TÍNH TOÁN THIẾT kế hệ THỐNG PHANH ôtô

Tính toán thiết kế hệ thống phanh xe du lịch LỜI NÓI ĐẦU Sự phát triển to lớn tất ngành kinh tế quốc dân cần chuyên chở khối lượng lớn hàng hóa hành khách Nên ô tô trở thành phương tiện chủ yếu, phổ biến để chuyên chở hàng hóa hành khách, sử dụng rộng rãi lĩnh vực đời sống kinh tế, xã hội người Để trở thành người Kỹ sư nghành Cơ khí động lực sinh viên phải hoàn thành đồ án môn học Trong trình học tập, sinh viên tích lũy kiến thức đến làm đồ án vận dụng lý thuyết vào thực tế cho hợp lý, nghĩa lúc sinh viên làm việc cán kỹ thuật Phanh ô tô phận quan trọng xe, đảm bảo cho ô tô chạy an toàn tốc độ cao Nên hệ thống phanh ô tô cần thiết bảo đảm: bền vững, tin cậy, phanh êm dịu, hiệu phanh cao, tính ổn định xe, điều chỉnh lực phanh để tăng tính an toàn cho ô tô vận hành Trong đồ án thiết kế ô tô em giao nhiệm vụ: “TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG PHANH ÔTÔ’’ Mặc dù cố gắng, thời gian, kiến thức kinh nghiệm thực tế có hạn nên trình làm đồ án không tránh thiếu sót Em mong thầy góp ý, bảo tận tâm để kiến thức em hoàn thiện Em xin chân thành cảm ơn Th.s Nguyễn Việt Hải, Thầy môn tận tình giúp đỡ hướng dẫn em hoàn thành tốt nội dung đồ án Đà Nẵng, ngày tháng năm 2016 Sinh viên thực Nguyễn Văn Tuấn Tính toán thiết kế hệ thống phanh xe du lịch Chương I : TỔNG QUAN VỀ HỆ THỐNG PHANH TRÊN Ô TÔ I/ Công dụng hệ thống phanh : Hệ thống phanh dùng để : - Giảm tốc độ ô tô dừng hẳn đến tốc độ cần thiết - Ngoài , hệ thống cong có nhiệm vụ giữ cho ô tô đứng yên chỗ - mặt dốc nghiêng hay mặt đường ngang Do hệ thống phanh đảm bảo cho ô tô chuyển động an toàn chế độ làm việc nên phát huy hết khả động lực , nâng cao tốc độ suất vận chuyển xe II/ Yêu cầu : Hệ thống phanh cần đảm bảo yêu cầu sau : - Làm việc bền vững , tin cậy Có hiệu cao phanh đột ngột với cường độ lớn trường hợp nguy - hiểm Phanh êm dịu trường hợp khác, đảm bảo tiện nghi an toàn Giữ cho ô tô đứng yên cần thiết , thời gian không hạn chế Đảm bảo tính ổn định điều khiển xe phanh Không có tượng tự phanh bánh xe dịch chuyển thẳng đứng - quay vòng Hệ số ma sát má phanh với trống phanh cao ổn định điều - kiện Có khả thoát nhiệt tốt Điều khiển nhẹ nhàng thuận tiện , lực điều khiển cần tác dụng nhỏ III/ Phân loại : Phân loại: - Theo dạng phận tiến hành phanh ( phần tử ma sát ) phanh chia ra: Phanh - guốc, phanh đĩa, phanh dải Theo loại dẫn động, phanh chia : Phanh khí, phanh thủy lực, phanh khí nén, phanh điện từ, phanh liên hợp 1/ Phân loại theo dạng phận tiến hành phanh: 1.1/ Phanh loại trống guốc : -Thành phần cấu tạo: Tính toán thiết kế hệ thống phanh xe du lịch -Thành phần cấu tạo: Đây loại phanh sử dụng phổ biến nhất, cấu tạo gồm: +Trống phanh: trống quay hình trụ gắn với may bánh xe +Các guốc phanh: bề mặt gắn ma sát +Mâm phanh: đĩa cố định, bắt chặt với dầm cầu, nơi lắp đặt định vị hầu hết phận khác cấu phanh +Cơ cấu ép: phanh cấu ép người lái điều khiển thông qua dẫn động ép bề mặt ma sát guốc phanh tỳ chặt vào mặt trống phanh, tạo lực ma sát phanh bánh xe lại +Bộ phận điều chỉnh khe hở xả khí (chỉ có dẫn động thủy lực) 1.1.1/ Cơ cấu phanh trống guốc loại : Là loại trống guốc có cấu ép xylanh kép có điểm tựa cố định guốc bố trí phía Hình 1.1 : Cơ cấu phanh trống guốc loại ( Hướng dẫn tính toán thiết kế môn học hệ thống phanh ô tô – Lê Văn Tụy ) Đây loại cấu phanh tang trống đơn giản , có tính đối xứng qua mặt phẳng đối xứng phương diện kết cấu Cơ cấu phanh loại có đặc điểm kết cấu : Tính toán thiết kế hệ thống phanh xe du lịch - Hai guốc cấu phanh có điểm tựa tâm quay cố định guốc bố - bố trí phía với cấu phanh Hai guốc sử dụng chung cấu ép xylanh kép nên momen ma sát hai guốc tạo cho tang trống khác tính chất tách/siết lực ép xylanh kép tạo giống hoàn toàn 1.1.2/ Cơ cấu phanh trống guốc loại : Là loại trống guốc có cấu ép xylanh đơn có điểm tựa cố định tâm quay guốc bố trí khác phía Hình 1.2 : Cơ cấu phanh trống guốc loại ( Hướng dẫn tính toán thiết kế môn học hệ thống phanh ô tô – Lê Văn Tụy ) Đây loại cấu phanh kiểu tang trống có tính chất đối xứng hoàn toàn mặt phương diện kết cấu qua tâm quay bánh xe Cơ cấu phanh loại có đặc điểm kết cấu : - Hai guốc sử dụng hai cấu ép riêng biệt với hai xylanh đơn bố trí hai - phía khác Hai guốc cấu phanh có tâm quay điểm tựa cố định bố trí hai phía khác 1.1.3/ Cơ cấu phanh trống guốc loại – cường hóa : Là loại trống guốc có cấu ép xylanh kép cường hóa Tính toán thiết kế hệ thống phanh xe du lịch Hình 1.3 : Cơ cấu phanh trống guốc loại ( Hướng dẫn tính toán thiết kế môn học hệ thống phanh ô tô – Lê Văn Tụy ) Đây loại cấu phanh kiểu tang trống đặc biệt , có tính đối xứng phương diện kết cấu qua mặt phẳng đối xứng Cơ cấu phanh loại có đặc điểm kết cấu : - Đầu hai guốc sử dụng chung xylanh kép để tạo lực ép cho hai - guốc Đầu hai guốc nối với cường hóa tùy động Mỗi guốc cấu phanh có thêm tâm quay tùy động bố trí phía với xylanh kép 1.1.4/ Cơ cấu phanh trống guốc loại : Là loại trống guốc với cam ép, loại cấu phanh kiểu tang trống đặc biệt , có tính đối xứng phương diện kết cấu hai guốc qua mặt phẳng đối xứng Tính toán thiết kế hệ thống phanh xe du lịch Hình 1.4 : Cơ cấu phanh trống guốc loại ( Hướng dẫn tính toán thiết kế môn học hệ thống phanh ô tô – Lê Văn Tụy ) Cơ câu phanh loại có đặc trưng sau : - Hai guốc sử dụng chung cam ép kiểu hành trình nâng để tạo lực - ép cho hai guốc Hai guốc có tâm quay điểm tỳ bố trí phía 1.2/ Cơ cấu phanh đĩa : Cơ cấu phanh loại đĩa thường sử dụng ô tô du lịch (chủ yếu bánh trước) máy kéo Gần loại phanh bắt đầu sử dụng số ô tô vận tải chở khách Phanh đĩa có loại: kín, hở, đĩa, nhiều đĩa, loại vỏ quay, đĩa quay, vòng ma sát quay Đĩa đĩa đặc, đĩa có xẻ rãnh thông gió, đĩa lớp kim loại hay ghép kim loại với Trên ô tô thường sử dụng chủ yếu loại đĩa quay dạng hở, máy kéo dùng loại vỏ đĩa cố định, vòng ma sát quay 1.2.1/ Đặc điểm kết cấu chi tiết phận chính: -Đĩa phanh: thường chế tạo gang, đĩa đặc có chiều dày 8-13mm, đĩa xẽ rãnh thông gió có chiều dày 16-25mm, đĩa ghép có lõi nhôm hay đồng lớp mặt ma sát gang xám Tính toán thiết kế hệ thống phanh xe du lịch -Má kẹp: đúc gang rèn -Các xylanh thủy lực: đúc hợp kim nhôm, bề mặt mạ lớp crom -Các thân má phanh: chỗ mà piston ép lên