Tính toán thiết kế hệ thống phanh

PHẦN I : TỔNG QUAN VỀ HỆ THỐNG PHANH Trang I – Công dụng : 4 II – Phân loại : 4 III – Yêu cầu : 4 PHẦN II : PHÂN TÍCH CÁC YÊU CẦU VỀ HỆ THỐNG PHANH 6 PHẦN III : PHÂN LOẠI SƠ BỘ HỆ THỐNG PHANH I – Cơ cấu phanh : 8 1 – Cơ cấu phanh guốc : 8 2 - Cơ cấu phanh đĩa : 9 3 – Cơ cấu phanh dừng (phanh tay): 9 II – Dẫn động phanh : 9 1 – Dẫn động cơ khí : 9 2 – Dẫn động thủy lực : 10 3 – Dẫn động phanh khí nén : 10 III – Bộ trợ lực phanh : 10 PHẦN IV : TÍNH MOMENT PHANH YÊU CẦU I – Moment phanh yêu cầu ở các cơ cấu phanh : 12 II – Hệ số phân bố lực phanh lên các trục bánh xe : 14 PHẦN V : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CƠ CẤU PHANH I – Moment phanh do cơ cấu phanh sinh ra và lực ép yêu cầu : 15 1 – Moment phanh do cơ cấu phanh cầu trước sinh ra : 15 2 – Moment phanh do cơ cấu phanh cầu sau sinh ra : 18 II – Tính toán xác định bề rộng má phanh : 20 III – Tính toán kiểm tra các thông số liên quan khác của cơ cấu phanh 21 1 – Tính toán kiểm tra công trượt riêng : 21 2 – Tính toán kiểm tra nhiệt độ hình thành ở cơ cấu phanh: 22 PHẦN VI : TÍNH TOÁN DẪN ĐỘNG PHANH THỦY LỰC I – Hành trình dịch chuyển đầu piston xi lanh công tác của cơ cấu ép 24 II – Đường kính xi lanh chính và xi lanh công tác: 24 1 – Đường kính xi lanh công tác : 24 2 – Đường kính xi lanh chính : 25 III – Hành trình dịch chuyển của piston xi lanh chính: 25 IV – Hành trình và tỷ số truyền bàn đạp phanh : 26 1 – Tỷ số truyền bàn đạp ibđ : 26 2 – Hành trình bàn đạp Sbđ : 26 V – Lực cần thiết tác dụng lên bàn đạp phanh khi chưa tính đến trợ lực 27 VI – Lực trợ lực cần thiết của bộ trợ lực : 28 VII – Đường kính xi lanh bộ trợ lực : 29 LỜI NÓI ĐẦU Sự phát triển to lớn của tất cả các ngành kinh tế quốc dân cần chuyên chở khối lượng lớn về hàng hóa và hành khách. Nên ô tô trở thành một trong những phương tiện chủ yếu, phổ biến để chuyên chở hàng hóa và hành khách, được sử dụng rộng rãi trên mọi lĩnh vực đời sống kinh tế, xã hội con người. Để trở thành một người Kỹ sư nghành Động lực thì mỗi sinh viên phải hoàn thành các đồ án môn học. Trong quá trình học tập, sinh viên tích lũy kiến thức và đến khi làm đồ án thì chúng ta vận dụng lý thuyết cơ bản vào thực tế sao cho hợp lý, nghĩa là lúc này sinh viên đã được làm việc của một cán bộ kỹ thuật. Phanh ô tô là một bộ phận rất quan trọng trên xe, nó đảm bảo cho ô tô chạy an toàn ở tốc độ cao. Nên hệ thống phanh ô tô cần thiết bảo đảm : bền vững, tin cậy, phanh êm dịu, hiệu quả phanh cao, tính ổn định của xe, điều chỉnh lực phanh được...để tăng tính an toàn cho ô tô khi vận hành. Trong đồ án thiết kế ô tô này em được giao nhiệm vụ:“ TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG PHANH “. Mặc dù đã cố gắng, nhưng do thời gian, kiến thức và kinh nghiệm thực tế có hạn nên trong quá trình làm đồ án sẽ không tránh những thiếu sót. Em rất mong các thầy góp ý, chỉ bảo tận tâm để kiến thức của em hoàn thiện hơn. Em xin chân thành cảm ơn TS. Lê Văn Tụy , và các thầy giáo bộ môn đã hết sức tận tình giúp đỡ hướng dẫn em hoàn thành tốt nội dung đồ án của mình. Đà Nẵng, ngày 07 tháng 03 năm 2011 Sinh viên thực hiện Đỗ Như Ý PHẦN I TỔNG QUAN VỀ HỆ THỐNG PHANH I – Công dụng : Hệ thống phanh dùng để làm dừng hẳn sự chuyển động của ô tô, hoặc làm giảm bớt tốc độ của ô tô khi đang chuyển động, ngoài ra còn để giữ cho ô tô dừng được trên đường có độ dốc nhất định, chất lượng của hệ thống phanh có ảnh hưởng rất lớn đến tốc độ chuyển động trung bình của ô tô. Hệ thống hãm ô tô sẽ đảm bảo cho sự chuyển động an toàn của ô tô tránh được những tai nạn xảy ra trên đường. II – Phân loại : ­ Phân loại theo tính chất điều khiển ta chia ra +/ Phanh chân +/ Phanh tay ­ Phân loại theo kết cấu cơ cấu phanh mà chia ra +/ Phanh guốc +/ Phanh đai +/ Phanh đĩa ­ Phân loại theo vị trí đặt cơ cấu phanh mà chia ra +/ Phanh ở bánh xe +/ Phanh ở trục truyền đông ( sau hộp số ) ­ Phân loại theo phương thức dẫn động +/ Dẫn động phanh bằng cơ khí +/ Dẫn động phanh bằng chất lỏng +/ Dẫn động phanh bằng khí nén +/ Dẫn động phanh liên hợp III – Yêu cầu : Hệ thống phanh là một bộ phận quan trọng của ô tô đảm nhận chức năng “an toàn chủ động”. Vì vậy hệ thống phanh phải thỏa mãn các yêu cầu sau đây : ­ Có hiệu quả phanh cao nhất ở tất cả các bánh xe trong mọi trường hợp đó là: +/ Quảng đường phanh ngắn nhất +/ Thời gian phanh ngắn nhất +/ Gia tốc chậm dần ổn định trong quá trình phanh ­ Hoạt động êm dịu để đảm bảo sụ ổn định của ô tô khi phanh ­ Điều khiển nhẹ nhàng để giảm cường độ lao động của người lái ­ Có độ nhạy cao để thích ứng nhanh với các trường hợp nguy hiểm ­ Đảm bảo việc phân bố moment phanh trên các bánh xe phải tuân theo nguyên tắc sử dụng hoàn toàn trọng lượng bám khi phanh với mọi cường độ ­ Cơ cấu phanh không có hiện tượng tự siết ­ Cơ cấu phanh phải có khả năng thoát nhiệt tốt ­ Có hệ số ma sát cao và ổn định ­ Giữ được tỷ lệ thuận giữa các lực tác dụng lên bàn đạp phanh và lực phanh sinh ra ở cơ cấu phanh ­ Hệ thống phải có độ tin cậy, độ beebf và tuổ thọ cao ­ Bố trí hợp lý để dễ dàng điều chỉnh chăm sóc và bảo dưỡng PHẦN II PHÂN TÍCH CÁC YÊU CẦU VỀ HỆ THỐNG PHANH Xuất phát từ những tiêu chuẩn quốc gia về an toàn chuyển động của các phương tiện giao thông, và phổ biến hơn cả là quy định NO–13EYKOOH của hội đồng kinh tế Châu Âu, tiêu chuẩn F18-1969 của Thụy Điển, tiêu chuẩn FM VSS-121 của Mỹ. Người ta đưa ra những yêu cầu quan trọng nhất như sau : ­ Đối với hệ thống phanh thuộc thế hệ các xe hiện đại thì hệ thống phanh phải đạt được : +/ Quãng đường phanh ngắn nhất khi phanh đột ngột +/ Phanh êm dịu trong mọi trường hợp, đảm bảo sự ổn định khi phanh +/ Điều khiển nhẹ nhàng +/ Thời gian chậm tác dụng ( còn gọi là thời gian phản ứng ) nhỏ +/ Cơ cấu phanh thoát nhiệt tốt +/ Phân bố moment phanh ở các bánh xe phải tuân theo quan hệ sử dụng hoàn toàn trọng lượng bám và hệ số bám giữa bánh xe với mặt đường ở bất kỳ cường độ phanh nào ( sử dụng điều chỉnh tự động lực phanh theo tải, sử dụng thiết bị choogns hãm cứng bánh xe ) +/ Có độ tin cậy cao ( sử dụng phanh nhiều mạch độc lập, nâng cao độ bền các chi tiết của hệ thống phanh ) +/ Có hệ thống tự kiểm