Thiết kế hệ thống phanh ôtô

Lê Văn Tụy - Hướng dẫn tính tốn thiết kế/kiểm nghiệm hệ thống phanh ôtô – Tr Chương 3: Thiết kế hệ thống phanh ơtơ Mục đích việc tính tốn thiết kế mơn học hệ thống phanh ơtơ nhằm xác định thông số cấu phanh hệ thống điều khiển hệ thống phanh ôtô cho hiệu phanh cao Để thực mục đích này, nội dung thiết kế bao gồm việc tính tốn phân tích để xác định kiểu, loại kích thước bề mặt ma sát cấu phanh, xác định kiểu/loại kích thước cấu ép, xác định kiểu/loại kích thước hệ thống điều khiển nhằm bảo đảm yêu cầu hệ thống phanh trang bị ơtơ TÍNH TỐN CƠ CẤU PHANH: 1.1 Mô-men phanh yêu cầu cấu phanh : Để bảo đảm hiệu phanh cao với gia tốc chậm dần lớn mà bánh xe khơng bị trượt trước hết cấu phanh bánh xe phải có khả tạo mô-men phanh lớn xác định bằng: Mbx = Gbx.bx.Rbx (1.1) : Gbx : Trọng lượng bám bánh xe phanh, [N] bx : Hệ số bám lốp với mặt đường bánh xe phanh Rbx : Bán kính làm việc trung bình bánh xe; lấy theo số liệu cho trước đề bài, tra bảng bán kính thiết kế Rtk theo kí hiệu lốp mà nhiệm vụ thiết kế cho, tính bán kính Rbx theo cơng thức kinh nghiệm sau: Rbx = Rtk.b (1.2) b hệ số kể đến biến dạng lốp làm việc so với bán kính thiết kế; chọn theo số liệu kinh nghiệm sau: + Với lốp áp suất thấp: pl = (0,08  0,5) [MN/m2] b = 0,930  0,935 + Với lốp áp suất cao: pl > 0,5 [MN/m2] chọn b = 0,945  0,950 Bộ mơn Ơtơ & Máy cơng trình, Khoa Cơ khí Giao thơng, Trường Đại học Bách khoa Đà Nẵng Lê Văn Tụy - Hướng dẫn tính tốn thiết kế/kiểm nghiệm hệ thống phanh ôtô – Tr Hệ số bám bx lốp với mặt đường bánh xe phanh phải “giá trị lớn có” nhằm nâng cao hiệu hệ thống phanh Tuy nhiên hệ số bám không chọn lớn giá trị giới hạn mà phanh bánh xe bắt đầu bị trượt lết hoàn toàn Nếu vượt giới hạn bánh xe bị trượt lết, bánh xe bị dẫn hướng xe dễ bị lệch khỏi hướng chuyển động; xe bị xoay quay đầu xe, chí bị lật xe nguy hiểm Hệ số bám bx lốp với mặt đường bánh xe thường xác định thực nghiệm Với kiểu lốp nay, loại đường nhựa bêtông tốt khô hệ số bám lớn max đạt đến giá trị 0,750,85 Tuy hệ số bám hình thành lốp với mặt đường trình phanh bị thay đổi theo trạng thái độ trượt  lốp với mặt đường (hình 1.1) Trên hình 1.1 thể quan hệ hệ số bám  độ trượt tương đối lốp với mặt đường  Giá trị cực đại hệ số bám đạt trị số độ ,8 trượt tương đối  khoảng 25% Khi độ ,6 trượt tương đối  đạt đến giới hạn ,4 ,2  20 40 60 80 100 Hình 1.1 : Quan hệ hệ số bám  độ trượt tương đối  trượt 100% bên trái (lốp bắt đầu có xu hướng bị trượt hồn tồn) hệ số bám giảm khoảng 20% - 25% so với giá trị cực đại Vượt qua giới hạn lốp trượt hồn tồn gây nguy hiểm cho xe Vì chọn hệ số bám bx để tính tốn thiết kế cho hệ thống phanh phải xét đến khả bám bánh xe mặt đường Khả bám lớn bánh xe mặt đường phụ thuộc vào khả điều chỉnh độ trượt bánh xe so với mặt đường hệ thống phanh thiết kế Với hệ thống phanh có trang bị hệ thống kiểm sốt điều chỉnh độ trượt bánh xe (xe có trang bị hệ thống chống hãm cứng bánh xe ABS – Anti-lock Brake System, hay trang bị hệ thống phanh điều khiển điện tử EBS - Electronic Brake Bộ mơn Ơtơ & Máy cơng trình, Khoa Cơ khí Giao thơng, Trường Đại học Bách khoa Đà Nẵng Lê Văn Tụy - Hướng dẫn tính tốn thiết kế/kiểm nghiệm hệ thống phanh ơtơ – Tr System) hệ số bám đạt đến giá trị cực đại; tức bx  max = 0,75  0,85 ứng với độ trượt tương đối  = 20%  30% (hình 1.1) Ngược lại, với hệ thống phanh thơng thường; khơng có khả điều chỉnh độ trượt lốp mặt đường hệ số bám phanh đạt bx  (0,750,80)max  0,560,68 Trong cơng thức (1.1) trọng lượng bám bánh xe Gbx phản lực pháp tuyến Zi bánh xe phanh (hình 1.2) Khi ôtô phanh khẩn cấp với tốc độ dừng hẳn (v = 0) gia tốc phanh đạt cực đại xác định từ phương trình cân lực qn tính lớn phanh Pj thể hình 1.2 v Pw O hg Pj Ga O1 P1 Z1 P2 b a O2 Z2 Lo Hình 1.2: Sơ đồ tính tốn lực tác dụng lên ơtơ phanh Viết phương trình cân mơ-men tâm O1 O2 ta có: Gbx1 = Ga 2L o J   b  