đồ án thiết kế hệ thống phanh đĩa

THIẾT KẾ HỆ THỐNG PHANH CỦA Ô TÔ CON Mục Lục Trang SVTH: Lê Công Nhất GVHD: Vũ Văn Định THIẾT KẾ HỆ THỐNG PHANH CỦA Ô TÔ CON LỜI NÓI ĐẦU Trong năm gần đây, kinh tế đất nước ngày phát triển nhu cầu sử dụng ô tô giao thông nhiều Cùng với xuất nhiều nhà máy lắp ráp ô tô Trường Hải, Toyota, Ford…Điều buộc kỹ sư ngành ô tô phải nghiên cứu, tìm tòi, học hỏi công nghệ mới, thiết kế, cải tạo ô tô cũ để phù hợp với nhu cầu Do đó, đồ án môn học tính toán thiết kế ô tô mang ý nghĩa quan trọng sinh viên ngành khí giao thông trước trường Phanh ô tô phận quan trọng xe, đảm bảo cho ô tô chạy an toàn tốc độ cao, nâng cao suất vận chuyển Nên hệ thống phanh ô tô cần thiết bảo đảm độ tin cậy, phanh êm dịu, hiệu phanh cao, tính ổn định xe để tăng tính an toàn cho ô tô vận hành Được hướng dẫn tận tình Thầy Vũ Văn Định, em hoàn thành đồ án, trình tính toán, thiết kế không tránh khỏi sai sót, mong thầy môn dẫn Em xin chân thành cảm ơn TP, HCM ngày tháng 12 năm 2016 Trang SVTH: Lê Công Nhất GVHD: Vũ Văn Định THIẾT KẾ HỆ THỐNG PHANH CỦA Ô TÔ CON CHƯƠNG 1: TỔNG QUAN VỀ HỆ THỐNG PHANH 1.1 Công dụng yêu cầu hệ thống phanh 1.1.1 Công dụng Trên ôtô phanh hệ thống đặc biệt quan trọng đảm bảo cho ôtô chuyển động an toàn chế độ nhờ phát huy hết khả động lực, nâng cao tốc độ ôtô suất vận chuyển xe Hệ thống phanh dùng để: + Giảm tốc độ ôtô đến dừng hẳn đến tốc độ cần thiết + Giữ ôtô đứng yên đường dốc với thời gian không hạn chế Như vậy, nhờ có hệ thống phanh mà người lái chạy xe an toàn tốc độ cao, tăng suất vận chuyển hiệu xe 1.1.2 Yêu cầu Nói chung hệ thống phanh hệ thống an toàn xe nên để đảm nhận vai trò thiết kế làm việc hệ thống phanh cần phải đảm bảo yêu cầu sau: + Làm việc bền vững, tin cậy Để đạt điều hệ thống phanh ôtô có tối thiểu ba loại phanh là: Phanh làm việc (phanh chính), phanh dự trữ phanh dừng, ôtô có tải trọng lớn ôtô hay làm việc vùng đồi núi thường xuyên phải xuống dốc dài có loại phanh chậm dần dùng để phanh liên tục, giữ cho tốc độ ôtô máy kéo không vượt tốc độ cho phép để giảm dần tốc độ ôtô nhằm tránh cho hệ thống phanh làm việc nhiều gây mòn nhanh má phanh sinh nhiệt độ cao Các loại phanh có phận chung kiêm nhiệm nhiệm vụ để đảm bảo an toàn chúng phải có hai phận điều khiển dẫn động độc lập, để tăng thêm độ tin cậy hệ thống phanh phân thành dòng độc lập để có dòng hỏng dòng lại làm việc bình thường + Trong trường hợp nguy hiểm phanh đột ngột yêu cầu hệ thống phanh phải có hiệu cao, lúc giảm tốc độ xe yêu cầu quan trọng Trong trường hợp khác phanh phải êm dịu để đảm bảo tiện nghi an toàn cho hành khách hàng hoá, phanh đột ngột nguy hiểm lúc quán Trang SVTH: Lê Công Nhất GVHD: Vũ Văn Định THIẾT KẾ HỆ THỐNG PHANH CỦA Ô TÔ CON tính xe lớn gây bị thương cho hành khách, hư hỏng hàng hoá tính ổn định điều khiển xe Để phanh êm dịu để người lái cảm giác điều khiển cường độ phanh, dẫn động phanh phải có cấu đảm bảo quan hệ tỷ lệ lực tác dụng lên bàn đạp hay đòn điều khiển với lực phanh tạo bánh xe, điều loại dẫn động thuỷ lực có trợ lực hay dẫn động khí nén có cấu tỷ lệ đảm bảo quan hệ Đồng thời để đạt yêu cầu phải tượng tự xiết phanh + Giữ cho ôtô máy kéo đứng yên cần thiết thời gian không hạn chế + Đảm bảo tính ổn định điều khiển ôtô máy kéo phanh Muốn cần phải phân bố lực phanh bánh xe phải hợp lý, cụ thể phải đảm bảo số yêu cầu sau: - Không có tượng khoá cứng hay trượt bánh xe phanh vì: Các bánh xe bánh trước bị trượt làm cho ôtô bị trượt ngang bánh xe sau bị trượt làm cho ôtô máy kéo tính điều khiển, quay đầu xe Ngoài bánh xe bị trượt gây mòn lốp, giảm hiệu phanh - Lực phanh bánh xe phải trái cầu phải không sai lệch phạm vi cho phép + Không có tượng tự phanh bánh xe dịch