Thiết kế hệ thống phanh xe du lịch trên xe Toyota đầy đủ giành cho các bạn tham khảo. Trong nền công nghiệp hóa hiện đại hóa trên thế giới hiện nay, chất lượng sản phẩm được coi là quan trọng hàng đầu của các hãng xe trên toàn thế giới, bởi đây là yếu tố quan trọng để các hãng xe tồn tại và phát triển. Ô tô là phương tiện chủ yếu để vận chuyển hàng hóa và khách hàng trên các tuyến đường bộ Việt Nam cũng như các nước khác trên thế giới.Cùng với đó việc sử dụng ô tô cũng ngày càng tăng, nên việc sử dụng một chiếc ô tô an toàn là điều vô cùng cần thiết và đó là lí do nhóm chúng em chọn đề tài.Vì hệ thống phanh là một phần vô cùng quan trọng trên xe ô tô, nó giúp cho xe có thể kiểm soát được tốc độ đảm bảo an toàn cho người sử dụng.
Trang 1LỜI NÓI ĐẦU
Giao thông vận tải chiếm vị trí rất quan trọng trong nên kinh tế quốc dân, đặc biệt là đối với các nước có nền kinh tế phát triển Có thể nói rằng mạng lưới
giao thông vận tải là mạch máu của một quốc gia, một quốc gia muốn phát triển
nhất thiết phải phát triển mạng lưới giao thông vận tải
Trong hệ thong giao thong van tai cua chúng ta ngành giao thông đường bộ đóng vai trò chủ đạo và phần lớn lượng hàng và người được vận chuyển trong nội
địa bằng ôtô
Cùng với sự phát triển của khoa học kỹ thuật, nghành ôtô ngày càng phát triển hơn Khởi đầu từ những chiếc ôtô thô sơ hiện nay ngành công nghiệp ôtô đã có sự phát triển vượt bậc nhằm đáp ứng những yêu cầu của con người Những
chiếc ôtô ngày càng trở nên đẹp hơn, nhanh hơn, an toàn hơn, tiện nghi hơn để theo kịp với xu thế của thời đại
Song song với việc phát triển nghành ôtô thì vấn đề bảo đảm an toàn cho người và xe càng trở nên cần thiết Do đó trên ôtô hiện nay xuất hiện rất nhiều cơ
cấu bảo đảm an toàn như: cảI tiến cơ cấu phanh, dây đai an toàn, túi khí trong
đó cơ cấu phanh đóng vai trò quan trọng nhất Cho nên khi thiết kế hệ thống
phanh phải đảm bảo phanh có hiệu quả cao, an toàn ở mọi tốc độ nhất là ở tốc độ cao; để nâng cao được năng suất vận chuyển người và hàng hoá là điều rất cần thiết
Đề tài này có nhiệm vụ “Thiết kế hệ thống phanh xe du lịch” dựa trên xe
tham khảo là xe TOYOTA Sau 12 tuần nghiên cứu thiết kế dưới sự hướng dẫn, chỉ bảo nhiệt tình của thầy Phạm Hữu Nam và toàn thể các thầy trong bộ môn ôtô đã giúp em hoàn thành được đồ án của mình Em xin chân thành cảm ơn thầy Phạm Hữu Nam cùng toàn thể các thầy trong bộ môn đã giúp em hoàn thành đồ án tốt nghiệp của mình
Trang 2Chương 1: Tổng quan về hệ thống phanh
I Công dụng, phân loại, yêu cầu
L1 Công dụng
- Hệ thống phanh dùng để giảm tốc độ của ôtô đến một giá trị cần thiết
nào đấy hoặc dừng hẳn ôtô
- Giữ cho ôtô dừng hoặc đỗ trên đường dốc
L2 Phân loại
1.2.1 Theo cong dung
Theo chức năng hệ thống phanh được chia thành các loại sau: - Hệ thống phanh chính (phanh chân)
- Hệ thống phanh phụ
- Hệ thống phanh dừng (phanh tay)
- Hệ thống chậm dần (phanh bằng động cơ, thuỷ lực hoặc điện từ) L.2.2 Theo kết cấu cơ cấu phanh
Theo kết cấu của cơ cấu phanh hệ thống phanh được chia thành hai loại sau:
Trang 3- Hệ thống phanh dẫn động kết hợp khí nén-thủy lực; - Hệ thống phanh dẫn động có cường hóa
L.2.4 Theo khả năng điêu chỉnh mômen phanh ở cơ cấu phanh
Theo khả năng điều chỉnh mômen phanh ở cơ cấu phanh chúng ta có hệ
thống phanh với bộ điều hoà lực phanh
I.2.5 Theo khả năng chống bó cứng bánh xe khi phanh
Theo khả năng chống bó cứng bánh xe khi phanh chúng ta có hệ thống
phanh với bộ chống hãm cứng bánh xe (hệ thống phanh AB) L3 Yêu cầu của hệ thống phanh
Hệ thống phanh trên ôtô cần đảm bảo các yêu cầu sau:
- Có hiệu quả phanh cao nhất ở tất cả các bánh xe nghĩa là đảm bảo
quãng đường phanh ngắn nhất khi phanh đột ngột trong trường hợp nguy hiểm
- Phanh êm dịu trong mọi trường hợp để đảm bảo sự ổn định chuyển
động của ôtô
- Điều khiển nhẹ nhàng, nghĩa là lực tác dụng lên bàn đạp hay đòn điều khiển không lớn
