Tính tốn dẫn động phanh bao gồm tính tốn tĩnh học và tính tốn động lực học. Tính tốn tĩnh học nhằm mục đích: xác định các thơng số kết cấu chính, đảm bảo cho dẫn động tạo được lực ép yêu cầu, với lực đạp và hành trình bàn đạp nằm trong giới hạn cho phép. Tính tốn động lực học có nhiệm vụ: xác định các thơng số và đặc tính của dẫn động liên quan đến độ nhạy (hay thời gian chậm tác dụng) và chất lượng của các q trình q độ, như: diện tích tiết diện, chiều dài đường ống, đặc tính lưu lượng và khả năng thơng qua của các van ...Trong phạm vi đồ án thiết kế chỉ tính tốn đến phần tĩnh học, qua sơ đồ dẫn động phanh (hình 2.3) đã chọn từ trước, ta sẽ đi tính tốn xác định phần cũng cấp dẫn động, tức là tính tốn các bầu phanh, bình chứa, máy nén… để đáp ứng được lực cần thiết tác dụng lên cơ cấu phanh để đảm bảo phanh có thể hoạt động đúng như các thơng số yêu cầu.
Theo tài liệu [1], quy chuẩn hiện nay thì: - Với xe tải và khách cỡ trung bình và lớn :
- Với xe tải và xe khách :
4.1 Phân tích, chọn sơ đồ dẫn động phanh
4.1.1 Chọn sơ đồ phân dịng chính
Từ những phân tích ưu nhược điểm của từng sơ đồ phân dịng (được trình bày ở chương 1) ta chọn sơ đồ phân chính trên xe khách như sau:
Hình 4.1 -Sơ đồ phân dịng chính trên xe khách
3- Bộ phận phân dòng ( Tổng van phân phối ); 1,5- Các bánh xe trước, sau;
SVTH: Nhóm 05 - 18C4CLC
TIEU LUAN MOI download : skknchat123@gmail.com moi nhat [Pbd] 300 400[N]
PBL4: Thiết kế hệ thông ô tơ thơng minh 2,4- Các dịng dẫn động
- Với sơ đồ phân dịng chính ở trên, tuy hiệu quả sẽ giảm nhiều khi hỏng dòng phanh ở cầu trước. Nhưng đây là sơ đồ dẫn động phanh đơn giản nhất, đồng thời mức độ bất đối xứng lực phanh vẫn nằm trong giới hạn cho phép khi một trong hai dòng dẫn động bị hỏng. Và quan trọng nhất là đảm bảo hệ thống phanh vẫn hoạt động khi một trong hai dòng bị hỏng
4.1.2 Chọn sơ đồ dẫn động phanh
Từ những phân tích ưu nhược điểm cùng phạm vi sử dụng của các sơ đồ dẫn động phanh được sử dụng trên ô tô (ở mục 1.2.2.3 thuộc chương 1) em chọn dẫn động phanh bằng thủy lực.
Hình 4.2: Dẫn động thủy lực trợ lực khí nén
1-Bàn đạp; 2-Địn điều khiển; 3-Cụm van; 4-Bình chứa khí nén; 5-Xy lanh lực; 6-Xy lanh chính; 7-Dịng dầu đến các xy lanh bánh xe sau; 8-Các xy lanh bánh xe sau; 9-Dòng dầu đi đến các xy lanh bánh xe trước; 10-Các xy lanh bánh xe
trước * Nguyên lý làm việc:
Khi tác dụng lên bàn đạp 1, qua đòn 2 lực sẽ truyền đồng thời lên các cần của xy lanh chính 6 và của cụm van 3. Van 3 dịch chuyển: Mở đường nối khoang A của xy lanh lực với bình chứa khí nén 4. Khí nén từ 4 sẽ đi vào khoang A tác dụng lên piston của xy lanh trợ lực, hỗ trợ cho người lái ép các
SVTH: Nhóm 05 - 18C4CLC
piston trong xy lanh chính 6 dịch chyển – đưa dầu đến các xy lanh bánh xe. Khi đi vào khoang A, khí nén đồng thời đi vào khoang phía sau của van 3, ép lò xo lại, làm van dịch chuyển lài sang trái, khi lực khí nén cân bằng với lực lị xo thì van dừng lại ở vị trí cân bằng mới, đồng thời đóng ln đường khí nén từ bình chứa đến khoang A – duy trì một áp suất khơng đổi trong hệ thống, tương đương với lực tác dụng và dịch chuyển của bàn đạp. Nếu muốn tăng áp suất lên nữa thì phải tăng lực đạp để đẩy van sang phải, mở đường cho khí nén tiếp tục đi vào. Như vậy cụm van 12 đảm bảo được sự tỷ lệ giữa lực tác dụng, chuyển vị của bàn đạp và lực phanh.