chuyển thẳng đứng quay vòng + Hệ số ma sát má phanh trống phanh phải cao để cấu phanh nhỏ gọn đồng thời phải ổn định điều kiện sử dụng để hiệu phanh đảm bảo + Toàn động ôtô phanh biến thành nhiệt hệ thống phanh phải có khả thoát nhiệt tốt + Để giảm lao động cho người lái lực cần thiết tác dụng lên bàn đạp hay đòn điều khiển phải nhỏ, đồng thời để điều khiển thuận tiện hành trình tương ứng bàn đạp phải nằm phạm vi cho phép Trang SVTH: Lê Công Nhất GVHD: Vũ Văn Định THIẾT KẾ HỆ THỐNG PHANH CỦA Ô TÔ CON 1.2 Phân loại hệ thống phanh 1.2.1 Phân loại theo công dụng - Hệ thống phanh làm việc: hay gọi hệ thống phanh chính, sử dụng thường xuyên tất chế độ chuyển động, thường điều khiển bàn đạp nên gọi phanh chân - Hệ thống phanh dừng: gọi phanh phụ Dùng để giữ cho ôtô máy kéo đứng yên chỗ xe dừng không làm việc Phanh thường điều khiển tay nên gọi phanh tay - Hệ thống dự trữ: Dùng để phanh ô tô máy kéo trường hợp phanh hỏng - Hệ thống phanh chậm dần: Trên ô tô máy kéo tải trọng lớn làm việc vùng đồi núi, thường xuyên phải chuyển động xuống dốc dài, cần có phanh chậm dần để: Phanh liên tục, giữ cho tốc độ xe không tăng giới hạn cho phép xuống dốc Để giảm dần tốc độ xe trước dừng hẳn 1.2.2 Phân loại theo cấu phanh Cơ cấu phanh có nhiệm vụ trực tiếp tạo momen phanh cần thiết để giảm tốc độ xe nâng cao tính ổn định xe xe chuyển động Ngày nay, cấu phanh loại trống guốc có guốc phanh bố trí bên sử dụng rộng rãi Ngoài yêu cầu chung cấu phanh phải đảm bảo yêu cầu như: momen phanh phải lớn, luôn ổn định điều kiện bên chế độ phanh thay đổi (như tốc độ, số lần phanh nhiệt độ môi trường…) 1.2.2.1 Cơ cấu phanh Trống-guốc 1) Cơ cấu phanh guốc có điểm đặt cố định riêng rẻ phía, lực dẫn động Cơ cấu phanh gọi cấu phanh không cân với số lần phanh xe chuyển động tiến hay lùi, nên cường độ hao mòn ma sát trước lớn ma sát sau nhiều…Để cân hao mòn hai ma sát người ta thường làm ma sát trước dày ma sát sau Trang SVTH: Lê Công Nhất GVHD: Vũ Văn Định THIẾT KẾ HỆ THỐNG PHANH CỦA Ô TÔ CON Hình 1-1 Cơ cấu phanh Trống-guốc sử dụng xilanh thủy lực Xylanh Piston 3.guốc phanh Chốt lệch tâm Nguyên lý hoạt động: Khi lái xe tác dụng lực lên bàn đạp phanh thông qua hệ thống dẫn động thủy lực (trợ lực khí nén) dầu cấp vào xilanh, tác dụng dầu áp suất cao ép guốc phanh tỳ vào trống phanh trình phanh bắt đầu Khi người lái ngừng tác dụng guốc phanh trở vị trí ban đầu nhờ lo xo hồi vị, guốc phanh tách khỏi trống phanh trình phanh kết thúc 2) Cơ cấu phanh trống-guốc có điểm cố định riêng rẽ phía guốc phanh có dịch chuyển gốc Cơ cấu phanh có momen ma sát sinh guốc phanh Trị số momen không thay đổi xe chuyển động lùi, cấu phanh có cường độ ma sát ma sát gọi cấu phanh cân bằng, kết cấu cụ thể loại cấu profin cam ép đối xứng nên guốc phanh có dịch chuyển Trang SVTH: Lê Công Nhất GVHD: Vũ Văn Định THIẾT KẾ HỆ THỐNG PHANH CỦA Ô TÔ CON Hình 1-2 Cơ cấu phanh Trống-guốc sử dụng cam ép Cam ép; Guốc phanh; Lò xo hồi vị; Cam lệch tâm; Mâm phanh * Nguyên lý hoạt động: Khi lái xe tác dụng lực lên bàn đạp phanh thông qua hệ thống dẫn động thủy lực (dẫn động khí nén) làm cho trục cam cấu phanh quay Guốc phanh tỳ vào cam cam quay biên dạng chỗ tiếp xúc cam guốc thay đổi, ép guốc phanh vào trống phanh trình phanh bắt đầu Khi người lái ngừng tác dụng cam trở vị trí ban đầu nhờ lo xo hồi vị, guốc phanh tách khỏi trống phanh trình phanh kết thúc 3) Cơ cấu phanh Trống-guốc có điểm đặt cố định riêng rẽ hai phía lực dẫn động Cơ cấu phanh thuộc loại cân bằng, cường độ hao mòn ma sát giống chể độ làm việc hai guốc phanh Khi xe chuyển động lùi momen phanh giảm xuống nhiều hiệu phanh xe tiến lùi khác Trang SVTH: Lê Công Nhất GVHD: Vũ Văn Định THIẾT KẾ HỆ THỐNG PHANH CỦA Ô TÔ CON