- Dẫn động phanh có độ nhạy cao
- Đảm bảo việc phân bố mômen phanh trên các bánh xe phải theo quan
hệ để đảm bảo sử dụng hết trọng lượng bám của xe khi phanh ở các cường độ khác nhau
- Không có hiện tượng tự xiết phanh
- Cơ cấu phanh thoát nhiệt tốt
- Có hệ số ma sát giữa trống phanh và má phanh cao nhất có thể và ổn định trong điều kiện sử dụng
- Giữ được tỉ lệ thuận giữa lực trên bàn đạp với lực phanh trên bánh xe - Có khả năng phanh khi ôtô dừng trong thời gian dài
Trang 4H Cấu tạo chung của hệ thống phanh
Cấu tạo chung của hệ thống phanh trên ôtô được mô tả trên hình sau: Cần phanh tay é We Gir Can a a #7 _ f Ban dap phanh N oY _ AY ⁄ N Phanh trống Van điều hòa lực phanh ` Xylanh phanh chính ; Cáp phanh tay Phanh dia
Hình I.1 Hệ thống phanh trên Ô tô
Nhìn vào sơ đồ cấu tạo, chúng ta thấy hệ thống phanh bao gồm hai phần chính:
- Cơ cấu phanh:
Cơ cấu phanh được bố trí ở các bánh xe nhằm tạo ra mômen hãm trên bánh xe khi phanh trên ôtô
- Dẫn động phanh:
Dẫn động phanh dùng để truyền và khuyếch đại lực điều khiển từ bàn đạp phanh đến cơ cấu phanh Tuỳ theo dạng dẫn động: cơ khí, thuỷ lực, khí nén hay kết hợp mà trong dẫn động phanh có thể bao gồm các phần tử khác nhau Ví dụ nếu là dẫn động cơ khí thì dẫn động phanh bao gồm bàn đạp và các thanh, đòn cơ khí Nếu là dẫn động thuỷ lực thì dẫn động phanh bao gồm: bàn đạp, xi lanh chính (tổng phanh), xi lanh công tác (xi lanh bánh xe) và các ống dẫn
Trang 5III Cơ cấu phanh
Trên ô tô thường có 2 loa1:cơ cấu phanh guốc và cơ cấu phanh dia
Nhưng phanh đĩa ngày càng được sử dụng nhiều trên ôtô hơn là phanh
guốc đặc biệt là các lọai xe con có tốc độ cao vì nó có các ưu điểm sau:
- Cơ cấu phanh đĩa cho phép mômen phanh (ma sát) ổn định khi hệ số ma sát thay đổi, hơn cơ cấu phanh kiểu tang trống Điều này giúp cho bánh xe bị phanh làm việc ổn định, nhất là ở nhiệt độ cao
- Khối lượng các chỉ tiết nhỏ, kết cấu gọn nên tổng khối lượng của các
chỉ tiết không treo nhỏ, nâng cao tính êm dịu và sự bám đường của các bánh xe
- Khả năng thốt nhiệt ra mơi truờng dễ dàng
- Dễ dàng trong sửa chữa và thay thế tấm ma sát
- Công nghệ chế tạo gặp ít khó khăn, có nhiều khả năng giảm giá thành trong sản suất
- Dễ dàng bố trí cơ cấu tự động điều chỉnh khe hở của má phanh và đĩa
phanh
Từ các ưu điểm trên của phanh đĩa mà xe cần thiết kế là xe du lịch 4 chỗ
ngồi nên ta chọn cơ cấu phanh là cơ cấu phanh đĩa
Sau đây là một số loại phanh đĩa thường gặp:
Trang 6Phanh đĩa có hai loại: loại vỏ quay và loại đĩa quay NmnõN I Hinhl.4
a) So d6 cơ cấu phanh đĩa có giá xilanh đặt cố định
b) Sơ đồ cơ cấu phanh đĩa có giá xilanh di dong 1 Dia phanh , 2 Gia dat xylanh , 3 ma phanh , 4
III.1 Phanh dia loại có giá đỡ xy lanh đi động (đĩa quay): Hình I.4 b
Đĩa phanh được bắt chặt với moayơ bánh xe nhờ các bu lông Có hai tấm ma sát (guốc phanh )được lắp vào càng phanh, càng phanh đồng thời là xi lanh phanh Khi người lái tác dụng lực vào bàn đạp phanh thì dầu phanh từ xi lanh
chính với áp suất cao được đưa vào xi lanh chính làm pittông đẩy má phanh ép vào đĩa phanh, đồng thời với áp suất dầu cao làm cho càng phanh được đẩy với
chiều lực đẩy ngược lại, làm càng phanh trượt trên chốt trượt ép má phanh còn lại
Trang 7vào tấm ma sát và thực hiện quá trình phanh Khi người lái nhả phanh làm áp suất
đầu trong xi lanh chính giảm dầu phanh từ xi lanh bánh xe hồi về xi lanh chính.Pittông và càng phanh được hồi về vị trí ban đầu dưới tác dụng của phớt ptt6ng (cao su) Do khe hở phanh được điều chỉnh tự động bởi phớt pittông nên khe hở phanh không cần phải điều chỉnh bằng tay
II.2 Phanh đĩa loại có giá đỡ xy lanh cố định (vỏ quay): Hình I.4a
Loại này, giá đỡ được bắt cố định trên dầm cầu Trên giá đỡ bố trí hai xi lanh bánh xe ở hai đĩa của đĩa phanh Trong các xi lanh có pittông, mà một đầu của nó luôn tì vào các má phanh Một đường dầu từ xi lanh chính được dẫn đến cả hai xi
