Hệ số phđn bố lực phanh lín câc trục của bânh xe:

Một phần của tài liệu tính toán thiết kế hệ thống phanh trên xe ô tô 5 chỗ dựa trên xe toyota vios g 2017 (Trang 44)

CHƯƠNG 4 : TÍNH TOÂN THIẾT KẾ HỆ THỐNG PHANH ĐÊ CHỌN

4.2. Hệ số phđn bố lực phanh lín câc trục của bânh xe:

Thực tế mômen phanh sinh ra ở câc bânh xe lă do cơ cấu phanh đựoc lắp đặt ở câc bânh xe của ôtô. Cơ cấu phanh ở câc bânh xe có nhiều kiểu/loại vă vì vậy nói chung trín một chiếc xe có thể có câc cơ cấu phanh khâc nhau đối với câc trục bânh xe trước vă sau. Ngay cả khi cơ cấu phanh giống nhau nhưng kết cấu vă kích thước cụ thể vẫn có thể khâc nhau tùy theo mơmen phanh u cầu phđn bố trín câc trục.

Vì vậy, để có cơ sở chọn cơ cấu phanh hợp lý, trước hết cần tính tơn đânh giâ tỷ số phđn bố mơmen phanh lín trục trước vă trục sau theo hệ số phđn bố lực phanh:

K12=Mbx1 Mbx2= Pbx1 Pbx2= (b+hg.ϕbx) (a−hg.ϕbx) (4.16)

K12=Mbx1 Mbx2= Pbx1 Pbx2= (b+hg.ϕbx) (a−hg.ϕbx)= (1607,5+735 .0,70) (892,5−735 . 0,70)=5,61

4.3. Mômen phanh do cơ cấu phanh sinh ra vă lực ĩp yíu cầu

Với cơ cấu phanh đĩa thì việc hình thănh mơ men ma sât hoăn toăn tương tự li hợp ma sât cơ khí (hình 4.2). Mơ man ma sât của đĩa được tạo ra bởi hai guốc phanh có giâ trị hoăn toăn bằng nhau Mg1=Mg2 nhờ ĩp bởi hai piston bắng nhau bố trí đối xứng qua đĩa có cùng âp lực dầu.

Phanh đĩa thường có cơ cấu ĩp có tính đối xứng hoăn toăn về phương diện kết cấu qua mặt phẳng chứa đĩa phanh.Vì vậy mơmen ma sât của đĩa được tạo ra bở hai mâ phanh có giâ trị hoăn toăn giống nhau vì đĩa ĩp bởi 2 piston bằng nhau đối xứng qua đĩa có cùng âp lực dầu.

Hình 4.2 Cơ cấu phanh kiểu đĩa

Mg1=P1.μ.2 3( R 23−R 13 R 22−R 12 ) (4.17) Mg2=P2.μ.2 3( R 23−R 13 R 22−R 12 ) (4.18)

Nếu xem câc lực ĩp P1vă P2 lă như nhau vă bằng lực ĩp P của piston thì mơ men phanh tổng cộng do hai mâ phanh tạo ra cho đĩa phanh được xâc đinh bằng:

Mp=2.P.μ.2 3( R 23−R 13 R 22−R 12 ) (4.19) Trong đó:

R2 lă bân kính ngoăi của đĩa (lấy theo xe tham khảo).

R1 lă bân kính trong của đĩa,chúng có thể được chọn theo kinh nghiệm bằng R1=0,52÷0,73R2.

μ lă hệ số ma sât trượt giữa mâ phanh vă đĩa phanh.Theo số liệu kinh nghiệm

μ =0,3÷0,33.Chọn μ =0,33.

Suy ra cơng thức tính câc lực ĩp u cầu P đối với cơ cấu phanh đĩa được xâc định như sau : 2 2 2 1 3 3 2 1 3 . ( ) 4. p R R P M R R     (4.20)

Thay số liệu văo ta có lực ĩp đối với cơ cấu phanh trước/sau. + Cơ cấu phanh trước:

Số liệu: R2 = D2/2 = 381/2 = 190,5 [mm ] = 0,19 [m] R1 = 0,55.R2 = 0,55. 0.19 = 0,1 [m] Mp1=1495,13 [N.m] Thay số văo (4.20) p1=1495,13 . 3 4.0,33⋅(00,19,1923−0,1−0,123)=15137,12 [N] + Cơ cấu phanh sau:

