THIẾT KẾ HỆ THỐNG PHANH ĐĨA

Thiết kế hệ thống phanh 2.1 Xác định mômen phanh cần thiết sinh cấu phanh Mụ men phanh sinh cỏc c cu phanh phi m bo gim c tc hoc dng hn ụ tụ vi gia tc chm dn gii hn cho phộp Vi c cu phanh t trc tip tt c cỏc bỏnh xe thỡ mụmen phanh tớnh toỏn cn cho mi c cu phanh cu trc l: MPT = m1.G1 .rbx [KG.m] ( 2.1) Vi c cu phanh t trc tip tt c cỏc bỏnh xe thỡ mụmen phanh tớnh toỏn cn cho mi c cu phanh cu sau l: m1.G1 MPS = m2.G2 .rbx [KG.m] ( 2.2 ) Trong ú : m1, m2 l h s phõn b li trng lng phanh cu trc v cu sau m1 = + J max hg g b ( 2.3 ) m2 = J max hg g a ( 2.4 ) a - L khong cỏch t trng tõm ca xe ti cu trc b - L khong cỏch t trng tõm ca xe ti cu sau hg - L chiu cao trng tõm xe vi xe chn hg = 0,5 (m); Jmax - L gia tc chm dn phanh Chn Jmax= 6,5 ( m/s2) g - L gia tc trng trng ly g = 9,81 ( m/s2 ) - L h s bỏm ca bỏnh xe vi mt ng ,chn = 0,65 rbx - L bỏn kớnh ln ca bỏnh xe vi: rbx = ( B + d 25,4 ) rbx = (215 + 16 25,4) 0,935 = 391(mm) = 0,39 (m) ( l h s tớnh n bin dng ca lp, chn = 0,935) G1 , G2 - L trng lng phõn b cu trc v cu sau G1 = 1063 Kg G2 = 987 Kg a= G2 L = 1336 mm G b = L a = 2775 1336 = 1439 mm G - L trng lng ụ tụ y ti G = 2050 KG L - L chiu di c s L = 2775 mm * Thay cỏc giỏ tr vo ( 2.3 ) v ( 2.4 ) ta c m1 = + 6,5.500 = 1,23 9,81.1439 m2 = 6,5.500 = 0,75 9,81.1336 * Thay m1 v m2 vo ( 2.1 ) v ( 2.2 ) ta c : Mụmen phanh cn sinh mi c cu phanh trc l: MPT = 1,23.1063 0,65 0,39= 165,7 [KG.m] mụmen phanh cn sinh mi c cu phanh sau l: MPS = 0,75.987 0,65 0,39 = 94 [KG.m] 2.2 Thiết kế cấu phanh 2.2.1 Tính toán thông số cấu phanh 2.2.1.1 Cơ cấu phanh trớc 2.2.1.1.1 Bán kính đĩa phanh Rd Rd đợc xác định theo công thức sau : Rd = Rv- v v d , [ mm ] ( 2-5 ) Trong : Rv : Bán kính vành bánh xe, Rv = d 16 = 25,4 = 203,2(mm) 2 v : Độ dày vành bánh xe, xe lấy v = 5(mm), v d : Khoảng cách khe hở vành bánh xe đĩa phanh v d = 30 ữ 50(mm) Chọn v d = 48(mm) Thay số vào (3-3) ta đợc: Rd = 203,2 - - 48 = 150,2 (mm) 0,15( m); Chọn bán kính đĩa phanh : Rd = 140 mm = 0,14 m 2.2.1.1.2 Bán kính trung bình ma sát Rtb Gọi R1: bán kính vòng ma sát R2: bán kính vòng ma sát Ta có : R2 = Rd = 140(mm) R1= (0,53 ữ 0,85).R2 Lấy R1 = 0,6.R2 = 0,6.140 = 84(mm); Lúc công thức tính bán kính trung bình sát đợc xác định : ( ( ) ) ( ( ) ) R R13 140 84 = Rtb = 22 114,3(mm) = 1143.10 (m) 2 R2 R1 140 84 2.2.1.1.3 Các kích thớc khác cấu phanh : a) Đờng kính xilanh bánh xe (d) *Lực ép, ép má phanh vào với đĩa phanh: Ta có mômen phanh sinh cấu phanh loại đĩa quay cầu trớc xác định theo công thức sau: Mp1= m à.Q.Rtb ( 2-6 ) Trong : m = 2: Số lợng đôi bề mặt ma sát = 0,3 : Hệ số ma sát Rtb : Bán kính trung bình ma sát Q : Lực ép, ép má phanh vào đĩa Q= M P1 165,76 = 2417( KG ) m.