chế tạo thép -Tấm ma sát: má phanh loại đĩa quay hở thường có diện tích bề mặt khoảng 12-16% diên tích bề mặt đĩa, nên làm mát đĩa thuận lợi 1.2.2/ Ưu nhược điểm phanh đĩa : Phanh đĩa có ưu điểm với phanh trống guốc là: - Có khả làm việc với khe hở nhỏ 0,050,15 mm nên nhạy , giảm - thời gian chậm tác dụng cho phép tăng tỷ số truyền dẫn động Áp suất phân bố mặt má phanh , má phanh mòn Bảo dưỡng đơn giản chỉnh khe hở Lực ép tác dụng theo chiều trục tự cân nên cho phép tăng giá trị chúng để đạt hiệu phanh cần thiết mà không giới hạn điều kiện biến dạng kết cấu Vì phanh đĩa có kích thước nhỏ gọn dễ bố trí - bánh xe Hiệu phanh không phụ thuộc chiều quay ổn định Điều kiện làm mát tốt Nhược điểm phanh đĩa : - Nhạy cảm với bụi bẩn khó làm kín Các đĩa phanh loại hở dễ bị oxy hóa , bụi bẩn làm má phanh mòn nhanh Áp suất làm việc cao nên má phanh dễ bị nứt , xước Thường phải sử dụng trợ lực chân không để tăng lực dẫn động , nên động không làm việc , hiệu phanh dẫn động thấp khó sử dụng chúng kết hợp làm phanh dừng Tính toán thiết kế hệ thống phanh xe du lịch 1.2.3/ Sơ đồ kết cấu loại phanh đĩa thường gặp: -Sơ đồ kết cấu phanh đĩa loại má kẹp cố định: Hình 1.5 : Sơ đồ kết cấu phanh đĩa loại má kẹp cố định 1: Má phanh ; 2: Má kẹp ; 3: Piston ; 4: Vòng làm kín ; 5: Đĩa phanh ( Kết cấu , tính toán thiết kế ô tô – Hệ thống phanh – Nguyễn Hoàng Việt ) -Sơ đồ kết câu phanh đĩa loại má kẹp tùy động xylanh bố trí má kẹp : Hình 1.7 : Sơ đồ kết cấu phanh đĩa loại má kẹp tùy động – xylanh bố trí má kẹp 1: Má kẹp ; 2: Piston ; 3: Chốt dẫn hướng ; 4: Đĩa phanh ; 5: Má phanh ( Kết cấu , tính toán thiết kế ô tô – Hệ thống phanh – Nguyễn Hoàng Việt ) -Sơ đồ kết câu phanh đĩa loại má kẹp tùy động xylanh cố đinh: Tính toán thiết kế hệ thống phanh xe du lịch Hình 1.6 : Sơ đồ kết cấu phanh đĩa loại má kẹp tùy động – xylanh cố định 1: Đĩa phanh ; 2: Má kẹp ; 3: Đường dầu ; 4: Piston ; 5: Thân xylanh ; 6: Má phanh ( Kết cấu , tính toán thiết kế ô tô – Hệ thống phanh – Nguyễn Hoàng Việt ) 1.3/ Phanh loại dải : Loại phanh chủ yếu sử dụng máy kéo xích Vì dùng phối hợp với ly hợp chuyển hướng tạo kết cấu đơn giản gọn Phanh dải có số loại : - Phanh dải đơn giản không tự siết Phanh dải đơn giản tự siết chiều Phanh dải loại kép Phanh dải loại bơi Tất loại phanh dải có chung nhược điểm áp suất bề mặt ma sát phân bố không Nên má phanh mòn không tải trọng hướng kính tác dụng lên trục lớn 2/ Phân loại theo dẫn động phanh: 2.1/ Dẫn động khí : Dẫn động khí có ưu điểm độ tin cậy cao dùng cho phanh dừng hiệu suất thấp ( ) khó đảm bảo phanh đồng thời bánh xe 2.2/ Dẫn động thủy lực : +Ưu điểm : Tính toán thiết kế hệ thống phanh xe du lịch - Độ nhạy lớn , thời gian chậm tác dụng nhỏ ( 0,2 Luôn đảm bảo phanh đồng thời bánh xe áp suất dầu dẫn - động bắt đầu tăng lên tất má phanh ép sát trống phanh Hiệu suất cao ( η = 0,8 Kết cấu đơn giản , kích thước , khối lượng , giá thành nhỏ Có khả dùng nhiều loại xe khác mà cần thay đổi cấu phanh +Nhược điểm : - Yêu cầu độ kín khít cao Khi có chỗ bị dò rỉ dòng dẫn - động không làm việc Lực cần thiết tác dụng lên bàn đạp lớn nên thường phải