Số liệu: R2 =D2/2 = 355/2 = 177,5 [mm ] = 0,17 [m] R1 = 0,55.R2 = 0,55. 0.17 = 0,09 [m] Mp2= 266,34 [N.m]. Thay số văo (4.20) p2=266,34 . 3 4 .0,33⋅(0,0,171723−0−0,,090923)=3009,22 [N]

4.4. Tính tơn xâc định bề rộng mâ phanh

Bề rộng mâ phanh sẽ xâc định diện tích lăm việc của mâ phanh ĩp lín đĩa phanh. Bề rộng mâ phanh tăng lăm cho diện tích lăm việc tăng; điều năy nói chung có lợi cho sự măi mịn của tấm ma sât vì diện tích lăm việc tăng đồng nghĩa với âp lực tâc dụng lín một diện tích giảm, dẫn đến mức độ măi mòn giảm rong mỗi lần phanh (mỗi lần phanh diễn ra lă một lần quâ trình trượt giữa mâ phanh vă đĩa phanh diễn ra mênh liệt,vừa lăm măi mòn mâ phanh vừa sinh nhiệt lớn lăm nung nóng đĩa cũng như mâ phanh vă câc chi tiết liín quan đến truyền nhiệt với chúng). Tuy vậy, bề rộng mâ phanh khơng nín tăng lớn q vì như vậy sẽ lăm giảm tính đồng đều của âp lực phđn bố theo chiều rộng mâ phanh, dẫn đến mịn mâ phanh khơng đều vă giảm hiệu quả phanh.

Khi câc thông số khâc đê được chọn vă xâc định theo mơ men u cầu níu trín thì bề rộng mâ phanh sẽ được xâc định theo âp suất cho phĩp [q] hình thănh đối với mâ phanh trong quâ trình phanh.

P=Ams.q=μ⋅(R22−R12).q α

2Π [Theo 2] (4.21)

Trong đó: R1, R2 lă bân kính trong vă ngoăi của đĩa

 lă góc ơm của tấm ma sât theo chu vi hình vănh khăn của đĩa

q lă âp suất lăm việc trung bình hình thănh giữa mâ phanh vă đĩa phanh trong q trình phanh.

Góc ơm của tấm ma sât:

α= 2P

q(R22−R12) (4.22)

Để đảm bảo tuổi thọ mâ phanh cho một chu kỳ giữa hai lần bảo dưỡng thì giâ trị âp suất lăm việc của mâ phanh q[N/m2] phải nhỏ hơn giâ trị cho phĩp [q] nằm trong giới hạn từ 1,5÷2,0 [MN/m2].

Với cơ cấu phanh kiểu đĩa, do ưu tiín co q trình lăm mât đĩa nín đĩa khơng được bao kín, vì vậy bụi bẩn bâm văo vă do đó góp phần tăng mịn q trình phanh vă đĩa. Để hạn chế sự măi mịn của chúng, trong thiết kế cần chọn âp suất lăm việc của bề mặt ma sât đủ nhỏ so với giâ trị giới hạn đê cho theo kinh nghiệm

[q]= 1,52,0 [MN/m2]. Chọn q = 2.106 [N/m2] * Với cơ cấu phanh trước : ( P1 = 15137,12 [N] )

+ Tính theo góc ơm của mâ phanh :

α1= 2.15137,12

2. 106(0,192−0,12)=0,58

[rad] + Tính theo chiều dăi cung tại bân kính trung bình:

C1 = Rtb. 1 (4.23) Tính bân kính trung bình của đĩa phanh Rtb:

Rtb=2 3(R2 3−R13 R22−R12)=2 3(00,19,1932−0,1−0,132)=0,15 [m] Thay số văo ta được:

C1 = 0,15.0,58= 0,087 [m] Bề rộng hình vănh khăn:

bvkl = (R2 – R1) = (0,19 – 0,1)= 0,09 [m] Hệ số tối ưu:

Kr1 = R1/R2 = 0,1/0,19 = 0,52 Bộ thông số cho cơ cấu phanh trước:

+ Bân kính ngoăi đĩa phanh: R2 = 0,19 [m] + Hệ số tối ưu: Kr = 0,52

+ Bân kính trong: R1= 0,1 [m] + Bân kính trung bình: Rtb = 0,125 [m] + Bề rộng vănh khoăn: bvk1 = 0,09 [m] + Lực ĩp piston: P1 = 1495,13 [N] + Góc ơm mâ phanh: α1 = 0,58 [rad] + Chiều dăi trung bình cung: C1 = 0,087 [m]

+ Bề dăy của đĩa chọn 20 [mm] theo [2] cho cơ cấu phanh trước. * Với cơ cấu phanh sau : ( P2 = 3009,22 [N] )