h g pmax g  Gbx2 = Ga 2L o J    a  h g pmax  g      (1.3) (1.3b) Ga trọng lượng toàn xe thiết kế [N], giá trị lấy (hoặc tính) theo số liệu cho nhiệm vụ thiết kế; Jpmax gia tốc chậm dần cực đại phanh g gia tốc trọng trường [m/s2]; hg chiều cao trọng tâm xe Lo Bộ mơn Ơtơ & Máy cơng trình, Khoa Cơ khí Giao thơng, Trường Đại học Bách khoa Đà Nẵng Lê Văn Tụy - Hướng dẫn tính tốn thiết kế/kiểm nghiệm hệ thống phanh ôtô – Tr chiều dài sở xe thường cho trước theo đề Còn a b khoảng cách tính từ trọng tâm O đến trục bánh xe trước sau [m] Chú ý hai công thức (1.3) số hệ số tính cho vị trí lắp bánh xe trục (theo sơ đồ tính hình 1.2); xe có cầu kép (kiểu công thức bánh xe 6x4 8x4) với hai trục sau hai trục trước giống hoàn toàn phương diện liên kết chịu tải khung xe thay số số (có bốn cấu phanh ứng với vị trí lắp bánh xe – không phân biệt lốp đơn hay kép) Tại thời điểm ôtô thực phanh vừa dừng hẳn (v = 0), từ phương trình cân lực suy gia tốc phanh cực đại xác định gần bằng: Jpmax  bx.g (1.4) hay bx  Jpmax/g hệ số bám lốp với mặt đường phanh; giá trị đặc trưng cho lực phanh riêng (lực phanh lớn đạt tính đơn vị trọng lượng vị trí lắp bánh xe - có tài liệu gọi cường độ phanh) Để ý thực té hệ số bám phanh bx vị trí bánh xe khác nhau; nhiên thừa nhận tất lốp trước/sau ôtô kích thước, hoa lốp, biến dạng có trạng thái tiếp xúc với mặt đường phanh coi hệ số bám chúng bx Lúc phương trình (1.3) viết lại: Gbx1 = Ga b  h g bx  2L o (1.5) Gbx2 = Ga a  h g bx  2L o (1.5b) Khi mơ-men phanh yêu cầu cấu phanh bánh xe trước xác định bằng: Mbx1 = Pbx1.Rbx1 = Gbx1.bx.Rbx1 Mbx1 = Ga b  h g bx  bx.Rbx 2L o (1.6) (1.6b) Và mô-men phanh bánh xe sau: Mbx2 = Pbx2.Rbx2 = Gbx2.bx.Rbx2 (1.6c) Bộ mơn Ơtơ & Máy cơng trình, Khoa Cơ khí Giao thông, Trường Đại học Bách khoa Đà Nẵng Lê Văn Tụy - Hướng dẫn tính tốn thiết kế/kiểm nghiệm hệ thống phanh ôtô – Tr Mbx2 = Ga a  h g bx  bx.Rbx 2L o (1.6d) Trong Pbx lực phanh u cầu cấu phanh bánh xe xác định bằng: Pbx1 = Gbx1.bx = Ga b  h g bx  bx 2L o (1.7) Pbx2 = Gbx2.bx = Ga a  h g bx  bx 2L o (1.7b) Chú ý: khoảng cách a, b cho trước theo yêu cầu đề xe thiết kế tính thơng qua trọng lượng phân bố trục trước Ga1, trục sau Ga2 (được cho trước theo nhiệm vụ thiết kế) sau Ga2.Lo - Ga.a = (1.8) a + b = Lo (1.8b) Cũng vậy, chiều cao trọng tâm xe hg thường cho trước theo đề thiết kế tính gần theo chiều rộng sở Bo theo công thức kinh nghiệm sau (đối với xe vận tải hàng hóa hành khách): hg  (0,60,8).Bo (1.9) Riêng xe (xe du lịch) thiết kế với sàn xe thấp nhằm nâng cao tính ổn định chạy với tốc độ cao, nên chiều cao trọng tâm lấy nửa chiều rộng sở B, tức hg = 0,5.Bo 1.2 Hệ số phân bố lực phanh lên trục bánh xe: Thực tế mô-men phanh sinh bánh xe cấu phanh lắp đặt bánh xe ơtơ Cơ cấu phanh bánh xe có nhiều kiểu/loại nói chung xe có cấu phanh khác trục bánh xe trước trục bánh xe sau Ngay kiểu cấu phanh giống kết cấu kích thước cụ thể khác tùy theo mơ-men phanh u cầu phân bố trục trình bày mục 1.1 nêu Vì vậy, để có sở chọn cấu phanh hợp lý, trước hết cần tính tốn đánh giá tỷ số phân bố mơ-men phanh (hay lực phanh) lên trục trước trục sau theo hệ số phân bố lực phanh K12 sau: Bộ môn Ơtơ & Máy cơng trình, Khoa Cơ khí Giao thơng, Trường Đại học Bách khoa Đà Nẵng Lê Văn Tụy - Hướng dẫn tính tốn thiết kế/kiểm nghiệm hệ thống phanh ôtô – Tr K12 = M bx1 Pbx1 (b  h g bx )   M bx2 Pbx2 (a  h g bx ) (1.10) Tùy theo giá trị hệ số phân bố lực phanh K12 dựa vào đặc điểm kiểu cấu phanh để chọn kiểu/loại cấu phanh cho hợp lý  Với xe vận tải, thơng thường có phân bố tải trọng tĩnh lên cầu trước cầu sau theo tỷ lệ trung bình tương ứng vào khoảng 30% 70% Khi phanh có phân bố lại tải trọng; làm tăng tải phân bố lên cầu trước đồng thời giảm tải phân bố lên cầu sau xác định cụ thể theo công thức (1.6) (1.7) Trong thiết kế, cố gắng phân bố trọng lượng cho phanh hiệu quả, hệ số phân bố lực phanh K12 