sử dụng trợ - lực để giảm lực đạp , làm cho kết cấu phức tạp Sự dao động áp suất chất lỏng làm việc làm đường ống bị - rung động momen phanh không ổn định Hiệ suất giảm nhiều nhiệt độ thấp + Phạm vi sử dụng: Dẫn động thủy lực sử dụng rộng rãi ô tô du lịch, ô tô tải cở nhỏ đặc biệt lớn +Các loại sơ đồ dẫn động: -Dẫn động tác dụng trực tiếp: Hình 1.8 : Sơ đồ dẫn động thủy lực tác dụng trực tiếp 1,8: Các xylanh bánh xe ; 2,7: Ống dẫn ; 3,4 Piston ; 5: Bàn đạp phanh ; 6: Xylanh ( Kết cấu , tính toán thiết kế ô tô – Hệ thống phanh – Nguyễn Hoàng Việt ) -Dẫn động thủy lực trợ lực chân không: 10 Tính toán thiết kế hệ thống phanh xe du lịch Chương II: TÍNH TOÁN XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ BAN ĐẦU I/ Tính momen phanh yêu cầu : Để đảm bảo hiệu phanh cao với gia tốc chậm dần lớn mà bánh xe không bị trượt trước hết cấu phanh bánh xe phải có khả tạo momen phanh lớn xác định : Mbx=Gbx.bx.Rbx (1) Trong : Gbx : Trọng lượng bám bánh xe phanh , [ N ] bx : Hệ số bám lốp với mặt đường bánh xe phanh Rbx : Bán kính làm việc bánh xe [mm] v Pw O hg Pj O1 P1 Z1 Ga P2 a b O2 Z2 Lo Hình 2.1: Sơ đồ tính toán lực tác dụng lên ôtô phanh Để xác định trọng lượng bám bánh xe G bx ta dựa vào phương trình cân momen xe đứng yên: (2) Với = 2450(kg) : trọng lượng toàn xe =1225(kg) : phản lực tiếp tuyến cầu trước xe đứng yên = 2750(mm) : chiều dài sở xe (2) == 1375 (mm) a = - b= 2750-1375=1375(mm) Ta có trọng lượng bám bánh xe trước/sau là: (3) 15 Tính toán thiết kế hệ thống phanh xe du lịch (4) = 650 (mm) chiều cao trọng tâm xe bx hệ số bám lốp với mặt đường ô tô phanh gấp Với ô tô du lịch bx = 0,70,75, chọn bx = 0,7 Thế số vào (3) (4) ta có : Ta có Rbx = λ.(265 + ) (mm) Với λ hệ số kể đến độ biến dạng lốp, chọn λ= 0,93 Suy Rbx = 0,93.(265 + ) = 447,2 (mm) = 0,4472 (m) Khi momen phanh yêu cầu cấu phanh bánh xe trước/sau : II/ Phân tích chọn kiểu loại sơ đồ hệ thống phanh : I/ Chọn kiểu loại phanh : Thực tế momen phanh sinh bánh xe cấu phanh lắp đặt bánh xe sinh Cơ cấu phanh bánh xe có nhiều kiểu nói chung xe có cấu phanh khác trục trước trục sau bánh xe Ngay điều kiểu cấu phanh giống kết cấu kích thước cụ thể khác tùy theo momen phanh yêu cầu phân bố trục Vì , để có sở chọn cấu phanh hợp lý , trước hết cần tính toán đánh giá tỷ số phân bố momen phanh ( hay lực phanh ) lên trục trước trục sau theo hệ số phân bố lực phanh K12 sau : Với =1,99 hệ thống phanh lắp xe du lịch nên chọn cấu phanh trước sau đề phanh đĩa xẻ rãnh bên để làm mát cho đĩa phanh, có cấu ép 2xylanh đơn bố trí phía khác 16 Tính toán thiết kế hệ thống phanh xe du lịch II/ Sơ đồ dẫn động phanh : Đề cho xe tải trọng lượng toàn nhỏ , Ga =2450 [ KG ] nên ta chọ hệ thống dẫn động phanh loại dẫn động thủy lực tác dụng trực tiếp Hình 2.2: Cơ cấu phanh kiẻu đĩa có rảnh làm mát 13- Đĩa ma sát; 14- Giá kẹp xy-lanh; 15 – rảnh làm mát ( Hướng dẫn tính toán thiết kế môn học hệ thống phanh ô tô – Lê Văn Tụy) Hình 2.3 : Sơ đồ dẫn động thủy lực tác dụng trực tiếp 1,8: Các xylanh bánh xe ; 2,7: Ống dẫn ; 3,4 Piston ; 5: Bàn đạp phanh ; 6: Xylanh 17 Tính toán thiết kế hệ thống phanh xe du