+ Tính theo góc ơm của mâ phanh :

α2= 2 . 3009,22

2 .106(0,172−0,092)=0,14

[rad] + Tính theo chiều dăi cung tại bân kính trung bình:

C2 = Rtb. 2

Tính bân kính trung bình của đĩa phanh Rtb:

Rtb=2

3(R23−R13

R22−R12)=2

3(00,17,1732−0−0,,090932)=0,13

[m] Thay số văo ta được:

C2 = 0,13.0,14= 0,018 [m] Bề rộng hình vănh khăn:

bvk2 = (R2 – R1) = (0,17 – 0,09)= 0,08 [m] Hệ số tối ưu:

Kr2 = R1/R2 = 0,09/0,17 = 0,53 Bộ thông số cho cơ cấu phanh sau:

+ Bân kính ngoăi đĩa phanh: R2 = 0,17 [m] + Hệ số tối ưu: Kr = 0,53

+ Bân kính trong: R1= 0,09 [m] + Bân kính trung bình: Rtb = 0,13 [m]

+ Bề rộng vănh khoăn: bvk2 = 0,08 [m] + Lực ĩp piston: P2 = 3009,22 [N] + Góc ơm mâ phanh: α2 = 0,14 [rad] + Chiều dăi trung bình cung: C1 = 0,018 [m]

+ Bề dăy đĩa phanh chọn 9 [mm] theo [2] cho cơ cấu phanh sau.

4.5. Tính tơn kiểm tra cơng trượt riíng vă nhiệt độ hình thănh ở cơ cấuphanh: phanh:

4.5.1. Tính tơn kiểm tra cơng trượt riíng:

Kích thước mâ phanh khơng chỉ xâc định theo tiíu chí âp suất lăm việc phải nhỏ hơn hoặc bằng âp suất cho phĩp [q] nhằm đảm bảo tuổi thọ cho mâ phanh, mă cịn được xâc định theo tiíu chí cơng ma sât trược riíng nhằm đảm bảo cho mâ phanh lăm việc trong thời gian lđu dăi. Bởi vì với cùng âp suất lăm việc của mâ phanh trong quâ trình phanh như nhau nhưng tốc độ xe khi bắt đầu phanh cang lớn thì ma sât sẽ căng mau mịn. Theo định nghĩa cơng ma sât trượt riíng chính lă cơng ma sât trượt của mâ phanh trong q trình phanh tính trín một đơn vị diện tích lăm việc của mâ phanh. Giả sử công ma sât trượt L trong quâ trình phanh sẽ thu toăn bộ động năng của ôtô khi bắt đầu phanh với vận tốc v1 cho đến khi ôtô dừng hẳn v2=0:

L=ma(v1 2−v22) 2 = Ga.v12 2g.AΣ (4.24) Trong đó:

ma : khối lượng toăn bộ của ôtô đầy tải khi phanh Ga : Trọng lượng của ôtô

V1 : Tốc độ của ôtô khi bắt đầu phanh g : Gia tốc trọng trường

A: Tổng diện tích lăm việc của câc mâ phanh trong tất cả câc cơ cấu phanh [m2] Diện tích lăm việc của mọt mâ phanh có thể được xâc định:

AΣ=Π(R22−R

1 2

). α

2Π (4.25)

Thế số đê biết cho hai mâ phanh của hai cơ cấu phanh trước: A1= 3,14(0,192−0,12). 0,58

2.3,14.4 =0,03 [m2]

A2= 3,14(0,172−0,092). 0,14

2.3,14.4 =0,0058 [m2] Vậy tổng diện tích ma sât của cả xe:

A = 0,03+0,0058= 0,035 [m2] Suy ra cơng trượt riíng:

Lr = L AΣ=

Ga.v12

2gAΣ (4.26)

Trị số cơng ma sât riíng tính theo câc cơng thức trín khi bắt đầu phanh với tốc độ trung bình bằng nửa tốc độ cực đại (v1=0,5vmax) cho đến khi xe dừng hẳn (v2=0) phải nằm trong giới hạn cho phĩp [Lr] = 415 [Mj/m2], đối với ôtô du lịch:

Với v1= 95 [Km/h]= 26,3 [m/s] thì ta có:

Lr=(1500 .9,81).26,32

2.9,81.0,035 =14,82[MJ/m

2

]

So sânh với giâ trị cho phĩp 4< Lr <15 [Mj/m2],thỏa mên.

