngặt trong thời gian ngắn, nhiệt lợng truyền ra không khí không đáng

kể Trên cơ sở đố, có thể xác định lợng tăng nhiệt độ của trống phanh trong mộtlần nh sau :

∆τ c = ( )

(m C)

g.2

VVG

t

2 2

2 1

h.J

P 



+

=( )GL

h

g

ϕ+

= ( )

2160

1160610.85,05,

= 0,650C

2.5 xác định lực ép cần thiết:

Sau khi đã biết mô mên phanh cần sinh ra và các kích thớc của cơ cấu phanh, ta

dễ dàng xác định lực ép cần thiết tác dụng lên guốc phanh theo công thức đã xâydựng

Cơ cấu phanh trớc : cả hai guốc tự siết

B.A

A.Ph2

à

−à

2.188.10-3

.0,35 (1806/2).(0,66 − 0,35.0,37)

⇒ P = ( )

Ah2

BA

37,0.35,066,0.2995

3

2 2 2

Hình 3.1 Sơ đồ tính toán dẫn động phanh thủy lực

dC_đờng kính xi lanh chính; dk_đờng kính xi lanh bánh xe;

3.2 trình tự tính toán

3.2.1 Đờng kính xi lanh bánh xe

dk =

maxp

P4

ở đây : pmax là áp suất cực đại cho phép của chất lỏng trong dòng dẫn động, áp suất này càng cao thì kết cấu dẫng động càng gọn, thờng yêu cầu đối với các ống dẫn và vấn đề làm kín lại khắc khe hơn, nhất là các đoạn ống mềm bằng cao su

và các chổ nối ghép Thờng chọn pmax = 8 ữ12 MPa Ta chọn pmax = 8 MPa

Đối với bánh xe trớc :

dkt =

maxp

P4

Đối với bánh xe sau :

dkt =

maxp

P4

d0,9 ta suy ra: dc = 22 (mm)

Sbd = 100 mm

Xác định tỷ số truyền của bàn đạp :

Slv = ( d x ' ''

d

k2

i n

1 i

2 ki 2 c

δ+δ+

∆+

δ’ và δ’’ :Hành trình không tải của piston xi lanh chính

n : Số lợng các xi lanh bánh xe đợc đợc điều khiển bởi xi lanh chính

xi : Hành trình của piston xi lanh bánh xe thứ i Đối với phanh guốc xi =1,5

2

r15,15,12.24.22.20.222

07,1.2

π

2 1

2 Cr

r4

d

(3.3) Trong đó :

r1 ,r2 : Các kích thớc ghi trên sơ đồ tính

η : Hiệu suất dẫn động , thừa nhận η = 0,86 ữ0,92

m : Số cần (khoang ) xi lanh bố trí song song

Pbd = 1.8 (0,2126)

9,0.4

22.14,

Hệ số trợ lực Ky đợc xác định theo tài liệu [1]

SVTH : Đoàn Đại Đồng Trang 18

P (3.5)

Pmax , P’max : áp suất cực đại trong hệ thống khi có trợ lực làm việc và không cótrợ lực làm việc

bdch

bdtt

P

P1P

PPP

Trong đó :

Pbdtt : lực cực đại cần thiết tác dụng lên bàn đạp (khi không có trợ lực) ; Pbdtt =

718 N

Pbdch : lực cực đại cần tác dụng lên bàn đạp khi có trợ lực ; Chọn Pbdch = 200 N

Pbdtl : Phần lực đạp đợc giảm nhẹ nhờ tác dụng của bộ trợ lực

Vậy theo công thức (3.5):

Ky =

200718

Hình 3.2.Sơ đồ tính toán trợ lực chân không

SC_Diện tích đầu cần tác dụng ; Sd_Diện tích của đĩa cao su; Sp_ diện tích màng; Pa_ áp suất khoang A; Pb_ áp suất khoang B; PC_áp suất trong khoang C của xi lanh chính

SVTH : Đoàn Đại Đồng Trang 20

PbdA

1+

bd bd

mS LX m P

P i

PP.S.1

η

+

∆+

Trong đó :

∆P =Pa− Pb _ Độ chênh áp giữa hai khoang A và B

Sm _Diện tích hiệu dụng của piston hay màng

PLX ,Pms _Lực lò xo và lực ma sát cản trở chuyển động các chi tiết của bộ trợ lực

ibd = r2 /r1 _Tỷ số truyền của bàn đạp

η _Hiệu suất truyền động

Khi trợ lực cha đạt giá trị max ứng với nhánh AB của đặc tính, xác định độ chênh

m P

P

PS

PSS

S

SSPS

S

SS.i

ms LX

C

C d

P i

PPS

SS1

bd bd

ms LX m max

P i

PPSp1

Từ công thức (3.8) suy ra:

Sm = Pbd.ibd.η

max C

C dp.S

SS

∆

−

(3.9)Chọn đờng kính của piston tỷ lệ dC =20 (mm)

Vậy diện tích của piston tỷ lệ là :

3144

20.4,34

dS

2 2

30.14,34

d

2 d

3145,

21385S

1 Nguyễn Hữu Cẩn- Phan Đình Kiên

Thiết kế và tính toán ôtô máy kéo Tập 3

Nhà xuất bản Đại học và Trung học chuyên nghiệp-Hà Nội ,1985

2 Nguyễn Hữu Cẩn

Lý thuyết ô tô máy kéo

Nhà xuất bản Khoa học và kỹ thuật – Hà Nội ,1998

3 Viện nguyên cứu giao thông ô tô

Sổ tay ô tô

Nhà xuất bản Giao thông vận tải Maccowva , 1985

SVTH : Đoàn Đại Đồng Trang 22