thường dao động quanh giá trị đơn vị (K12  1) Với giá trị cấu phanh trục trước trục sau xe vận tải chọn giống (với xe có trục đơn) thiết kế đơn giản thuận lợi cho việc thay sữa chửa sau chúng hư hỏng  Còn với loại xe khách cỡ nhỏ, thường có phân bố tải trọng tĩnh lên trục trước trục sau nhau, có phân bố lại phanh nên hệ số phân bố lực phanh K12 lớn hẳn giá trị (K12 > 1) Vì loại cấu phanh trước/sau thường khác rõ rệt: chẳng hạn dùng kiểu cấu phanh trống guốc cấu phanh sau dùng loại guốc có tính chất tự siết guốc có tính tự tách; cấu phanh trước dùng loại hai guốc có tính tự siết; dùng kiểu cấu phanh khác cấu phanh đĩa cho cầu trước (còn trục sau dùng cấu phanh kiểu trống guốc) 1.3 Mô-men phanh cấu phanh sinh lực ép yêu cầu: Sau chọn kiểu/loại cấu phanh hợp lý theo mục 1.2 nêu trên, bắt tay tính tốn để xác định thơng số cấu phanh thiết kế Các thông số cấu phanh bao gồm mô-men phanh cấu phanh tạo ra, cấu ép để tạo lực ép cho cấu phanh Cách tính mơ-men phanh cơng thức tính lực ép yêu cầu cấu ép phụ thuộc vào kiểu/loại Bộ mơn Ơtơ & Máy cơng trình, Khoa Cơ khí Giao thơng, Trường Đại học Bách khoa Đà Nẵng Lê Văn Tụy - Hướng dẫn tính tốn thiết kế/kiểm nghiệm hệ thống phanh ôtô – Tr cấu phanh cụ thể Vì để xác định lực ép yêu cầu cấu phanh phải xét cụ thể kiểu/loại cấu phanh 1.3.1 Cơ cấu phanh trống guốc loại (loại trống guốc có cấu ép xy lanh kép có hai điểm tựa cố định guốc bố trí phía): Đây loại cấu phanh tang trống đơn giản nhất, có tính đối xứng qua mặt phẳng đối xứng thẳng đứng P1 P2 fN2 a phương diện kết cấu (hình 1.3) rt Tuy nhiên mơ-men ma sát tạo N1 N2 fN1 Cụ thể cấu phanh loại có đặc điểm kết cấu đáng ý: Hình 1.3: Cơ cấu phanh trống loại b guốc có giá trị khác tính chất tách/siết guốc tang trống phụ thuộc chiều quay bánh xe e e + Hai guốc cấu phanh có điểm tựa tâm quay cố định guốc bố trí phía cấu phanh (cùng tâm quay chung phía hình 1.3) + Hai guốc sử dụng chung cấu ép xy lanh kép (một xy lanh với hai piston thường có đường kính chiều tác dụng trái chiều nhau), nên mô-men ma sát hai guốc tạo cho tang trống khác tính chất tách/siết lực ép xy lanh kép tạo giống hồn tồn Cơng thức xác định mơ-men ma sát hai guốc tác dụng lên tang trống khác xác định sau - Với guốc tự siết (lực ép P1 từ piston tạo mô-men quay chiều với chiều quay tang trống – xem hình 1.3): Mg1 = P1h 1µ A1  µB1 (1.11) Bộ mơn Ơtơ & Máy cơng trình, Khoa Cơ khí Giao thơng, Trường Đại học Bách khoa Đà Nẵng Lê Văn Tụy - Hướng dẫn tính tốn thiết kế/kiểm nghiệm hệ thống phanh ôtô – Tr - Với guốc tự tách (lực ép P2 từ piston tạo mô-men quay ngược chiều với chiều quay tang trống – xem hình 1.3): Mg2 = P2 h µ A  µB (1.11b) Vậy mơ-men phanh hai guốc tạo cho tang trống xác định mô-men tổng sau Mp = P1h 1µ Ph µ  2 A1  µB1 A  µB (1.12) Trong h1, h2 khoảng cách từ tâm quay điểm tựa cố định đến phương lực ép tương ứng P1 P2 Nếu đường kính hai piston xy-lanh kép lực ép P1 P2 lực ép P áp suất dầu xy-lanh kép tạo cho hai piston P=  D 2xl p xl (1.13) Dxl đường kính xy lanh kép, pxl áp suất dầu phanh xy lanh Trong thiết kế, áp suất dầu phanh hệ thống chọn khoảng pxl  812[MN/m2]; hệ số ma sát chọn   0,300,33 Từ hình 1.3 dễ dàng thấy khoảng cách từ tâm quay điểm tựa cố định đến phương lực ép P hai guốc nhau; tức h1 = h2 = h = (a+b) Trong tính tốn thiết kế chọn h  0,8 đường kính trống phanh (h  0,8Dt) Và hai guốc phanh gắn má phanh hoàn tồn giống phương diện kích thước kết cấu (xem hình 1.4); giả sử hai má phanh có qui luật phân bố áp suất nhau; tức có A1 = A2 = A B1 = B2 = B mơ-men phanh guốc phanh cấu phanh tang trống loại sinh xác định bằng:  1    A  µB A  µB   Mp = P.h.µ. (1.14) Bộ mơn Ơtơ & Máy cơng trình, Khoa Cơ khí Giao thơng, Trường Đại học Bách khoa Đà Nẵng Lê Văn Tụy - Hướng dẫn tính tốn thiết kế/kiểm nghiệm hệ thống phanh ôtô – Tr hay  2A 2  A µ B Mp = P.h.