4.2. Tính dẫn động phanh
4.2.1. Hành trình dịch chuyển đầu piston xy lanh cơng tác của cơ cấu ép.
Trong truyền động phanh dầu, để tạo ra lực ép cho cơ cấu phanh chúng ta thường dùng piston để truyền lực ép P lên guốc phanh.
Hành trình dịch chuyển của đầu guốc di động x [mm] xác định theo cơng thức sau:
(theo [1], trang 21)
Trong đó: δ0 – khe hở hướng kính trung bình giữa má phanh và trống phanh (δ0 được điều chỉnh theo kinh nghiệm từ 0,5 0,6 [mm])
δm – độ mịn hướng kính cho phép của má phanh và tang trống (khi lượng mịn hướng kính đạt giá trị cho phép nằm trong khoảng 1÷1,2[mm] thì hành trình bàn đạp sẽ đạt giá trị cực đại cho phép [Sbd] mà tại đó cần phải điều chỉnh lại khe hở hướng kích trung bình δ0.
Giá trị cực đại cho phép của hành trình bàn đạp ơtơ ứng với giới hạn mòn phải điều chỉnh khe hở nằm trong giới hạn kinh nghiệm sau.
Đối với ơtơ vận tải hàng hóa và hành khách: [Sbd] = 170 180[mm] Chọn δ0 = 0,5[mm] và δm = 1[mm] và với a=144(mm) và b=144(mm) thì ta có:
( 0,5+1)(144+144) x =
SVTH: Nhóm 05 - 18C4CLC
PBL4: Thiết kế hệ thơng ơ tơ thơng minh
4.2.2. Đường kính xylanh chính.
Đường kính xy lanh chính Dc được xác định từ tỷ số khuếch đại thủy lực ik.
i k =(Ddkc )2
trong đó ik là tỷ số khuếch đại thủy lực của xy-lanh cơng tác thứ k so với xy- lanh chính. Trong thực tế kinh nghiệm đối với hệ thống phanh dầu thì tỷ số khuếch đại thủy lực thường nằm trong khoảng ik = 0,75 1,50. Vì vậy, trong tính tốn thiết kế có thể tính đường kính xy-lanh chính theo giá trị trung bình gần đúng như sau:
√
1 (d2 d2 )
Dc≈ 2 0,75kmin +1,50kmax
Ở đây dkmin là giá trị nhỏ nhất của các đường kính xy-lanh cơng tác; dkmax là giá trị lớn nhất của các đường kính xy-lanh cơng tác.
Thế số với các giá trị đường kính xy lanh cơng tác đã tính, ta có:
Dc≈√1
2 (0,037
0,752 +0,050
1,502 )
= 0,042[m]
Đường kính xy-lanh điều khiển trợ lực có thể lấy bằng ddk = Dc = 0,042[m].
4.2.3. Hành trình dịch chuyển của piston xylanh chính.
Piston chính có nhiệm vụ truyền lực từ bàn đạp và bộ trợ lực phanh (nếu
có) để tạo ra áp suất cao trong hệ thống khi phanh. Áp suất cao trong hệ thống
chỉ bắt đầu hình thành khi tất cả các khe hở trong hệ thống phanh đã được khắc phục, nên hành trình dịch chuyển của piston xy-lanh chính h [mm] được xác định.