à.Rtb 2.0,3.1143.10 *Đờng kính xi lanh bánh xe: Mặt khác: Lực ép má phanh vào đĩa phanh đợc xác định theo công thức: Q = p0.n d ( 2-7 ) Trong : n =1 : Số lợng xy lanh làm việc P0: áp suất chất lỏng hệ thống,chọn p0 = 70 ( d : Đờng kính xylanh bánh xe Do ta có đờng kính xy lanh bánh xe: d = Q 2417 = = 6,63(cm) 66,3(mm) 3,14.70.1 P0 n Chọn đờng kính xylanh bánh xe : d = 60 mm a) Chọn kích thớc : KG ) cm Hình 2.1 Sơ đồ cấu phanh - Độ dày đĩa phanh: Chọn = 28 (mm); - Khe hở má phanh đĩa phanh: Chọn: = = 0,2 (mm); c) Tính bề rộng e (mm) má phanh: Bề rộng má phanh đợc xác định gần theo công thức : e R2-R1= 140 - 84 = 56 (mm) Chọn e = 56 mm a) Góc ôm má phanh ( ) đợc xác định theo điều kiện bền: Hình 2.2 Sơ đồ lực tác dụng lên má phanh phanh Phơng trình lực ma sát tác dụng lên má phanh theo công thức : Mpt = 2.Fms.Rtb =2.N.à.Rtb ( 2-8 ) Trong đó: Mp1: Mômen phanh sinh cấu phanh bánh trớc; Mp2 = 165,76 ( KG.m ); Fms: Lực ma sát sinh má phanh; N: Phản lực sinh phanh cấu phanh; = 0,30 : Hệ số ma sát; Rtb: Bán kính trung bình đĩa phanh ; Rtb = 114,3(mm) Để tính bề rộng má phanh (cơ cấu phanh đĩa trớc), ta thừa nhận qui luật phân bố áp lực má phanh Với [q ] : áp suất cho phép, [q ] =2 (MN/m ) = 2.10 (N/m ) Ta có: Trong đó: N=[q].S ( 2-9 ) S: diện tích má phanh; xác định công thức gần đúng: S = e.LTB= e.Rtb Với ( 2-10 ) e : Bề rộng má phanh; LTB: Độ dài trung bình má phanh; : Góc ôm má phanh; Mpt=2.[q].e.R2TB = Mp 2.à R e.[q ] tb = 165,76 = 1,888(rad ) 630 2.0,30.1143 10 0,056.2.10 Chọn = 60o 2.2.1.2 Cơ cấu phanh sau 2.2.1.2.1 Bán kính đĩa phanh Rd - Vì kích thớc bánh trớc bánh sau xe giống nên ta tính đợc Rd = 0,15( m); - Bán kính đĩa phanh tham khảo xe sở : Rd, = 130 ( mm ) Vậy chọn bán kính đĩa phanh : Rd = 130 mm = 0,13 m 2.2.1.2.2 Bán kính trung bình ma sát Rtb Gọi R1: bán kính vòng ma sát R2: bán kính vòng ma sát Ta có : R2 = Rd = 130(mm) R1= (0,53 ữ 0,85).R2 Lấy R1 = 0,7.R2 = 0,7.130 = 91(mm); Lúc công thức tính bán kính trung bình sát đợc xác định : (R R13 ) (130 913 ) Rtb = 22 = 112(mm) = 1120.10 (m) (R2 R12 ) (130 912 ) 2.2.1.2.3 Các kích thớc khác cấu phanh : a) Đờng kính xilanh bánh xe (d) *Lực ép, ép má phanh vào với đĩa phanh: Ta có mômen phanh sinh cấu phanh loại đĩa quay cầu trớc xác định theo công thức ( 2-6 ): Mp2 = m à.Q.Rtb Trong : m = 2: Số lợng đôi bề mặt ma sát = 0,3 : Hệ số ma sát Rtb : Bán kính trung bình ma sát Q : Lực ép, ép má phanh vào đĩa Q= M p2 m.