lịch ( Kết cấu , tính toán thiết kế ô tô – Hệ thống phanh – Nguyễn Hoàng Việt ) Dẫn động hệ thống phanh làm việc , với mục đích tăng độ tin cậy cần phải có hai dòng dẫn động độc lập Trong trường hợp dòng bị hỏng dòng lại ô tô với hiệu xác định Hiện phổ biến dẫn động hai dòng Hình 2.4 : Các sơ đồ phân dòng ( Kết cấu , tính toán thiết kế ô tô – Hệ thống phanh – Nguyễn Hoàng Việt ) Sơ đồ a sơ đồ đơn giản hiệu phanh giảm nhiều hỏng phanh cầu trước Các sơ đồ b , c d hiệu phanh giảm Hiệu phanh đảm bảo không thấp 50% hỏng dòng Tuy vây , dùng sơ đồ b d , lực phanh không đối xứng , làm giảm tính ổn định phanh dòng bị hỏng Điều cần phải tính đến thiết kế hệ thống lái Sơ đồ e sơ đồ hoàn thiện phức tạp 18 Tính toán thiết kế hệ thống phanh xe du lịch Chương IV : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CƠ CẤU PHANH I/ Momen phanh cấu phanh sinh lực ép yêu cầu: Phanh đĩa thường có cấu ép có tính đối xứng hoàn toàn phương diện kết cấu qua mặt phẳng chứa đĩa phanh, momen ma sát đĩa tạo má phanh có giá trị hoàn toàn giống đĩa ép piston bố trí đối xứng qua đĩa với áp lực dầu = µ.( = µ.( Nếu xem lực ép P1 P2 lực ép P piston mômen phanh tổng cộng hai má phanh tạo cho đĩa phanh xác định bằng: =2.P.µ.( µ hệ số ma sát trượt µ= 0,3 0,33 chọn µ= 0,33 Trong R2 đường kính đĩa R2 = 0,6.Rbx = 0,6.0,4472=0,2682[m] Còn R1 bán kính đĩa phanh, chúng chọn theo kinh nghiệm bằng: R1 = 0,550,73R2 Suy công thức tính lực ép yêu cầu P cấu phanh kiểu đĩa xác định sau: = ( Thế số vào ta có lực ép cấu phanh đĩa +Cơ cấu phanh trước: =2501,9 (N.m); R2= 0,2682(m) ; R1=0,55.R2= 0,55.0,2682= 0,14751(m) = (= (= 17739,1 (N) +Cơ cấu phanh sau: =1257,8 (N.m); R2= 0,2682(m) ; R1=0,7.R2= 0,7.0,2682= 0,18774(m) = (= (= 8273,8 (N) II/ Tính toán xác định bề rộng má phanh: Bề rộng má phanh xác định diện tích làm việc má phanh ép lên đĩa Bề rộng má phanh tăng làm cho diện tích làm việc tăng; điều nói chung có lợi cho mài mòn ma sát diện tích làm việc tăng đồng nghĩa với áp lực tác 19 Tính toán thiết kế hệ thống phanh xe du lịch dụng đơn vị diện tích giảm, dẫn đến mức độ mài mòn giảm lần phanh (mỗi lần phanh diễn lần trình trượt má phanh đĩa diễn mảnh liệt, vừa làm mài mòn má phanh vừa sinh nhiệt lớn làm nung nóng đĩa má phanh chi tiết liên quan đến truyền nhiệt với chúng) Tuy bề rộng má phanh không nên tăng lớn làm giảm tính đồng áp lực phân bố toàn diện tích má phanh, dẫn đến mòn má phanh không giảm hiệu phanh Khi thông số khác chọn xác định theo mô-men yêu cầu nêu bề rộng má phanh xác định theo áp suất cho phép [q] hình thành má phanh trình phanh Với kiểu cấu phanh đĩa, bề rộng má phanh xác định theo lực ép P tạo cho đĩa phanh sau: P = ) : góc ôm ma sát theo chu vi hình vành khăn đĩa (rad) q: áp suất làm việc trung bình hình thành má phanh đĩa phanh Góc ôm đặc trưng bề rộng má phanh đĩa: α= Để bảo đảm tuổi thọ má phanh cho chu kỳ hai lần bảo dưỡng giá trị áp suất làm việc má phanh q[N/m 2] phải nhỏ giá trị cho phép, [q] nằm giới hạn từ 1,5 2,0 [MN/m2] Với cấu phanh kiểu đĩa, ưu tiên cho trình làm mát đĩa nên đĩa không bao kín bụi bẩn bám vào góp phần làm tăng mòn má