NGHIÊN CỨU, LẬP TRÌNH KIỂM TRA, CHẨN ĐOÁN VÀ BẢO DƯỠNG HỆ THỐNG PHANH ABS TRÊN XE MAZDA 3 là một đồ án tuyệt vời giúp cho người học hiểu hơn về công nghệ ô tô và giúp đỡ cho sinh viên học và điển về hệ thông xe và công nghệ bảo dưỡng hợp lý
Đồ án tốt nghiệp GVHD: Lê Văn Tụy MỤC LỤC MỤC LỤC LỜI NÓI ĐẦU 1.1 MỤC ĐÍCH, Ý NGHĨA VÀ CƠ SỞ LÝ THUYẾT HỆ THỐNG PHANH ABS 1.1.1 Mục đích ,ý nghĩa đề tài .3 1.1.2 Lịch sử phát triển phanh 1.1.3.Chức nhiệm vụ hệ thống phanh 1.2 TỔNG QUAN CHUNG CỦA PHANH 1.2.1.Công dụng hệ thống phanh 1.2.2 Phân loại hệ thống phanh ABS theo kiểu điều khiển 10 Chương NGHIÊN CỨU CẤU TẠO, NGUYÊN LÝ LÀM VIỆC HỆ THỐNG PHANH ABS TRÊN XE MAZDA .17 2.1 GIỚI THIỆU TỔNG QUAN VỀ MAZDA 17 2.1.1 Hộp số tự động .19 2.1.2 Hệ thống treo 19 2.1.3 Hệ thống lái 20 2.1.4 Hệ thống phanh 20 2.2 ĐẶC ĐIỂM CẤU TẠO CỦA HỆ THỐNG PHANH ABS DÙNG TRÊN XE MAZDA 20 2.2.1 Sơ đồ cấu tạo 20 2.2.2 Cơ cấu phanh 21 2.2.3 Xy lanh 21 2.2.4 Các cảm biến 22 2.2.4.1.Cảm biến tốc gia tốc bánh xe 22 2.2.4.2.Cảm biến giảm tốc 24 2.2.5 ECU ( Engine Control Unit), ABS ( Antilock Brake System) 25 2.2.5.1.Chức hộp điều khiển ABS (ECU): 25 2.2.5.2 Cấu tạo ECU .25 2.2.5.3.Quá trình điều khiển chống hãm cứng bánh xe phanh ECU 27 2.2.6 Bộ phận chấp hành 27 2.2.6.1 Van điện từ .27 2.2.6.2 Mô tơ điện bơm dầu .28 2.2.6.3 Bình tích áp .28 Đồ án tốt nghiệp GVHD: Lê Văn Tụy 2.2.7 Trợ lực phanh 28 Hình 2-8: Dẫn động phanh thuỷ lực trợ lực chân khơng 28 2.2.8.Hệ thống kiểm sốt ổn định DSC ( Dynamic Stability Control) .30 2.3.NGUYÊN LÝ HOẠT ĐỘNG CỦA HỆ THỐNG PHANH ABS TRÊN XE MAZDA 30 Chương QUY TRÌNH KIỂM TRA,CHẨN ĐỐN VÀ BẢO DƯỠNG HỆ THỐNG PHANH ABS TRÊN XE MAZDA 35 3.1 QUY TRÌNH KIỂM TRA HỆ THỐNG ABS TRÊN XE MAZDA 35 3.1.1.Kiểm tra sơ xe .35 3.2.2 Quy trình xố DTC 41 3.2.3 Quy trình theo dõi ghi lại liệu PID 41 3.2.4 Quy trình hoạt động chế độ lệnh .42 3.3 QUY TRÌNH BẢO DƯỠNG HỆ THỐNG ABS TRÊN XE MAZDA 3.55 3.3.1.Quy trình bảo dưỡng hàng ngày .55 KẾT LUẬN 73 TÀI LIỆU THAM KHẢO .74 Đồ án tốt nghiệp GVHD: Lê Văn Tụy LỜI NÓI ĐẦU Ngày với phát triển xã hội phương tiện giao thơng phát triển khơng ngừng ơtơ phương tiện phổ biến Do nhu cầu cấp thiết người tiêu dùng, nghành công nghiệp ôtô cho đời nhiều loại ơtơ với tính cơng dụng khác Cũng từ đòi hỏi người tiêu dùng vận tốc ôtô phải lớn độ an toàn phải cao Nhà sản xuất phải nghiên cứu hệ thống phanh nhiều nhằm đáp ứng nhu cầu người tiêu dùng hệ thống phanh chống trượt lết đựơc đời giải pháp cho vấn đề an toàn Cùng với phát triển mạnh mẽ khoa học kỹ thuật, điện tử tin học giúp nghành công nghiệp ôtô thiết kế chế tạo thành công hệ thống phanh chống trượt lết với độ xác cao, an tồn, hiệu quả, nhỏ gọn…vì mà tính ổn định ơtơ hiệu ôtô cao nhiều so với hệ thơng phanh thường Với mục đính củng cố mở rộng kiến thức chuyên môn, đồng thời làm quen với cơng tác nghiên cứu khoa học góp phần nâng cao hiệu sử dụng phanh ôtô Em đựơc giao thực luận văn tốt nghiệp với đề tài:“Nghiên cứu, lập quy trình kiểm tra, chẩn đốn bảo dưỡng hệ thống phanh ABS xe Mazda 3.”