Thiết kế hệ thống phanh ĐĨA

Thiết kế hệ thống phanh 2.1 Xác định mômen phanh cần thiết sinh ra tại một cơ cấu phanh Mụ men phanh sinh ra ở cỏc cơ cấu phanh phải đảm bảo giảm được tốc độ hoặc dừng hẳn ụ tụ với gi

Thiết kế hệ thống phanh

2.1 Xác định mômen phanh cần thiết sinh ra tại một cơ cấu phanh

Mụ men phanh sinh ra ở cỏc cơ cấu phanh phải đảm bảo giảm được tốc độ hoặc

dừng hẳn ụ tụ với gia tốc chậm dần trong giới hạn cho phộp

Với cơ cấu phanh đặt trực tiếp ở tất cả cỏc bỏnh xe thỡ mụmen phanh tớnh toỏn cần cho mỗi cơ cấu phanh cầu trước là:

MPT =

2

m1.G1

φ.rbx [KG.m] ( 2.1) Với cơ cấu phanh đặt trực tiếp ở tất cả cỏc bỏnh xe thỡ mụmen phanh tớnh toỏn cần cho mỗi cơ cấu phanh cầu sau là: m1.G1

MPS =

2

m2.G2

φ.rbx [KG.m] ( 2.2 ) Trong đú : m1, m2 là hệ số phõn bố lại trọng lượng khi phanh ở cầu trước và cầu sau

m1 = 1 + Jmaxg.b hg ( 2.3 )

m2 = 1 – Jmaxg.a hg ( 2.4 )

a - Là khoảng cỏch từ trọng tõm của xe tới cầu trước

b - Là khoảng cỏch từ trọng tõm của xe tới cầu sau

hg - Là chiều cao trọng tõm xe với xe con chọn hg = 0,5 (m);

Jmax - Là gia tốc chậm dần khi phanh Chọn Jmax= 6,5 ( m/s2)

g - Là gia tốc trọng trường lấy g = 9,81 ( m/s2 )

φ - Là hệ số bám của bánh xe với mặt đường ,chọn φ = 0,65

rbx - Là bán kính lăn của bánh xe với:

G - Là trọng lượng ô tô khi đầy tải G = 2050 KG

L - Là chiều dài cơ sở L = 2775 mm

* Thay các giá trị vào ( 2.3 ) và ( 2.4 ) ta được

m1 = 1 +

1439 81 , 9

500 5 ,

6 = 1,23

m2 = 1 –

1336 81 , 9

500 5 ,

6 = 0,75

* Thay m1 và m2 vào ( 2.1 ) và ( 2.2 ) ta được :

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

MPT =

2 1,23.10630,65 0,39= 165,7 [KG.m]

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

MPS =

2 0,75.9870,65 0,39 = 94 [KG.m]

2.2 ThiÕt kÕ c¬ cÊu phanh

2.2.1 Tính toán các thông số cơ bản của cơ cấu phanh

2.2.1.1 Cơ cấu phanh trước

2.2.1.1.1 Bán kính của đĩa phanh Rd

Rd được xác định theo công thức sau đây :

δv : Độ dày vành bánh xe, đối với xe con lấy δv= 5(mm),

∆vưd : Khoảng cách khe hở giữa vành bánh xe và đĩa phanh ∆vưd = 30 ữ 50 (mm) Chọn ∆vưd= 48(mm)

Thay số vào (3-3) ta được: Rd = 203,2 - 5 - 48 = 150,2 (mm) ≈ 0,15( m); Chọn bán kính của đĩa phanh là : Rd = 140 mm = 0,14 m

2.2.1.1.2 Bán kính trung bình của tấm ma sát Rtb

Gọi R1: là bán kính trong của vòng ma sát

84 140 3

2

3

2 2

3 3 2

1

2 2

3 1

3

R R

R R

Ta có mômen phanh sinh ra trên một cơ cấu phanh loại đĩa quay cầu trước có thể xác định theo công thức sau:

Mp1= m à.Q.Rtb ( 2-6 )

Trong đó :

m = 2: Số lượng đôi bề mặt ma sát

à = 0,3 : Hệ số ma sát

Rtb : Bán kính trung bình của tấm ma sát

Q : Lực ép, ép má phanh vào đĩa

10 1143 3 , 0 2

76 , 165

R m

M Q

*Đường kính xi lanh của bánh xe:

Mặt khác: Lực ép của má phanh vào đĩa phanh còn được xác định theo công thức:

2417

2

2

0

mm cm

n P

Hình 2.2 Sơ đồ lực tác dụng lên má phanh khi phanh

Phương trình lực ma sát tác dụng lên má phanh theo công thức :

Rtb: Bán kính trung bình của đĩa phanh ; Rtb = 114,3(mm)

Để tính bề rộng má phanh (cơ cấu phanh đĩa trước), ta thừa nhận qui luật phân bố đều áp lực trên má phanh Với [ ]q : áp suất cho phép,

[ ]q =2 (MN/m2) = 2.106(N/m2)

Ta có: N=[q].S ( 2-9 )

Trong đó:

S: diện tích một má phanh; xác định bằng công thức gần đúng:

S = e.LTB= e.Rtb.α ( 2-10 ) Với e : Bề rộng của má phanh;

LTB: Độ dài trung bình của má phanh;

α : Góc ôm má phanh;

⇒ Mpt=2.[q].e.R2TB α à

10 2 056 , 0 10 1143 30 , 0 2

76 , 165

.