lanh bánh xe
IV Dẫn động phanh
Trên ô tô hiện nay có rất nhiều kiểu dẫn động như :dẫn động cơ khí ,dẫn
động thuỷ lực ,dẫn động khí nén ,dẫn động thuỷ lực kết hợp khí nén
Dẫn động bằng cơ khí hiện nay chỉ được sử dụng ở cơ cấu phanh tay ,dẫn
động khí nén và thuy lực kết hợp với khí nén được sử dụng trên ô tô tải trung
bình và lớn Xe cần thiết kế hệ thống phanh là xe du lịch 4 chỗ không đòi hỏi lực bàn đạp lớn nắm và xe có tốc độ cao nên chọn dẫn động phanh bằng thủy lực vì dẫn động phanh thủy lực tác động phanh nhanh, dễ dàng bố trí trên ôtô.Dẫn động phanh bằng thuỷ lực có đặc điểm sau:
ở phanh dầu lực tác dụng từ bàn đạp lên cơ cấu phanh qua chất lỏng (chất
long được coi như không đàn hồi khi ép)
Cấu tạo chung của hệ thống phanh dẫn động bằng thuỷ lực bao gồm: bàn
đạp phanh, xi lanh chính (tổng phanh), các ống dẫn, các xi lanh công tác (xi lanh
bánh xe)
Dẫn động phanh dầu có ưu điểm phanh êm dịu, dễ bố trí, độ nhạy cao
(do dầu không bị nén) Tuy nhiên nó cũng có nhược điểm là tỉ số truyền của dẫn động dầu không lớn nên không thể tăng lực điều khiển trên cơ cấu phanh Vì vậy
Trang 8hệ thống phanh dẫn động thuỷ lực thường được sử dụng trên ôtô du lịch hoặc ôtô tả1 nhỏ
Trong hệ thống phanh dẫn động phanh bằng thuỷ lực tuỳ theo sơ đồ của
mạch dẫn động người ta chia ra dẫn động một dòng và dẫn động hai dòng
a/ Dẫn động một dòng có nghĩa là từ đầu ra của xi lanh chính chỉ có một đường đầu duy nhất dẫn đến tất cả các xi lanh công tác của các bánh xe Dẫn
động một dòng có kết cấu đơn giản nhưng độ an tồn khơng cao Vì một lý do
nào đó, bất kỳ một đường ống dẫn dầu nào đến các xi lanh bánh xe bị rò rỉ thì
Trang 9b/ Dẫn động hai dòng có nghĩa là từ đầu ra của xi lanh chính có hai đường đầu độc lập dẫn đến các bánh xe của ôtô Để có hai đầu ra độc lập người ta có thể sử dụng một xi lanh chính đơn kết hợp với một bộ chia dòng hoặc sử dụng xi
lanh chính kép (loại "tăng đem'`)
Hiện nay dẫn động hai dòng được dùng nhiều do nó có những ưu điểm hơn hẳn loại dẫn động một dòng 1 wo Gà aN ta _\—\ fap SS 5 | CN) 1 Bánh xe 2 Đĩa phanh 3 Xí lanh bánh xe 4 Xỉ lanh chính 5 Ban da, " mm ° Lt,
V.Tro luc phanh:
Để giảm lực bàn dap cho người lái trên hệ thống phanh xe lắp thêm bộ trợ lực.Có rất nhiều loại trợ lực,sau đây là một số loại trợ lực:
*Trợ lực cường hoá bằng khí nén Uu điểm
- Lực cường hoá lớn, vì áp suất khí nén có thể đạt 5#7 KG/cm” Bảo đảm được quan hệ tỷ giữa lực bàn đạp và với lực phanh
Nhược điểm:
- Số lượng các cụm trong hệ thống phanh nhiều, kết cấu phức tạp, cồng kênh , động cơ phải kèm theo máy nén khí, giá thành cao
Trang 10*Trợ lực cường hoá bằng chân không Uu điểm:
Tận dụng được độ chênh áp giữa khí trời và đường ống nạp khi động cơ
làm việc mà không ảnh hưởng đến công suất của động cơ, vẫn đảm bảo được trọng tải chuyên chở và tốc độ khi ôtô chuyển động Ngược lại khi phanh có tác
dụng làm cho công suất của động cơ có giảm vì hệ số nạp giảm, tốc độ của ôtô
lúc đó sẽ chậm lại một ít làm cho hiệu quả phanh cao Bảo đảm được quan hé ty giữa lực bàn đạp và với lực phanh So với phương án dùng trợ lực phanh bằng khí nén, thì kết cấu bộ cường hố chân khơng đơn giản hơn nhiều, kích thước gọn nhẹ,dễ chế tạo, giá thành rẻ, dễ bố trí trên xe
Nhược điểm:
Độ chân không khi thiết kế lấy là 0,5 KG/cm/, áp suất khí trời là 1 KG/cm’, do đó độ chênh áp giữa hai buồng của bộ cường hoá không lớn Muốn có lực cường hoá lớn thì phải tăng tiết diện của màng, do đó kích thước của bộ cường hoá tăng lên Phương án này chỉ thích hợp với phanh dầu loại loại xe du
lịch, xe vận tải, xe khách có tải trọng nhỏ và trung bình
*Cường hố chân khơng kết hợp với thuỷ lực
Ưu điển: Tận dụng được độ chênh áp giữa khí trời và đường ống nạp Bảo đảm được quan hệ tỷ giữa lực bàn đạp và với lực phanh