à Rtb = 94 1398,8( KG ) 1399( KG ) 2.0,3.1120.10 *Đờng kính xi lanh bánh xe: Lực ép má phanh vào đĩa phanh đợc xác định theo công thức: Q = p0.n d Trong : n =1 : Số lợng xy lanh làm việc P0: áp suất chất lỏng hệ thống,chọn p0 = 70 ( d : Đờng kính xylanh bánh xe Do ta có đờng kính xy lanh bánh xe: d = Q 1399 = = 5,045(cm) 50(mm) 3,14.70.1 P0 n Chọn đờng kính xylanh bánh xe : d = 50 mm b) Chọn kích thớc : - Độ dày đĩa phanh: Chọn = 16 (mm); - Khe hở má phanh đĩa phanh: KG ) cm Chọn: = = 0,2 (mm); c) Tính bề rộng e (mm) má phanh: Bề rộng má phanh đợc xác định gần theo công thức : e R2-R1= 130 - 91 = 39 (mm) Chọn e = 39 mm d) Góc ôm má phanh ( ) đợc xác định theo điều kiện bền: Phơng trình lực ma sát tác dụng lên má phanh theo phơng trình ( 2-8 ) : Mps =2.Fms.Rtb =2.N.à.Rtb Trong đó: Mp: Mômen phanh sinh cấu phanh bánh sau; Mps = 94 ( KG.m ); Fms: Lực ma sát sinh má phanh; N: Phản lực sinh phanh cấu phanh; = 0,30 : Hệ số ma sát; Rtb: Bán kính trung bình đĩa phanh ; Rtb = 112(mm) Để tính bề rộng má phanh ( cấu phanh đĩa sau ), ta thừa nhận qui luật phân bố áp lực má phanh Với [q ] : áp suất cho phép, [q ] =2 (MN/m ) = 2.10 (N/m ) Ta có: N=[q].S Trong đó: S: diện tích má phanh; xác định công thức gần đúng: S = e.LTB= e.Rtb Với e : Bề rộng má phanh; LTB: Độ dài trung bình má phanh; : Góc ôm má phanh; Mp1=2.[q].e.R2TB = Mp 2.à R e.[q ] tb = 94 = 1,6(rad ) 530 2.0,30.1120 10 0,039.2.10 Chọn = 50o 2.2.2 Kiểm tra khả làm việc cấu phanh 2.2.2.1 Tính lực phanh riêng Theo lý thuyết ô tô, công thức tính lực phanh riêng trục : P = QP Z ( 2-11 ) Trong : - QP : Lực phanh cấu phanh cầu; - Z : Tải trọng tác dụng lên cầu; Suy ra, lực phanh riêng cầu trớc : P = QP1 Z1 = 2.2417 = 4,547 1063 cầu sau : P = QP2 Z1 2.1339 = 2,713 987 = 2.2.2.2 Kiểm tra áp suất bề mặt ma sát 2.2.2.2.1 Kiểm tra má phanh trớc Theo công thức ( 2-8 ) diện tích toàn má phanh tất cấu phanh n ô tô : F = e.R i =1 tb = F1 + F2 Trong : n số má phanh tất cấu phanh Thay số: F = 4.0,056.1143.10-4.1,888 + 4.0,039.1120.10-4.1,6 = 0,0483 + 0,0279 = 762,55.10-4 ( m2 ) - Diện tích má phanh: S1 = F1/4 = 0,0483/4 = 0,012 (m2) - Lực ép tác dụng lên má phanh : Qt = 24170 (N) Suy áp suất tác dụng lên má phanh : p1 = 24170 = 2.10 ( N / m ) = 2( MN / m ) 0,012 mà áp suất giới hạn cho phép má phanh xe [ p ] = 2( MN / m ) Vậy với má phanh chọn áp suất riêng bề mặt ma sát má phanh trớc nằm giới hạn cho phép má phanh trớc đủ bền theo điều kiện áp suất 2.2.2.2.2 Kiểm tra má phanh sau - Diện tích má phanh : S2 = F2/ = 0,0279/ = 6,975.10-3( m2) - Lực ép tác dụng lên má phanh : Qs = 13390(N) Suy áp suất tác dụng lên má phanh : p2 = 13390 2( MN / m ) 6,975.10 mà áp suất giới hạn cho phép má phanh xe [ p ] = 2( MN / m ) Vậy với má phanh chọn áp suất riêng bề mặt ma sát má phanh sau nằm giới hạn cho phép má phanh sau đủ bền theo điều kiện áp suất 2.2.2.3 Kiểm tra công ma sát riêng Chúng ta thừa nhận toàn động xe ô tô chạy với tốc độ vo bắt đầu phanh đợc má phanh hấp thụ, tất cấu phanh ô tô phải có đủ diện tích má phanh phải thoả mãn điều kiện sau đây: L= Trong đó: G.v02 2.g.3,6 2.F [L] , [J/m2] ( 2-12 ) - vo : Tốc độ bắt đầu phanh, [km/h]; vo = 80 km/h = 16,7 m/s - g : Gia tốc trọng trờng, chọn g = 9,81 m/s2 - F : Diện tích toàn má phanh tất cấu phanh ô tô, [m2] Với vo nh [L] = (4 ữ 10).104 J/m2 Thay giá trị vào (3-11), ta có: L= 2050.16,7 =29507 [L] 2.9,81.3,6 2.0,0762 Nh vậy, má phanh đảm bảo điều kiện công ma sát riêng 2.2.2.4 Tính toán nhiệt phát sinh trình phanh G (v12 v 22 ) T= , [độ] 2.g.m p C ( 2-13 ) Trong đó: - mp : Khối lợng đĩa phanh chi tiết liên quan với chúng bị nung nóng Chọn mp = 60 kg - C : Nhiệt dung riêng chi tiết bị nung nóng, thép gang C = 500 J/kg.độ - [T] không 15o cho trờng hợp v1 = 30 km/h= 8,3m/s , v2 = Suy ra: T= 20500.8,3 =2,399oC < [T] =15o 2.9,81.60.500 Nh vậy, tăng nhiệt độ đĩa phanh trình làm việc đảm bảo yêu cầu kĩ thuật 2.2.2.5 Tính bền xi lanh phanh bánh xe Tính tơng tự trống phanh, coi xi lanh phanh ống dầy chịu lực Khi tính toán ta coi áp suất ống p = 107N/m 2.2.2.5.1 Tính bền cho xi lanhphanh bánh trớc - ứng suất pháp: n = q.a '2 b '2 ( ) b '2 a '2 r '2 - ứng suất tiếp tuyến: t = q.a '2 b '2 ( + ) b '2 a '2 r '2 ( 2-14 ) ( 2-15 ) Trong : - a' : Bán kính xilanh phanh bánh xe trớc - b' : Bán kính xilanh phanh bánh xe trớc - q : áp suất xilanh phanh - r' : Khoảng cách từ tâm xilanh đến điểm cần tính ứng suất - Từ biểu thức ta thấy t n đạt giá trị max r' =a' Lúc ta có : n = q t = q(a '2 + b '2 ) b '2 a '2 - Với cấu phanh chọn giá trị tính toán phần ta có : a'= 25 mm b'=30 mm q = 80 KG/cm2 Thay số vào biểu thức ta xác định đợc: n = 80( KG / cm ) t = 80.(3,0 + 2,5 ) = 269,1( KG / cm ) 3,0 2,5 - Để dảm bảo an toàn ta tính thêm hệ số an toàn n=1,5 Khi : n = 80.1,5 = 120( KG / cm ) t = 269,1.1,5 = 403,65( KG / cm ) - Với xi lanh phanh làm gang CH18-36 có : [ K ] = 1800( KG / cm ) [ t ] = 3800( KG / cm ) Vậy với cấu phanh chọn xilanh phanh bánh trớc thoả mãn điều kiện bền theo ứng suất 2.2.2.5.2 Tính bền cho xi lanh phanh bánh sau Với xi lanh phanh bánh sau ta tính tơng tự nh xilanh phanh bánh trớc - Ta có : a'= 20 mm b'=25 mm q= 80 KG/cm2 Thay số vào biểu thức ta xác định đợc: n = 80( KG / cm ) t = 80.