M tb p

Chọn α = 60o

2.2.1.2 Cơ cấu phanh sau

2.2.1.2.1 Bán kính của đĩa phanh Rd

- Vì kích thước bánh trước và bánh sau của xe giống nhau nên ta cũng tính

được Rd = 0,15( m);

- Bán kính đĩa phanh tham khảo xe cơ sở : R d, = 130 ( mm )

Vậy chọn bán kính của đĩa phanh là : Rd = 130 mm = 0,13 m

2.2.1.2.2 Bán kính trung bình của tấm ma sát Rtb

Gọi R1: là bán kính trong của vòng ma sát

91 130 3

2

3

2 2

3 3 2

1

2 2

3 1

3

R R

R R

a) Đường kính xilanh bánh xe (d)

*Lực ép, ép má phanh vào với đĩa phanh:

Ta có mômen phanh sinh ra trên một cơ cấu phanh loại đĩa quay cầu trước có thể xác định theo công thức ( 2-6 ):

Mp2 = m à.Q.Rtb

Trong đó :

m = 2: Số lượng đôi bề mặt ma sát

à = 0,3 : Hệ số ma sát

Rtb : Bán kính trung bình của tấm ma sát

Q : Lực ép, ép má phanh vào đĩa

1398 , 8 ( ) 1399 ( )

10 1120 3 , 0 2

94

R m

M Q

*Đường kính xi lanh của bánh xe:

Lực ép của má phanh vào đĩa phanh còn được xác định theo công thức:

1399

2

2

0

mm cm

n P

Q

⇒

π Chọn đường kính xylanh bánh xe là : d = 50 mm

d) Góc ôm của má phanh (α ) được xác định theo điều kiện bền:

Phương trình lực ma sát tác dụng lên má phanh theo phương trình( 2-8 ) :

Mps =2.Fms.Rtb =2.N.à.Rtb Trong đó:

Mp: Mômen phanh sinh ra ở một cơ cấu phanh bánh sau;

Mps = 94 ( KG.m );

Fms: Lực ma sát sinh ra ở một má phanh;

N: Phản lực sinh ra khi phanh tại một cơ cấu phanh;

à= 0,30 : Hệ số ma sát;

Rtb: Bán kính trung bình của đĩa phanh ; Rtb = 112(mm)

Để tính bề rộng má phanh ( cơ cấu phanh đĩa sau ), ta thừa nhận qui luật phân

bố đều áp lực trên má phanh Với [ ]q : áp suất cho phép, [ ]q =2 (MN/m2) = 2.106(N/m2)

Ta có: N=[q].S

Trong đó:

S: diện tích một má phanh; xác định bằng công thức gần đúng:

S = e.LTB= e.Rtb.α Với e : Bề rộng của má phanh;

LTB: Độ dài trung bình của má phanh;

94

.

M tb p

- QP : Lực phanh của các cơ cấu phanh một cầu;

- Z : Tải trọng tác dụng lên một cầu;

Suy ra, lực phanh riêng ở cầu trước là : 4 , 547

1063

2417 2 1

2.2.2.2 Kiểm tra áp suất trên bề mặt ma sát

2.2.2.2.1 Kiểm tra má phanh trước

Theo công thức ( 2-8 ) diện tích toàn bộ của má phanh ở tất cả các cơ cấu phanh

R

Trong đó : n là số má phanh ở tất cả cơ cấu phanh

Thay số: FΣ = 4.0,056.1143.10-4.1,888 + 4.0,039.1120.10-4.1,6 = 0,0483 + 0,0279

mà áp suất giới hạn cho phép đối với má phanh xe con là [ ]p = 2 (MN/m2 )

Vậy với má phanh đã chọn thì áp suất riêng trên bề mặt ma sát của má phanh trước nằm trong giới hạn cho phép và má phanh trước đủ bền theo điều kiện áp suất

2.2.2.2.2 Kiểm tra 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 :

) / ( 2 10 975 , 6

3

mà áp suất giới hạn cho phép đối với má phanh xe con là [ ]p = 2 (MN/m2 )

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 sau đủ bền theo điều kiện áp suất