phanh đĩa Để hạn chế mài mòn chúng, thiết kế cần thiết chọn áp suất làm việc bề mặt ma sát đủ nhỏ so với giá trị giới hạn q = 1,2.106[N/m2] Thế tất thông số biết ta có bề rộng má phanh sau: +Với cấu phanh trước: tính theo góc ôm má phanh: = = = 0,589 (rad) Tính theo chiều dài cung bán kính làm việc trung bình: = ( = ()= 0,2137 (m) 20 Tính toán thiết kế hệ thống phanh xe du lịch Thế số = 0,2137.0,598=0,1259 (m) So với bề rộng hình vành khăn đĩa với bán kính R = 0,2682[m] bán kính R1 = 0,14751[m] là: = ()= (0,2682-0,14751) = 0,12069 (m) Tỉ số bán kính = 0,55 -Thông số phanh trước: +Bán kính đĩa phanh = 0,2682 (m) +Hệ số tối ưu +Bán kính +Bán kính trung bình +Bề rộng vành khăn (m) +Lực ép piston +Góc ôm má phanh +Chiều dài cung trung bình = 0,1259 (m) +Với cấu phanh sau: tính theo góc ôm má phanh: = = = 0,3759 (rad) Tính theo chiều dài cung bán kính làm việc trung bình: = ( = ()= 0,23034 (m) Thế số =0,23034 0,3759=0,0866 (m) So với bề rộng hình vành khăn đĩa với bán kính R = 0,2682[m] bán kính R1 = 0,18774[m] là: = ()= (0,2682-0, 18774) = 0,08046 (m) -Thông sô phanh sau +Bán kính đĩa phanh = 0,2682 (m) +Hệ số tối ưu +Bán kính +Bán kính trung bình +Bề rộng vành khăn (m) +Lực ép piston 21 Tính toán thiết kế hệ thống phanh xe du lịch +Góc ôm má phanh +Chiều dài cung trung bình = 0,0866 (m) III/ Tính toán kiểm tra thông số liên quan khác cấu phanh: 1/ Tính kiểm tra công trượt riêng: Kích thước má phanh không xác định theo tiêu chí áp suất làm việc phải nhỏ áp suất cho phép [q] nêu nhằm bảo đảm tuổi thọ cho má phanh; mà xác định theo tiêu chí công ma sát trượt riêng nhằm bảo đảm cho má phanh làm việc thời gian lâu dài Bởi với áp suất làm việc má phanh trình phanh tốc độ xe bắt đầu phanh lớn má phanh mau mòn Theo định nghĩa công ma sát trượt riêng công ma sát trượt má phanh trình phanh tính đơn vị diện tích làm việc má phanh Giả sử công ma sát trượt L trình phanh thu toàn động ôtô bắt đầu phanh với vận tốc v1 ôtô dừng hẳn (v2 = 0); tức là: L= = Trong đó: ma khối lượng toàn ôtô đầy tải phanh [kg], G a trọng lượng ôtô [N], v1 tốc độ ôtô bắt đầu phanh [m/s], g gia tốc trọng trường (g = 9,81[m/s2]), A tổng diện tích làm việc má phanh tất cấu phanh [m2] Diện tích làm việc má phanh xác định: ) Thế số biết cho má phanh cấu phanh trước: )= 0,05913 () Thế số biết cho má phanh cấu phanh sau: )= 0,0276 () Tổng diện tích ma sát xe: = 0,0867 ( Suy công trượt riêng : 22 Tính toán thiết kế hệ thống phanh xe du lịch Trị số công ma sát riêng tính theo công thức bắt đầu phanh với tốc độ trung bình nửa tốc độ cực đại (v1 = 0,5vmax) xe dừng hẳn (v2 = 0) phải nằm giới hạn cho phép [Lr] = 4÷15[MJ/m2] ôtô du lịch Với v1 = 140[km/h]/2 = 19,44[m/s] ta có: == 5339011 [MJ/m2] 2/ Tính toán kiểm tra nhiệt độ hình thành cấu phanh Trong trình ôtô bị phanh, động ôtô bị tiêu tán công ma sát trượt biến thành nhiệt năng, làm nung nóng má phanh - trống phanh (hoặc đĩa phanh) phần truyền môi trường không khí Tuy nhiên phanh ngặt thời gian ngắn, lượng nhiệt không kịp truyền cho môi trường không khí truyền không đáng kể nên tính toán thiết kế, để an toàn nhiệt coi đĩa phanh