(2,5 + 2,0 ) = 364,4( KG / cm ) 2 2,5 2,0 - Để dảm bảo an toàn ta tính thêm hệ số an toàn n=1,5 Khi : n = 80.1,5 = 120( KG / cm ) t = 364,4.1,5 = 546,6( KG / cm ) - Với xi lanh phanh làm gang CH18-36 có : [ K ] = 1800( KG / cm ) [ t ] = 3800( KG / cm ) Vậy với cấu phanh chọn xilanh phanh bánh sau thoả mãn điều kiện bền theo ứng suất 2.3 Thiết kế dẫn động phanh D 2.3.1 Tính toán xy lanh phanh Hình 2.3 Sơ đồ dẫn động phanh Xy lanh phanh có nhiệm vụ sinh áp suất cần thiết để bảo đảm lợng dầu cung cấp cho toàn hệ thống Lực tác dụng lên bàn đạp để tạo nên áp suất hệ thống xác định theo công thức : P= D l p ' l ( 2-16) Trong đó: P : Lực tác dụng lên bàn đạp ; nằm giới hạn 50 KG ôtô con, nhng lớn số lần phanh ngặt chiếm 5ữ10% số lần phanh nói chung Vậy ta chọn lực tác dụng lên bàn đap P = 70 KG D : Đờng kính xilanh phanh chính; p : áp suất cực đại cho phép hệ thống phanh; p 80 KG/cm2 l, l : Khoảng cách từ cần đẩy tâm bàn đạp phanh đến điểm tựa Với Camry 3.5Q lấy l =8 l' : Hiệu suất dẫn động thuỷ lực; = 0,92 Suy : D = P. l ' 70.0,92.8 = = 2,864(cm) p.l 3,14.80 Chọn D = 28 mm 2.3.2 Tính toán hành trình bàn đạp Hành trình làm việc bàn đạp ( Sbđ ) dẫn động phanh dầu đợc tính sở bỏ qua biến dạng đàn hồi chất lỏng sở tính thể tích chất lỏng cần ép khỏi xi lanh Đối với ôtô có cấu phanh đặt tất bánh xe hành trình bàn đạp Sbđ đợc tính nh sau : 2.d S + 2.d S l' S bd = 1 2 + D l ( 2-17 ) Trong : d1: Đờng kính xi lanh bánh xe cấu phanh trớc; d1 = 60 mm d2: Đờng kính xi lanh bánh xe cấu phanh sau; d2 = 50 mm S1:Hành trình piston xi lanh cấu phanh bánh trớc; Đối với phanh đĩa cầu trớc chọn S1= 0,025 (inhs) = 0,635 (mm) S2 :Hành trình piston xi lanh cấu phanh bánh sau Đối với phanh đĩa cầu sau chọn S2=0,025 (inhs) = 0,635(mm) 0: Khe hở piston xi lanh phanh đẩy nối với bàn đạp; 0=1,5ữ2(mm), chọn 0= 2(mm) D: Đờng kính xilanh phanh chính; D = 28 (mm) : Hệ số bổ xung tính đến trờng hợp phanh ngặt thể tích dẫn động dầu tăng lên = 1,1 2.60 2.0,635 + 2.50 2.0,635 S bd = 1,1 + .8 103(mm) [S bd ] 28 [Sbđ] Hành trình đạp giới han,đối với ô tô không 150 (mm) Do thoả mãn hành trình bàn đạp phanh 2.4 Thiết kế trợ lực phanh loại chân không 2.4.1 Sơ đồ tính toán trợ lực chân không D d Hình 2.4 Sơ đồ tính toán trợ lực chân không 1.Piston xilanh chính; 2.Vòi chân không; 3.Piston trợ lực; Màng chân không; Van chân không; Van khí ; 7.Van điều khiển; 8.Lọc khí; 9.Thanh đẩy; 10.Bàn đạp 2.4.2 Tính toán trợ lực - Tuỳ theo biến dạng đĩa phản lực (9) mà có lực tác dụng: + Lực Q1: Phát sinh đạp bàn đạp