tra, chẩn đoán các hư hỏng một cách kịp thời ­ Cũng từ những tiêu chuẩn trên, các phương tiện vận tải, ô tô cần phải được trang bị các hệ thống phanh bao gồm : +/ Hệ thống phanh công tác ( hoặc là phanh chính, và cũng thường gọi là phanh chân) có tác dụng trên tất cả các bánh xe +/ Hệ thống phanh dự phòng +/ Hệ thống phanh dừng và hệ thống phanh phụ trợ ( phanh chậm dần ) +/ Điểm đặt biệt về an toàn đối với phanh công tác là dẫn động phanh cần phải có không dưới hai mạch độc lập, ví dụ một mạch dẫn động cho cầu trước, một mạch dẫn động cho cầu sau và một mạch dẫn động phanh dừng… Để lỡ khi hư hỏng một mạch nào dó thì mạch còn lại vẫn đảm bảo phanh ô tô với hiệu quả phanh không thấp hơn 30% so với khi hệ thống phanh vẫn con nguyên vặn. Theo tiêu chuẩn của Thụy Điển thì giá trị này là 50%. +/ Đố với hệ thống phanh khí nén, phanh công tác cần có dung tích bình chứa tới mức đủ để phanh có hiệu quả 5 lần liên tiếp khi nguồn năng lượng ( máy nén khí ) không làm việc. Mỗi mạch dẫn động cần có các bình chứa riêng biệt khi nguồn năng lượng là chung của toàn hệ thống. Trong trường hợp một mạch dẫn động nào đó bị hỏng, nguồn năng lượng chung vẫn tiếp tục cung cấp năng lượng cho các mạch khác còn tốt. +/ Hệ thống phanh dự phòng cần phải đảm bảo dừng được ô tô trong trường hợp hệ thống phanh chính bị hư hỏng. Có thể bố trí hệ thống phanh dự phòng riêng biệt, nếu không thì hệ thống phanh chính hoặc phanh dừng phải thực hiện chức năng này và vẫn được coi là hệ thống phanh dự phòng +/ Hệ thống phanh dừng phải dừng và đổ được xe trên dốc. Dẫn động phanh dừng có thể sử dụng bất kỳ dạng năng lượng nào, nhưng bộ phận tạo ra moment phanh để giữ xe đứng yên phải là một cơ cấu hoạt động thuần túy bằng phương pháp cơ khí và không phụ thuộc vào hệ thống phanh chính +/ Hệ thống phanh chậm dần ( phanh phụ trợ ) đảm bảo cho ô tô chuyển động ở một tốc độ ổn định, điều chỉnh tốc độ ô tô một cách độc lập hoặc đồng thời cùng với hệ thống phanh chính, nhằm mục đích giảm tải cho phanh chính +/ Khi làm việc với romooc, trên ô tô kéo cần có thiết bị bảo vệ chống tụt áp suất khí nén ( hoặc thủy lực ) để đề phòng trường hợp ống nối giữa ô tô kéo và romooc bị phá hủy +/ Trường hợp xe đang chuyển động mà bị đứt mooc kéo, thì yêu cầu hệ thống phanh chính của romooc phải tự động dừng mooc với hiệu quả không thấp hơn quy đinh đối với xe đoàn tương ứng +/ Trên romooc cũng cần được trang bị hệ thống phanh dừng để hãm romooc khi tách nó ra khỏi đầu kéo +/Sự mài mòn của má phanh cần dược bù lại bằng hệ thống điều chỉnh bằng tay hoặc tự động. Theo tiêu chuẩn Thụy Điển, mài mòn má phanh cần được bù lại bằng hệ thống điều chỉnh tự động hay phải có bộ phận tín hiệu để cảnh báo việc tăng khe hở giữa má phanh và tang phanh. +/ Trong mỗi mạch dẫn động phanh cần phải có các bộ phận giao tiếp với thiết bị kiểm tra, để kiểm tra và thông báo tình trạng kỹ thuật của dẫn động phanh trong quá trình sử dụng. PHẦN III PHÂN LOẠI SƠ BỘ HỆ THỐNG PHANH Hệ thống phanh ô tô gồm có phanh chính và phanh phụ, trong đó phanh chính thường gọi là phanh bánh