.Với hướng dẫn tận tình thầy Lê Văn Tụy thầy khoa Cơ khí giao thơng giúp em hoàn thành đề tài theo tiến độ Trong thời gian thực đề tài thời gian có hạn kiến thức hạn chế nên trình thực khơng thể tránh khỏi thiếu sót định Em mong giúp đỡ, ý kiến đóng góp q thầy tất bạn để đề tài hoàn thiện Cuối em xin chân thành cảm ơn thầy Lê Văn Tụy thầy khoa bạn giúp em hoàn thành đồ án Đà Nẵng , ngày 10 tháng năm 2016 Sinh viên thực Đồ án tốt nghiệp GVHD: Lê Văn Tụy Vũ Văn Ngọc Đồ án tốt nghiệp GVHD: Lê Văn Tụy Chương TỔNG QUAN VỀ HỆ THỐNG PHANH Ô TÔ 1.1 MỤC ĐÍCH, Ý NGHĨA VÀ CƠ SỞ LÝ THUYẾT HỆ THỐNG PHANH ABS 1.1.1 Mục đích ,ý nghĩa đề tài Hiện ô tô trở thành phương tiện vận chuyển quan trọng hành khách vận chuyển hàng hoá cho ngành kinh tế quốc dân, đồng thời trở thành phương tiện giao thông tư nhân nước có kinh tế phát triển Ở nước ta, số người sử dụng ô tô ngày nhiều với tăng trưởng kinh tế, giao thông vận tải, mật độ ô tô lưu thông đường ngày cao dẫn đến tai nạn giao thơng ngày nhiều Do để đảm bảo tính an tồn vấn đề tai nạn giao thơng hướng giải cần thiết nhất, quan tâm nhà thiết kế chế tạo tơ mà hệ thống phanh đóng vai trị quan trọng Phanh sử dụng ABS nghành công nghệ bổ sung cho hệ thống phanh hữu dụng ngành công nghiệp ôtô thời gian gần Vai trò chủ yếu ABS giúp tài xế trì khả kiểm sốt xe tình phanh gấp, giữ cho bánh xe khơng bị hãm cứng hồn tồn phanh ngặt Nó góp phần giảm thiểu tai nạn nguy hiểm nhờ điểu khiển trình phanh cách tối ưu Cũng mà hệ thống phanh ngày cải tiến, tiêu chuẩn thiết kế chế tạo sử dụng hệ thống phanh ngày nghiêm ngặt chặt chẽ Ðối với sinh viên ngành Công Nghệ Kỹ Thuật Ơ Tơ việc tìm hiểu, nghiên cứu hệ thống phanh có ý nghĩa thiết thực Ðó lý em chọn đề tài: “ Nghiên cứu lập quy trình trình kiểm tra,chẩn đốn bảo dưỡng hệ thống phanh ABS xe MAZDA ” Ðể giải vấn đề trước hết ta cần phải hiểu rõ nguyên lý hoạt động, kết cấu chi tiết, phận hệ thống phanh 1.1.2 Lịch sử phát triển phanh ABS sử dụng lần máy bay thương mại vào năm 1949, chống tượng trượt khỏi đường băng máy bay hạ cánh Tuy nhiên, kết cấu ABS lúc cịn cồng kềnh, hoạt động khơng tin cậy khơng tác động đủ nhanh tình Trong trình phát triển, ABS cải tiến từ loại khí sang loại điện loại điện tử Đồ án tốt nghiệp GVHD: Lê Văn Tụy Vào thập niên 1960, nhờ kỹ thuật điện tử phát triển, vi mạch điện tử (microchip) đời, giúp hệ thống ABS lần lắp ơtơ vào năm 1969 Sau đó, hệ thống ABS nhiều công ty sản xuất ôtô nghiên cứu đưa vào ứng dụng từ năm 1970s Công ty Toyota sử dụng lần cho xe Nhật từ năm 1971, hệ thống ABS kênh điều khiển đồng thời hai bánh sau Nhưng phải đến thập niên 1980s hệ thống pháttriển mạnh nhờ hệ thống điều khiển kỹ thuật số, vi xử lý (digital microprocessors/microcontrollers) thay cho hệ thống điều khiển tương tự (analog) đơn giản trước Lúc đầu hệ thống ABS lắp xe du lịch cao cấp, đắt tiền, trang bị theo yêu cầu theo thị trường Dần dần hệ thống đưa vào sử dụng rộng rãi hơn, đến ABS gần trở thành tiêu chuẩn bắt buộc cho tất loại xe tải, số xe du lịch cho phần lớn loại xe hoạt động vùng có đường băng, tuyết dễ trơn trượt Hệ thống ABS không thiết kế hệ thống phanh thủy lực, mà ứng dụng rộng rãi hệ thống phanh khí nén xe tải xe khách lớn Nhằm nâng cao tính ổn định tính an tồn xe chế độ hoạt động xe khởi hành hay tăng tốc đột ngột, vào đường vòng với tốc độ cao, phanh trường hợp khẩn cấp,… hệ thống ABS thiết kế kết hợp với nhiều hệ thống khác: Hệ thống ABS kết hợp với hệ thống kiểm soát lực kéo - Traction