phanh; + Lực Q2: Tạo piston trợ lực chân không; + Lực Q: Do dầu tác dụng lên piston xylanh phanh Theo định luật Pascan ta có : Q P2 D = Q = P2 D D2 D2 ( 2-18 ) Trong : D : Đờng kính xylanh chính; D2 : Đờng kính xylanh bánh sau; P2 : Lực tác dụng lên xylanh bánh sau; Suy : Q = 1339 28 = 750( KG ) 50 - Nếu xem áp suất phân bố bề mặt đĩa có quan hệ lực tác dụng lên bàn đạp lực tác dụng lên piston xylanh chính: Q = Pbd ibd Dd dc ( 2-19 ) Trong đó: ibđ : Tỉ số truyền bàn đạp phanh; ibđ = l/ l dc : Đờng kính cần đẩy piston xylanh chính; chọn dc = mm Dđ : Đờng kính đĩa phản lực; chọn Dđ = 20 mm Pbd = Q.d c ibd D d = 7500.8 = 150( N ) 8.20 Nh vậy, lực đạp Pbđ = 150 (N) phù hợp nhẹ nhàng cho ngời lái - Diện tích cần thiết piston trợ lực tìm theo công thức sau: P i Fq = bd bd p Dd dk ( 2-20 ) Trong : p : Độ chênh áp lớn cho phép khoang A B; p = 0,05MPa =5 (N/cm2) dk: Đờng kính van khí tiếp xúc đĩa phản lực; chọn dk = 14 mm 150.8 20 Fq = = 250 (cm2) 14 Suy : - áp suất chất lỏng mạch dẫn động đợc xác định theo công thức: p0 = Q F0 ( 2-21 ) Fo : Diện tích piston xylanh ; Q : Lực tác dụng lên piston xylanh chính; Suy : p0 = Q.4 750.4 = 121,9 (KG/cm2) = 2 D 3,14.2,8 - Hành trình piston trợ lực chân không đợc xác định theo quan hệ: S = S bd ibd = 103.8 = 824(mm ) ( 2-22 ) 2.5 Tính bền đờng ống dẫn động phanh Đờng ống dẫn động phanh chịu áp suất lớn tới 100 KG/ cm2 Khi tính coi đờng ống dẫn dầu loại vỏ mỏng bịt kín hai đầu có chiều dài lớn ứng suất vòng đợc tính nh sau : t = p.R s ( 2-23 ) Trong : p : áp suất bên đờng ống ( p 80 KG/ cm2 ); R : Bán kính bên đờng ống dẫn; chọn R = mm S : Chiều dầy đờng ống dẫn; s = 0,5 mm Cắt ống mặt phẳng vuông góc với trục ống ứng suất pháp n tác dụng lên thành vỏ ống phải cân với áp suất chất lỏng tác dụng lên diện tích mặt cắt ngang ống n 2. R s p. R = Suy : n = p.R 2.S ( 2-24 ) Thay số : n = 80.0.3 = 240( KG / cm ) 2.0.05 Đờng ống làm hợp kim đồng có [ ] = 2600 KG / cm Vậy đờng ống dẫn động phanh đủ điều kiện bền 2.6 Hệ thống phanh thiết kế có thông số nh sau: 2.6.1 C cu phanh trc Hỡnh 2.5 Kt cu phanh trc a phanh c gi Pht du Vnh bỏnh xe Mỏ phanh Guc phanh Piston Nng cỏc dng Xi lanh 10 c 11 Pht chn bi Thụng s thit k : - B rng ca mỏ phanh e = 56 mm - Gúc ụm ca mỏ phanh ( ) = 600 - dy ca a phanh: Chn = 28 (mm); - Khe h gia mỏ phanh v a phanh: Chn: = = 0,2 (mm); - ng kớnh xi lanh bỏnh trc l : 60 ( mm) - Bỏn kớnh ca a phanh l : Rd = 140 mm = 0,14 m 2.6.2 C cu phanh sau Hỡnh 2.6 Kt cu phanh sau a phanh Giỏ xi lanh Guc phanh Mỏ phanh Khúa hóm piston Pht du Piston Cht trt Cao su chn bi 10 Tai bt