xe hay còn gọi là phanh chân, còn phanh phụ thường là phanh tay. Phanh tay thường được bố trí ngay sau trục thứ cấp của hộp số hoặc bố trí ở các bánh xe. Việc dùng cả hai phanh chính và phụ là đảm bảo cho sự an toàn của ô tô khi chuyển động và khi dừng hẳn. Hệ thống phanh có hai thành phần cơ bản là cơ cấu phanh và dẫn động phanh. I – Cơ cấu phanh : Cơ cấu phanh có nghĩa vụ tạo ra moment phanh cần thiết và nâng cao tính ổn định, trong đó quá trình sử dụng cơ cấu phanh là bộ phận trực tiếp làm giảm tốc độ góc của bánh xe ô tô. Ngày nay, cơ cấu phanh loại tang troongsvowis các guốc phanh bố trí bên trong dược sử dụng rộng rãi. Ngoài những yêu cầu chung thì cơ cấu phanh còn phải đảm bảo yêu cầu như moment phanh phải lớn, luôn luôn ổn định khi điều kiện bên ngoài và chế độ phanh thay đổi ( như tốc độ xe, số lần phanh, nhiệt độ môi trường ) 1) Cơ cấu phanh guốc : 1.1) Cơ cấu phanh guốc có điểm đặt cố định riêng rẽ về một phía các lực dẫn động bằng nhau: Cơ cấu phanh này được gọi là cơ cấu phanh không cân bằng với số lần phanh khi xe chuyển động tiến hay lùi, nên cường độ hao mòn của tấm ma sát trước lớn hơn tấm ma sát sau rất nhiều. Để cân bằng sự hao mòn của hai tấm ma sát thì khi sửa chữa có thể thay thế cùng một lúc, hay là người ta làm tấm ma sát trước dày hơn tấm ma sát sau. 1.2) Cơ cấu phanh guốc có điểm cố định riêng rẽ về một phía và các guốc phanh có dịch chuyển gốc như nhau: Cơ cấu phanh này có moment ma sát sinh ra ở các guốc phanh là bằng nhau. Trị số moment không thay đổi khi xe chuyển động lùi, cơ cấu phanh này có cường độ ma sát ở các tấm ma sát là như nhau và được gọi là cơ cấu phanh cân bằng, kết cấu cụ thể loại cơ cấu này là do profin của cam ép đối xứng nên các guốc phanh có dịch chuyển góc như nhau. Để điều chỉnh khe hở giữa trống phanh và guốc phanh có bố trí cơ cấu trục vít, bánh vít nhằm thay đổi vị trí của cam ép và chốt lệch tâm ở điểm dặt cố định 1.3) Cơ cấu guốc có điểm đặt cố định riêng rẽ về hai phía và lực dẫn động bằng nhau Cơ cấu phanh này thuộc loại cân bằng, cường độ hao mòn của các tấm ma sát giống nhau vì chế độ làm việc của hai guốc phanh như nhau khi xe chuyển động lùi, moment phanh giảm xuống khá nhiều do đó hiệu quả phanh khi tiến và lùi rất khác nhau. Cơ cấu điều chỉnh khe hở giữa trống phanh và guốc phanh là cam lệch tâm và chốt lệch tâm. 1.4) Cơ cấu phanh loại bơi : Cơ cấu phanh này dùng hai xi lanh làm việc tác dụng lực dẫn động lên đầu trên và đầu dưới của guốc phanh, khi phanh các guốc phanh dịch chuyển theo chiều ngang và ép má phanh sát vào trống phanh. Nhờ sự ma sát nên các guốc phanh bị cuốn theo chiều của trống phanh, mỗi guốc phanh sẽ tác dụng lên piston một lực và đẩy ống xy lanh làm việc tỳ sát vào điểm cố định, với phương án kết cấu này thì hiệu quả phanh khi tiến và khi lùi đều bằng nhau. 1.5) Cơ cấu phanh tự cường hóa : Theo kết cấu thì guốc phanh sau được tỳ vào chốt cố định và bản thân guốc phanh sau lại đóng vai trò là chốt chặn của guốc phanh trước. Lực dẫn động của guốc phanh sau là lực dẫn động của guốc phanh trước thông qua