Nhược điểm: Kết cấu phức tạp , phải cần thêm xilanh thuỷ lực * Cường hoá bằng năng lượng điện từ
Uu điểm: Có thể thiết kế đồng hoá cho nhiều loại xe chỉ cần thay đổi phần lập
trình
Nhược điểm: Giá thành cao
Trang 11Từ những phân tích ưu nhược điểm đã nói ở trên nhận thấy , phương án trợ lực cường hố bằng chân khơng là phương án có tính kinh tế hơn hẳn vì
những lí do sau :
- Bộ trợ lực chân không mà phương án đưa ra có kết cấu đơn giản nhất ,
không phức tạp như trợ lực khí nén với quá nhiều các cụm chi tiết như van phanh
, máy nén khí, bì hợp thuỷ lực Điều này cho phép hạ giá thành sản xuất và tạo
thuận lợi cho việc bảo dưỡng sửa chữa
- Với lực bàn đạp nhỏ ta hoàn toàn có thể thiết kế được một bộ trợ lực có kích thước nhỏ ,từ đó có thể có nhiều phương án bố trí
- Do sử dụng độ chênh áp giữa khí trời và đường ống nạp khi động cơ làm việc nên không ảnh hưởng đến công suất của động cơ , khác với trợ lực khí nén phải trích công suất động cơ để dẫn động máy nén khí nên gây tổn hao công suất động cơ Hơn nữa việc sử dụng độ chất không còn làm tăng hiệu quả phanh vì khi phanh sẽ làm hệ số nạp giảm do đó công suất của động cơ có giảm , lúc đó tốc độ của ôtô sẽ chậm lại một ít
Kết luận chung:
Xe cần thiết kế hệ thống phanh là xe du lịch 4 chỗ có tốc độ cao nên chọn dẫn
động phanh bằng thủy lực vì dẫn động phanh thủy lực tác động phanh nhanh, dễ
dàng bố trí trên ôtô Với cầu trước và cầu sau chọn cơ cấu phanh đĩa loại có giá đỡ xy lanh di động vì loại này có ưu điểm:
- Chat long chi đưa vào một xy lanh, bởi vậy tăng diện tích cho không
khí luồn vào làm mát cho đĩa phanh và má phanh tránh được hiện tương “sôi
đầu” khi cần phanh liên tục
- Kết cấu đơn giản hơn loại phanh đĩa có giá cố định, tạo điều kiện hạ giá thành của cụm chi tiết cơ cấu phanh
Để tính toán hệ thống phanh cho xe con ta tiến hành theo các bước là:
Trang 12-tính cơ cấu phanh bao gồm:tính toán đĩa phanh,tấm ma sát,đường kính xi lanh cơng tác
-Tính tốn dẫn động phanh:tính xi lanh chính,hành trình bàn đạp,trợ lực
Trang 13Chương 2: Tính toán thiết kế cơ cấu phanh
Bảng các thông số kỹ thuật của xe (lấy theo xe tham khảo): Thông số Don vi Kích thước và khối lượng Dài/Rộng/Cao mm 4825/1810/1515
Chiều đài cơ sở mm 2720
Tọa độ trọng tâm xe:
1224
b mm 1496
hg 620
Khối lượng không tải kg 1505
Khối lượng toàn tải kg 2010
Trang 14II Tính toán, thiết kế cơ cấu phanh
Trọng lượng phân bố lên cầu trước và cầu sau: G, =Gx55% =2010x0,55x9.81=10844,96(MN) G, =Gx 45% =8873,14(N) Xe sủ dụng lốp có ký hiệu: 215/60 R16 Bán kính thiết kế của lốp xe: d r, “Bto= 215+8§x25,4= 418,2 mm Bán kính lăn trung bình: r, =Axr, =0,93x 418, 2 = 388,926 mm = 0,39 m Trong đó: ^ : là hệ số kể đến sự biến dạng của lốp Với lốp áp suất thấp thì 2 = 0,93 Bán kính lắp vành: r - © =8x25,4=203,2 mm
IL1 Xác định mô men cần thiết ở các cơ cấu phanh
Với cơ cấu phanh đặt trực tiếp ở tất cả các bánh xe thì mơ men phanh tính tốn cần sinh ra ở mỗi bánh xe cơ cấu phanh ở cầu trước là: xG My, = xøxm () Và mô men tại mỗi bánh xe cầu sau là: m,xG M„; — 2 2 5 “x0Xxứ,, (2) Trong đó:
m,, m,: Hé s6 phan bố lại trọng lượng khi phanh ở cầu trước và cầu sau
Trang 15| xh m, _y4 Joe — 1+ 0:86%0,62 1 99 gxb 9,811,496 Tmax XÍ my =l——————~ = 1 — £:86%0,62 | 9 64 gxa 9,81x1,224 a - Khoang cach tir trong tam xe téi tam cau tréc: a = 1,224(m) b - Khoảng cách từ trọng tâm xe tới tâm cầu sau: b = 1,496 (m) h, - Chiéu cao trong tam xe: h, = 0,62(m) g - Gia tốc trọng trường: ø = 9,81(m/s”)
ø - Hệ số bám của bánh xe với mặt đường Ø = 0,7
7„„„ - Gia tốc chậm dần lớn nhất khi phanh /,,, = 2 g = 6,86 (m/s’) r,„ - Bán kính lăn của bánh xe ta có: r,, = 0,388 m
Thay các gía trị trên vào (1) và (2) ta có:
Trang 16II.2 Thiết kế, tính toán cơ cấu phanh
II.2.1 Thiết kế, tính toán cơ cấu phanh trước: II.2.1.1 Xác định kích thước của đĩa phanh