Hình 1-3 Cơ cấu phanh Trống-guốc loại hai xilanh ép Vành làm kín; Piston phanh; xylanh; Mâm phanh; Chốt lệch tâm Guốc phanh * Nguyên lý làm việc: Khi lái xe tác dụng lực lên bàn đạp phanh thông qua hệ thống dẫn động thủy lực (trợ lực khí nén) dầu cấp vào xilanh, tác dụng dầu áp suất cao ép guốc phanh tỳ vào trống phanh trình phanh bắt đầu Khi người lái ngừng tác dụng guốc phanh trở vị trí ban đầu nhờ lo xo hồi vị, guốc phanh tách khỏi trống phanh trình phanh kết thúc 4) Cơ cấu phanh loại bơi Cơ cấu phanh dùng hai xilanh làm việc tác dụng lực lên đầu đầu guốc phanh, phanh guốc phanh dịch chuyển theo chiều ngang ép má phanh vào trống phanh Nhờ ma sát nên guốc phanh bị theo chiều trống phanh, guốc phanh tác dụng lên piston lực đẩy ống xilanh làm việc tỳ sát vào điểm cố định, với phương án kết cấu hiệu phanh tiến lùi Trang SVTH: Lê Công Nhất GVHD: Vũ Văn Định THIẾT KẾ HỆ THỐNG PHANH CỦA Ô TÔ CON Hình 1-4 Cơ cấu phanh Trống-guốc loại bơi Xylanh; Vành làm kín; Piston; 4.guốc phanh lò Xo hồi vị; Mâm phanh * Nguyên lý làm việc: Khi lái xe tác dụng lực lên bàn đạp phanh thông qua hệ thống dẫn động thủy lực (trợ lực khí nén) dầu cấp vào xilanh, tác dụng dầu áp suất cao ép guốc phanh dịch chuyển theo chiều ngang ép má phanh tỳ vào trống phanh trình phanh bắt đầu Khi người lái ngừng tác dụng guốc phanh trở vị trí ban đầu nhờ lo xo hồi vị, guốc phanh tách khỏi trống phanh trình phanh kết thúc 1.2.2.2 Cơ cấu phanh đĩa Trang SVTH: Lê Công Nhất GVHD: Vũ Văn Định THIẾT KẾ HỆ THỐNG PHANH CỦA Ô TÔ CON Hình 1-5 Phanh đĩa má kẹp cố định Hình 1-6 Phanh đĩa má kẹp tùy động Má phanh, Má kẹp, Piston, Đĩa phanh, Má kẹp, Đường Vòng làm kín, Đĩa phanh dầu, Piston, Thân xilanh, Má phanh Trang 10 SVTH: Lê Công Nhất GVHD: Vũ Văn Định CHƯƠNG III TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CƠ CẤU PHANH 3.1 Tính toán thiêt kế cac thông số cấu phanh 3.1.1 Tính toán mô men phanh cấu phanh sinh Phanh đĩa thường có cấu ép có tính đối xứng hoàn toàn phương diện kết cấu qua mặt phẳng chứa đĩa phanh Vì mô men ma sát đĩa tạo hai má phanh có giá trị hoàn toàn giống đĩa ép hai piston nhau, bố trí đối xứng qua đĩa có áp lực dầu  R − R13 M g1 = P1 µ  22  R2 − R12    (3.1)  R − R13 M g = P2 µ  22  R2 − R12    (3.2) Nếu xem P1, P2 lực ép P piston mô men phanh tổng cộng hai má phanh tạo cho đĩa phanh xác định :  R − R13   M p = P µ  22  R2 − R12  (3.3) Trong R2 bán kính đĩa xác định bán kính tang trống , công thức : R2 = 0,8.Rbx ⇒ R2 = 0,4 0,34 = 0,136[m] Còn R1 bán kính đĩa phanh, cúng ta chọn theo kinh nghiệm ( 0,55 ÷ 0,73)R2 Chọn :R1 = 0,6 R2 = 0,6 0,136 = 0,08 [m] ⇒ Công thức tính lực ép yêu cầu P cấu phanh kiểu đĩa xác định sau : P= M p  R22 − R12    µ  R23 − R13  (3.4) Thế số ta có lực ép cấu phanh đĩa phía cầu trước : Số liệu : Mpbx1= 1364,45 [N.m]; R2= 0,136[m]; R1 =0,08 [m]; Trong đó: µ hệ số ma sat chọn µ=0,33 1364, 45  0,136 − 0,082  P1 =  ÷ = 18722,63[ N ] 0.33  0,1363 − 0,083  Với cấu phanh sau : Số liệu : Mpbx2= = 801,34 [N.m]; R2= 0,136[m]; R1 =0,08 [m]; = 801,34  0,1362 − 0,082  P2 =  ÷ = 10995,78 [ N ] 0.33  0,1363 − 0,083  3.1.2 Tính toán xác định bề rộng má phanh: Bề rộng má phanh xác định diện tích làm việc má phanh 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 áp lực tác dụng lên đơn vị diện tích giảm, dẫn đến mài mài lần phanh giảm Tuy bề rộng không nên tăng lớn giảm tính đồng áp lực phân bố theo chiều rộng 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 cấu phanh đĩa bề rộng má phanh xác định theo lực ép tạo cho đĩa phanh sau: ( P = Ams q = π R22 − R12 ) 2απ q (3.5) Trong R1, R2 đường kính đĩa, α góc ôm ma sát theo chi vi hình vànhh khăn đĩa, đặc trưng cho bề rộng má phanh cấu phanh đĩa tính [rad], q áp suất làm việc trung bình hình thành má phanh đĩa phanh trình phanh Từ (4-15) suy góc ôm đặc trưng cho bề rộng má phanh kiểu đĩa: α= 2P q.