control (hay ASR) làm giảm bớt công suất động phanh bánh xe để chống tượng bánh xe bị trượt lăn chỗ xe khởi hành hay tăng tốc đột ngột, điều làm tổn hao vơ ích phần cơng suất động tính ổn định chuyển động ôtô Hệ thống ABS kết hợp với hệ thống phân phối lực phanh điện tử EBD (Electronic Brake force Distribution) nhằm phân phối áp suất dầu phanh đến bánh xe phù hợp với chế độ tải trọng chế độ chạy xe Hệ thống ABS kết hợp với hệ thống hỗ trợ phanh khẩn cấp BAS (Brake Assist System) làm tăng thêm lực phanh bánh xe để có quãng đường phanh ngắn trường hợp phanh khẩn cấp Hệ thống ABS kết hợp với hệ thống ổn định ôtô điện tử (ESP), khơng có tác dụng dừng xe, mà can thiệp Đồ án tốt nghiệp GVHD: Lê Văn Tụy vào trình tăng tốc chuyển động quay vịng ơtơ, giúp nâng cao hiệu suất chuyển động ô tô trường hợp Ngày nay, với phát triển vượt bậc hỗ trợ lớn kỹ thuật điện tử, ngành điều khiển tự động phần mềm tính tốn, lập trình cực mạnh cho phép nghiên cứu đưa vào ứng dụng phương pháp điều khiển ABS điều khiển mờ, điều khiển thơng minh, tối ưu hóa q trình điều khiển ABS Các công ty BOSCH, AISIN, DENSO, BENDIX công ty đầu việc nghiên cứu, cải tiến chế tạo hệ thống ABS cho ô tô 1.1.3.Chức nhiệm vụ hệ thống phanh Các điều chỉnh lực phanh, cách điều chỉnh phân phối áp suất dẫn động phanh bánh xe trước sau, đảm bảo: - Hoặc hãm cứng đồng thời bánh xe (để sử dụng triệt để trọng lượng bám tránh quay xe phanh) - Hoặc hãm cứng bánh xe trước (để đảm bảo điều kiện ổn định) Tuy nhiên trình phanh chưa phải có hiệu cao an tồn nhất, vì: λ= Va − ωb rb 100% = (15 ÷ 30)% Va Ở đây: Va - Tốc độ chuyển động tịnh tiến ôtô ωb - Tốc độ góc bánh xe rb - Bán kính lăn bánh xe - Cịn ơtơ, phanh với tốc độ 180km/h đường khơ, bề mặt lốp bị mòn lớp dày tới 6mm - Các bánh xe bị trượt dọc hồn tồn, cịn khả tiếp nhận lực ngang, thực quay vòng phanh đoạn đường cong đổi hướng để tránh chướng ngại vật, đặc biệt mặt đường có hệ số bám thấp Do dễ gây tai nạn nguy hiểm phanh Đồ án tốt nghiệp GVHD: Lê Văn Tụy Hình 1-1 Sự thay đổi hệ số bám dọc ngang theo độ trượt tương đối bánh xe Vì để đảm bảo đồng thời hiệu phanh tính ổn định cao Ngồi cịn giảm mịn nâng cao tuổi thọ cho lốp, cần tiến hành trình phanh giới hạn bắt đầu hãm bánh xe, nghĩa đảm bảo cho bánh xe q trình phanh khơng bị trượt lết hồn tồn mà trượt cục giới hạn λ=(15÷30)% Đó chức nhiệm vụ hệ thống chống hãm cứng bánh xe Để giữ cho bánh xe khơng bị hãm cứng hồn tồn phanh, cần phải điều chỉnh áp suất dẫn động phanh cho độ trượt bánh xe với mặt đường thay đổi giới hạn hẹp quanh giá trị tối ưu Các hệ thống chống hãm cứng bánh xe phanh sử dụng nguyên lý điều chỉnh khác như: - Theo gia tốc chậm dần bánh xe phanh - Theo độ trượt cho trước - Theo tỷ số vận tốc góc bánh xe gia tốc chậm dần Như hệ thống chống hãm cứng bánh xe hệ thống an tồn chủ động ơtơ đại Nó góp phần giảm thiểu tai nạn nguy hiểm nhờ điều khiển trình phanh cách tối ưu 1.2 TỔNG QUAN CHUNG CỦA PHANH 1.2.1.Công dụng hệ thống phanh Dựa tiêu đánh giá chất lượng trình phanh, ta thấy ưu điểm hiệu hệ thống phanh chống hãm cứng so với hệ thống phanh thường Tính ổn định phanh Đồ án tốt nghiệp GVHD: Lê Văn Tụy Tính ổn định phanh ô tô hiểu phanh ô tô không bị lệch hướng (trượt ngang), trượt lết bị lật, đảm bảo tính điều