4.5.2. Tính tơn kiểm tra nhiệt độ hình thănh ở cơ cấu phanh

Trong quâ trình ôtô bị phanh, động năng ôtô bị tiíu tân bởi công ma sât trượt vă biến thănh nhiệt năng, lăm rung nóng đĩa phanh vă một phần truyền ra ngoăi khơng khí, tuy nhiín khi phanh ngặt trong thời gian ngắn, năng lượng nhiệt khơng kịp truyền ra ngoăi mơi trường khơng khí hoặc truyền ra khơng đâng kể nín trong tính tơn thiết kế, để an toăn về nhiệt, chúng ta có thể coi đĩa phanh nhận hết nhiệt năngnăy trong quâ trình phanh. Ta có phương trình cđn bằng nhiệt:

ma(v12−v22)

2 =mp.C.ΔC

Trong đó: - mp : Tổng khối lượng của câc đĩa phanh

- C : Nhiệt dung riíng của vật liệu lăm đĩa phanh C500[j/kg] - C : Độ tăng nhiệt độ

Tính kiểm tra độ tăng nhiệt độ khi phanh với vận tốc v=8,33 [m/s]. Khối lượng tổng cộng đĩa phanh đủ lớn để độ tăng nhiệt độ không quâ 10o khi phanh với tốc độ v= 8,33 [m/s]

mp= ma.v12

2C.[10o]=

1500. 8,332

2 .500 .[10o]=10,4

Tính kiểm tra độ tăng nhiệt độ khi phanh với tốc độ v = 0,5vmax, khối lượng tổng cộng của đĩa phanh phải đủ lớn để độ tăng nhiệt độ không quâ 100o khi phanh với tốc độ v =0,5 vmax=26,3 [m/s] mp= ma.v12 2C.[100o]= 1500.26,32 2 .500 .[100o]=10,37 [Kg] (4.28)

Vậy để đảm bảo điều kiện bền nhiệt, khối lượng mỗi đĩa phanh của ôtô du lịch phải bằng:

mt = 10,4/4 = 2,6 [kg] Từ Π.(R22−R12).δ.ρ=mt

Trong đó: ρ lă khối lượng riíng của vật liệu lăm tang trống hoặc đĩa phanh. Với thĩp hoặc gang thì  = 7800 [Kg/m3]

δ=

mt

Π.(R22−R12).ρ=

2,6

3,14 .(0,192−0,12). 7800 = 0,004 [m]

4.6. Hănh trình dịch chuyển đầu pittong xy-lanh cơng tâc của cơ cấu ĩp

Trong cơ cấu phanh dầu, để tạo ra lực ĩp cho cơ cấu phanh chúng ta thường dùng piston để truyền lực ĩp P lín guốc phanh.

Đối với cơ cấu ĩp phanh đĩa: hănh trình dịch chuyển của piston cơng tâc của cơ cấu ĩp phanh đĩa được xâc định bằng: x = o

Với cơ cấu phanh đĩa , khe hở hướng trục o thường khâ nhỏ với giâ trị khoảng 0,30,5[mm].

Chọn o = 0,4 [mm] Suy ra x = 0,4 [mm]

4.7. Đường kính xy-lanh chính vă xy-lanh cơng tâc 4.7.1. Đường kính xy-lanh cơng tâc

Đường kính xilanh cơng tâc dk ở câc cơ cấu phanh được xâc định từ lực ĩp yíu cầu tương ứng Pk.

4.Pk d =k

π.pd (4.29)

Trong đó Pk lă lực ĩp yíu cầu ở cơ cấu phanh thứ k; pd lă âp suất lăm việc của dầu phanh trong hệ thống. Khi phanh với lực phanh lớn nhất thì âp suất dầu phanh trong hệ thống hiện nay nằm trong khoảng :

+Hệ thống phanh khơng có bơm dầu hỗ trợ: pd ≈ 5÷10[MN/m2

]

Với cơ cấu phanh trước, có lực ĩp P1=15137,12(N),với pd=10[MN/m2

] thì ta có đường kính xilanh cơng tâc bằng :

d1=√4 .15137Π.10.10,126 =0,044 [m]

Với cơ cấu phanh sau ta có lực ĩp P2= 3009,22[N] , với pd=10[MN/m2

] thì ta có đường kính xilanh cơng tâc bằng :

d2=√4 .3009Π. 10 .10,226 = 0,02 [m]

4.7.2. Đường kính xy-lanh chính

Đường kính xilanh chính Dcđược xâc định từ tỷ số khuếch đại thủy lựcik.