SVTH: Nhóm 05 - 18C4CLC
2x
h = ((
Trong đó:
x1, x2 là hành trình dịch chuyển của piston công tác ở cơ cấu phanh cầu trước/sau. x1 = x2 = 3[mm]; Cịn số 2 đi theo thơng số x để xác định số lượng hai piston công tác trong mỗi cơ cấu phanh.
n1, n2 tương ứng là số lượng trục bánh xe của cầu trước/sau. Với xe khách có cơng thức bánh xe 4x2 thì n1 = n2 = 1.
d1, d2 lần lượt là đường kính xy-lanh cơng tác ở cơ cấu phanh cầu trước, cầu sau, ta có; d1 = 50,00[mm]; d2 = 37,00[mm] Chỉ số 2 bên ngoài ngoặc đơn xác định có hai cơ cấu phanh trên mỗi trục bánh xe trước/sau.
Dc là đường kính xy lanh chính. Dc = 42[mm]. ddk là đường kính xy lanh dầu điều khiển đóng mở van của bộ trợ lực kiểu trợ lực gián tiếp ddk = 42[mm]; đối với kiểu điều khiển trực tiếp thì ddk/Dc =1
1, 2 lần lượt là khe hở thơng dầu trong xy-lanh chính ở trạng thái khơng phanh ứng với các dịng trước/sau. Có thể chọn : 1 = 2 = 1,5[mm].
dk là khoảng dịch chuyển của piston trợ lực để điều khiển đóng mở van của bộ trợ lực kiểu gián tiếp // hoặc khoảng dịch chuyển của cần đẩy để mở van bầu trợ lực kiểu trực tiếp. Chọn dk = 1,0[mm]. Cịn K là hệ số tính đến độ đàn hồi của hệ thống. K =1,05 1,07. Chọn K = 1,07. Thế tất cả các thơng số, ta có:
(
(42
h =
4.2.4. Hành trình và tỷ số truyền bàn đạp phanh.
a) Tỷ số truyền bàn đạp ibd
Địn bàn đạp phanh có nhiệm vụ truyền lực đạp của lái xe lên piston của xy-lanh chính. Vì vậy dịch chuyển của đầu bàn đạp phanh có thể được xác định:
Sbd = (h+δ . K ) .ibd
trong đó h là hành trình dịch chuyển của piston xy-lanh chính; là khe hở cần thiết giữa cần đẩy và piston xy-lanh chính; ibd là tỷ số khuếch đại lực từ bàn đạp đến piston xy-lanh chính; và thường được gọi là tỷ số truyền bàn đạp.
Thay cơng thức tính hành trình dịch chuyển của piston xy-lanh chính h với điều kiện giá trị hành trình bàn đạp lớn nhất ứng với lúc má phanh mịn đến giới hạn phải hiệu chỉnh khơng được vượt quá giá trị cho phép đối với hành trình cực đại [Sbd]:
( h+δ . K ) .ibd ∈ [Sbd ]
Đối với ôtô khách sử dụng cơ cấu phanh kiểu trống guốc thì hành trình bàn đạp cho phép thường nằm trong khoảng [Sbd] = 170 180 [mm]; có thể chọn [Sbd] = 180[mm] với khe hở = 0,5[mm] thì ta có tỷ số truyền bàn đạp:
i =
bd (32,60+0,5.1,07)
b) Hành trình bàn đạp Sbd
Hành trình bàn đạp phanh thực tế Sbd khi khơng xét đến lượng mịn m (tức m = 0) có thể được tính: Với m = 0 thì x = 1[mm], ta có: (42 h*= = 13,72[mm] Nên: Sbd = (13,72+0,5.1.07).5.432 = 77,4358 [mm] SVTH: Nhóm 05 - 18C4CLC
Theo cơng thức tính hành trình ở trên, ta có thể tính hành trình làm việc khi cho các khe hở bằng không; tức là 1 = 2 = dk = m = = 0.
h** = ((2 .1 .1.502 + 2. 1.1.372 ).2).1 ,07 422 422 = 9,44 [mm] Slv = h**.ibd Nên: Slv = 9,44.5.432 = 51,282 [mm]
Ta có tỷ số giữa hành trình thực tế của bàn đạp Sbd so với hành trình làm việc hữu ích của bàn đạp Slv bằng:
S bd
=77 , 4385 Slv 51
,282
Kbd/lv =
So với tỷ số kinh nghiệm hiện này nằm trong khoảng 1,4 1,6 thì các kết quả tính tốn trên là khá chính xác và tin cậy.