chốt kỳ trong gian, từ điều kiện cân bằng theo phương ngang các lực tác dụng lên guốc phanh trước có thể xác định được lực tác dụng lên guốc trước. Cơ cấu này thuộc loại không cân bằng, sự hao mòn của guốc phanh sau sẽ lớn hơn guốc phanh trước rất nhiều, khi xe lùi moment phanh Mp sẽ giảm đi nhiều. Do guốc phanh sau mòn nhiều hơn guốc phanh trước nên tấm ma sát guốc phanh sau dày hơn tấm ma sát guốc phanh trước. Điều chỉnh khe hở giữa guốc phanh và trống phanh bằng cơ cấu ren trong chốt tỳ trung gian làm thay đổi chiều dài của chốt này. 2) Cơ cấu phanh loại đĩa : Phanh đĩa ngày nay càng được sử dụng nhiều trên ô tô, có hai loại phanh đĩa : +/ Loại đĩa quay +/ Loại vỏ quay ­ Ưu điểm so với phanh guốc : +/ Áp suất trên bề mặt ma sát của má phanh giảm và phân bố đều +/ Má phanh ít mòn và mòn đều hơn nên ít phải điều chỉnh +/ Điều kiện làm mát tốt +/ Moment phanh khi tiến cũng như khi lùi đều như nhau +/ Lực chiều trục tác dụng lên đĩa là cân bằng +/ Có khả năng làm việc với khe hở bé nên giảm được thời gian tác dụng phanh ­ Nhược điểm : +/ khó giữ được sạch trên các bề mặt ma sát 3) Phanh dừng ( phanh tay ) : Phanh dừng hay còn gọi là phanh tay có thể lắp trên các cơ cấu phanh hay lắp ngang sau hộp số, dẫn động chủ yếu bằng cơ khí. II – Dẫn động phanh : 1) Dẫn động cơ khí : Dẫn động phanh cơ khí gồm hệ thống các thanh, các đòn bẫy và dây cáp. Dẫn động cơ khí ít khi được dùng để điều khiển đồng thời các cơ cấu phanh vì : +/ Khó đảm bảo phanh đồng thời các bánh xe vì độ cứng vững của các thanh dẫn động phanh không như nhau +/ Khó đảm bạo sự phân bố lực phanh cần thiết giữa các cơ cấu. Do những đặc điểm trên nên dẫn động cơ khí không được sử dụng ở hệ thông phanh chính mà chỉ dược sử dụng ở hệ thống phanh dừng. ­ Ưu điểm : +/ Độ tin cậy làm việc cao +/ Độ cứng vững dẫn động không thay đổi khi phanh làm việc lâu dài ­ Nhược điểm : +/ Hiệu suất truyền lực không cao +/ Thời gian phanh lớn 2) Dẫn động thủy lực : Dẫn động phanh thủy lực được sử dụng rộng rãi trên hệ thống phanh chính của các loại ô tô du lịch, vận tải nhỏ và trung bình. Dẫn động phanh là một hệ thống các chi tiết truyền lực tác dụng lên bàn đạp đến cơ cấu phanh làm cho các guốc phanh bung ra nhằm thực hiện quá trình phanh, ở phanh dầu chất lỏng dược sử dụng để truyền dẫn lực tác dụng nêu trên. Đặc điểm quan trọng của dẫn động phanh dầu là các bánh xe được phanh cùng một lúc vì áp suất trong ống chỉ bắt đầu tăng lên khi tất cả các má phanh ép sát vào trống phanh. ­ Ưu điểm : +/ Có thể phân bố lực phanh giữa các bánh xe hoặc giữa các guốc phanh theo đúng yêu cầu thiết kế. +/ Có hệ suất cao +/ Có độ nhậy tốt +/ Kết cấu đơn giản +/ Có khả năng dùng trên nhiều loại ô tô khác nhau mà chỉ cần thay đổi cơ cấu phanh ­ Nhược điểm : +/ Không thể tạo được tỷ số truyền lớn, vì thế phanh dầu không có cường hóa, chỉ dùng cho ô tô có trọng lượng toàn bộ nhỏ. +/ Lực tác dụng lên bàn đạp lớn +/ Đối với dẫn động phanh một dòng khi có chổ nào bị chảy dầu thì tất cả hệ thống phanh đều không làm việc, để khắc phục khuyết điểm này người ta dùng loại dẫn