Đĩa phanh phải có kích thước đảm bảo cho việc tháo lắp dễ dàng khi có
sửa chữa và đĩa phải có không gian thoáng giúp cho việc tản nhiệt của đĩa phanh được nhanh chóng và đĩa phải có khối lượng nhỏ nhưng vẫn phải đảm bảo việc quan trọng nhất là đạt được hiệu quả phanh như mong muốn
Với lốp có bán kính lắp vành là r = 203,2 mm ta chọn bán kính ngoài của dia phanh 1a R,, = 150 mm; ban kinh trong cua dia phanh R,, = 85 mm
HI.2.1.2 Xác định kích thước má phanh LSP’ PIO OQ QR: c^ So Ss SHOR ‹<%<X%<x*x>~<>~xxxX<<> \< >2 SO xX SOSA S + Má phanh có dạng như hình vẽ
Ta chọn kích thước ngoài của má phanh R; = 145 mm
Trong quá trình xe chạy đĩa phanh quay còn má phanh đứng yên, khi thực hiện qúa trình phanh thì má phanh ép vào đĩa phanh để giảm vận tốc của đĩa phanh, khi đó có sự trượt giữa má phanh và đĩa phanh Do đĩa phanh có hình tròn nên vận tốc trượt ở mép trong của má phanh nhỏ hơn vận tốc trượt ở mép ngoài của má phanh, do vậy phía trong của má phanh sẽ ít mòn hơn phía ngoài của má phanh Sự chênh lệch về tốc độ mài mòn càng lớn nếu các bán kính ngoài và trong của má chênh lệch nhau càng lớn Do vậy ta chọn bán kính trong của má
phanh R; = 95 mm Ngoài ra má phanh còn phải có diện tích sao cho sự phân bố
áp lực lên má phanh nhỏ đảm bảo cho độ bền, tuổi thọ của má phanh do vậy ta
chọn góc ôm của má phanh xạ = 60”
LL2.1.3 Xác định đường kính xilanh công tác
Trang 18II.2.2 Thiết kế, tính toán cơ cấu phanh sau: II.2.2.1.Xác định kích thước của đĩa phanh
Đĩa phanh phải có kích thước đảm bảo cho việc tháo lắp dễ dàng khi có
sửa chữa và đĩa phải có khơng gian thống giúp cho việc tản nhiệt của đĩa phanh được nhanh chóng và đĩa phải có khối lượng nhỏ nhưng vẫn phải đảm bảo việc quan trọng nhất là đạt được hiệu quả phanh như mong muốn
Với lốp có bán kính lắp vành là r = 203,2 mm ta chọn bán kính ngoài của dia phanh 1a R,, = 150 mm; ban kinh trong cua dia phanh R,, = 87 mm
HI.2.2.2 Xác định kích thước má phanh BX OSS OS O55 5505525052555 << << <<<<> 50525050 OSS OOOO SOS OI yA RSV + Má phanh có dạng như hình vẽ
Ta chọn kích thước ngoài của má phanh R; = 145 mm
Trong quá trình xe chạy đĩa phanh quay còn má phanh đứng yên, khi
thực hiện qúa trình phanh thì má phanh ép vào đĩa phanh để giảm vận tốc của đĩa
phanh, khi đó có sự trượt giữa má phanh và đĩa phanh Do đĩa phanh có hình tròn nên vận tốc trượt ở mép trong của má phanh nhỏ hơn vận tốc trượt ở mép ngoài của má phanh, do vậy phía trong của má phanh sẽ ít mòn hơn phía ngoài của má
phanh Sự chênh lệch về tốc độ mài mòn càng lớn nếu các bán kính ngoài và
trong của má chênh lệch nhau càng lớn Do vậy ta chọn bán kính trong của má
phanh R, = 105 mm Ngoài ra má phanh còn phải có diện tích sao cho sự phân bố
áp lực lên má phanh nhỏ đảm bảo cho độ bền, tuổi thọ của má phanh do vậy ta
chọn góc ôm của má phanh xạ = 60”
Trang 19LIL2.2.3 Xác định đường kính xilanh công tác
Trang 20II.3.Tính công ma sát và áp suất trên bê mặt tấm ma sát:
+ Công ma sát riêng L xác định trên cơ sở má phanh thu toàn bộ động năng của ôtô chạy với tốc độ khi bắt đầu phanh như sau:
Khi phanh ôtô đang chuyển động với vận tốc Vạ cho tới khi dừng hẳn
(V=0) thì toàn bộ động năng của ôtô có thể được coi là đã chuyển thành công ma
sát L tại các cơ cấu phanh:
~ OM fy)
2xgxky 7 Với:
G =19718,1(N) là trọng lượng ôtô khi đầy tải;
Trang 21
xạ — Góc ôm tấm ma sát xạ = 60°
R¿, R;„— Bán kính trong và ngoài má phanh trước R¡, R;— Bán kính trong và ngoài má phanh sau => F = (145 - 95°) x 60x = 12560 mm? =125,6 cm” => Fy = (145? -105?)x60x = 10466, 67 mm? =104,67 cm’ Vay Fy = 230,27 (cm?) Vậy công ma sát riêng là: r._Œ Vy _ 19718,1x13,89° = = = 842,04 (J/ cm’) 2xgxF, 2x9,81x230,27 Vay théa man diéu kien: L <[L]= 400 +1000(J/cm’) + áp suất trên bề mặt ma sát
