Nhiệm vụ của q trình tính tốn dẫn động phanh thủy lực bao gồm việc xác định các thơng số cơ bản của nó: đường kính xi lanh cơng tác, đường kính xi lanh chính, tỉ số truyền dẫn động, lực và hành trình bàn đạp. 4.3.1. Đường kính xilanh chính: Hình 4. 8 tính tốn đường kính xilanh chính. d2 d1 P1 P1 P2 P2 D l Qbd l' x1 x2
43
Để tạo lên áp suất p = 7 MPa thì cần phải tác dụng lên bàn đạp một lực Qbđ 𝑄𝑏đ =𝜋. 𝐷4 2∙ 𝑝 ∙𝑙𝑙′∙1𝜂
Trong đó:
– D: Đường kính xilanh tổng phanh, chọn D = 20 mm =0,02 m
– l, l’: Các kích thước của địn bàn đạp, l’/l = 88/240
– : Hiệu suất dẫn động thuỷ lực, = 0,92
⟹ 𝑄𝑏đ=3,14.0,024 2∙ 7.106∙24088 ∙0,921 = 876 (𝑁) Lực bàn đạp cho phép
[Qbd]=0,650,75 KN đối với ô tô con; [Qbd]=0,750,80 KN đối với ô tô tải;
Như vậy ta phải lắp thêm bộ trợ lực phanh để giảm nhẹ cường độ lao động cho người lái.
4.3.2. Hành trình làm việc của pit tong xilanh phanh.
Do các cơ cấu phanh cầu trước và cơ cấu phanh cầu sau đều là cơ cấu phanh đĩa, khe hở giữa má phanh và đĩa phanh rất nhỏ
Ta chọn: x1= x2 = 0,5(mm).
4.3.3. Hành trình của bàn đạp phanh
Hành trình bàn đạp bao gồm 2 thành phần: hành trình tự do dùng để khắc phục khe hở
giữa ti đẩy và pít tơng (𝛿 = 1.5 ÷ 2𝑚𝑚; Chọn 𝛿 = 1,6mm) và hành trình làm việc (tương ứng với hành trình pít tơng là).
𝑆𝑏𝑑 = (𝛿 + ∆) ∙𝑙1′
Nếu coi chất lỏng là không nén được và các đường ống là tuyệt đối cứng, thì tồn bộ tồn bộ chất lỏng bị đẩy ra khỏi xi lanh chính sẽ đưa vào các xi lanh công tác và tạo nên các dịch chuyển x1 và x2 của các pít tơng tại các xi lanh này:
∆𝜋. 𝐷4 2 = 4𝑥1𝜋. 𝑑1 2 4 + 4𝑥2 𝜋. 𝑑22 4 Hay:
44 ∆= 4𝑥1𝑑1
2+ 4𝑥2𝑑22 𝐷2
Tuy nhiên, trên thực tế do chất lỏng bị nén và các đường ống bị giãn nở dưới áp suất, nên hành trình pít tơng sẽ tăng lên đôi chút. Mức tăng này có thể được tính đến bởi hệ số =1, 051, 1 khi đó:
∆=4𝑥1𝑑1
2+ 4𝑥2𝑑22 𝐷2
∆=4.0,5. 53220+ 4.0,5. 362 2⋅ 1,05 = 21,6 (𝑚𝑚) Hành trình bàn đạp được tínhnhư sau:
𝑆𝑏𝑑 = (𝛿 + ∆) ⋅𝑙1′ = (1.6 + 21,6) ⋅24088 = 64 (𝑚𝑚) Vậy Sbd [Sbd] =150(mm).
4.3.4. Xác định hành trình pit tơng xilanh lực
Hành trình của piston trong xi lanh chính phải bằng hoặc lớn hơn yêu cầu đảm bảo thể tích dầu đi vào các xi lanh làmviệc ở các cơ cấu phanh.
Gọi S1, S2 là hành trình dịch chuyển của piston thứ cấp và sơ cấp thì S = S1 + S2
Với S2 là hành trình dịch chuyển của piston sơ cấp khi ta coi nó có tác dụng độc lập (không liên hệ với piston thứ cấp).