µ. Rõ ràng mơ-men phanh cấu phanh sinh Mp phải mô-men phanh yêu cầu xác định (1.6) (1.6b); tức Mp = Mbxi với số i = cho cấu phanh cầu trước,    (1.14b) P y a  rt h x i = cho cấu phanh cầu sau  Thay đại lượng từ  s b C (1.14b) (1.6) (1.6b) ta có cơng thức tính lực ép u cầu cấu phanh kiểu trống guốc loại sau: P= Hình 1.4: Sơ đồ tính cấu phanh trống-guốc M p A  µ B  2Ahµ (1.15) thơng số A B đại lượng đặc trưng cho thông số kết cấu qui luật phân bố áp suất má phanh guốc phanh xác định theo giả thiết áp suất má phanh phân bố đều: q = const sau    1  sin   s   A = cos    sin   rt    1      (1.16) B=1 (1.16b) góc 1, 2 thơng số kết cấu góc đặt đầu – cuối ma sát – tính [rad] (xem hình 1.4) Trong tính tốn thiết kế, chọn góc Bộ mơn Ơtơ & Máy cơng trình, Khoa Cơ khí Giao thơng, Trường Đại học Bách khoa Đà Nẵng Lê Văn Tụy - Hướng dẫn tính tốn thiết kế/kiểm nghiệm hệ thống phanh ơtơ – Tr 10 1, 2 theo kinh nghiệm cho hiệu số (2 - 1)  900  1100 Còn s[m] khoảng cách từ tâm quay bánh xe đến tâm quay điểm tựa cố định guốc minh họa hình vẽ 1.4 Trong tính tốn thiết kế, khoảng cách s lấy tính theo khoảng cách b = s.cos0 với 0 góc đặt tâm quay điểm tựa cố định guốc phanh, b khoảng cách từ tâm quay bánh xe đến đường thẳng nối hai tâm quay hai điểm tựa cố định (xem hình 1.4) Còn thơng số  góc đặt phương hợp lực tổng hợp; áp suất phân bố xác định bằng:        (1.17) 1.3.2 Cơ cấu phanh trống guốc loại (loại trống guốc có cấu ép xy lanh đơn có hai điểm tựa cố định tâm quay guốc bố trí khác phía): Đây loại cấu phanh kiểu tang trống có tính đối xứng hồn tồn phương diện kết cấu qua tâm quay bánh xe (xem hình 1.5) Vì P1 mơ-men ma sát tang trống tạo hai guốc có giá trị a fN2 rt hoàn toàn giống với đặc điểm sau: N2 b N1 + Hai guốc sử dụng hai cấu ép riêng biệt hai xy lanh đơn bố trí hai phía khác fN1 P2 e (hình 1.5) Hình 1.5: Cơ cấu phanh trống guốc loại + Hai guốc cấu phanh có tâm quay điểm tựa cố định bố trí hai phía khác (xem hình 1.5) Do tính chất đối xứng tâm quay bánh xe, nên công thức xác định mô-men ma sát hai guốc tác dụng lên tang trống có cơng thức tính hồn tồn giống Bộ mơn Ơtơ & Máy cơng trình, Khoa Cơ khí Giao thơng, Trường Đại học Bách khoa Đà Nẵng Lê Văn Tụy - Hướng dẫn tính tốn thiết kế/kiểm nghiệm hệ thống phanh ôtô – Tr 91 Góc đặt phương hợp lực tổng hợp  áp suất phân bố xác định bằng:        (5.9b) Thế số, ta có:    30  120 . / 180  0,262[rad ] (5.9c) Khoảng cách từ tâm quay bánh xe đến phương lực ép a = b = 0,192[m] Và khoảng cách từ tâm quay bánh xe đến điểm tựa làm tâm quay cố định guốc tính bằng: s = b/cos(0) = 0,192/cos(30o) = 0,222[m] h = a + b = 0,192 + 0,192 = 0,384[m] Thế tất số liệu phân tích chọn vào cơng thức (5.9) với hệ số ma sát trượt  = 0,3 ta có:   sin   0,222 A= cos(0,262)  0,3 sin(0,262)    0,240 A = 0,868 B = Thay tất thông số vào cơng thức (5.8b) ta có mơ-men phanh cấu phanh trước kiểu trống guốc sinh bằng: P π.d12 π.0,024 = p d = p d 4 = 0,000452.pd Mbx1 = (5.10) 0,384.0,3.000 p d Phµ = A  µB 0,868 - 0,3.1 = 0,0001835.pd [N.m] (5.10b) Bộ mơn Ơtơ & Máy cơng trình, Khoa Cơ khí Giao thơng, Trường Đại học Bách khoa Đà Nẵng Lê Văn Tụy - Hướng dẫn tính tốn thiết kế/kiểm nghiệm hệ thống phanh ôtô – Tr 92 5.3.2 Mô-men phanh cấu phanh cầu sau sinh ra: Kiểu cấu phanh cầu sau kiểu trống guốc với hai guốc có chung cấu ép xy lanh kép (xem hình 3.2 - b) Đây loại cấu phanh kiểu tang trống đơn giản nhất, có tính đối xứng phương diện kết cấu qua mặt phẳng đối xứng thẳng đứng (hình 3.2 - b) Tuy nhiên mô-men ma sát tạo guốc có giá trị khác tính chất tách/siết guốc tang trống phụ thuộc chiều quay bánh xe Công thức xác định mô-men ma sát hai guốc tác dụng lên tang trống xác định khác sau - Với guốc tự siết (lực ép P1 từ piston tạo mô-men quay chiều với chiều quay tang trống – xem hình 3.2 - b): Mg1 = P1h 1µ A1  µB1 (5.11) - Với guốc tự tách (lực ép P2 từ piston tạo mô-men quay ngược chiều với chiều quay tang trống): Mg2 = P2 h µ A  µB (5.11b) Vậy mô-men phanh hai guốc tạo cho tang trống xác định mô-men tổng sau Mbx2 = P1h 1µ Ph µ  2 A1  µB1 A  µB (5.12) Vì hai guốc phanh gắn má phanh hoàn toàn giống phương diện kích thước kết cấu; giả sử hai má phanh có qui luật phân bố áp suất nhau; tức ta có A1 = A2 = A B1 = B2 = B mơ-men phanh guốc phanh cấu phanh tang trống cầu sau sinh xác định bằng: Bộ mơn Ơtơ & Máy cơng trình, Khoa Cơ khí Giao thơng, Trường Đại học Bách khoa Đà Nẵng Lê Văn Tụy - Hướng dẫn tính tốn thiết kế/kiểm nghiệm hệ thống phanh ôtô – Tr 93  1    A  µB A  µB   Mbx2 = P.h.