Trang 22Fy 12 Fatt „122.6 = 62,8(cm’) 2 2 Do đó áp suất trên bề mặt ma sát má phanh trước là: by — 70140,0! | 416,34(N/ em?) F 628 qi = Lực ép má phanh sau là: P, = Q, =10340,34 (NV) Dién tich mét ma phanh 1a: kh F=-*>*= 104,67 _ 52,335(cm’) 2 Do đó áp suất trên bề mặt ma sát má phanh sau là: g, = 22 = *0240:34 _ 197,58 (W/cm?) F— 52/335
Từ kết quả trên ta thấy tấm ma sát đủ bền
Trang 23II.4 Tính bền chốt dẫn hướng: 30 LLLLLLLLLLLLLLA (VÀ
Lực ép giữa má và đĩa phanh cực đại là : =26146,61N
Với mỗi cơ cấu phanh ta có 4 chốt do đó lực tác dụng lên mỗi chốt: › 62 - 26146,61x0,3 =1961N ~ imax 4 Với kích thước tham khảo của chốt là: Đường kính chốt : đ = l cm Chiều dài tiếp xúc của chốt với càng phanh: / = 3 cm Và chốt được làm chủ yếu từ thép 30
Trong mỗi cơ cấu phanh đĩa thường bố trí 4 chốt, do được bố trí đối xứng nên trong mỗi quá trình phanh thì lực phanh tác động lên mỗi chốt là không khác nhau nhiều do vậy để dễ dàng trong tính toán ta coi 4 chốt chịu tải như nhau
Kiểm tra bền chốt theo điều kiện bền chịu cắt và chèn dập:
Trang 24= “mạ - S%126) — 2106 8N /cm2 =254,51KG/em2 <[z]=400KG/em? imax —
7= —“*“-— =
° zd? 314x1
Prox — 1961 mm — 1791 _ 653, 67 /cm? = 66,63KG/cm? < [o]=800KG/cm’
Och Td
Vậy thoả mãn điều kiện bền cắt và chèn dập
Trang 25Chương 3: Thiết kế tính toán dẫn động phanh L.Tính toán dẫn động phanh - Sơ đồ dẫn động phanh 1 Bánh xe 2 Đĩa phanh 3 Xi lanh bánh xe 4 Xi lanh chính 5, Trợ lực phanh 6 Bàn đạp 7 Bộ điều hoà lực phanh =} IL.1 Xác định đường kính làm việc của xy lanh bánh xe Đã được xác định ở trên
L2 Chọn đường kính xilanh chính D, kích thước đòn bàn dap 1, I’
Để tạo lên áp suất p = 780 N/cm” thì cần phải tác dụng lên bàn đạp một lực Q xD? jƑ 1 Q= 4 ane Với D: Đường kính xilanh tổng phanh, chon D = 20 mm = 2 cm 1, 1’ : Các kích thước của đòn bàn đạp, _1°/1 = 88/240 n: Hiệu suất dẫn động thuỷ luc, n = 0,92
Trang 26z2 ấn 88 1 .780.—— = 976,13 N
4 240 0,92
> Q=
Đối với ôtô con lực phanh lớn nhất cho phép : [Q] = 750 N
Như vậy ta phải lắp thêm bộ trợ lực phanh để giảm nhẹ cường độ lao động cho người lái
Với kích thước D, l, l° đã chọn trên, ta xác định được hành trình bàn đạp phanh theo công thức : S=(8,+4 xxđ°®+x,xđ; ị = +4x x??,)X— bd 0 D? My „ Trong đó: 6, - Khe hở giữa thanh đẩy với piston ở xilanh chính 5) =1,5+2(mm) Chon 6, =1,5(mm)
đ,, d;, D - Đường kính xilanh bánh xe trước, bánh xe sau va xilanh chinh X¡, x; - Hành trình dịch chuyển của piston bánh xe trước, bánh xe sau
?7,- Hệ số bố sung khi phanh ngặt thể tích của dẫn động chất lỏng tăng
lén, 7, =1,05+1,1 Chon 77, = 1,05
Suy ra:
2 2
S,, =[1,5 +487 27 00,5105 A = 52,7 (mm)
Đồi với ôtô con, hành trình bàn đạp cho phép là : 150 mm Vay: S,, <[S,,] = 150mm, thoa man yéu cau
* Xác định hành trinh cua piston xilanh luc:
Trang 27Hành trình của piston trong xilanh chính phải bằng hoặc lớn hơn yêu cầu
đảm bảo thể tích dầu đi vào các xilanh làm việc ở các cơ cấu phanh
Gọi S.,, S, là hành trình dịch chuyển của piston thứ cấp và sơ cấp thì , =S,+8,
V6i S, 14 hanh trinh dich chuyén cua piston so cap khi ta coi n6 cé tac dụng độc lập ( không liên hệ với pIston thứ cấp ) Tinh S, , S,: z.D” n.d, d; ` 4 „— 2XI— Mp > Ss; = 2X15 z.D° n.d; ; S» = 2.2%) 1 Ny <> Sy) = 2.%).—>M, Trong đó : đ, , d,: đường kính xIlanh bánh xe trước và sau d, =47mm ; d; = 30 mm D: Đườnh kính x1lanh chính , D = 20 mm x¡, xạ: Hành trình dịch chuyển của piston bánh xe trước và sau x¡ =0,5mm; x; = 0,5mm 2 > § = 2%0,5.575 105 = 5,96 mm 30° => 8S, = 2.0,5.—,.1,05 = 2,43 mm 20
Nhu vay : Pis ton thứ cấp dịch chuyển một đoạn S, = 5,96 mm Piston sơ cấp dịch chuyển một đoan S, = 2,43 mm
Trang 28I.3.Tính bền đường ống dẫn động phanh:
Đường ống dẫn động phanh chịu áp suất khá lớn tới 100 (KG/cm?) Khi tính có thể coi đường ống dẫn đầu là loại vỏ mỏng bịt kín hai đầu và có
chiều dài khá lớn
ứng suất được tính như sau:
Với: p- áp suất bên trong đường ống (p = 80 kG/cm?)