4.2.5. Lực cần thiết tác dụng lên bàn đạp phanh khi chưa tính trợ lực.
Lực cần thiết phải tác dụng lên bàn đạp phanh (khi chưa tính đến trợ lực) để thực hiện quá trình phanh khẩn cấp với lực phanh lớn nhất yêu cầu như sau:
π . D2xl . pd
Pbd ≥ 4 . ibd .ηbd . ηxl
trong đó: Dxl là đường kính xy-lanh cung cấp dầu cho các xy-lanh cơng tác; khi khơng có trợ lực hoặc dùng kiểu trợ lực trực tiếp thì Dxl cũng là xy-lanh chính Dc. Thơng số pd là áp suất làm việc của dầu trong hệ thống; đã chọn pd = 8[MN/m2].
Đại lượng bd là hiệu suất của bàn đạp, kể đến tổn thất truyền lực tính từ bàn đạp đến piston xy-lanh chính và hiệu suất thủy lực d xét đến tổn thất truyền lực do ma sát của piston với xy-lanh chính; có thể chọn theo kinh nghiệm sau:
Hiệu suất truyền động cơ khí :bd 0,85 0,90; chọn bd = 0,90 Hiệu suất của piston-xylanh: xl 0,92 0,95; chọn xl = 0,95
Thế số ta có lực đạp cần phải tác dụng khi chưa tính đến trợ lực:
P
bd
≥
Giá trị tính tốn về lực bàn đạp này so với yêu cầu cho phép nhằm bảo đảm điều khiển nhẹ nhàng cho lái xe đối với các ôtô hiện nay đối với xe khách nằm trong khoảng [Pbd] 300 400[N] thì cần thiết phải trợ lực.
4.2.6. Lực trợ lực cần thiết của bộ trợ lực.
Khi có bộ phận trợ lực (trực tiếp hay gián tiếp) thì cơng thức tổng qt tính các lực cần thiết phải có để thực hiện q trình phanh khẩn cấp với lực phanh lớn nhất yêu cầu như sau:
Pbd . ibd .ηbd +Ptl. itl . ηtl≥
trong đó đại lượng itl là tỷ số truyền khuếch đại lực, tính từ xy-lanh trợ lực (trợ
lực chân khơng hoặc trợ lực khí nén) đến piston của xy-lanh cung cấp dầu cho
các xy-lanh công tác. Đại lượng tl là hiệu suất của bộ phận trợ lực, kể đến tổn thất truyền lực tính từ xy-lanh trợ lực đến piston xy-lanh cung cấp dầu cho các xy-lanh công tác.
Trong trường hợp trợ lực trực tiếp (xem hình 3.3) thì itl = 1; cịn hiệu suất tl có thể chọn bằng 0,95. Lực bàn đạp cần phải tác dụng lên bàn đạp trongtrường hợp có trợ lực có thể chọn theo giới hạn lớn [Pbd] = 400[N].