µ. hay  2A 2  A µ B Mbx2 = P.h.µ.    (5.13) (5.13b) Thay tất thông số biết vào cơng thức (5.13c) ta có mơ-men phanh cấu phanh sau kiểu trống guốc sinh P π.d 22 π.0,0212 = p d = p d 4 = 0,000346.pd  2A 2  A µ B Mbx2 = P.h.µ. (5.14)    2.0,868   2  0,868  0,3   = 0,000346.p d 0,384.0,3. = 0,0001044.pd (5.14b) Vì vậy, ta có tỷ số phân bố mơ-men phanh trục trước trục sau theo hệ số phân bố lực phanh thực tế K12 : K12 = M bx1 0,0001835.p d  = 1,75759 M bx2 0,0001044.p p (5.15) 5.4 Lực phanh riêng pr = bx Căn kết tính tốn kiểm nghiệm từ (5.15) tỷ số phân bố mô-men phanh thực tế cấu phanh sinh (5.6) tỷ số phân bố mô-men phanh yêu cầu xe thiết kế, ta giải lực phanh riêng pr đặc trưng hệ số bám bx phanh xe thiết kế sau : K12 = 1052,174  500.  = 1,75759 1147,826  500.  bx (5.16) bx Giải phương trình (5.16) ta : pr = bx = 0,70 (5.16b) Bộ mơn Ơtơ & Máy cơng trình, Khoa Cơ khí Giao thơng, Trường Đại học Bách khoa Đà Nẵng Lê Văn Tụy - Hướng dẫn tính tốn thiết kế/kiểm nghiệm hệ thống phanh ôtô – Tr 94 5.4 Mô-men phanh áp suất phanh thực tế Sau xác định thông số làm việc đặc trưng hệ thống phanh xe thiết kế; lực phanh riêng với pr = bx = 0,70, dễ dàng xác định mô men phanh lớn thực phanh khẩn cấp theo công thức (5.5) (5.5b) sau : Mbx1 = 1618,650.bx + 769,193.(bx)2 = 1509,960[N.m] (5.17) Mbx2 = 1765,800.bx - 769,193.(bx)2 = 859,155[N.m] (5.17b) Từ ta tính áp suất dầu phanh thực tế suy từ công thức (5.10b) (5.14b) sau: + Đối với cấu phanh bánh xe trước: Mbx1 = K1.pd1 = 0,0001835.pd1 [N.m] (5.18) Suy ra: pd1 = M bx1 1509,960  K1 0,0001835 = 8,2272[MN/m2] (5.18b) + Đối với cấu phanh bánh xe sau: Mbx2 = K2.pd2 = 0,0001044.pd2 [N.m] (5.19) Suy ra: pd2 = M bx 859,155  K2 0,0001044 = 8,2277[MN/m2] (5.19b) Sai lệch áp suất phanh dòng trước dòng sau 0,0056% khơng đáng kể; xem chúng nhau: pd1 = pd2 = pd = 8,227[MN/m2] Điều cho thấy q trình tính tốn kiểm nghiệm xác tin cậy Bộ mơn Ơtơ & Máy cơng trình, Khoa Cơ khí Giao thông, Trường Đại học Bách khoa Đà Nẵng Lê Văn Tụy - Hướng dẫn tính tốn thiết kế/kiểm nghiệm hệ thống phanh ơtơ – Tr 95 Với kết tính toán cho ta xây dựng đồ thị đặc tính áp suất phanh sau: + Cân phương trình mơ-men phanh thực tế (5.18) với phương trình mô-men phanh lý thuyết (5.5) cầu trước, ta có diễn biến áp suất phanh lý tưởng cầu trước theo hệ số bám phanh; tức là: 0,0001835.pd1 = 1618,650.bx + 769,193.(bx)2 pd1 = M bx1 1618,650. bx  769,193. bx2  K1 0,0001835 (5.20) + Cân phương trình mơ-men phanh thực tế (5.19) với phương trình mô-men phanh lý thuyết (5.5b) cầu sau, ta có diễn biến áp suất phanh lý tưởng cầu sau theo hệ số bám phanh; tức là: 0,0001044.pd2 = 1765,800.bx - 769,193.(bx)2 pd2 M bx 1765,800. bx  769,193. bx2 =  K2 0,0001044 (5.20b) Bảng biến thiên áp suất phanh cấu phanh bánh xe trước/sau thay đổi theo hệ số bám cho bảng 5.2 Bảng 5.2: Bảng tính giá trị áp suất phanh bánh xe trước/sau theo hệ số bám 0.10 0.20 0.30 0.40 0.50 0.60 0.70 pd1 [MN/m2] 0.924 1.932 3.023 4.198 5.457 6.800 8.227 9.738 11.332 pd2 [MN/m2] 1.617 3.087 4.410 5.585 6.614 7.494 8.227 8.814 bx 0.80 0.90 9.253 Đồ thị biểu diễn mối quan hệ phân bố áp suất phanh cấu phanh bánh xe sau pd2 biến đổi theo áp suất phanh cấu phanh bánh xe trước pd1 cho đồ thị hình 5.6 Bộ mơn Ơtơ & Máy cơng trình, Khoa Cơ khí Giao thơng, Trường Đại học Bách