R - Bán kính bên trong đường ống dẫn, R = 3 (mm) = 0,3 (cm) s - Chiều dầy của ống dẫn, s = 0,5 (mm) = 0,05 (cm)
80x 0,3
ŒØ.= ; 0.05 = 480(KG/cm’)
Cat ống bằng mặt phẳng vuông góc với trục của ống thì ứng suất pháp Ø, tác
Trang 29II Tính toán bộ trợ lực phanh
II.1 Cấu tạo, nguyên lý làm việc của trợ lực chân không:
1 2 3 4 5 6 N 8 9
Hình 3.2 Sơ đồ bộ trợ lực chân không
1 Piston xilanh chinh , 2 Voi chan khéng , 3 Mang chan khong , 4 Van chân không, 5 Van khí, 6 Van điều khiển , 7 Lọc khí, § Thanh đẩy, 9
Bàn đạp
Đặc điểm:
Sử dụng ngay độ chấn không ở đường ống nạp của động cơ, đưa độ chân không này vào khoang A của bộ cường hóa, còn khoang B khi phanh được thông với khí trời
Nguyên lý làm việc:
Khi không phanh cần đẩy 8 dịch chuyển sang phải kéo van khí 5 và van điều khiển 6 sang phải, van khí tì sát van điều khiển đóng đường thông với khí trời, lúc này buồng A thông với buồng B qua hai cửa E và F và thông với đường
Trang 30ống nạp Không có sự chênh lệch áp suất ở 2 buồng A, B, bầu cường hoá không
làm việc
Khi phanh dưới tác dụng của lực bàn đạp, cần đẩy 8 dịch chuyển sang trái đẩy các van khí 5 và van điều khiển 6 sang trái Van điều khiển t sát van
chân không thì dừng lại còn van khí tiếp tục di chuyển tách rời van khí Lúc đó đường thông giữa cửa E và F được đóng lại và mở đường khí trời thông với lỗ F,
khi đó áp suất của buồng B bằng áp suất khí trời, còn áp suất buồng A bằng áp suât đườngg ống nạp ( = 0,5 KG/cm”) Do đó giữa buồng A và buồng B có sự
chênh áp suất (= 0,5 KG/cm”?) Do sự chênh lệch áp suất này mà màng cường hoá dịch chuyển sang trái tác dụng lên pittông 1 một lực cùng chiều với lực bàn đạp
của người lái và ép dầu tới các xi lanh bánh xe để thực hiện quá trình phanh
Nếu giữ chân phanh thì cân đẩy 8 và van khí 5 sẽ dừng lại còn piston 1 tiếp tục đi
chuyển sang trái do chênh áp Van điều khiển 6 vẫn tiếp xúc với van chân không
4 nhờ lò xo nhưng di chuyển cùng piston 1, đường thông giữa lỗ E, F vẫn bị bịt kín Do van điều khiển 6 tiếp xúc với van khí 5 nên không khí bị ngăn không cho vào buồng B Vì thế piston không dịch 1 chuyển nữa và giữ nguyên lực phanh hiện tại
Khi nhả bàn đạp phanh, lò xo 9 kéo đòn bàn đạp phanh về vị trí ban đầu, lúc đó van 5 bên phải được mở ra thông giữa buồng A và buồng B qua cửa E và
F, khi đó hệ thống phanh ở trạng thái không làm việc
Trang 31II.2 Thiết kế bộ trợ lực
{1 2 3 4 2 6 N So `©
1 Piston xilanh chinh , 2 Voi chan khong , 3 Mang chan khong , 4 Van chân không , 5 Van khí, 6 Van điều khiển , 7 Lọc khí , 8 Thanh đẩy , 9
Bàn đạp
II.2.1 Hệ số cường hoá:
Trang 32D - đường kính xylanh chính , D =20 cm ] , l' - kích thước đòn bàn đạp tu - hiệu suất truyền lực , r\¿ = 0,92 _ 300.4 240 N 5 — 0, 92 = 239,7 a2 88 cm => P; 2° Như vậy , áp suất còn lại do bộ cường hoá sinh ra là : N cm 2" D = P, - P, = 780 — 239,7= 540,3 Hệ số cường hoá được tính như sau : 1 Pp 340,3 Yêu cầu của bộ cường hóa thiết kế là luôn phải đảm bảo hệ số cường hoá trên Ta xây dựng được đường đặc tính của bộ cường hoá như sau: p44 cm? 780E—— — 50 300 Q, (N)
Đường đặc tinh cua bộ cường hoá
Trang 33LL2.2 Xác định kích thước màng cường hoá:
Để tạo được lực tác dụng lên thanh day piston thuỷ lực phải có độ chênh áp giữa buống A và buồng B tạo nên áp lực tác dụng lên piston 1
Xét sự cân bằng của màng 4 ta có phương trình sau :
Q = F, Pg - Pa ) - Py = F¿ A, - Pi,
Trong đó :
A, - độ chênh áp phía trước và phía sau màng 3, lấy bang 0,5 *
cm
ứng với tốc độ làm việc không tải của động cơ khi phanh F¿ - diện tích hữu ích của màng 3_ P„ - lực lò xo ép màng 3 Q - luc tac dụng lên pIston thuỷ lực được tính theo công thức : 0, = Peru ? với F,,- diện tích của piston xylanh chính z7D ` 7.2? Tị= 4 — = 3,14cm’ p - ấp suất do trợ lực phanh tao ra, p, = 540,3 x cm m - hiệu suất dẫn động thuỷ luc , n = 0,95 540, 3.3.14 =——— " = 1785.8 > 2 0.95 KG Từ phương trình cân bằng màng 3 ta có : Q, + AT P F, =
với P,.= 150 N, tham khảo các xe có trợ lực chân không
Trang 34F,=(1785,8+150)/5 = 375,1(cm2) Vậy ta có đường kính màng 3 là : Đà - 4 = =19,4cm = 194mm 1 1