khiển lái chuyển động an tồn tơ Điều đặc biệt ô tô chạy đường trơn với tốc độ cao Ơ tơ tính ổn định phanh nguy hiểm khơng kiểm sốt hướng chuyển động tơ Tính ổn định tơ phanh phân tích hai trường hợp: tính ổn định hướng tính ổn định quay vịng tơ phanh Tính ổn định hướng ô tô phanh hiểu khả ô tô giữ quỹ đạo chuyển động ý muốn ban đầu người lái trình phanh Trong thực tế, cuối trình phanh trục dọc ô tô bị lệch góc β ( hình 1-2) so với hướng chuyển động ban đầu (trục X) Sở dĩ tổng lực phanh sinh bánh xe bên phải (P p.ph) khác với tổng lực phanh sinh bánh xe bên trái (Pp.tr) tạo thành momen quay vòng Mq quanh trục thẳng đứng Z qua trọng tâm A ô tô Khi ô tô bị lệch góc β mức qui định ảnh hưởng đến an tồn chuyển động đường Hình 1-2 Sự lệch hướng tơ phanh Vì mơmen quay vịng Mq lớn nhiều so với mơmen phản lực từ mặt đường tác dụng lên bánh xe theo phương ngang R y1 va Ry2 sinh ra, nên bỏ qua Ry1 va Ry2 Cơ sở lý thuyết ô tô xây dựng biểu thức xác định giá trị góc lệch β : M δv1 β= q 2I z ϕg (1.1) Đồ án tốt nghiệp GVHD: Lê Văn Tụy β= Hay: (P p ph − Pp.tr ) B δv1 4I z ϕg (1.2) Trong : Iz –Moment qn tính tơ quanh trục Z thẳng góc với mặt phẳng XOY di qua trọng tâm A ô tô; B - Chiều rộng sở tơ Góc lệch β hệ thơng số đặc trưng cho tính ổn định ô tô phanh, β nhỏ, tính ổn định ô tô phanh cao (Theo Tiêu chuẩn số 22-TCVN 224-2000) Bộ Giao thông vận tải Việt Nam góc lệch cực đại (β max) cho phép phanh khơng vượt q 80 phanh tơ khơng vượt ngồi hành lang có chiều rộng 3,5m) Các biểu thức (1.1), (1.2) cho thấy (β) tỷ lệ nghịch với bình phương hệ số bám (φ) Như vậy, giống phần đánh giá tính hiệu phanh, hệ số ổn định phanh Với giá trị hệ số bám ngang (φ y)được trì mức cao hệ thống ABS làm việc đến độ lệch (β) có giá trị nhỏ hơn, tức tính ổn định cao phanh thường bị hãm cứng Trong trường hợp phanh ô tô quay vòng xuất lực ngang Y Khi phanh trạng thái bánh xe bị hãm cứng trượt dọc hoàn toàn, khả bám ngang hay khơng cịn làm cho bánh xe bị trượt ngang Khi ngồi góc lái (α), bán kính quay vịng cịn bị ảnh hưởng góc lệch hướng (β 1) (β2) khác cầu trước cầu sau tượng trượt khác bánh xe cầu, dẫn đến hiệntượng quay vịng thiếu, quay vịng thừa làm tính ổn định quay vịng tơ Khi ABS hoạt động trì (φ y) giá trị cao hạn chế tượng Tóm lại, có trang bị hệ thống ABS đạt tiêu chí sau: Lợi hiệu phanh (lực phanh lớn hệ số bám (φ x)luôn phạm vi lân cận giá trị (φxmax)) Lợi tính ổn định ngang (φy) cịn đủ lớn giúp cho tơ ổn định ngang Tính hiệu phanh Trong tiêu đánh giá tính hiệu phanh, tiêu quãng đường phanh đặc trưng có ý nghĩa quan trọng mang tính trực quan giúp người lái ô Đồ án tốt nghiệp GVHD: Lê Văn Tụy Từ hình 4.1 ta viết phương trình cân mơ men sau: + Đối với cầu trước: Z2.L0 – Ga.a + Pj.hg = (4.3) + Đối với cầu sau: (4.4) Z1.L0 – Ga.b - Pj.hg = Ga Mặt khác ta có: Pj = Jp.ma = Jp g Trong đó: (4.5) Pj – Lực qn tính ma – Khối lượng ơtơ g – Gia tốc trọng trường Thay (4.3) vào (4.4) (4.5) ta được: Z1 = Ga L0 j h b + p g g (4.6) Z2 = Ga L0 j h a − p g g (4.7) + Lực phanh bánh xe cầu trước: Pp1 = φ Z1 (4.8) + Lực phanh bánh xe cầu sau: Pp2 = φ Z2 (4.9) Trong đó: φ hệ số bám lốp mặt đường Thay (4.6) vào (4.8) ta lực bám bánh xe cầu trước với mặt đường là: Pp1 = φ j h G Ga b + p g = φ a ( b + ϕ hg ) 2.L0 2.L0 g (4.10) Thay (4.7) vào (4.9) ta lực phanh bánh xe cầu: Pp2 = φ Ga 2.L0 j h a − p g g G = φ a ( a − ϕ hg ) 2.L0 (4.11) Mômen phanh bánh xe cầu trước: M p1 = Pp1 rbx M p1 = ϕ G ϕ z1 rbx = a ( b + ϕ hg ).rbx 2.L0 (4.12) (4.13) Mômen phanh bánh xe cầu sau: M p = Pϕ rbx (4.14) 60 Đồ án tốt nghiệp M p2 = ϕ GVHD: Lê Văn Tụy G ϕ z2 rbx = a ( a − ϕ hg ).rbx 2.L0 (4.15) Trong đó: Mp1 - Mơmen phanh bánh xe cầu trước Pp1 - Lực phanh bánh xe cầu trước Mp2 - Mômen phanh bánh xe cầu sau Pp2 - Lực phanh bánh xe cầu sau Z1 - Phản lực mặt đường tác dụng lên cầu trước Z2 - Phản lực mặt đường tác dụng lên cầu sau rbx - Bán kính làm việc bánh xe, rbx = λ.r0 [mm] r0 - Bán kính thiết kế bánh xe, r0 = B + d 25,4 [mm] d - Đường kính vành bánh xe tính theo đơn vị Anh (inch) B - Bề rộng lốp tính theo đơn vị (mm) Ta có kí hiệu lốp: 205/50R17 λ - Hệ số kể đến biến dạng lốp Theo [1] xe du lịch ta chọn lốp có áp suất thấp λ = 0.93 ÷ 0.935 Chọn λ = 0,93 Do vậy: rbx = (B+ rbx = (205 + d 25,4).λ 16 25,4).0,93 = 379,626 [mm] hg - Tọa độ trọng tâm theo chiều cao Theo tài liệu [2] ta có: S - Chiều rộng sở hg = 0,5.S, với S = 1530 (mm) Vậy: hg = 0,5.1530 = 765 (mm) 4.1.1 Ðối với cấu phanh trước Mô men phanh bánh xe cầu trước Mp1: Thay giá trị vào công thức (4.13) ta được: MP1 = 17550ϕ (1,419 + ϕ 0,765).0,379626 2.2,64 MP1 = 1790.53.ϕ + 965.3 ϕ2 (4.17) 61 Đồ án tốt nghiệp GVHD: Lê Văn Tụy 4.1.2 Ðối với cấu phanh sau Mô men phanh bánh xe cầu sau Mp2: Thay giá trị vào công thức (4.15) ta được: MP2 = 17550.ϕ (1,221 - ϕ 0,765) 0, 379626 2.2,64 MP2 = 1540,69.ϕ - 965,3.ϕ2 (4.18) Từ hai phương trình (4.17) (4.18) ta thấy mơ men bám bánh xe cầu trước cầu sau hàm số bậc hai theo hệ số bám φ Thay giá trị vào công thức (4.17) (4.18) ứng với giá trị hệ số bám lốp với mặt đường ϕ = (0,7 - 1) ta có quan hệ mơ men phanh lý thuyết cầu trước sau cho bảng 4-1 biểu diễn đồ thị đặc tính phanh xe MAZDA hình 4-3 Bảng 4-1: Quan hệ mômen phanh cầu trước, cầu sau với hệ số bám mặt đường ϕ Mp1 Mp2 0.1 0.2 0.3 624.0 0.4 870.6 0.5 0.6 0.7 1726.3 0.8 2050.2 0.9 188.71 144.42 396.72 269.53 375.33 461.83 1136.59 529.02 1421.82 576.91 605.49 614.76 2393.37 604.73 2755.83 575.39 Nhận xét: - Hệ số bám bánh xe với đường tỷ lệ thuận với mômen phanh sinh cầu - Mô men phanh sinh tỷ lệ thuận với lực phanh cầu Hình 4.3: đồ thi quan hệ tỷ số momen phanh theo hệ số bám 62 Đồ án tốt nghiệp GVHD: Lê Văn Tụy 4.2 XÁC ĐỊNH MOMEN PHANH MÀ CÁC CƠ CẤU PHANH CÓ THỂ SINH RA 4.2.1 Đối với cấu phanh trước Giả sử có lực P tác dụng lên vịng ma sát với bán kính R bán kính ngồi R2 Lúc áp suất vịng ma sát là: P q=F = P π ( R2 − R1 ) 2 Trên bề mặt ma sát ta xét phân tố vòng nằm cách tâm bán kính R, chiều dày dR giới hạn góc dα (hình 4-4) - Lực ma sát tác dụng lên phân tố vịng: dT = μ.dN = μ.q.dS Trong đó: μ Hệ số ma sát, μ = 0,3 q Áp suất tác dung lên bề mặt ma sát dS = R.dα.dR: Diện tích phân bố α Góc ơm, α = 300 hay α = π (rad) dR R2 R1 d D Hình 4.4: Sơ đồ để tính tốn bán kính trung bình đĩa ma sát - Mơmen tác dụng lên toàn bề mặt ma sát là: R2 α Mms = μ.q ∫ ∫R dR.dα R1 Cuối ta có mơ men phanh mà cấu phanh trước sinh là: 63 Đồ án tốt nghiệp GVHD: Lê Văn Tụy Mms= μ.q R − R13 π R23 − R13 α = µ q 3 (4.19) Trong đó: R1 - bán kính đĩa ma sát, R1 = 0,11 (m) R2 - bán kính ngồi đĩa ma sát, R2 = 0,139 (m) P - lực ép lên đĩa má phanh (N) Xác định lực ép lên đĩa má phanh: P= Với : π d (4.20) p d - đường kính xi lanh bánh xe, d = 58 (mm) = 0,058(m) p - áp suất dầu (N/m2) Vậy mơ men phanh mà cấu phanh trước sinh : Mpt µ π d 2 R23 − R13 p =2 R2 − R12 ⇒ Mpt 0,139 − 0,11 0,3.3,14.0,0582 = .p ⋅ 0,139 − 0,11 ⇒ Mpt = 2.10-4.p (N.m) (4.21) 4.2.2 Đối với cấu phanh sau Tương tự ta có cơng thức tính momen cấu phanh sau sau: Mps µ π d i R23 − R13 p = R2 − R12 Trong đó: μ- Hệ số ma sát, μ = 0,3 R1- bán kính đĩa ma sát, R1 = 0,1064 (m) R2- bán kính ngồi đĩa ma sát, R2 = 0,1325 (m) i- số lượng xi lanh, i = d- đường kính xi lanh bánh xe, d = 32 (mm) = 0,0325 (m) p- áp suất dầu (N/m2) Vậy mô men phanh mà cấu phanh sau sinh là: Mps = 2 0,1325 − 0,1064 0,3.3,14.0,032 p ⋅ 0,132 − 0,1064 64 Đồ án tốt nghiệp ⇒ GVHD: Lê Văn Tụy Mps = 0,577.10-4.p (N.m) (4.22) Từ công thức (4.1) (4.22) ta có: M ps M pt 0,577.10 −4 p = = 0,29 1,99.10 − p Mặt khác: M ps M pt Suy = 1540,7.ϕ − 965,3.ϕ 1790,5.ϕ + 965,3.ϕ 1540,7.ϕ − 965,3.ϕ = 0,29 1790,5.ϕ + 965,3.ϕ Giải phương trình ta được: => ϕ = 0,816 Xác định áp suất dầu phanh: Ta có: MP2 = 1540,7.ϕ - 965,3.ϕ2 = 0,577.10-4.p => p = 10,6.106 (N/m2) MP1 = 1790,5.ϕ + 965,3.ϕ2 = 2.10-4.p => p = 10,6.106 (N/m2) Vậy mômen phanh sinh thực tế : Cơ cấu phanh trước : Mpt = 2.10-4 10,6.106 = 2119,24 (N.m) Cơ cấu phanh sau : Mps = 0,577.10-4 10,6.106 = 614,3(N.m) 4.3 XÂY DỰNG ĐƯỜNG ĐẶC TÍNH PHANH - Áp suất phanh lý tưởng phanh trước: p1 = Ga ϕ Mp1 (ϕ ) = 2.K L ( b + ϕ.hg ).rbx K1 - Áp suất phanh lý tưởng phanh sau: p2 = k1 = Ga ϕ Mp2 (ϕ ) = 2.K L ( a − ϕ.hg ).rbx K2 Mp1 (ϕ ) Mpt = = 0,0002 ; p1 p k2 = Mp2 (ϕ ) Mps = = 0,0000577 p2 p 65 Đồ án tốt nghiệp GVHD: Lê Văn Tụy Bảng 4- Bảng xây dựng đường đặc tính phanh ϕ p1 p2 p1 ko tải p2 ko tải 0 0.1 952314 2496798 0.2 2002056 4659818 0.3 3149227 6489058 0.4 4393825 7984519 0.5 5735852 9146201 0.6 7175308 9974104.3 0.7 8712191 10468228 0.81635348 10623040 10623040 0.85 11200195 10583578 673402.6 1415699 2226889 3106973 405595 5073821.6 6160586.6 7511790.3 7919909.9 1765542 3295062 4588559 5646033 646748 7052913.6 7402319.8 7511790.3 7483886.4 Hình 4.4: Đồ thị áp suất phanh lý tưởng theo hệ số bám Hình 4.5: Đồ thị áp suất phanh lý tưởng 66 Đồ án tốt nghiệp GVHD: Lê Văn Tụy 4.4 LỰC TÁC DỤNG LÊN BÀN ĐẠP Ta có phương trình cân lực bàn đạp: d c2 Pbđ ibđ ηdđ = π p d Trong đó: (4.23) Pbđ Lực bàn đạp phanh Ibđ Tỷ số truyền dẫn động bàn đạp phanh Ibđ = 7,4 ηdđ Hiệu suất dẫn động ηdđ = 0,95 pd Áp suất dầu hệ thống pd =10,64.106 (N/m2) dc dc = 25(mm) Ðường kính xylanh Từ (4.23) ta suy ra: Pbđ = π d c2 pd ibdηdd (4.24) Lực bàn đạp phanh khơng có trợ lực: Pbđ = 3,14 0,0252 13,9.10 = 742,8 (N) 7,4.0,95 Khi Pbđ > [Pbđ] = (200 – 300) N Người ta thiết kế thêm trợ lực nhằm giảm nhẹ lực đạp phanh cho người lái Lực bầu trợ lực chân không sinh ra: Ptl = ∆p max S p ( m ) Trong : (4.25) ∆pmax: Ðộ chênh lệch áp suất hai khoang ∆pmax = 0,05 MN/m2 = 50000 (N/m2) Sp(m) : Diện tích hiệu dụng màng bầu trợ lực dm: Sp(m) = Đường kính màng, dm= 245 (mm) π d m π 0,245 = 0,047 (m2) = 4 Thay số vào ( 4.25 ) ta : Ptl = 50000.0,047 = 2356 (N) 67 Đồ án tốt nghiệp GVHD: Lê Văn Tụy Lực trợ lực quy dẫn bàn đạp: Ptlqd = Ptl 