Tính S1, S2: S1. D x d .b 4 . . . 2 . 4 . 2 1 1 2 S1 = 2.x1. b D d . 2 2 1 S2. D x d .b 4 . . . 2 . 4 . 2 2 2 2 S2 = 2.x2. b D d . 2 2 2 Trong đó:
d1, d2: đường kính xilanh bánh xe trước và sau. d1 = 53mm ; d2 = 36 mm
D: Đườnh kính xilanh chính , D = 20 mm
45 x1 = 0,5mm ; x2 = 0,5mm S1 = 2.0,5.5322.1,05 20 = 7,37 mm S2 = 2 2 36 2.0,5. .1,05 20 = 3,40 mm Như vậy:
– Piston thứ cấp (của phanh sau) dịch chuyển một đoạn S2 = 3,40 mm
– Piston sơ cấp (của phanh trước) dịch chuyển một đoạn S1 = 7,37 mm Ta có sơ đồ tính tốn bộ trợ lực phanh chân khơng như sau:
4.3. Tính bền đường ống dẫn động phanh
Khi tính có thể coi đường ống dẫn dầu là loại vỏ mỏng bịt kín hai đầu và có chiều dài khá lớn.
Ứng suất được tính như sau:
𝜎𝑡 =𝑝. 𝑅𝑆 Trong đó:
– p: áp suất bên trong đường ống p = 7 MPa.
– R: Bán kính bên trong đường ống dẫn, R = 3 (mm) = 0,003 (m).
– S: Chiều dầy của ống dẫn, s = 0,5 (mm) = 0,0005 (m). 𝜎𝑡 =7. 0,0030,0005 = 42 (𝑀𝑃𝑎)
Cắt ống bằng mặt phẳng vng góc với trục của ống thì ứng suất pháp ntác dụng
lên thành vỏ ống phải cân bằng với áp suất của chất lỏng tác dụng lên diện tích mặt cắt ngang của ống. 𝜎𝑛 =𝑝. 𝑅 2𝑠 = 𝜎𝑡 2 = 21 (𝑀𝑃𝑎) Vậy ta có: σ = σ + σ = 21 + 42 = 47(MPa)å 2n 2t 2 2
46
Đường ống làm bằng hợp kim đồng có = 260 (Mpa). So sánh thấy
⟹ Như vậy đường ống dẫn động đủ bền.
4.4. Tính tốn thiết kế bộ trợ lực phanh
Hình 4. 9 Sơ đồ tính tốn bộ trợ lực phanh.
1 Piston xilanh chính 6 Van điều khiển 2 Vịi chân khơng 7 Lọc khí
3 Màng chân không 8 Thanh 4 Van chân không 9 Bàn đạp 5 Van khí
4.3.5. Hệ số cường hóa của trợ lực
Khi có đặt bộ cường hố ta chọn lực bàn đạp cực đại của người lái khoảng 300N, kết hợp với lực của cường hoá sinh ra trên hệ thống phanh tạo ra áp suất cực đại ứng với trường hợp phanh gấp vào khoảng 7MPa.
Từ công thức xác địnhđượclực bàn đạp phanh:
47
Với Qbđ= 300 N ta xác định được áp suất pi do người lái sinh ra lúc đạp phanh là: 𝑄𝑏𝑑 =𝜋. 𝐷4 2⋅ 𝑃𝑖 ∙𝑙𝑙′∙𝜂𝑙
𝑡𝑙 Trong đó:
D: Đường kính xi lanh chính, D =0,02 m. l, l': Kích thước địn bàn đạp .
𝜂𝑡𝑙: Hiệu suất truyền lực, tl = 0,92.
300.4 2402. .0,92 2,397.10 ( /6 2) 2,397( ) .0,02 88 i p N m MPa
Như vậy, áp suất cịn lại do bộ cường hố sinh ra là:
𝑝𝑐 = 𝑝𝑡− 𝑝𝑖 = 7 − 2,397 = 4,603 (𝑀𝑃𝑎). Hệ số cường hố được tính như sau:
𝑘𝑐 =𝑝𝑝𝑡
𝑐 =4,6037 = 1,52
Yêu cầu của bộ cường hóa thiết kế là ln phải đảm bảo hệ số cường hố trên. Ta xây dựng được đường đặc tính của bộ cường hố như sau:
48
Hình 4. 10 Đường đặc tính của bộ cường hố
4.3.6.Xác định kích thước màng cường hóa:
Để tạo được lực tác dụng lên thanh đẩy 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 3 ta có phương trình sau:
𝑄𝑐 = 𝐹4(𝑝𝐵− 𝑝𝐴) − 𝑃𝑙𝑥 = 𝐹4. ∆𝑝 − 𝑃𝑙𝑥 Trong đó:
– p: Độ chênh áp phía trước và phía sau màng 3, lấy bằng 0,05(MPa) ứng với tốc độ làm việc không tải của động cơ khi phanh.