bulong Cỏc thụng s thit k: - dy ca a phanh: = 16 (mm); - Khe h gia mỏ phanh v a phanh: Chn: = = 0,2 (mm); - B rng ca mỏ phanh e = 39 mm - Gúc ụm ca mỏ phanh ( ) = 50o - Bỏn kớnh ca a phanh Rd = 130 ( mm ) - ng kớnh xi lanh bỏnh sau l 50 mm 2.3.2 Dẫn ng phanh * Cỏc thụng s c bn ca dn ng phanh bao gm: - ng kớnh xi lanh chớnh - ng kớnh xi lanh cụng tỏc 2.6.3.1 ng kớnh xi lanh chớnh ng kớnh xi lanh chớnh sau tớnh toỏn l : 28 mm 2.6.3.2 ng kớnh xi lanh cụng tỏc ng kớnh xi lanh cụng tỏc c tớnh theo mc 2.2.1 - ng kớnh xi lanh bỏnh trc l : 60 ( mm) - ng kớnh xi lanh bỏnh sau l : 50 ( mm) 2.6.4 Trợ lực phanh Cửa A Hình 2.7: Cấu tạo bầu trợ lực Pít tông số2; Piston số 1; Van chân không; van điều khiển; lò xo hồi vị van khí; Lọc khí; Cần điều khiển từ Cửa B bê đan phanh; Thân hãm van; Buồng áp suất không đổi Buồng áp suất thay đổi Cỏc thụng s thit k : - ng kớnh a phn lc; chn D = 20 mm - p sut cht lng mch dn ng po = 121,9 (KG/cm2) - Din tớch cn thit ca piston tr lc Fo = 250 (cm2) - chờnh ỏp ln nht cho phộp gia khoang A v B; p = 0,05MPa =5 (N/cm ) - Hnh trỡnh piston tr lc chõn khụng So = 824 mm [...]... dẫn động phanh đủ điều kiện bền 2.6 Hệ thống phanh thiết kế có các thông số nh sau: 2.6.1 C cu phanh trc Hỡnh 2.5 Kt cu phanh trc 1 a phanh 2 ai c gi 3 Pht du 4 Vnh bỏnh xe 5 Mỏ phanh 6 Guc phanh 7 Piston 8 Nng cỏc dng 9 Xi lanh 10 ai c 11 Pht chn bi Thụng s thit k : - B rng ca mỏ phanh e = 56 mm - Gúc ụm ca mỏ phanh ( ) = 600 - dy ca a phanh: Chn = 28 (mm); - Khe h gia mỏ phanh v a phanh: Chn:... ca a phanh l : Rd = 140 mm = 0,14 m 2.6.2 C cu phanh sau Hỡnh 2.6 Kt cu phanh sau 1 a phanh 2 Giỏ xi lanh 3 Guc phanh 4 Mỏ phanh 5 Khúa hóm piston 6 Pht du 7 Piston 8 Cht trt 9 Cao su chn bi 10 Tai bt bulong Cỏc thụng s thit k: - dy ca a phanh: = 16 (mm); - Khe h gia mỏ phanh v a phanh: Chn: 1 = 2 = 0,2 (mm); - B rng ca mỏ phanh e = 39 mm - Gúc ụm ca mỏ phanh ( ) = 50o - Bỏn kớnh ca a phanh. .. thêm hệ số an toàn n=1,5 Khi đó : n = 80.1,5 = 120( KG / cm 2 ) t = 364,4.1,5 = 546,6( KG / cm 2 ) - Với xi lanh phanh làm bằng gang CH18-36 thì có : [ K ] = 1800( KG / cm 2 ) [ t ] = 3800( KG / cm 2 ) Vậy với cơ cấu phanh đã chọn thì xilanh phanh bánh sau thoả mãn điều kiện bền theo ứng suất 2.3 Thiết kế dẫn động phanh D 2.3.1 Tính toán xy lanh phanh chính Hình 2.3 Sơ đồ dẫn động phanh Xy lanh phanh. .. má phanh sau - Diện tích của một má phanh : S2 = F2/ 4 = 0,0279/ 4 = 6,975.10-3( m2) - Lực ép tác dụng lên má phanh : Qs = 13390(N) Suy ra áp suất tác dụng lên má phanh là : p2 = 13390 2( MN / m 2 ) 3 6,975.10 mà áp suất giới hạn cho