( R22 − R12 ) (3.6) Để đảm bảo tuổi thọ má phanh cho chu kỳ hai lần bảo dưỡng thi 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 đĩa, ưu tiên cho trình làm mát 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 chon áp suất làm việc bề mặt ma sát đủ nhỏ so với giá trị giới hạn cho theo kinh nghiệm [q]= 1,5 ÷ 2,0 (MN/m2) , chọn [q]= 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 : α1 = 2.18722,63 = 1,55[ rad ] = 88,80 2 2.10 ( 0,136 − 0,08 ) Tính theo chiều dài cung bán kính trung bình : C1 = Rtb α (3.7) Trong Rtb bán kính trung bình đĩa phanh: 3 2.( R2 − R1 ) Rtb = R22 − R12 ( ) 2.( 0,136 − 0,08 ) = = 0,11[ m ] 3.( 0,136 − 0,08 ) 3 2 (3.8) Thế số ta có : C1 = 0,11.1,55 = 0,17(m) So với bề rộng má phanh hình khăn đĩa với bán kính R 2=0,136[m] bán kính R1=0,08[m] :bvk1 = (R2-R1) = (0,136-0,08) = 0,056 (m) Khe hở má phanh đĩa phanh: ∆1 = ∆2 = 0,01-0,02 (mm); Chọn: ∆1 = ∆2 = 0,015 (mm) Tỷ số chiều dài cung bề rộng vành khăn cần thiết phải bố trí hai xilanh theo chiều dài cung Từ ta tìm thông số cho cấu phanh trước sau : Bán kính đĩa phanh : R2=0,136[m] Hệ số tối ưu : Kr = 0.6 Bán kính : R1=0,08[m] Bán kính trung bình : Rtb=0,11[m] Bề rộng vành khăn : bvk1=0,056[m] Lực ép piston : P1= 18722,63 [N] Góc ôm má phanh : α1 =1,55(rad) = 88,8 Chiều dài cung trung bình : C1=0,17[m] Với cấu phanh cầu sau : phương pháp tính tương tự hệ số bán kính đĩa với Kr2 = 0,6 ta có : Bán kính đĩa phanh : R2 = 0,136[m] Bán kính : R1 = 0,08[m] Bán kính trung bình : Rtb = 0,11[m] Bề rộng vành khăn : bvk1 = 0,056[m] Lực ép piston : P2 = 10995,78 [N] Góc ôm má phanh : α = 0,96 (rad) = 52,110 Chiều dài cung trung bình : C2 = 0,099[m] Tỷ số chiều dài cung bề rộng vành khăn 1,78 cần thiết phải bố trí xilanh theo chiều dài cung 3.2 Tính toán kiểm tra thông số liên quan cấu phanh 3.2.1 Tính toán kiểm tra công trượt riêng Kích thước má phanh không xác định theo tiêu áp suất làm việc phải nhỏ áp suất cho phép [q] nêu nhằm đảm bảo tuổi thọ cho má phanh, mà xác định theo tiêu chí công trượt riêng nhằm đảm bảo cho má phanh làm việc thời gian lâu dài Bởi với áp suất làm việc má phanh trình phanh giống tốc độ xe bắt đầu phanh lớn má phanh mau mòn Theo định nghĩa công ma sát trượt riêng : L= ma ( v12 − v 22 ) Ga v12 = 2g (3.9) Trong :ma khối lượng toàn xe đầy tải phanh[kg], G a trọng lượng ô tô [N], v1 tốc độ ô tô bắt đầu phanh[m/s], g gia tốc trọng trường (g=9,81[m/s2] AΣ tổng diện tích làm việc má phanh cấu phanh[m2] * Diện tích làm việc má phanh xác định : Đối với phanh đĩa phanh trước : Diện tích làm việc má phanh xác định: AΣ = π ( R22 − R12 ) α 2π (3.10) Thế số ta : AΣ1 = 3,14.( 0,1362 − 0,082 ) 1,55 = 0,019  m2  2.3,14 Đối với cấu phanh đĩa sau: Diện tích làm việc má phanh xác định: AΣ = π ( R22 − R12 ) α 2π (3.11) Thế số ta : AΣ = 3,14.( 0,1362 − 0,082 ) 0,96 = 0,012  m  2.3,14 ⇒ Tổng diện tích ma sát xe : AΣ = 2.( AΣ1 + AΣ ) = 2.( 0,019 + 0,012 ) = 0,062  m2  G a v12 L Lr = = AΣ 2.g AΣ Công trượt riêng : (3.12) Trong :v1 :là tốc độ trung bình xe bắt đầu phanh, v1=0,5Vmax = 0,5.150 [km/h] = 20,83[m/s] , Ga = 18250[N] = 1862,2(kg) Thế số vào (2.16) ta : 1862,2.20,832 Lr = = 5,14  MJ / m  2.9,81.0,08 So với giá trị cho phép [Lr] = ÷ 15 [MJ/m2] thỏa mãn * Bề dày δ đĩa phanh : phanh trước chọn δ = 18(mm), phanh sau chọn δ = 11(mm) Với bề dày δ đĩa phanh, khối lượng đĩa phanh sau : • khối lượng đĩa phanh trước m pt = π ( R22 − R12 ) δ ρ = 3,14.(0,1362 − 0,082 ).0,018.7800 = 5,3( kg ) • khối lượng đĩa phanh sau m pt = π ( R22 − R12 ) δ ρ = 3,14.