khoa Đà Nẵng Lê Văn Tụy - Hướng dẫn tính tốn thiết kế/kiểm nghiệm hệ thống phanh ôtô – Tr 96 pd2[MN/m ] Diễn biến quan hệ áp suất phanh sau trước Lý thuyết Thực tế 12.0 11.0 10.0 9.0 8.0 7.0 6.0 5.0 4.0 3.0 2.0 1.0 pd1[MN/m2] 0.0 0.0 1.0 2.0 3.0 4.0 5.0 6.0 7.0 8.0 9.0 10.0 11.0 12.0 Hình 5.6: 5.5 Lực ép mơ-men phanh guốc phanh Thế áp suất tính trên, cho phép ta tính ngược lại lực ép tác dụng lên guốc phanh trước sau theo công thức (5.10) (5.14) + Đối với cấu phanh bánh xe trước, ta có lực ép P1 sau: P1 = π.d12 π.0,024 p d = 8,227.10 4 = 3721,9 [N] (5.21) + Đối với cấu phanh bánh xe sau, ta có lực ép P2 sau: P2 = π.d 22 π.0,0212 p d = 8,227.106 4 = 2849,7 [N] (5.21b) Bộ mơn Ơtơ & Máy cơng trình, Khoa Cơ khí Giao thông, Trường Đại học Bách khoa Đà Nẵng Lê Văn Tụy - Hướng dẫn tính tốn thiết kế/kiểm nghiệm hệ thống phanh ôtô – Tr 97 Suy mô-men phanh guốc tạo cho tang trống + Đối với cấu phanh bánh xe trước, mô-men phanh hai guốc tạo cho trống phanh (đều tự siết): Mg1 = Mg2 = P1hµ 3721,9.0,384.0,30 = A  µB 0,868  0,30.1 = 754,98 [N.m] (5.22) + Đối với cấu phanh bánh xe sau, mô-men phanh hai guốc tạo cho trống phanh khác (một guốc tự siết guốc tự tách): Mg1 = P2 hµ 2849,7.0,384.0,3 = = 578,06[N.m] A  µB 0,868  0,3.1 (5.22b) Mg2 = P2 hµ 2849,7.0,384.0,3 = = 281,09[N.m] A  µB 0,868  0,3.1 (5.22c) 5.6 Tính tốn áp suất làm việc má phanh: Bề rộng má phanh xác định diện tích làm việc má phanh ép lên tang trống 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 dụng đơn vị diện tích giảm, dẫn đến mức độ mài mòn giảm lần phanh (mỗi lần phanh diễn lần trình trượt má phanh tang trống diễn mảnh liệt, vừa làm mài mòn má phanh vừa sinh nhiệt lớn làm nung nóng tang trống má phanh chi tiết liên quan đến truyền nhiệt với chúng) Khi thông số làm việc guốc phanh xác định với kích thước má phanh cho, ta xác định áp suất làm việc má phanh trình phanh Với kiểu cấu phanh tang trống, áp suất làm việc xác định theo bề rộng má phanh b mô-men phanh Mg guốc tạo cho tang trống sau: Bộ mơn Ơtơ & Máy cơng trình, Khoa Cơ khí Giao thông, Trường Đại học Bách khoa Đà Nẵng Lê Văn Tụy - Hướng dẫn tính tốn thiết kế/kiểm nghiệm hệ thống phanh ơtơ – Tr 98 b= Mg q.µ.rt     (5.23) rt bán kính tang trống,  = (2 - 1) góc ơm má phanh, q[N/m2] áp suất tác dụng lên má phanh trình phanh Từ (5.22) suy áp suất làm việc má phanh + Với guốc cấu phanh trước (Mg1 = 754,98[N.m]) qlv = 754,98.180 = 1,03 [MN/m2] 0,027.0,3.0,24 120  30 .3.1416 (5.23b) + Với guốc cấu phanh sau: (Mg1 = 578,06[N.m]) qlv = 578,06.180 = 0,79[MN/m2] 0,027.0,3.0,24 120  30 .3.1416 (5.23c) So với giá trị cho phép [q] = 1,52,0 [MN/m2] thỏa mãn u cầu 5.7 Tính tốn kiểm tra thông số liên quan khác cấu phanh: 5.7.1 Tính tốn kiểm tra cơng trượt riêng Kích thước má phanh khơng 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 cơng 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 cơng ma sát trượt riêng cơng ma sát trượt má phanh q trình phanh tính đơn vị diện tích làm việc má phanh Giả sử cơng ma sát trượt L q trình phanh thu tồn động ơtơ bắt đầu phanh với vận tốc v1 ôtô dừng hẳn (v2 = 0); tức là: L= m a v12  v 22  G a v12  2g (5.24) Bộ mơn Ơtơ & Máy cơng trình, Khoa Cơ khí Giao thơng, Trường Đại học Bách khoa Đà Nẵng Lê Văn Tụy - Hướng dẫn tính tốn thiết kế/kiểm nghiệm hệ thống phanh ôtô – Tr 99 đó: ma khối lượng tồn ơtơ đầy tải phanh [kg], Ga 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] Tổng diện tích làm việc tất má phanh xác định: A = b.rt    .4 (5.24b) Thế số biết, ta có: A = 0,027.0,240.120  30 3.1416 / 180 .4 = 0,0809[m2] (5.24c) Suy công trượt riêng là: G a v12 L Lr =  A  2gA  (5.25) Trị số cơng 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 = 150[km/h] = 41,667[m/s]/2 = 20,833[m/s] ta có: Lr = (2300.9.81).20,8332 = 6,169 [MJ/m2] 2.9.81.0,0809 (5.25b) So với giá trị cho phép [Lr] = 415[MJ/m2] thỏa mãn 5.7.2 Tính tốn