– F4: Diện tích hữu ích của màng 3.
– Plx: Lực lò xo ép màng 3.
– Qc: Lực tác dụng lên piston thuỷ lực được tính theo cơng thức: 𝑄𝑐 =𝑝𝑐. 𝐹𝜂11
Với:
49 2 2 2 11 . .0,02 0,000314 . 4 4 D F m
pc: áp suất do trợ lực phanh tạo ra, pc = 4,603(MPa).
: hiệu suất dẫn động thuỷ lực, = 0,92.
⟹ 𝑄𝑐 =4,603. 100,926. 0,000314= 1571 (𝑁) Từ phương trình cân bằng màng 3 ta có:
𝐹4 =𝑄𝑐∆𝑃+ 𝑃𝑙𝑥
Tham khảo các xe có trợ lực chân khơng ta có: Plx = 150 N. 𝐹4 =1571 + 1500,05. 106 = 0,03442 (𝑚2) Vậy ta có đường kính màng 3 là: 4. 4 4.0,03442 0, 209 209 . m F D m mm
Như vậy màng 3 của bộ cường hố có giá trị bằng 209 mm để đảm bảo áp suất cường hoá cực đại pc.
4.3.7.Tính các lị xo
[A]. Tính lị xo màng cường hóa (lị xo màng trợ lực).
50
Hình 4. 11 Tính tốn lị xo.
a) Đường kính dây lị xo:
𝑑 > 1,6√𝑘. 𝐹[𝜏]𝑙𝑥. 𝑐 Trong đó:
– d: Đường kính dây lị xo.
– Flx: Lực lớn nhất tác dụng lên lị xo (tham khảo các xe có dẫn động phanh dầu), Flx
= 150 N.
– c: Hệ số đường kính, c D d
– D: Đường kính trung bình của lị xo
– d: Đường kính dây lị xo. Chọn c = 15
– k: hệ số tập trung ứng suất, được tính theo cơng thức:
. 09 , 1 15 615 , 0 4 15 . 4 1 15 . 4 615 , 0 4 4 1 4 c c c k
– [] - ứng suất giới hạn, với lò xo làm bằng thép 65, [] = 330 MPa.
𝑑 ≥ 1,6√1,09.150.15
51 Từ đó tính được đường kính trung bình của lị xo:
D = c.d = 15.4,4 = 66 mm.
b) Số vòng làm việc của lò xo
𝑛 = 𝑥. 𝐺. 𝑑
8. 𝑐3. (𝐹𝑚𝑎𝑥− 𝐹𝑚𝑖𝑛) Trong đó:
x: Chuyển vị làm việc của lò xo khi ngoại lực tăng đến giá trị lớn nhất Fmax, từ giá trị lực nhỏ nhất Fmin (lực lắp), x được chọn dựa vào hành trình của piston xilanh chính.
Ta có tổng hành trình của 2 piston xilanh chính là S =S1 + S2 =7,37 +3,4 = 10,77 mm, với S1, S2 là hành trình của piston sơ cấp và piston thứ cấp. Có thể chọn x bằng hoặc lớn hơn tổng số hành trình trên. Lấy x = 15
G: Môđun đàn hồi vật liệu, G = 8.104MPa.
d, c: Đường kính dây lị xo và hệ số đường kính. c = 15,d = 4,4 mm,.
Fmax, Fmin: Fmax = 150 N, Fmin = 80 N ( tham khảo các xe có dẫn động phanh dầu) Do đó: 4 3 15.8.10 .4, 4 3 8.15 .(150 80) n vòng.
c) Độ biến dạng cực đại của lị xo
𝜆𝑚𝑎𝑥 =8. 𝐷3𝐺. 𝑑. 𝑛. 𝐹4𝑚𝑎𝑥 Trong đó:
+ D: Đường kính trung bình của vịng lị xo, D = 66 mm. + n: Số vòng làm việc của lò xo, n =3 vòng.
+ Fmax: Lực tác dụng cực đại lên lò xo, Fmax = 150N. + G: Môđun đàn hồi, G = 8.104 MPa.
+ d: Đường kính dây, d = 4,4 mm.