(0,136 − 0,082 ).0,011.7800 = 3,3( kg ) Trong : ρ: khối lượng riêng vật liệu làm đĩa phanh Với gang thép ρ =7800[kg/m3] 3.2.2 Tính toán kiểm tra nhiệt độ hình thành cấu phanh Trong trình ô tô bị phanh, động ô tô bị tiêu tán công ma sát trượt biến thành nhiệt năng, làm nung nóng má phanh- trống phanh (đĩa phanh), phần truyền không khí Tuy nhiên phanh ngặt thời gian ngắn, lượng không kịp truyền môi trường không khí( truyền không đáng kể) nên tính toán thiết kế ta coi tang trống( đĩa phanh) nhận hết nhiệt Vì ta có phương trình cân nhiệt sau : ma ( v12 − v22 ) = m p C ∆T (3.13) Trong : mp tổng khối lượng đĩa phanh, C nhiệt dung riêng cảu vật liệu làm đĩa phanh gang thép C≈500[J/kg], hợp kim xi-lu-min lấy C≈950[J/kg] Còn ∆T độ tăng nhiệt độ đĩa phanh Độ tăng nhiệt độ đĩa phanh với vận tốc v = 8,33(m/s) dừng hẳn v2=0 không vượt 150 phanh ngặt không vượt qua 1250 + Tính kiểm tra độ tăng nhiệt độ phanh với vận tốc v = 8,33 [m/s] từ (3.13) suy khối lượng tổng cộng đĩa phanh phải đủ lớn để độ tăng nhiệt độ không 100 phanh với vận tốc v = 8,33 [m/s] Độ tăng nhiệt độ phanh với vận tốc v = 8,33 [m/s] • Độ tăng nhiệt độ phanh đĩa phanh trước 886,8.8,33 ma v12 ∆Tpt = = = 11,60 C 2.C.m pt 2.500.5,3 • Độ tăng nhiệt độ phanh đĩa phanh trước: t=11,6 : = 5,8 C 0 Với độ tăng nhiệt độ đĩa phanh t = 5,8 C < 10 C ( thoả yêu cầu) Độ tăng nhiệt độ phanh đĩa phanh sau ∆Tps = 973, 4.8,33 ma v12 = = 200 C 2.C.m ps 2.500.3,3 Độ tăng nhiệt độ phanh đĩa phanh sau: t = 20 : = 10 C Với độ tăng nhiệt độ đĩa phanh t = 10 ( thoả yêu cầu) + Tính kiểm tra độ tăng nhiệt độ phanh với vận tốc v = 20,833 [m/s] từ (3.13) suy khối lượng tổng cộng đĩa phanh trước phải đủ lớn để độ tăng nhiệt độ không 1000 phanh với vận tốc v1 =20,833[m/s] • Độ tăng nhiệt độ phanh đĩa phanh trước 886,8.20,833 ma v12 ∆Tpt = = = 72,60 C 2.C.m pt 2.500.5,3 Độ tăng nhiệt độ phanh đĩa phanh trước: t =72,6 : = 36,3 C 0 Với độ tăng nhiệt độ đĩa phanh t = 36,3 C < 100 C ( thoả yêu cầu) • Độ tăng nhiệt độ phanh đĩa phanh sau ∆Tps = 973,4.20,833 ma v12 = = 1280 C 2.C.m ps 2.500.3,3 Độ tăng nhiệt độ phanh đĩa phanh sau: t = 128 : = 64 C 0 Với độ tăng nhiệt độ đĩa phanh t = 64 C < 100 C ( thoả yêu cầu) 3.3 Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động 3.3.1 Hành trình dịch chuyển đầu piston xilanh công tác cấu ép Trong truyền động phanh dầu, để tạo cấu ép cho cấu phanh thường dùng piston để truyền lực ép P lên guốc phanh Đối với cấu phanh đĩa : hành trình chuyển dich piston công tác x[mm] cấu ép phanh đĩa xác định : x = δ0 Với cấu phanh đĩa, khe hở hướng trục δ thường nhỏ với giá trị khoảng (0,3÷0,6 )[mm] Chọn : δ0= 0,5[mm] ta có : x=0,5[mm] 3.3.2 Đường kính xilanh xilanh công tác 3.3.2.1 Đường kính xilanh công tác Đường kính xylanh công tác dk cấu phanh xác định từ lực ép yêu cầu tương ứng Pk 4.Pk π Pd dk = (3.16) Trong :Pk : là lực ép yêu cầu cấu phanh thứ k, p d áp suất làm việc dầu phanh hệ thống Khi phanh với lực phanh lớn áp suất dầu phanh hệ thống nằm khoảng : pd ≈ 5÷10[MN/m2] Với cấu phanh đĩa trước , có lực ép P1 = 24932,4[N] với áp suất dầu phanh pd=7[MN/m2] ta có đường kính xylanh công tác cấu phanh trước: 2.18722,63 = 0,041[ m ] 3,14.7.106 dt = Với cấu phanh đĩa sau, có lực ép P1=11537,5[N] với áp suất dầu phanh pd=7[MN/m2] ta có đường kính xylanh công tác cấu phanh sau: ds = 4.10995,78 = 0,044 [ m] 3,14.7.106 3.3.2.2 Đường kính xilanh Đường kính xylanh Dc xác định từ tỷ số khuếch đại thủy lực i k sau : d  ik =  k ÷  Dc  (3.17) Trong :ik : tỷ số khuếch đại thủy lực xylanh công tac thứ k so với xylanh Trong thực tế kinh nghiệm hệ thống phanh dầu ,tỷ số khuếch đại đường kính từ đến 1,7 nên tỷ số khuếch đại thủy lực lên đến i R = 2,89 Vì tính toán thiết kế tính đường kính xylanh theo