Như vậy màng 3 của bộ cường hoá có giá trị bằng 194 mm để đảm bảo áp suất cường hoá cực đại p, LL2.3 Tính lò xo màng cường hoá Lò xo màng cường hoá được tính toán theo chế độ lò xo trụ chịu nén *Đường kính dây lò xo 431,6 ke [7]
Trong đó : d - đường kính dây lò xo
Trang 351,09.150.15 d 21,6 330 =~ 4.4mm Từ đó tính được đường kính trung bình của lò xo : D,, = c.d = 15.4,4= 66 mm *Số vòng làm việc của lò xo x.G.d n= ` 8.c°.(F a, 7 Fin)
Trong đó : x - chuyển vị làm việc của lò xo khi ngoại lực tăng đến giá trị
lớn nhất E max? từ giá trị lực nhỏ nhất F.,, (luc 14p), x duoc chon dua vao hanh
trinh cua piston xilanh chinh
Ta có tổng hanh trinh cua 2 piston xilanh chinh 14 S =S, + S, =6,96 +2,43
= 9,39 mm, véi S, , S, 14 hanh trinh cua piston so cap va piston thứ cấp Có thể
chon x bằng hoặclớn hơn tổng số hành trình trên Lấy x = 15 G - môđun đàn hồi vật liệu, G = 8.10°MPa
đ, c - đường kính dây lò xo và hệ số đường kính c= 15,d= 4,4 mm F„a„› max? ~ min F„u„ ( tham khảo các xe có dẫn động phanh đầu) Fix = 150 N, Fin = 80N n= 15.8.10°4,4 _ 8 và 8.15°(150-80) ”” Y°HE *Độ biến dạng cực đại của lò xo _ 8D HE, = Ga! ~
Trong đó : Dạ - đường kính trung bình của vòng lò xo, D = 66 mm
n -số vòng làm việc của lò xo, n =3 vòng
F„z„ - lực tác dụng cực đại lên lò xo, F, = 150N
Trang 36G - môđun đàn hồi, G = 8.10? MPa d - đường kính dây, d = 4,4 mm 8.66”.3.150 — Ta gna 34, Smm 8.104.(4,4) — Aenax = *Xứng suất của lò xo
Trên thực tế chiều dài nén của lò xo bằng với tổng hành trình của 2 piston
thứ cấp và sơ cấp Khi đó lực tác dụng lên lò xo P,, được tính từ tổng hành trình S cua piston nhu sau : 3 8.c Nn Ss — AP, 7 Fin): Ga ` S.G.d => P= +F * 8en ™
Trong đó : Š - tổng hành trình dịch chuyển của các piston, S = 9,39 mm G - mođun đàn hồi, G = 8.10? MPa
Trang 37Lò xo làm bằng thép 65 có [t] = 330MPa, so sánh thấy t < [t] Vậy điều kiện bền xoắn dược đảm bảo *Số vòng toàn bộ của lò xo nọ=n+2 =3 +2 = 5 vòng * Chiêu cao lò xo khi các vòng xít nhau Hạ = (nạ — 0,5).d Hạ = (5 - 0,5).4,4 = 19,8 mm *Bước của vòng lò xo khi chưa chịu tải 12.A in n t=d+
Trang 38D c - hệ số đường kính, é = 7" D - đường kính vòng lò xo d - đường kính dây lò xo Chọn c = 15 k - hệ số tập trung ứng suất, được tính theo công thức: ,_ 4-1 0615 _ 4.15—1_ 0,615 4c-4 cc 415-4 15 = 1,09 [t] - tng suat gidi han, vi 10 xo lam bang thép 65, [t] = 330 MPa d 21,6, [202.2015 =1,6mm 330 Từ đó tính được đường kính trung bình của lò xo : Dự, = c.d = 15.1,6= 24 mm *Số vòng làm việc của lò xo x.G.d n= ` 8.c°.(F sa, 7 Fin)
Trong đó : x - chuyển vị làm việc của lò xo khi ngoại lực tăng đến giá trị
lớn nhất E max? từ giá trị lực nhỏ nhất F.,, (luc 14p), x được chọn dựa vào hành
trình của van khí x = 3 mm
G - môđun đàn hồi vật liệu, G = 8.10*MPa
Trang 39*Độ biến dạng cực đại của lò xo
_ 8.D,, nF sn “ G.d*
Trong đó : Dạ - đường kính trung bình của vòng lò xo, D = 24 mm n -số vòng làm việc của lò xo, n =3 vòng
F;„z„ - lực tác dụng cực đại lên lò xo, F, = 20N
G - môđun đàn hồi, G = 8.10! MPa d - đường kính dây, d = 1,6 mm 8.24°3.20 _ 240 20 = 12,6mm 8.10°(1,6)' mu — Aenax = *Số vòng toàn bộ của lò xo nọ=n+2 =3 +2 = 5 vòng * Chiêu cao lò xo khi các vòng xít nhau Hạ = (nạ — 0,5).d Hạ = (5 - 0,5).1,6 = 7,2 mm *Bước của vòng lò xo khi chưa chịu tải 1,2 Armax n t=d+
Trang 40Hạ = 22,2 mm
Ta có kết cấu bộ cường hoá như sau :
Kết cấu của bộ cường hố chân khơng
1 Thân xi lanh , 2 Loxo PIston thứ cấp, 3 Vành tựa loxo , 4 phớt , 5 Chốt hạn chế, 6 Piston thứ cấp, 7 Phớt thân van, 8 loxo , 9 Vành tựa loxo , 10 Phớt,
11.Piston sơ cấp, 12 Phanh hám, 13 Vành tựa loxo_, 14 Loxo màng trợ lực, 15 Thân trước tro luc, 16 Mang tro lực , 17.Đ1a đỡ màng, 18 Thân sau trợ lực 19.Tấm thép van hãm, 20 Bulông M12, 21.Phớt thân trợ lực, 22.Vành đỡ loxo,
23 Loxo hồi van khí, 24.Võ bọc, 25.Lọc khí, 26.Cân đẩy, 27.Van điều khiển, 28, Loxovan điều khiển, 29, Van khí, 30, Đĩa phản lực, 31.Van chân không,
32.Thanh đẩy trợ lực, 33.ống dẫn khí, 34.ống nối, 35.Phớt thân, 36.ống dan dau, 37.Cửa bù, 38.Cửa hồi dầu