nhận hết nhiệt trình phanh Vì ta có phương trình cân nhiệt sau: = đó: mp tổng khối lượng đĩa phanh; C nhiệt dung riêng vật liệu làm đĩa phanh – thép gang C 500[J/kg] – với hợp kim xilu-min C lấy lên tới 950[J/kg] Còn T độ tăng nhiệt độ đĩa phanh Độ tăng nhiệt độ đĩa phanh phanh với tốc độ ôtô v = 8,33[m/s] dừng hẳn (v2 = 0) không vượt 150 Khi phanh ngặt với tốc độ trung bình nửa tốc độ cực đại độ tăng nhiệt độ không vượt 1250 + Tính kiểm tra độ tăng nhiệt độ phanh với vận tốc v = 8,33[m/s] Khối lượng tổng cộng đĩa phanh phải đủ lớn để độ tăng nhiệt độ không 10o phanh với tốc độ v = 8,33[m/s]: = + Tính kiểm tra độ tăng nhiệt độ phanh với vận tốc v = 0,5v max Khối lượng tổng cộng đĩa phanh phải đủ lớn để độ tăng nhiệt độ không 100 o 23 Tính toán thiết kế hệ thống phanh xe du lịch phanh với tốc độ v = 0,5vmax = 19,44[m/s]: = Vậy để bảo đảm điều kiện bền nhiệt, khối lượng đĩa phanh ôtô du lịch (có công thức bánh xe 4x2 4x4) phải bằng: mt = 17/4 = 4,25[kg] Bài toán tính toán thiết kế bề dày đĩa phanh suy từ công thức Π( p= Suy ra: = = = 0,0035(m) 3/ Hành trình dịch chuyển đầu piston xylanh công tác cấu ép: Trong truyền động phanh dầu, để tạo lực ép cho cấu phanh thường dùng piston để truyền lực ép P lên guốc phanh Đối với kiểu cấu phanh đĩa: hành trình dịch chuyển piston công tác x [mm] cấu ép phanh đĩa xác định bằng: x= khe hở hướng trục 0,3 ÷ 0,5(mm), chọn 0,5 (mm) Suy x= 0,5(mm) 4/ Đường kính xylanh xylanh công tác: 4.1/ Đường kính xylanh công tác: Đường kính xy-lanh công tác dk cấu phanh xác định từ lực ép yêu cầu tương ứng Pk 4.Pk dk = π.pd Trong đó: Pk lực ép yêu cầu cấu phanh thứ k; pd áp suất làm việc dầu phanh hệ thống Khi phanh với lực phanh lớn áp suất dầu phanh hệ thống nằm khoảng: Hệ thống phanh bơm dầu hổ trợ: [MN/m2] Với cấu phanh trước, có lực ép P = 17739,1[N] với áp suất dầu pd = 8[MN/m2] ta có đường kính xy-lanh công tác cấu phanh trước bằng: d1 = 4.17739,1 = 0,0531[m] π.8.106 24 Tính toán thiết kế hệ thống phanh xe du lịch Đường kính xy-lanh công tác cấu phanh sau bằng: 4.8273,8 d2 = = 0,0363[m] π.8.10 4.2/ Đường kính xy-lanh : Đường kính xy lanh Dc xác định từ tỷ số khuếch đại thủy lực i k sau: Trong đó: ik tỷ số khuếch đại thủy lực xy-lanh công tác thứ k so với xy-lanh Trong thực tế kinh nghiệm hệ thống phanh dầu kiểu cấu phanh đĩa tỷ số đường kính từ 1,0 đến 1,7 nên tỷ số khuếch đại thủy lực lên đến ik = 2,89 Vì vậy, tính toán thiết kế tính đường kính xy-lanh theo giá trị trung bình gần sau: , giá trị nhỏ lớn xylanh công tác Thế số vào ta có: = 0,04049 (m) Đường kính xylanh điều khiển trợ lực lấy 0,04049 (m) 5/ Hành trình dịch chuyển piston xy lanh chính: Piston có nhiệm vụ truyền lực từ bàn đạp trợ lực phanh (nếu có) để tạo áp suất cao hệ thống phanh Áp suất cao hệ thống bắt đầu hình thành tất khe hở hệ thống phanh khắc phục, nên hành trình dịch chuyển piston xy-lanh h [mm] xác định h= [( ).2++ + k x1, x2 hành trình dịch chuyển piston công tác cấu phanh cầu trước/sau: x1 = x2 = 0,5[mm]; số theo thông số x để xác định số lượng hai piston công tác cấu phanh n1, n2 tương ứng số lượng trục bánh xe cầu trước/sau