giá trị trung bình gần sau: 2 2.d max  d  Dc = +  2,9     (3.18) Ở dkmin giá trị nhở chủa đương kính xylanh công tác, d kmax giá trị lớn xylanh công tác, số 2,9 hệ số kinh nghiệm nêu Thế giá trị vào ta được: Dc =  0,0412 2.0,044   + ÷ = 0,038[ m ] 2 2,9  Đường kính xylanh điều khiển trợ lực lấy ddk = D c= 0,038[m] 3.3.3 Hành trình dịch chuyển piston xilanh bàn đạp 3.3.3.1 Hành trình dịch chuyển piston xilanh Piston có nhiệm vụ truyền lực từ bàn đạp trợ lực phanh ( có) để tạo áp suất cao hệ thống phanh Áp suất cao hệ thống bắt đầu hình thành tất khe hở hệ thống phanh đươc khắc phục , nên hành trình dịch chuyển piston xylanh h [mm] xác định   2.x1.n1.2.dt2 2.x2 n2 d s2  d dk2  h =   + ÷.2 + δ1 + δ + δ dk ÷ 2 ÷.K D D D c c c    (3.19) Trong : x1,x2 : hành trình dịch chuyển piston công tác cấu phanh cầu trước/sau Mục 3.1 tính : x1 = x2 = 0,5[mm] ; số theo thông số x để xác định số lượng hai piston công tác cấu phanh Số theo đường kính để xác định số lượng hai piston công tác phía cấu phanh n1 , n2 : tương ứng số lượng trục bánh xe cầu trước/sau.Với xe du lịch có công thức bánh xe 4x4 4x2 n1= n2=1 d1,d2 : đường kính xylanh cấu phanh cầu trước/sau Chỉ số bên ngoặc đơn xác định có hai cấu phanh trục bánh xe ddk : đường kính xylanh điều khiển δ1, δ2 : khe hở thông dầu xylanh trạng thái ứng với dòng trước/sau Có thể chọn: δ1= δ2=1,5[mm] δdk : khoảng dịch chuyển piston trợ lực để điều khiển đóng mở van trợ lực Chon δdk=1[mm] K hệ số tính đến độ đàn hồi hệ thống, thường chọn K≈1,05÷1,07, chọn K=1,07 Thế thông số vào ta được:   2.0,5.1.2.442 2.0,5.1.412  382  h =  + ÷.2 + 1,5 + 1,5 + ÷.1,07 = 12.51[ mm] 2 38 38 38     3.3.3.2 Hành trình tỷ số truyền bàn đạp phanh Đòn đạp phanh có nhiệm vụ truyền lực bàn đạp lái xe lên piston xylanh Vì dịch chuyển đầu bàn đạp phanh xác định : S bd = ( h + δ K ).ibd (3.20) Trong : h hành trình dịch chuyển piston xylanh chính, δ khe hở cần thiết cần đẩy piston xylanh chính, ibd tỷ số truyền bàn đạp Thay công thức tính hành trình dịch chuyển piston xy-lanh h (3.19) vào công thức (3.20) với điều kiện giá trị hành trình bàn đạp lớn ứng với lúc má phanh mòn đến giới hạn phải hiệu chỉnh không vượt giá trị cho phép hành trình cực đại [Sbđ]: ( h + δ k )ibd ∈ [ S bd ] (3.21) Đối với xe [Sbđ)=(80-100)mm.Chọn [Sbd] = 90[mm] với khe hở δ = 0,5[mm] tỷ số truyền bàn đạp: ibđ = 90 = 6,9 12,51 + 0,5.1,07 Theo công thức tính hành trình trên, ta tính hành trình làm việc cho khe hở 0, tức δ1 =δ2= δdk= δm= δ=0   2.0,5.1.2.412 2.0,5.1.44   h =  + ÷.2 ÷.1,07 = 7,8[ mm ] 2 38 38    ** Slv = h** ibđ =7,8.6,9 = 53(mm) Ta có tỷ số Sbd/Slv : Kbđ/lv = sbđ/slv = 90/53 =1,7 So với tỷ số kinh nghiệm nằm khoảng 1,6÷1,8 phù hợp 3.3.4 Lực cần thiết tác dụng lên bàn đạp phanh 3.3.4.1 Lực cần thiết tác dụng lên bàn đạp phanh chưa tính trợ lực Lực cần thiết 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 : Pbd ≥ π Dxl2 pd 4.ibd η bd η xl (3.22) Trong đó:Dxl : đường kính xylanh cung cấp dầu cho xy lanh công tác, trợ lực thi Dxl xylanh Dc thông số pd áp suất làm việc dầu hệ thống,đã chọn pd= [MN/m2] η bd : hiệu suất truyền động khí: η bd = 0,85 ÷ 0,9 chọn η bd =0,9 η xl :là hiệu suất xylanh piston: η xl = 0,92 ÷ 0,95 chọn η xl =0,95 Thế số ta lực đạp cần phải tác dụng chưa tính đến trợ lực: 3,14.0,0382.7.106 Pbd ≥ = 1345[ N ] 4.6,9.0,9.0,95 Đối với ô tô con, để đảm bảo yêu cầu điều khiển nhẹ nhàng cho lái xe [P bd] nằm khoảng 200÷300[N] => cần thiết phải có trợ lực 3.3.4.2 Lực trợ lực cần thiết tác dụng lên bàn đạp phanh có trợ lực Khi có trợ lực công thức tổng quát tính lực cần thiết phải có để thực trình phanh khẩn cấp với lực phanh lớn yêu cầu sau : Pbd ibd η bd π D xl2 p d + Ptl itl η tl ≥ 4.