Khi đó lực yêu cầu của bộ trợ lực Ptl được xác định bằng:
P
tl ≥
Thế số ta có :
π .0,0422 .18.106 ( Ptl≥ 8 7 6 5 4 3 2 1 A 9 10 11 15 B 14 13 12
Hình 4.3: Sơ đồ tính truyền động phanh dầu có trợ lực trực tiếp
1- xylanh chính kiểu kép, 2- piston, 3- các bình chứa dầu, 4- bầu trợ lực chân không, 5- piston (hoặc màng) của bầu trợ lực chân không, 6- cơ cấu đàn hồi tỷ lệ, 7- cụm lò xo và nắp van kết hợp (vừa là nắp van khơng khí – đang đóng kín với đế van khơng khí gắn ở đầu cần đẩy; vừa là nắp van chân không – đang mở đối với đế van chân khơng 11), 8- lọc khơng khí, 9- bàn đạp, 10- lò xo hồi vị cần đẩy từ bàn
đạp kiêm chức năng đóng kín đế van khơng khí với nắp van 7, 11- đế van chân khơng, 12- bình chân khơng (thơng với họp nạp động cơ xăng
– hoặc thông với bơm chân không nếu xe dùng động cơ diezel), 13- van một chiều, 14 và 15 – các đường dẫn dầu đến các xy-lanh bánh xe sau/trước.
4.2.7. Đường kính xy-lanh của bầu trợ lực.
Để giảm nhẹ lực điều khiển phanh cho hệ thống phanh trên xe khách, chúng ta thường dùng bộ trợ lực kiểu khí nén với độ áp suất khí nén pkn =
0,75[MN/m2]. Lực trợ lực được tạo ra nhờ nguyên lý chênh lệch áp suất giữa hai ngăn của bầu trợ lực được xác định như sau:
π . D2b . pkn
P
tl=
4
Suy ra đường kính bầu trợ lực Db:
D =√ 4 . P tl b π .. pkn Thế số ta có : Db=√4 . 25568,824 π . 0,75. 106 = 0,208 [m]
Kích thước bầu trợ lực của các loại xe hiện nay thường nằm trong khoảng giá trị từ Db 200[mm] đến 400[mm].
SVTH: Nhóm 05 - 18C4CLC
PBL4: Thiết kế hệ thơng ơ tơ thơng minh
PHẦN 5: ĐẶC TÍNH ĐIỀU CHỈNH LỰC PHANH
5.1 ĐẶC TÍNH ĐIỀU CHỈNH ÁP SUẤT PHANH
5.1.1 Đặc tính phân bố mơ-men phanh
5.1.1.1 Đặc tính mơ-men phanh lý thuyết:
Theo lý thuyết ơ tơ, đối với xe có các thơng số cơ bản về trọng lượng Ga
với tọa độ trọng tâm (a, b, hg) cùng với kích thước cơ bản khác như chiều dài cơ sở Lo và bán kính làm việc của bánh xe Rbx, thì chúng ta dễ dàng tính được mơ-men phanh ở mỗi bánh xe cầu trước, cầu sau bởi hệ phương trình [1]:
¿ M bx 1= {¿ M bx 2=
Với: Ga = 120000 [N]; Lo = 3,95 [m]; Rbx = 0,45 [m] hg = 1,58[m]; a = 2,765 [m]; b = 1,185 [m] Bằng cách cho hệ số bám ϕbx
biến đổi từ 0,10 đến 0,85 với bước tính 0,05 rồi áp dụng cơng thức tính mơ-men phanh cho mỗi bánh xe ở cầu trước, mô-men phanh ở cầu sau biến đổi theo hệ số bám được cho bới các cơng thức ở (5.1), chúng ta sẽ có kết quả tính tốn mơ-men phanh lý tuyết ở các bánh xe cầu trước Mbx1 và cầu sau Mbx2 và được cho như trên bảng 5.1.
Bảng 5.1: Kết quả tính mơ-men phanh u cầu ở mỗi bánh xe trước/sau
ϕ bx 0 Mbx1 0 Mbx2 0 ϕ bx 0.45 Mbx1 5832 Mbx2 6318 SVTH: Nhóm 05 - 18C4CLC
Bằng cách lập tỷ số, quan hệ mô-men phanh yêu cầu của cầu sau và cầu trước theo lý thuyết ơ tơ có quan hệ phi tuyến như sau:
M2 M1
5.1.1.2 Đặc tính mơ-men phanh thực tế
Để xác định mô-men phanh thực tế, chúng ta cần xác định các thông số cơ bản của cơ cấu phanh theo mô-men phanh yêu cầu lớn nhất. Nghĩa là về lý