kiểm tra nhiệt độ hình thành cấu phanh Trong q trình ơtơ bị phanh, động ơtơ 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 khơng khí Tuy nhiên phanh ngặt thời gian ngắn, lượng nhiệt không kịp truyền cho mơi trường khơng khí truyền khơng đáng kể nên tính tốn thiết kế, để an tồn nhiệt Bộ mơn Ơtơ & Máy cơng trình, Khoa Cơ khí Giao thơng, Trường Đại học Bách khoa Đà Nẵng Lê Văn Tụy - Hướng dẫn tính tốn thiết kế/kiểm nghiệm hệ thống phanh ôtô – Tr 100 coi tang trống (hoặc đĩa phanh) nhận hết nhiệt trình phanh Vì ta có phương trình cân nhiệt sau: m a v12  v 22   m p C.ΔC (5.26) đó: mp tổng khối lượng tang trống (hoặc đĩa phanh); C nhiệt dung riêng vật liệu làm tang trống (hoặc đĩa phanh) – thép gang C  500[J/kg] – với hợp kim xi-lu-min C lấy lên tới 950[J/kg] Còn T độ tăng nhiệt độ tang trống (hoặc đĩa phanh) Độ tăng nhiệt độ tang trống (hoặc đĩa phanh) phanh với tốc độ ôtô v1 = 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 khơng vượt 1250 + Tính kiểm tra độ tăng nhiệt độ phanh với vận tốc v = 8,33[m/s] Từ (5.26) suy độ tăng nhiệt độ tang trống có tổng khối lượng mp = 16[kg] tốc độ xe v = 8,33[m/s] là: T  m a v12 2300.8,332  2.C.m p 2.500.16  10[độ] (5.26b) + Tính kiểm tra độ tăng nhiệt độ phanh với vận tốc v = 0,5.vmax Từ (5.26) suy độ tăng nhiệt độ tang trống có tổng khối lượng mp = 16[kg] tốc độ xe v = 0,5vmax = 41,667/2 = 20,833[m/s] là: m a v12 2300.20,8332 T   2.C.m p 2.500.16  62,4[độ] (5.26c) So với giá trị cho phép 15[độ] 125[độ] thỏa mãn Bộ mơn Ơtơ & Máy cơng trình, Khoa Cơ khí Giao thơng, Trường Đại học Bách khoa Đà Nẵng Lê Văn Tụy - Hướng dẫn tính tốn thiết kế/kiểm nghiệm hệ thống phanh ơtơ – Tr 101 5.8 Hành trình dịch chuyển đầu piston xy lanh 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 guốc: hành trình dịch chuyển piston cơng tác x [mm] cấu ép xác định: x= δ o  δ m a  b  b (5.27) o khe hở hướng kính trung bình má phanh trống phanh Khe hở hướng kính trung bình thường o điều chỉnh theo kinh nghiệm từ 0,5 đến 0,6[mm] Còn m độ mòn hướng kính cho phép má phanh tang trống Khi lượng mòn hướng kính đạt đến giá trị cho phép nằm khoảng 1,01,2[mm] hành trình bàn đạp đạt giá trị cực đại cho phép [Sbd] mà cần phải điều chỉnh lại khe hở hướng kính trung bình o Chọn o = 0,5[mm] m = 1[mm] với a = b = 192[mm] ta có: x= 0,5  1192  192 = 3[mm] 192 (5.27b) 5.9 Hành trình dịch chuyển piston xy lanh 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   2x n d 12 2x n d 22   d dk  .K   h =    δ  δ  δ dk 2   D D D c c  c   (5.28) đó: x1, x2 hành trình dịch chuyển piston công tác cấu phanh cầu trước/sau Mục 1.6 tính: x1 = x2 = 3[mm]; số theo thông số x để xác định số lượng hai piston công tác cấu phanh Bộ mơn Ơtơ & Máy cơng trình, Khoa Cơ khí Giao thơng, Trường Đại học Bách khoa Đà Nẵng Lê Văn Tụy - Hướng dẫn tính tốn thiết kế/kiểm nghiệm hệ thống phanh ôtô – Tr 102 n1, n2 tương ứng số lượng trục bánh xe cầu trước/sau Với xe du lịch có cơng thức bánh xe 4x4 4x2 n1 = n2 = d1, d2 đường kính xy-lanh cơng tác cấu phanh cầu trước, cầu sau; ta có: d1 = 24[mm]; d2 = 21[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 = 22[mm] Dc đường kính xy lanh chính: Dc = 22[mm] 1, 2 khe hở thơng dầu xy-lanh trạng thái khơng phanh ứng với dòng trước/sau Có thể chọn : 1 = 2 = 1,5[mm] dk khoảng dịch chuyển piston trợ lực để điều khiển đóng mở van trợ lực Chọn dk = 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 thơng số, ta có:   2.3.1.24 2.3.1.212  22   h =    .2  1.5  1.5  1.0 .1,07 2 22 22 22    = 31,260[mm] (5.28b) 5.10 Hành trình bàn đạp phanh Đòn bàn đạp phanh có nhiệm vụ truyền lực đạp lái xe lên piston xy-lanh Vì dịch chuyển đầu bàn đạp phanh xác định: Sbd = h  δ.K .i bd (5.29) 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 Đối với ơtơ du lịch có ibd = 4,7 với khe hở  = 0,5[mm] ta có hành trình lớn bàn đạp phanh má phanh mòn đến giới hạn phải điều