η xl (3.23) Trong : itl : tỷ số truyền khuếch đại, tính từ xylanh trợ lực đến piston xylanh cung cấp dầu cho xylanh công tác Đại lượng η tl hiệu suất phận trợ lực Trường hợp trợ lực trực tiếp itl=1, η tl =0,95 Lực bàn đạp cần phải tác dụng lên bàn đạp trường hợp chọn theo giới hạn nhỏ [Pbd]=300[N] Khi lực yêu cầu trợ lực xác định bằng: π Dxl2 pd − [ Pbd ].ibd η bd 4.η xl Ptl ≥ itl η tl Thế số ta có: (3.24) 3,14.0,0382.7.106 − 300.6,9.0,9 4.0,95 Ptl = = 6831[ N ] 1.0,95 3.3.5 Đường kính xylanh bầu trợ lực Để giảm nhẹ lực điều khiển phanh cho người lái xe, ô tô thường lắp thêm hệ thống trợ lực phanh Có nhiều loại trợ lực phanh : trợ lực chân không, trợ lực thủy lực, trợ lực khí nén … Vì ta thiết kế loại xe du lịch, lực phanh không lớn, yêu cầu xe du lịch kết cấu nhỏ gọn khối lượng nhẹ Do xu hướng hầu hết xe du lịch dùng trợ lực kiểu chân không đáp ứng yêu cầu nêu Với đọ lệch chân không ∆p=0,05[MN/m2] Lực trợ lực tạo nhờ nguyên lý chênh lệch áp suất hai ngăn bầu trợ lực , ta sử dụng bầu trợ lực kép Ptl = π Db2 2.∆p (3.25) Suy đường kính bầu trợ lực Db: Db = Db = Thế số ta có : 4.Ptl π 2.∆p 4.6831 = 0,30 [ m ] 3,14.2.0,05.106 (3.26) Db = 300 [mm] Kích thước bầu trợ lực loại xe thường nằm khoảng giá trị từ Db ≈ 200÷400[mm] CHƯƠNG KẾT LUẬN Sau tính toán kỹ lưỡng thông số kiểm tra lại thông số so với điều kiện cho em tính chọn phù hợp giá trị với đề cho Như hoàn thành xong đồ án môn học, đồ án tổng hợp lý thuyết thực tế môn: lý thuyết ô tô, động đốt trong, chi tiết máy… giúp cho sinh viên nắm vững lý thuyết Đồ án giúp cho sinh viên hiểu kết cấu nguyên lý làm việc cấu phanh nói riêng hệ thống phanh nói chung Biết nguyên nhân hỏng hóc: phanh không ăn, má phanh bị mòn nhiều, tượng bó phanh… số hỏng hóc khác trình vận hành Ngoài giải mục đích Đồ án thiết kế hệ thống phanh sở tính toán tối ưu động lực học xe, nhằm đưa hệ thống phanh có kết cấu tính công nghệ phù hợp Nghĩa vừa đảm bảo yêu cầu cần thiết hệ thống phanh, phù hợp với điều kiện vận hành vừa đảm bảo tính tối ưu kết cấu nhằm giảm khối lượng công việc gia công chế tạo Bên cạnh trình tính toán, đồ án đưa vẽ nhằm minh họa cách sinh động cho trình thiết kế tính toán hệ thống phanh, vẽ A kết cấu vẽ A sơ đồ dẫn động trợ lực chân không hệ thống phanh thiết kế TÀI LIỆU THAM KHẢO [1] Nguyễn Hùng Mạnh, Tính toán thiết kế môn học hệ thống phanh ô tô, Tài liệu nội Khoa Cơ khí trường Đại học Giao Thông Vận Tải [2] Đặng Quý (2001), tính toán thiết kế ô tô, Giáo trình mạng nội Khoa Cơ Khí trường Đại học Sư Phạm Kỹ Thuật TP.HCM [3] PGS,TS Cao Trọng Hiền, TS Đào Mạnh Hùng, Lý thuyết ô tô, Tài liệu nội Khoa Cơ khí trường Đại học Giao Thông Vận Tải [...]... việc của cơ cấu phanh nói riêng và hệ thống phanh nói chung Biết được các nguyên nhân hỏng hóc: phanh không ăn, má phanh bị mòn quá nhiều, hiện tượng bó phanh và một số hỏng hóc khác trong quá trình vận hành Ngoài ra giải quyết được mục đích chính của Đồ án là thiết kế hệ thống phanh trên cơ sở tính toán tối ưu động lực học của xe, nhằm đưa ra được hệ thống phanh có kết cấu và tính công nghệ phù hợp Nghĩa... tuy nhiên kết cấu lại phức tạp hơn Qua phân tích các sơ đồ trên ta chọn sơ đồ 3.2a để có kết cấu đơn giản, không có hiện tượng mất đối xứng lực phanh trong mọi trường hợp CHƯƠNG III TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CƠ CẤU PHANH 3.1 Tính toán thiêt kế cac thông số của cơ cấu phanh 3.1.1 Tính toán mô men phanh do cơ cấu phanh sinh ra Phanh đĩa thường có cơ cấu ép có tính đối xứng hoàn toàn về phương diện kết cấu qua... cần thiết của hệ thống phanh, phù hợp với điều kiện vận hành vừa đảm bảo được tính tối ưu trong kết cấu nhằm giảm được khối lượng công việc trong gia công chế tạo Bên cạnh quá trình tính