động hai dòng, loại này có ưu điểm là khi một dòng bị hỏng thì dòng còn lại vẫn làm việc bình thường, tuy nhiên hiệu quả phanh có giảm nhưng đảm bảo an toàn khi chuyển động. 3) Dẫn đông phanh khí nén : Dẫn động phanh khí nén được sử dụng nhiều trên ô tô vận tải trung bình, lớn, và đặc biệt lớn. Để dẫn động các cơ cấu phanh người ta sử dụng năng lượng của khí nén, lục tác dụng của người lên bàn đạp chỉ để mở tổng van phanh do đó giảm được sức lao động của người lái, tùy theo liên kết của xe romooc mà dẫn động phanh khí nén có thể một dòng hoặc hai dòng. 4) Dẫn động phanh liên hợp : Dẫn động phanh liên hợp là liên kết giữa thủy lực và khí nén trong đó phần thủy lực có kết cấu nhỏ gọn và trọng lượng nhỏ và đồng thời bảo đảm cho độ nhạy hệ thống cao, phanh cùng một lúc được tất cả các bánh xe, phần khí nén cho phép điều khiển nhẹ nhàng và khả năng huy động, điều khiển phanh romooc. Dẫn động phanh liên hợp thường được sư dụng ở các loại xe tải cỡ lớn và áp dụng cho xe nhiều cầu như xe URAL, 375D, URAL-4230… III- Bộ trợ lực phanh : Để tạo cho người lái xe không phải tác dụng một lực lớn vào bàn đạp phanh người ta bố trí và thiết kế các bộ phận trợ lực phanh. Ngày nay trên các xe hiện đại có thiết kế nhiều hệ thống điều khiển để giảm nhẹ cường độ lao động cho người lái, làm cho người lái ít phạm phải các sai lầm kỹ thuật, đảm bảo cho sự an toàn chuyển động, ít sảy ra các tai nạn giao thông. Thiêt kế các bộ trợ lực cho hệ thống lái, ly hợp, hệ thống phanh cũng là cần thiết. Hệ thống phanh dẫn động thủy lực có trợ lực được sư dụng theo nhiều phương án : +/ Hệ thống phanh dẫn động thủy lực trợ lực khi nén +/ Hệ thống phanh dẫn động thủy lực trợ lực chân không PHẦN IV TÍNH MOMENT PHANH YÊU CẦU I – Moment phanh yêu cầu ở các cơ cấu phanh : Hình 1 : Sơ đồ tính toán lực tác dụng lên ô tô khi phanh Viết phương trình cân bằng moment khi xe đứng yên có tọa độ trọng tâm xe theo chiều dọc a, b : (I) Vì xe đứng yên nên lực quán tính Pj =0 Suy ra (I) ó => Trong đó : Ga : Trọng lượng toàn bộ của xe Z1 : Phản lực pháp tuyến ở cầu trước khi xe đứng yên L0 : Chiều dài cơ sở của xe Với Z1 = G1 = 1500 ( Kg ) L0 = 3700 ( mm ) Ga = 3300 ( Kg ) Suy ra : a = L0 – b = 3700-1681,818 = 2018,182 ( mm ) Trọng lượng bám ở mỗi bánh xe chính bằng phản lực pháp tuyến Zi tại bánh xe khi phanh. Khi ô tô được phanh khẩn cấp với tốc độ bất kỳ cho đến khi dừng hẳn ( v= 0 ) thì gia tốc phanh cực đại có thể được xác định từ lực quán tính lớn nhất khi phanh Pj như dược thể hiện trên hình 1. Sau khi biến đổi ta có trọng lượng bám ở mỗi bánh xe trước/ sau : Trong đó : hg là chiều cao trọng tâm của xe là hệ số bám giữa lốp với mặt đường khi ô tô được phanh khẩn cấp Với hệ thống phanh không trang bị kiểm soát và điều chỉnh độ trượt bánh xe ( xe không có trang bị hệ thống chống hãm cứng ABS Anti – look Brake System, hay trang bị hệ thống phanh điều khiển điện tử EBS - Electronic Brake System ) thì hệ số bám khi phanh khẩn cấp chỉ có thể đạt được Suy ra Như vậy để đảm bảo hiệu quả phanh cao nhất với gia tốc chậm dần lớn nhất mà các bánh