k i = 2 k c d D       Trong đó: k

i lă tỉ số khuếch đại thủy lực của xilanh công tâc thứ k so với xilanh chính. Trong thực tế kinh nghiệm đối với hệ thống phanh dầu kiểu cơ cấu phanh đĩa thì tỉ số đường kính có thể từ 1 đến 1,7 nín khuếch đại thủy lực thường nằm trong khoảng ik

=2,9.Vì vậy trong tính tơn thiết kế có thể tính đường kính xilanh chính theo giâ trị trung bình gần đúng như sau: 2 2 1 d kmin d kmax D =c + 2 1 2,9         (4.30) Ở đđy: min k

d lă giâ trị nhỏ nhất của câc đường kính xilanh cơng tâc

max

k

d lă giâ trị lớn nhất của câc đường kính xi lanh cơng tâc

Dc=√1

2(0,021 2+

0,0442

2,9 ) = 0,023 [m]

4.8. Hănh trình dịch chuyển của piston xy lanh

Piston chính có nhiệm vụ truyền lực từ băn đạp vă bộ trợ lực phanh để tạo ra âp suất cao trong hệ thống khi phanh. Âp suất cao trong hệ thống chỉ bắt đầu hình thănh khi tất cả câc khe hở trong hệ thống phanh đê được khắc phục, nín hănh trình dịch chuyển của piston xilanh chính h [mm] được xâc định.

h = ((2 .x1.n1.d1 Dc2 +2 .x2.n2.d2 Dc2 ). 2+δ1+δ2+δdk.ddk 2 Dc2).K (4.31) Trong đó :

- x1, x2 lă hănh trình dịch chuyển của piston công tâc ở cơ cấu phanh cầu trước/sau. Với x1 = x2 =0,4 (mm). Còn số 2 đi theo thông số X để xâc định số lượng 2 piston công tâc trong mỗi cơ cấu phanh.

- d1,d2 lần lượt lă đường kính xy lanh cơng tâc ở cơ cấu phanh cầu trước/sau. Với d1 = 44(mm), d2 = 20 (mm)

- n1,n2 tương ứng lă số lượng trục bânh xe của cầu trước/sau. Với xe du lịch có cơng thức bânh xe 4x4 hoặc 4x2 thì n1 = n2 = 1

- Chỉ số 2 bín ngoăi ngoặc đơn xâc định có 2 cơ cấu phanh trín mỗi trục trước/sau.

- ddk lă đường kính xi lanh dầu điều khiển đóng mở van của bộ trợ lực phanh bằng chđn vă ddk = 30 (mm)

Dc lă đường kính xi lanh chính vă Dc = 23 (mm)

δ12 lă khe hở thơng dầu trong xilanh chính ở trạng thâi khơng phanh ứng với câc dòng trước/sau

1= 2 = 1,5 (mm)

δdk lă khoảng cânh dịch chuyển của piston trợ lực để điều khiển đóng mở

van của bộ trợ lực

Chọn δdk =1 (mm)

K: hệ số tính đến độ đăn hồi của hệ thống

Vậy với câc thơng số đê có, t a xâc định được hănh trình dịch chuyển của piston xi lanh chính: h = ((2. 0,4 .1 . 442 232 +2 .0,4 .1 .202 232 ).2+1,5+1,5+1.302 232).1,06 = 12,47 [mm]

4.9. Hănh trình vă tỷ số truyền băn đạp phanh

Địn băn đạp phanh có nhiện vụ truyền lực băn đạp của lâi xe lín piston của xy lanh chính. Vì vậy dịch chuyển của đầu băn đạp phanh có thể được xâc định:

Sbđ = (h + δ.K ).ibd (4.32)

Trong đó: h lă hănh trình dịch chuyển của piston xy lanh chính; δ lă khe hở cần thiết giữa cần đẩy vă piston xy lanh chính; ibđ lă tỷ số truyền khuếch đại từ lực băn đạp đến piston xy lanh chính.( ibđ cịn được gọi lă tỷ số truyền băn đạp). Thay cơng thức tính hănh trình tính hănh trình dịch chuyển của piston xy-lanh chính h (4.31) văo cơng thức (4.32) với điều kiện giâ trị hănh trình băn đạp lớn nhất đối với cơ cấu phanh đĩa không được vượt quâ giâ trị cho phĩp: [Sbd]  80 100[mm]

Một phần của tài liệu tính toán thiết kế hệ thống phanh trên xe ô tô 5 chỗ dựa trên xe toyota vios g 2017 (Trang 44)

Tải bản đầy đủ (PDF)

(82 trang)