toán, đồ án còn đưa ra các bản vẽ nhằm minh họa một cách sinh động cho quá trình thiết kế và tính toán hệ thống phanh, một bản vẽ A 1 về kết cấu và một bản vẽ A 1 về sơ đồ dẫn động và bộ trợ lực chân không của hệ thống. .. từng đĩa phanh trước: t =72,6 : 2 = 36,3 C 0 0 Với độ tăng nhiệt độ của đĩa khi phanh t = 36,3 C < 100 C ( thoả yêu cầu) • Độ tăng nhiệt độ khi phanh của đĩa phanh sau 2 ∆Tps = 973,4.20,833 ma v12 = = 1280 C 2.C.m ps 2.500.3,3 0 Độ tăng nhiệt độ khi phanh của từng đĩa phanh sau: t = 128 : 2 = 64 C 0 0 Với độ tăng nhiệt độ của đĩa khi phanh t = 64 C < 100 C ( thoả yêu cầu) 3.3 Tính toán thiết kế hệ thống. .. cấu phanh, vì: + Khó đảm bảo phanh đồng thời các bánh xe vì độ cứng vững của các thanh dẫn động phanh không như nhau + Khó đảm bảo sự phân bố lực phanh cần thiết giữa các cơ cấu Do những đặc điểm trên nên dẫn động phanh bằng cơ khí không được sử dụng ở hệ thống phanh chính mà chỉ được sử dụng ở hệ thống phanh dừng - Ưu điểm: + Độ tin cậy làm việc cao + Độ cứng vững dẫn động không thay đổi khi phanh. .. nhiệt độ khi phanh của đĩa phanh trước 2 886,8.8,33 ma v12 ∆Tpt = = = 11,60 C 2.C.m pt 2.500.5,3 • 0 Độ tăng nhiệt độ khi phanh của từng đĩa phanh trước: t=11,6 : 2 = 5,8 C 0 0 Với độ tăng nhiệt độ của đĩa khi phanh t = 5,8 C < 10 C ( thoả yêu cầu) Độ tăng nhiệt độ khi phanh của đĩa phanh sau 2 ∆Tps = 973, 4.8,33 ma v12 = = 200 C 2.C.m ps 2.500.3,3 0 Độ tăng nhiệt độ khi phanh của từng đĩa phanh sau:... lực phanh ngừng tác dụng, má phanh tách khỏi đĩa phanh và quá trình phanh kết thúc 1.2.2.3 Phanh Dừng Phanh dừng hay còn gọi là phanh tay, có thể lắp trên cơ cấu phanh hoặc lắp ngay sau hộp số, dẫn động chu yếu bằng cơ khí 1.2.3 Phân loại theo dẫn động phanh 1.2.3.1 Dẫn động cơ khí Dẫn động cơ khí gồm hệ thống các thanh, các đòn bẩy và dây cáp Dẫn động cơ khí ít khi được sử dụng để điều khiển đồng... dk của cơ cấu phanh được xác định từ lực ép yêu cầu tương ứng Pk 4.Pk π Pd dk = (3.16) Trong đó :Pk : là là lực ép yêu cầu ở cơ cấu phanh thứ k, p d là áp suất làm việc của dầu phanh trong hệ thống Khi phanh với lực phanh lớn nhất thì áp suất dầu phanh trong hệ thống hiện nay nằm trong khoảng : pd ≈ 5÷10[MN/m2] Với cơ cấu phanh đĩa trước , có lực ép P1 = 24932,4[N] và với áp suất dầu phanh pd=7[MN/m2]... trọng của dẫn động phanh dầu là các bánh xe được phanh cùng một lúc vì áp suất trong ống chỉ bắt đầu tăng lên khi tất cả các má phanh ép vào trống phanh  Ưu điểm : + Có thể phân bố lực phanh giữa các bánh xe hoặc giữa các guốc phanh theo đúng yêu cầu thiết kế + Có hệ suất cao + Có độ nhậy tốt + Kết cấu đơn giản + Có khả năng dùng trên nhiều loại ô tô khác nhau mà chỉ cần thay đổi cơ cấu phanh  Nhược điểm... ngoài đĩa phanh : R2=0,136[m] Hệ số tối ưu : Kr = 0.6 Bán kính trong : R1=0,08[m] Bán kính trung bình : Rtb=0,11[m] Bề rộng vành khăn : bvk1=0,056[m] Lực ép của piston : P1= 18722,63 [N] 0 Góc ôm má phanh : α1 =1,55(rad) = 88,8 Chiều dài cung trung bình : C1=0,17[m] Với cơ cấu phanh cầu sau : cũng bằng phương pháp tính tương tự đối với hệ số bán kính đĩa với Kr2 = 0,6 ta có : Bán kính ngoài đĩa phanh ... cấu phanh đĩa Trang SVTH: Lê Công Nhất GVHD: Vũ Văn Định THIẾT KẾ HỆ THỐNG PHANH CỦA Ô TÔ CON Hình 1-5 Phanh đĩa má kẹp cố định Hình 1-6 Phanh đĩa má kẹp tùy động Má phanh, Má kẹp, Piston, Đĩa phanh, ... Nhất GVHD: Vũ Văn Định THIẾT KẾ HỆ THỐNG PHANH CỦA Ô TÔ CON 1.2 Phân loại hệ thống phanh 1.2.1 Phân loại theo công dụng - Hệ thống phanh làm việc: hay gọi hệ thống phanh chính, sử dụng thường... Nói chung hệ thống phanh hệ thống an toàn xe nên để đảm nhận vai trò thiết kế làm việc hệ thống phanh cần phải đảm bảo yêu cầu sau: + Làm việc bền vững, tin cậy Để đạt điều hệ thống phanh ôtô