2.2.2.3 Kiểm tra công ma sát riêng

Chúng ta thừa nhận rằng toàn bộ động năng của xe ô tô chạy với tốc độ vo khi bắt đầu phanh đều được 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=

Σ

F g

v G

6 , 3 2

2

2

0 ≤ [L] , [J/m2] ( 2-12 )

Trong đó:

- vo : Tốc độ khi bắt đầu phanh, [km/h];

L=

0762 , 0 6 , 3 81 , 9 2

7 , 16 2050

2

2

=29507≤ [L]

Như vậy, má phanh đảm bảo điều kiện về công ma sát riêng

2.2.2.4 Tính toán nhiệt phát sinh trong quá trình phanh

T =

C m g

v v G

p 2

3 , 8

=2,399oC < [T] =15o Như 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 tương 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 trước

- ứng suất pháp: . .( 1 '2)

2 ' 2

' 2 '

2 '

r

b a

b

a q

' 2 '

2 '

r

b a

b

a q

- a' : Bán kính trong của xilanh phanh bánh xe trước

- b' : Bán kính ngoài của xilanh phanh bánh xe trước

- 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

) 5 , 2 0 , 3 (

2 2

2 2

cm KG

2.2.2.5.2 TÝnh bÒn cho xi lanh phanh b¸nh sau

Víi xi lanh phanh b¸nh sau ta tÝnh t−¬ng tù nh− xilanh phanh b¸nh tr−íc

) 0 , 2 5 , 2 (

2 2

2 2

cm KG

P= ( 2-16) Trong đó:

P : Lực tác dụng lên bàn đạp ; nằm trong giới hạn 50 KG đối với ôtô con, nhưng có thể lớn hơn vì số lần phanh ngặt chiếm 5ữ10% số lần phanh nói chung Vậy ta có thể chọn lực tác dụng lên bàn đap là P = 70 KG

D : Đường kính của xilanh phanh chính;

p : áp suất cực đại cho phép trong hệ thống phanh;

p ≈ 80 KG/cm2

l, l’ : Khoảng cách từ cần đẩy và tâm bàn đạp phanh đến điểm tựa

Với Camry 3.5Q lấy '

8 92 , 0 70 2

2

'

cm l

p

l P

π η

Chọn D = 28 mm

2.3.2 Tính toán hành trình của bàn đạp

Hành trình làm việc của bàn đạp ( Sbđ ) đối với dẫn động phanh dầu được tính trên cơ sở bỏ qua biến dạng đàn hồi của chất lỏng và trên cơ sở tính thể tích chất lỏng cần ép ra khỏi xi lanh

Đối với ôtô có cơ cấu phanh đặt ở tất cả các bánh xe hành trình bàn đạp Sbđ được tính như sau :

l

l D

S d S d

2 2 1

2

2

d1: Đường kính xi lanh bánh xe ở cơ cấu phanh trước; d1 = 60 mm

d2: Đường kính xi lanh bánh xe ở cơ cấu phanh sau; d2 = 50 mm

S1:Hành trình piston của xi lanh trong cơ cấu phanh bánh trước;

Đối với phanh đĩa cầu trước chọn S1= 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)

δ0: Khe hở giữa piston của xi lanh phanh chính và thanh đẩy nối với bàn đạp;

δ0=1,5ữ2(mm), chọn δ0= 2(mm)

D: Đường kính xilanh phanh chính; D = 28 (mm)

ηβ : Hệ số bổ xung tính đến trường hợp phanh ngặt thể tích của dẫn động dầu tăng lên η = 1,1

2

2 2

[Sbđ] Hành trình đạp giới han,đối với ô tô con không quá 150 (mm)

Do đó thoả mãn về hành trình bàn đạp phanh

2.4 Thiết kế bộ trợ lực phanh loại chân không

2.4.1 Sơ đồ tính toán bộ trợ lực chân không

+ Lực Q2: Tạo ra bởi piston trợ lực chân không;

+ Lực Q: Do dầu tác dụng lên piston xylanh phanh chính

Theo định luật Pascan ta có :

2

2 2

D

D P Q D

P D

D2 : Đường kính xylanh bánh sau;

P2 : Lực tác dụng lên xylanh bánh sau;

Suy ra : 750 ( )

50

28

- Nếu xem áp suất phân bố đều trên bề mặt đĩa thì chúng ta có quan hệ giữa lực tác dụng lên bàn đạp và lực tác dụng lên piston xylanh chính:

2

2

.

c

d bd bd d

D i P

Q= ( 2-19 ) Trong đó:

8 7500

.