⇒ 𝜆𝑚𝑎𝑥 =8. 108. 6643. (4,4). 3.1504 = 34,5 𝑚𝑚
52
Trên thực tế chiều dài nén của lòxo bằng với tổng hành trình của 2 piston thứ cấp và sơ cấp. Khi đó lực tác dụng lên lị xo Plx được tính từ tổng hành trình S của piston như sau:
𝑆 =8. 𝑐𝐺. 𝑑3. 𝑛 ∙ (𝑃𝑙𝑥− 𝐹𝑚𝑖𝑛) ⇒ 𝑃𝑙𝑥 =8. 𝑐𝑆. 𝐺. 𝑑3. 𝑛+ 𝐹𝑚𝑖𝑛 Trong đó:
+ S: Tổng hành trình dịch chuyển của các piston, S = 10,77 mm. + G: Mođun đàn hồi, G = 8.104 MPa.
+ d: Đường kính dây lị xo,d = 4,4mm. + c: Tỉ số đường kính, c = 15.
+ n: Số vịng lị xo, n = 3 vòng. + Fmin: Lực lắp lò xo, F = 80N.
⇒ 𝑃𝑙𝑥 =10,77.8. 108. (15)3. 34+ 80 = 126,8 𝑁 Từ đó ta kiểm tra được ứng suât xoắn sinh ra ở thớ biên lò xo là:
𝜏 = 8. 𝑘. 𝑃𝜋. 𝑑𝑙𝑥. 𝐷3 ≤ [𝜏] ⇒ 𝜏 = 8.1,09.126,866
𝜋. (4,4)3 = 272 𝑀𝑃𝑎
Lò xo làm bằng thép 65 có [] = 330MPa, so sánh thấy < []. Vậy điều kiện bền xoắn được đảm bảo.
Số vịng tồn bộ của lò xo:
n0 = n + 2 = 3 +3 = 6 vòng Chiều cao lị xo khi các vịng xít nhau:
HS = (n0 – 0,5).d HS = (6 – 0,5).4,4 = 19,8 mm
53 Bước của vòng lò xo khi chưa chịu tải:
𝑡 = 𝑑 +1,2. 𝜆𝑛𝑚𝑎𝑥 Trong đó:
– d: đường kính dây lị xo, d = 4,4mm.
– n: số vòng làm việc của lò xo, n = 3 vòng.
– max: độ biến dạng cực đại, max = 34,5 mm. t = 4,4 +1,2.34,53
t = 18,2 mm chiều cao lò xo khi chưa chịu tải
– H0 = HS + n. (t-d)
– H0 = 19,8 + 3(18,2 - 4,4) H0 = 61,2 mm
[B] Tính lị xo van khí
Lị xo màng cường hố được tính tốn theo chế độ lị xo trụchịu nén.
a) Đường kính dây lị xo:
𝑑 ≥ 1,6√𝑘. 𝐹[𝜏]𝑙𝑥. 𝑐 Trong đó:
– d: đường kính dây lị xo.
– Flx: lực lớn nhất tác dụng lên lò xo, Flx = 20 N. – c: hệ số đường kính, c D. d – D: đường kính vịng lị xo. – d: đường kính dây lị xo – Chọn c = 15.
– k: hệ số tập trung ứng suất, được tính theo cơng thức:
. 09 , 1 15 615 , 0 4 15 . 4 1 15 . 4 615 , 0 4 4 1 4 c c c k
54
– []: ứng suất giới hạn, với lò xo làm bằng thép 65, [] = 330 MPa. 𝑑 ≥ 1,6√1,09.20.15330 ≈ 1,6 𝑚𝑚
Từ đó tính được đường kính trung bình của lị xo:
D = c.d = 15.1,6= 24 mm.
b) Số vòng làm việc của lò xo
𝑛 = 8. 𝑐3. (𝐹𝑥. 𝐺. 𝑑
𝑚𝑎𝑥− 𝐹𝑚𝑖𝑛) Trong đó:
+ x: chuyển vị làm việc của lị xo khi ngoại lực tăng đến giá trị lớn nhất Fmax, từ giá trị lực nhỏ nhất Fmin (lực lắp), x được chọn dựa vào hành trình của van khí . x = 3 mm + G: môđun đàn hồi vật liệu, G = 8.104MPa.