chỉnh: Sbd = (31,260 + 0,5.1,07).4,7 = 149[mm] (5.29b) Bộ mơn Ơtơ & Máy cơng trình, Khoa Cơ khí Giao thơng, Trường Đại học Bách khoa Đà Nẵng Lê Văn Tụy - Hướng dẫn tính tốn thiết kế/kiểm nghiệm hệ thống phanh ơtơ – Tr 103 Hành trình bàn đạp phanh thực tế Sbd khơng xét đến lượng mòn m (tức m = 0) tính: Sbd = h *  δ.K .i bd (5.30) Với m = x = 1[mm], ta có:   2.1.1.24 2.1.1.212  22  .1,07      1.0 22  22    22 h* =   (5.30b) = 13,273[mm] Nên: Sbd = (13,273+0,5.1.07).4,7 = 65 [mm] Theo cơng thức tính hành trình trên, ta tính hành trình làm việc cho khe hở không; tức 1 = 2 = dk = m =  = ** h   2.1.1.24 2.1.1.212   =    .2 .1,07 22     22 (5.31) = 8,99[mm] Slv = h**.ibd (5.31b) Nên: Slv = 8,99.4,7  42 [mm] Ta có tỷ số hành trình thực tế bàn đạp Sbd so với hành trình làm việc bàn đạp Slv bằng: Kbd/lv = S bd 65  = 1,55 S lv 42 (5.32) So với tỷ số kinh nghiệm nằm khoảng 1,41,6 phù hợp 5.11 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: π.D 2xl p d Pbd  4.i bd η bd η xl (5.33) Bộ mơn Ơtơ & Máy cơng trình, Khoa Cơ khí Giao thơng, Trường Đại học Bách khoa Đà Nẵng Lê Văn Tụy - Hướng dẫn tính tốn thiết kế/kiểm nghiệm hệ thống phanh ơtơ – Tr 104 đó: Dxl đường kính xy-lanh cung cấp dầu cho xy-lanh công tác; trợ lực dùng kiểu trợ lực trực tiếp Dxl xy-lanh với Dc = 0,022[m] Với pd áp suất làm việc dầu hệ thống: pd = 8,227[MN/m2] Đại lượng bd hiệu suất bàn đạp, kể đến tổn thất truyền lực tính từ bàn đạp đến piston xy-lanh hiệu suất thủy lực d xét đến tổn thất truyền lực ma sát piston với xy-lanh chính; chọn theo kinh nghiệm sau:  Hiệu suất truyền động khí : bd  0,850,90; chọn bd = 0,90  Hiệu suất piston-xylanh: xl  0,920,95; chọn xl = 0,95 Thế số ta có lực đạp cần phải tác dụng chưa tính đến trợ lực: Pbd  π.0,22 2.8.,22710 = 781,66[N] 4.4,7.0,90.0,95 (5.33b) Giá trị tính toán lực bàn đạp so với yêu cầu cho phép nhằm bảo đảm điều khiển nhẹ nhàng cho lái xe ôtô xe du lịch nămg khoảng [Pbd]  200300[N] cần thiết phải trợ lực 5.12 Lực cần thiết tác dụng lên bàn đạp phanh có trợ lực Khi có phận trợ lực (trực tiếp hay gián tiếp) cơng thức tổng qt tính lực cần thiết phải có để thực q trình phanh khẩn cấp với lực phanh lớn yêu cầu sau: π.D 2xl p d Pbd i bd η bd  Ptl i tl η tl  4.η xl (5.34) đại lượng itl tỷ số truyền khuếch đại lực, tính từ xy-lanh trợ lực (trợ lực chân khơng trợ lực khí nén) đến piston xy-lanh cung cấp dầu cho xy-lanh công tác Đại lượng tl 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 Bộ mơn Ơtơ & Máy cơng trình, Khoa Cơ khí Giao thông, Trường Đại học Bách khoa Đà Nẵng Lê Văn Tụy - Hướng dẫn tính tốn thiết kế/kiểm nghiệm hệ thống phanh ôtô – Tr 105 Trong trường hợp trợ lực trực tiếp itl = 1; hiệu suất tl chọn 0,95 Lực bàn đạp cần phải tác dụng lên bàn đạp trường hợp có trợ lực xác định bằng:  π.D 2xl p d    Ptl i tl η tl  4.η xl  Pbd   i bd η bd (5.34b) 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 = 0,05[MN/m2] Lực trợ lực tạo nhờ nguyên lý chênh lệch áp suất hai ngăn bầu trợ lực xác định sau: π.D 2b p Ptl  (5.35) Thế số ta có : Ptl  π.0,252 2.0,05.10 = 2493,8[N] (5.35b) Suy lục phải tác dụng lên bàn đạp có trợ lực :  π.0,22 2.8,227.106    2493.1.0,95  4.0,95  = 218,18[N] Pbd   4,7.0,90 (5.36) Giá trị chấp nhận cho điều khiển nhẹ nhàng cần thiết lái xe Bộ mơn Ơtơ & Máy cơng trình, Khoa Cơ khí Giao thơng, Trường Đại học Bách khoa Đà Nẵng ... 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 khơng có bơm dầu hổ trợ: pd  510[MN/m2]  Hệ thống phanh. .. thống phanh thiết kế Với hệ thống phanh có trang bị hệ thống kiểm soát điều chỉnh độ trượt bánh xe (xe có trang bị hệ thống chống hãm cứng bánh xe ABS – Anti-lock Brake System, hay trang bị hệ thống. .. Hướng dẫn tính tốn thiết kế/ kiểm nghiệm hệ thống phanh ôtô – Tr Hệ số bám bx lốp với mặt đường bánh xe phanh phải “giá trị lớn có” nhằm nâng cao hiệu hệ thống phanh Tuy nhiên hệ số bám không chọn