2356 = = 335,1 (N) i bd η 7,4.0,95 Lực bàn đạp phanh có trợ lực: Pbtl = Pbđ - Ptlqd = 741.38 – 335,1 = 406,3 (N) (4.26) Từ khảo sát ta nhận thấy trợ làm việc tốt lực đạp phanh cần nhỏ, giúp người lái không sức nhiều việc điều khiển phương tiện mà hiệu phanh lại cao so với trợ lực không làm việc Trong trường hợp trợ lực không làm việc hiệu phanh khơng cao sức khỏe người bình thường khơng đạt lực đạp phanh tối đa 4.5 HÀNH TRÌNH BÀN ĐẠP Địn bàn đạp phanh có nhiệm vụ truyền lực đạp phanh người lái lên piston xylanh Ta tính dịch chuyển bàn đạp Sbđ Hành trình dịch chuyển piston-xylanh chính: x1 i n1 d 12 x i.n d 22 h=( + ).2.K d c2 d c2 Trong đó: x1= x2= 0,5 (mm): Hành trình dịch chuyển piston cơng tác trước sau n1= n2= 1: Số trục bánh xe cầu trước cầu sau d1= 58 (mm); d1= 32 (mm): Đường kính xylanh cơng tác trước, sau dc= 25 (mm): Đường kính xylanh K= (1,05-1,07) Chọn K = 1,07: Hệ số tính đến độ đàn hồi hệ thống h=( 0,5.1.1.582 252 + 0,5.1.1.32 252 ).2.1,07 = 7,5 (mm) Hành trình làm việc bàn đạp: Slv = h.ibd = 7,5.7,4 = 55,6 (mm) Hành trình tự bàn đạp: S0 = (δ + δ + δ dk d dk2 ).K ibd d c2 68 Đồ án tốt nghiệp GVHD: Lê Văn Tụy Với: δ , δ : Khe hở thong dầu xylanh trạng thái khơng phanh ứng với dịng trước sau; δ = δ = 1,5 (mm) δ dk = (mm): Dịch chuyển piston trợ lực để đóng mở van trợ lực ddk: Đường kính xylanh dầu điều khiển đóng mở van trợ lực ddk= 29,6 (mm), với tỉ số khuếch đại thủy lực ik = 1,4 S0 = (1,5 + 1,5 + 29,6 252 ).1,07.7,4 = 34,8 (mm) Vậy hành trình bàn đạp: Sbđ = S0 + Slv Sbđ = 34,84 + 55,6 = 90,4 (mm) thỏa: [Sbđ] = [80-100] (mm) Tỉ số hành trình bàn đạp tổng hành trình làm việc bàn đạp là: K= Sbd 90,4 = = 1,63 thỏa [Kphanh đĩa] = [1,6 – 1,8] Slv 55,6 4.6 TÍNH TỐN CHỈ TIÊU PHANH Giản đồ phanh nhận thực nghiệm qua giản đồ phanh phân tích thấy chất trình phanh V J V0 V1 Jpmax V2 t1 t2 tpmin t Hình 4.6: Giản đồ phanh Trong : t1: thời gian chậm tác dụng dẫn động phanh tức từ lúc người lái tác dụng vào bàn đạp phanh má phanh ép sát vào đĩa phanh Thời gian phanh dầu t1 = 0,3s 69 Đồ án tốt nghiệp GVHD: Lê Văn Tụy t2: thời gian tăng lực phanh tăng gia tốc chậm dần Thời gian phanh dầu t2 = (0,5 – 1,0)s Ta chọn t2 = 0,5 s tpmin: thời gian phanh hoàn toàn ứng với lực phanh cực đại Trong thời gian lực phanh gia tốc chậm dần không đổi 4.6.1 Gia tốc chậm dần phanh Gia tốc chậm dần phanh tiêu quan trọng để đánh giá chất lượng phanh ôtô Ta có: jpmax = ϕ P g δi (4.27) Trong đó: δ i - hệ số tính đến ảnh hưởng trọng khối quay ôtô Theo tài liệu [1] ta chọn δ i ~1 Thay số liệu vào (4.27) ta : jpmax = ϕ P g = 0,816 9,81 = 8,008 (m/s2) 4.6.2 Thời gian phanh Thời gian phanh tiêu để đánh giá chất lượng phanh Thời gian phanh nhỏ chất lượng phanh tốt Ðể xác định thời gian phanh ta có: jpmax = dv = ϕ P g dΤ ⇒ dt = dv ϕ P g Tích phân giới hạn từ thời điểm ứng với vận tốc phanh ban đầu v tới thời điểm ứng với vận tốc v2 cuối trình phanh : v1 tpmin = ( v1 − v ) dv = ϕ P g P g ∫ϕ v2 Khi phanh ơtơ đến lúc dừng hẳn v2 = : tpmin = v1 ϕ P g (4.28) Trong : v1 - Vận tốc ơtơ ứng với thời điểm bắt đầu phanh Mặt khác ta có: dv = j.dt 70 Đồ án tốt nghiệp GVHD: Lê Văn Tụy v1 t2 vo ∫ dv = − ∫ j max t.dt t2 v1 - vo = − j max t t 2 v1 = vo − t2 =− j max t 2 j p max t (4.29) vo = 30 (km/h) = 8,33 (m/s) Thay số liệu vào (4.29 ) ta : v1 = 8,33 − 8,008.0,5 =6,1 (m/s) Thay số liệu vào (5.28) ta : tpmin = 6,1 = 0,76 (s) 0,816.9,81 Thời gian phanh thực tế : = t1 + t2 + tpmin = 0,3 + 0,5 + 0,76 = 1,56 (s) Vậy thời gian phanh thực tế là: 1,56 (s) 4.6.3 Quãng đường phanh Quãng đường phanh tiêu quan trọng để đánh giá chất lượng phanh ơtơ Cũng mà tính kỹ thuật ôtô nhà chế tạo thường cho biết quãng đường phanh ôtô ứng với vận tốc bắt đầu phanh định Quãng đường phanh ứng với vận tốc từ vo đến v1 Ta có : v = ds ⇒ ds = v.dt dt j p max t dt ds = vo − t 2 Tích phân hai vế ta : s1 ∫ so t2 ds = ∫ o j t v o − p max t 2 dt 71 Đồ án tốt nghiệp GVHD: Lê Văn Tụy s1 - so = vo t s1 = so + vo.t2 - t2 o − j p max t j p max t t t2 o s1 = vo.t1 + vo.t2 - j p max t 2 (4.30) Thay số liệu vào ta : s1 = 8,33.0,3 + 8,33.0,5 - 8,008.0,5 s1 = 5,21 [m] Quãng đường phanh ứng với vận tốc từ v1 đến thời điểm ứng với vận tốc cuối trình phanh : v2 = Tương tự quãng đường phanh ứng với vận tốc vo đến v1 ta : 6,12 v1 s2 = = = 2,32 [m] 2.0,816.9,81 2ϕ g Quãng đường phanh thực tế : sp = s1 + s2 = 5,21 + 2,32 sp = 7,53[m] Tuy nhiên để nâng hiệu phanh cao xe Mazda trang bị điều chỉnh lực phanh điện tử (EDB) hệ thống chống hãm cứng bánh xe ABS Với hệ thống lực phanh cung cấp cho bánh xe đạt tối ưu điều kiện tải trọng xe tình trạng mặt đường làm giảm lực đạp phanh cần thiết đặc biệt xe có tải nặng hay chạy đường có hệ số ma sát cao 72 Đồ án tốt nghiệp GVHD: Lê Văn Tụy KẾT LUẬN - Qua việc phân tích kết cấu hệ thống tìm hiểu nguyên lý làm việc hệ thống phanh ABS xe MAZDA nói riêng hệ thống ABS nói chung ta thấy q trình phanh xe có trang bị ABS đạt hiệu tối ưu, có nhiều ưu điểm hẳn so với xe không trang bị ABS, đảm bảo đồng thời hiệu phanh tính ổn định cao, ngồi cịn giảm mài mòn nâng cao tuổi thọ cho lốp - Hệ thống chống hãm cứng bánh xe phanh ABS (Anti-lock Braking System) ngày trở nên phổ biến Nó hệ thống an tồn chủ động ơtơ, góp phần giảm thiểu tai nạn nguy hiểm xảy vận hành điều khiển q trình phanh cách tối ưu - Tìm hiểu hệ thống phanh ABS xe cho phép người sử dụng, bảo dưỡng, sửa chữa, tư vấn kiểm định làm việc cách tối ưu nhằm nâng cao hiệu làm việc hệ thống 73 Đồ án tốt nghiệp GVHD: Lê Văn Tụy TÀI LIỆU THAM KHẢO [1] Lê Văn Tụy (2010) “Tính tốn thiết kế hệ thống phanh ơtơ ”, Giáo trình nội khoa Cơ Khí Giao Thơng – Trường ĐHBK – Đại Học Đà Nẵng [2] Lê Văn Tụy (2007), Hệ thống truyền lực ơtơ, Giáo trình mạng nội khoa Cơ Khí Giao Thông– Trường ĐHBK – Đại Học Đà Nẵng [3] Nguyễn Hoàng Việt (2003) ‘Bộ điều chỉnh lực phanh-hệ thống chống hãm cứng bánh xe phanh ABS [4] Tài liệu xe Mazda http://mazdabienhoa-chinhhang.weebly.com/mazda-3.html 74 ... THỐNG PHANH ABS TRÊN XE MAZDA 30 Chương QUY TRÌNH KIỂM TRA,CHẨN ĐỐN VÀ BẢO DƯỠNG HỆ THỐNG PHANH ABS TRÊN XE MAZDA 35 3. 1 QUY TRÌNH KIỂM TRA HỆ THỐNG ABS TRÊN XE MAZDA 35 3. 1.1 .Kiểm. .. thường ABS làm việc Chương QUY TRÌNH KIỂM TRA,CHẨN ĐOÁN VÀ BẢO DƯỠNG HỆ THỐNG PHANH ABS TRÊN XE MAZDA 3. 1 QUY TRÌNH KIỂM TRA HỆ THỐNG ABS TRÊN XE MAZDA 3. 1.1 .Kiểm tra sơ xe - Trước sửa chữa ABS, ... xe .35 3. 2.2 Quy trình xố DTC 41 3. 2 .3 Quy trình theo dõi ghi lại liệu PID 41 3. 2.4 Quy trình hoạt động chế độ lệnh .42 3. 3 QUY TRÌNH BẢO DƯỠNG HỆ THỐNG ABS TRÊN XE MAZDA 3. 55