2

2 2

2

N D

i

d Q P

d bd

c

⇒

Như vậy, lực đạp Pbđ = 150 (N) là phù hợp và nhẹ nhàng cho người lái

- Diện tích cần thiết của piston trợ lực có thể tìm theo công thức sau:

bd bd q

d

D i P

F ( 2-20 ) Trong đó :

∆p :Độ chênh áp lớn nhất cho phép giữa khoang A và B;

F

Q

p = ( 2-21 )

Fo : Diện tích piston xylanh chính ;

Q : Lực tác dụng lên piston xylanh chính;

Suy ra : 0 2 2

8 , 2 14 , 3

4 750

4

=

=

D

Q p

π = 121,9 (KG/cm2)

- Hành trình piston trợ lực chân không được xác định theo quan hệ:

S0 =S bd.i bd = 103 8 = 824( )mm ( 2-22 )

2.5 Tính bền đường ống dẫn động phanh

Đường ống dẫn động phanh chịu áp suất khá lớn tới 100 KG/ cm2

Khi tính có thể coi đường ống dẫn dầu là loại vỏ mỏng bịt kín hai đầu và có chiều dài khá lớn

ứng suất vòng được tính như sau :

s

R p

t

.

=

σ ( 2-23 ) Trong đó :

p : áp suất bên trong đường ống ( p ≈ 80 KG/ cm2 );

R : Bán kính bên trong đường ống dẫn; chọn R = 3 mm

S : Chiều dầy đường ống dẫn; s = 0,5 mm

Cắt ống bằng mặt phẳng vuông góc với trục của ống thì ứng suất pháp δn tác dụng lên thành vỏ ống phải cân bằng với áp suất của chất lỏng tác dụng lên diện tích mặt cắt ngang của ống

σn 2 π.R sư p.π.R2 = 0

Suy ra :

S

R p

n

2

.

=

σ ( 2-24 ) Thay số :

240 ( / )

05 0 2

3 0

cm KG

σ

Đường ống làm bằng hợp kim đồng có [ ]σ = 2600KG/cm2

Vậy đường ống dẫn động phanh đủ điều kiện bền

2.6 Hệ thống phanh thiết kế có các thông số như sau:

2.6.1 Cơ cấu phanh trước

Hình 2.5 Kết cấu phanh trước

1 Đĩa phanh 2 Đai ốc giữ 3 Phớt dầu 4 Vành bánh xe 5 Má phanh

6 Guốc phanh 7 Piston 8 Nạng các dăng 9 Xi lanh

10 Đai ốc 11 Phớt chắn bụi Thông số thiết kế :

- Bề rộng của má phanh e = 56 mm

- Góc ôm của má phanh (α)α = 600

- Độ dày của đĩa phanh: Chọn δ = 28 (mm);

- Khe hở giữa má phanh và đĩa phanh:

Chọn: ∆1 = ∆2 = 0,2 (mm);

- Đường kính xi lanh bánh trước là : 60 ( mm)

- Bán kính của đĩa phanh là : Rd = 140 mm = 0,14 m

2.6.2 Cơ cấu phanh sau

Hình 2.6 Kết cấu phanh sau

1 Đĩa phanh 2 Giá đỡ xi lanh 3 Guốc phanh 4 Má phanh 5 Khóa hãm piston 6 Phớt dầu 7 Piston 8 Chốt trượt 9 Cao su chắn bụi

10 Tai bắt bulong

Các thông số thiết kế:

- Độ dày của đĩa phanh: δ = 16 (mm);

- Khe hở giữa má phanh và đĩa phanh:

Chọn: ∆1 = ∆2 = 0,2 (mm);

- Bề rộng của má phanh e = 39 mm

- Góc ôm của má phanh (α ) α = 50o

- Bán kính của đĩa phanh Rd = 130 ( mm )

- Đường kớnh xi lanh bỏnh sau là 50 mm

Đường kớnh xi lanh chớnh sau khi tớnh toỏn là : 28 mm

2.6.3.2 Đường kớnh xi lanh cụng tỏc

Đường kớnh xi lanh cụng tỏc được tớnh theo mục 2.2.1

- Đường kớnh xi lanh bỏnh trước là : 60 ( mm)

- Đường kớnh xi lanh bỏnh sau là : 50 ( mm)

2.6.4 Trợ lực phanh

Hình 2.7: Cấu tạo bầu trợ lực

1 Pít tông số2; 2 Piston số 1; 3 Van chân

không; 4 van điều khiển; 5 lò xo hồi vị

van khí; 6 Lọc khí; 7 Cần điều khiển từ

bê đan phanh; 8 Thân hãm van;

3 4 5 6 7

8

Cửa A

Cửa B

Buồng áp suất thay đổi Buồng áp suất

- Diện tớch cần thiết của piston trợ lực Fo = 250 (cm2)

- Độ chờnh ỏp lớn nhất cho phộp giữa khoang A và B;

∆p = 0 , 05MPa=5 (N/cm2)

- Hành trỡnh piston trợ lực chõn khụng So = 824 mm