Với xe du lịch có 25 Tính toán thiết kế hệ thống phanh xe du lịch công thức bánh xe 4x4 4x2 n1 = n2 = d1, d2 đường kính xy-lanh công tác cấu phanh cầu trước, cầu sau; ta có: d1 = 53,1[mm]; d2 = 36,3[mm] Chỉ số bên ngoặc đơn xác định có hai cấu phanh trục bánh xe trước/sau ddk đường kính xy lanh dầu điều khiển đóng mở van trợ lực phanh chân: ddk = 40,49[mm] Dc đường kính xy lanh chính: Dc = 40,49[mm] , khe hở thông dầu xy-lanh trạng thái không phanh ứng với dòng trước/sau Có thể chọn : = =1,5(mm) khoảng dịch chuyển piston trợ lực để điều khiển đóng mở van trợ lực Chọn = 1,0[mm] Còn K hệ số tính đến độ đàn hồi hệ thống Thường K 1,05 ÷ 1,07 Chọn K = 1,07 Thế tất thông số, ta có: h= [( ).2++ + 1,07= 9,684(mm) 6/ Hành trình tỷ số truyền bàn đạp phanh Đòn bàn đạp phanh có nhiệm vụ truyền lực đạp lái xe lên piston xylanh Vì dịch chuyển đầu bàn đạp phanh xác định: Sbd = (h + K ).ibd h hành trình dịch chuyển piston xy-lanh chính; khe hở cần thiết cần đẩy piston xy-lanh chính; ibd tỷ số khuếch đại lực từ bàn đạp đến piston xy-lanh chính; thường gọi tỷ số truyền bàn đạp Giá trị hành trình bàn đạp lớn cấu phanh đĩa không vượt giá trị cho phép [Sbd] = 80 ÷ 100[mm]: Chọn [Sbd] =90 (mm) với khe hở ibd = = = [( ).2.k = [( ).2.1,07=5,404 (mm) = 7/ Lực cần thiết tác dụng lên bàn đạp phanh chưa tính trợ lực Lực cần thiết phải tác dụng lên bàn đạp phanh (khi chưa tính đến trợ lực) để thực trình phanh khẩn cấp với lực phanh lớn yêu cầu sau: 26 Tính toán thiết kế hệ thống phanh xe du lịch Trong đó: Dxl đường kính xy-lanh cung cấp dầu cho xy-lanh công tác; trợ lực dùng kiểu trợ lực trực tiếp D xl xy-lanh Dc Thông số pd áp suất làm việc dầu hệ thống; chọn pd = 8[MN/m2] hiệu suất bàn đạp, kể đến tổn thất truyền lực tính từ bàn đạp đến piston xy-lanh hiệu suất thủy lực xét đến tổn thất truyền lực ma sát piston với xy-lanh Chọn = 0,9 hiệu suất piston-xylanh: chọn Ta có ] 200÷300 (N) phải có trợ lực 8/ Trợ lực cần thiết trợ lực: Khi có phận trợ lực (trực tiếp hay gián tiếp) công thức tổng quát tính lực cần thiết phải có để thực trình phanh khẩn cấp với lực phanh lớn yêu cầu sau: Trong đó: đại lượng itl tỷ số truyền khuếch đại lực, tính từ xy-lanh trợ lực (trợ lực chân không trợ lực khí nén) đến piston xy-lanh cung cấp dầu cho xylanh công tác Đại lượng hiệu suất phận trợ lực, kể đến tổn thất truyền lực tính từ xy-lanh trợ lực đến piston xy-lanh cung cấp dầu cho xy-lanh công tác Trong trường hợp trợ lực trực tiếp =1 chọn Chọn lực bàn đạp có trợ lực ] = 300 (N) Yêu cầu trợ lực xác định bằng: 9/ Đường kính xy-lanh bầu trợ lực: Để giảm nhẹ lực điều khiển phanh cho hệ thống phanh xe du lịch, thường dùng trợ lực kiểu chân không với độ chênh lệch chân không p = 0,065[MN/m2] Lực trợ lực tạo nhờ nguyên lý chênh lệch áp suất hai ngăn bầu trợ lực xác định sau: Suy đường kính bầu trợ lực: 27 Tính toán thiết kế hệ thống phanh xe du lịch =0,41(m) TÀI LIỆU THAM KHẢO 1/ Kết cấu , tính toán thiết kế ô tô – Hệ thống phanh – Nguyễn Hoàng Việt 2/ Hướng dẫn tính toán thiết kế môn học hệ thống phanh ô tô – Lê Văn Tụy 28 Tính toán thiết kế hệ thống phanh xe du lịch MỤC LỤC