phép đối với má phanh xe con là [ p ] = 2( MN / m 2 ) Vậy với má phanh đã chọn thì áp suất riêng trên bề mặt ma sát của má phanh sau nằm trong giới hạn cho phép và má phanh. .. tích của một má phanh: S1 = F1/4 = 0,0483/4 = 0,012 (m2) - Lực ép tác dụng lên má phanh : Qt = 24170 (N) Suy ra áp suất tác dụng lên má phanh là : p1 = 24170 = 2.10 6 ( N / m 2 ) = 2( MN / m 2 ) 0,012 mà áp suất giới hạn cho phép đối với má phanh xe con là [ p ] = 2( MN / m 2 ) 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 và má phanh trớc đủ... phanh chính có nhiệm vụ sinh ra áp suất cần thiết để bảo đảm lợng dầu cung cấp cho toàn bộ hệ thống Lực tác dụng lên bàn đạp để tạo nên áp suất trong hệ thống xác định theo công thức : P= D 2 l 1 p ' 4 l ( 2-16) Trong đó: P : Lực tác dụng lên bàn đạp ; nằm trong giới hạn 50 KG đối với ôtô con, nhng có thể lớn hơn vì số lần phanh ngặt chiếm 5ữ10% số lần phanh nói chung Vậy ta có thể chọn lực tác... 0,025 (inhs) = 0,635 (mm) S2 :Hành trình piston của xi lanh trong cơ cấu phanh bánh sau Đối với phanh đĩa cầu sau chọn S2=0,025 (inhs) = 0,635(mm) 0: Khe hở giữa piston của xi lanh phanh chính và thanh đẩy nối với bàn đạp; 0=1,5ữ2(mm), chọn 0= 2(mm) D: Đờng kính xilanh phanh chính; D = 28 (mm) : Hệ số bổ xung tính đến trờng hợp phanh ngặt thể tích của dẫn động dầu tăng lên = 1,1 2.60 2.0,635 + 2.50... với tốc độ vo khi bắt đầu phanh đều đợc má phanh hấp thụ, do đó tất cả cơ cấu phanh của ô tô phải có đủ diện tích má phanh phải thoả mãn điều kiện sau đây: L= Trong đó: G.v02 2.g.3,6 2.F [L] , [J/m2] ( 2-12 ) - vo : Tốc độ khi bắt đầu phanh, [km/h]; vo = 80 km/h = 16,7 m/s - g : Gia tốc trọng trờng, chọn g = 9,81 m/s2 - F : Diện tích toàn bộ của má phanh ở tất cả các cơ cấu phanh của ô tô, [m2] Với... thêm hệ số an toàn n=1,5 Khi đó : n = 80.1,5 = 120( KG / cm 2 ) t = 269,1.1,5 = 403,65( KG / cm 2 ) - Với xi lanh phanh làm bằng gang CH18-36 thì có : [ K ] = 1800( KG / cm 2 ) [ t ] = 3800( KG / cm 2 ) Vậy với cơ cấu phanh đã chọn thì xilanh phanh bánh trớc thoả mãn điều kiện bền theo ứng suất 2.2.2.5.2 Tính bền cho xi lanh phanh bánh sau Với xi lanh phanh bánh sau ta tính tơng tự nh xilanh phanh. .. 20500.8,3 2 =2,399oC < [T] =15o 2.9,81.60.500 Nh vậy, sự tăng nhiệt độ của đĩa phanh trong quá trình làm việc là đảm bảo yêu cầu kĩ thuật 2.2.2.5 Tính bền xi lanh phanh bánh xe Tính tơng tự đối với trống phanh, coi xi lanh phanh là ống dầy chịu lực Khi tính toán ta coi áp suất trong ống là p = 107N/m 2.2.2.5.1 Tính bền cho xi lanhphanh bánh trớc - ứng suất pháp: n = q.a '2 b '2 ( 1 ) b '2 a '2 r '2