+ d, c: đường kính dây lị xo và hệ số đường kính. c = 15, d = 1,6 mm. + Fmax, Fmin ( tham khảo các xe có dẫn động phanh dầu)
Fmax = 20 N, Fmin = 15 N. Do đó: 4 3 3.8.10 .1,6 3 8.15 .(20 15) n vòng.
c) Độ biến dạng cực đại của lò xo
𝜆𝑚𝑎𝑥 =8. 𝐷𝑡𝑏𝐺. 𝑑3. 𝑛. 𝐹4 𝑚𝑎𝑥 Trong đó:
D: đường kính trung bình của vịng lị xo, D = 24 mm. n: số vòng làm việc của lò xo, n =3 vòng.
Fmax: lực tác dụng cực đại lên lò xo, Fmax = 20N. G: môđun đàn hồi, G = 8.104 MPa.
d: đường kính dây, d = 1,6 mm.
⇒ 𝜆𝑚𝑎𝑥 = 8. 243. 3.20
55
d) Ứng suất của lò xo
Trên thực tế chiều dài nén của lị xo bằng với tổng hành trình của dịn đẩy. Khi đó lực tác dụng lên lị xo Plx được tính từ tổng hành trình S của địn đẩy như sau:
𝑆 =8. 𝑐3. 𝑛
𝐺. 𝑑 . (𝑃𝑙𝑥. 𝐹𝑚𝑖𝑛) Trong đó:
– S: Tổng hành trình dịch chuyển của các đòn đẩy, S = 13 mm.
– G: Mođun đàn hồi, G = 8.104 MPa.
– d: Đường kính dây lị xo, d = 1.6mm.
– c: Tỉ số đường kính, c = 15.
– N: Số vịng lò xo, n = 3 vòng.
– Fmin - Lực lắp lò xo, F = 80N.
⇒ 𝑃𝑙𝑥 =10,77.8. 108. (15)3. 34. 1.6+ 80 = 94 𝑁 Từ đó ta kiểm tra được ứng suât xoắn sinh ra ở thớ biên lò xo là:
𝜏 = 8. 𝑘. 𝑃𝜋. 𝑑𝑙𝑥3. 𝐷 ≤ [𝜏]
Lị xo làm bằng thép 65 có [] = 330MPa, so sánh thấy < [] . Vậy điều kiện bền xoắn dược đảm bảo.
Số vịng tồn bộ của lị xo:
n0 = n + 2 = 3 +2 = 5 vòng Bước của vịng lị xo khi các vịng xít nhau
HS = (n0 – 0,5).d
HS = (5 - 0,5).1,6 = 7,2 mm Bước của vòng lò xo khi chưa chịu tải
t = d +1,2. 𝜆𝑚𝑎𝑥𝑛 Trong đó:
d: đường kính dây lị xo, d = 1,6mm. n: số vòng làm việc của lò xo, n = 3 vòng.
56 max: độ biến dạng cực đại, max = 12,6 mm.
t = 1,6 + 1,2.12,6/3 t = 6,44 mm
Chiều cao lò xo khi chưa chịu tải H0 = HS + n.(t-d) H0 = 7,2 + 3(6,6 – 1,6) H0 = 22,2 mm
57
CHƯƠNG V: THIẾT KẾ TRÊN SOILD WORK5.1. Cụm bàn đạp phanh 5.1. Cụm bàn đạp phanh
Hình 5. 1 Các chi tiết tổng thànhcủa cụm bàn đạp phanh
1 Bàn đạp phanh 4 Khớp nối bàn đạp
2 Miếng cố định khớp 5 ốc bu lơng
58
Hình 5. 2 Cụm bàn đạp phanh hồn chỉnh
5.2. Hệ thống xilanh chính
Hình 5. 3 Các chi tiết tổng thành hệ thống xilanh chính.
1 Bình chứa dầu phanh 5 Xilanh chính
2 Ron làm kín (mạch 1) 6 Lị xo hồi vị
59 4 Piston sơ cấp
Hình 5. 4 Hệ thống xilanh chính hồn chỉnh
5.3. Bộ trợ lực chân khơng
Hình 5. 5 Các chi tiết tổng thành bộ trợ lực chân không
1 Vỏ bộ trợ lực 6 Ty đẩy
2 Màng chắn bụi 7 Lò xo màng trợ lực
3 Miếng nối cần trợ lực với bàn đạp 8 ốc của cần điều khiển van
60 5 Cần điều khiển van
61
5.4. Cụm phanhđĩa trước
Hình 5. 7 Các chi tiết tổng thành cụm phanh đĩa trước (1).
1 Đĩa phanh 5 Má phanh (trong)
2 Cùm phanh 6 Má phanh (ngồi)
3 Lị xo vít xả gió 7 Bi xả gió