xe không bị trượt thì ta có thể chọn Với Ga = 3300 ( Kg ) L0 = 3700 ( mm ) Hg = 900 ( mm ) a = 2018,182 ( mm ) b = 1681,818 ( mm ) Thì ta có lực pháp tuyến tác dụng lên các bánh xe trước/ sau khi phanh khẩn cấp như sau : = 10034,8 ( N ) = 6151,7 ( N ) Suy ra lực phanh yêu cầu ở mỗi bánh xe trước/ sau là : = 10034,8.0,68 = 6823,6642 ( N ) = 6151,7.0,68 = 4183,156 ( N ) Moment phanh yêu cầu ở mỗi bánh xe trước/sau là : = 6823,664.0,33 = 2251,8 ( N.m ) = 4183,156.0,33 = 1380,4 ( N.m ) Trong đó : Rbx = 0,33 ( m ) là bánh kính làm việc trung bình của bánh xe II – Hệ số phân bố lực phanh lên các trục bánh xe: Thực tế moment phanh sinh ra ở các bánh xe là do cơ cấu phanh lắp đặt ở bánh xe sinh ra. Cơ cấu phanh sinh ra ở các bánh xe có nhiều kiểu, vì vậy nói chung trên một chiếc xe có thể có các cơ cấu phanh khác nhau đối với các trục bánh xe trước và trục bánh xe sau. Ngay cả khi kiểu cơ cấu phanh giống nhau nhưng kết cấu và kích thước cụ thể vẫn có thể khác nhau tùy theo moment phanh yêu cầu phân bố trên các trục như đã tính ở trên. Vì vậy để có cơ sở chọn cơ cấu phanh hợp lý, thì trước hết cần đánh giá tỷ số phân bố moment phanh lên trục trước và trục sau theo hệ số phân bố lực phanh K12 như sau : Với xe khánh do phân bố tải trọng tỉnh lên trục trước và trục sau gần bằng nhau, nên hệ số phân bố lực phanh K12 = 1,631 là hợp lý. Vì vậy với các cơ cấu phanh kiểu trống guốc, nếu có các kích thước cơ bản của trống phanh giống nhau thì loại cơ cấu phanh phía trước và phía sau phải khác nhau. Với loại xe khánh, ta có thể chọn cơ cấu phanh sau với một guốc có tính tự siết và một guốc có tính tự tách. Cơ cấu phanh trước có 2 guốc với tính tự siết. PHẦN V TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CƠ CẤU PHANH I - Moment phanh do cơ cấu phanh sinh ra và lực ép yêu cầu : Các thông số cơ bản của cơ cấu phanh bao gồm : +/ Moment phanh do cơ cấu phanh tạo ra +/ Lực ép của cơ cấu phanh 1) Moment phanh do cơ cấu phanh cầu trước sinh ra : Kiểu cơ cấu phanh ở cầu trước là kiểu trống guốc với hai guốc đều tự siết có cơ cấu ép bởi hai xi lanh đơn bố trí hai phía khác nhau. Cơ cấu phanh trống guốc cầu trước của xe khách Đây là loại cơ cấu phanh kiểu tang trống có tính đối xứng hoàn toàn về phương diện kết cấu qua tâm quay bánh xe. Vì vậy moment ma sát của tang trống được tạo ra bởi hai guốc có giá trị hoàn toàn giống nhau. Giả sử đường kính hai piston trong hai xi lanh là như nhau thì các lực ép P1 và P2 bằng nahu và bằng lực ép P do áp suất dầu trong xi lanh tạo ra cho piston. Và giả thiết kích thước của hai guốc và cả hai má phanh đều giống nhau ( A1 = A2 = A và B1 = B2 = B và h1 = h2 ) thì moment phanh do hai guốc tạo ra cho trống phanh được xác định như sau : Suy ra công thức tính lực ép yêu cầu đối với cơ cấu phanh là : Trong đó : : là hệ số ma sát trượt giữa má phanh và tang trống. Theo kinh nghiệm . Vậy chọn h : là khoảng cách từ tâm quay của điểm tỳ cố định đến phương lực ép P. Với bánh bính bánh xe Rbx = 330 ( mm ), thì theo kinh nghiệm có thể chọn Dt = 0,8.Rbx Vậy : Dt = 0,8.330 = 264 ( mm ) . Suy ra : rt = Các thông số kích thước A và B có thể xác định theo giả thuyết áp suất má phanh phân bố đều q = const như sau : Trong đó : : là thông số kết cấu về góc đặt đầu cuối của tấm ma sát ( rad ) Trong tính toán thiết kế có thể chọn các góc theo kinh nghiệm sao cho hiệu số Chọn Vậy Sơ đồ tính toán cơ cấu phanh trống guốc Góc đặt của phương hợp lực tổng hợp khi áp suất phân bố đều được xác định bằng : Thay số vào ta được : Với bánh kính tang trống : rt = 132 ( mm ) = 0,132 ( m ) Thì khoảng cách từ tâm quay bánh xe đến phương lực ép P có thể được xác định : Và khoảng cách từ tâm quay bánh xe đến điểm tựa làm tâm quay cố định của guốc được tính bằng : Trong đó : : là góc đặt quay tâm điểm tựa cố định của cố định của guốc phanh. Chọn Vậy : = 0,1056 + 0,1056 = 0,2112 ( m ) Thay tất cả số liệu đã phân tích và chọn vào công thức : Với ta được : Và : B = 1 Vậy : lực ép ở cơ cấu phanh trước là : Suy ra moment phanh do các guốc tạo ra cho tang trống của cầu trước : 2) Moment phanh do cơ cấu phanh cầu sau sinh ra ; Kiểu cơ cấu phanh ở cầu sau là kiểu trống guốc với hai guốc có cùng chung cơ cấu ép là xy lanh kép. Đây là loại cơ cấu phanh kiểu tang trốngđơn giản nhất, có tính đối xứng về phương diện kết cấu qua mặt phẳng đối xứng thẳng đứng. Tuy nhiên moment ma sát được tạo ra bởi các guốc sẽ có giá trị khác nhau do tính chất tách/siết của các guốc đối với tang trống phụ thuộc chiều quay bánh xe. Công thức xác định moment ma sát của hai guốc tác dụng lên tang trống được xác định khác nhau như sau; +/ Với guốc tự siết ( lực ép P1 từ piston tạo ra moment quay là cùng chiều với chiều quay tang trống ) +/ Với guốc tự tách ( lực ép P2 từ piston tạo ra moment quay là ngược chiều với chiều quay của tang trống ) Cơ cấu phanh trống guốc cầu sau của xe khách Vậy moment phanh do hai guốc tạo ra cho tang trống được xác định bằng moment tổng như sau : Nếu hai guốc phanh được gắn các má phanh hoàn toàn giống nhau về phương diện kích thước cũng như kết cấu, và giả sử hai má phanh có quy luật phân bố áp suất như nhau. Tức là A1 = A2 = A, và B1 = B2 = B thì moment phanh do các guốc phanh của cơ cấu phanh tang trống cầu sau sinh ra được xác định bằng : Hay : Từ đây ta có công thức tính lực ép yêu cầu đối với cơ cấu phanh kiểu trống guốc ở cầu sau bằng : Trong dó : A và B là đại lượng đặc trưng cho các thông số kết cấu và quy luật phân bố áp suất trên má phanh của guốc phanh và được xác định như ở trên. Vậy ta có được lực ép của cơ cấu phanh ở cầu sau kiểu trống guốc là : Suy ra moment phanh do các guốc phanh tạo ra cho tang trống ở cầu sau : II – Tính toán xác định bề rộng má phanh : Bề rộng má phanh sẽ xác định diện tích làm việc của má phánh ép lên tang trống. Bề rộng má phanh tăng làm cho diện tích làm việc tăng, điều này nói chung có lợi cho sự mài mòn của tấm ma sát vì diện tích làm việc tăng đồng nghĩa với áp lực tác dụng lên một đơn vị diện tích giảm, dẫn đến mức độ mài mòn giảm trong mỗi lần phanh ( mỗi lần phanh diễn ra là một lần qua trình trượt giữa má phanh và tang trống diễn ra mãnh liệt, vừa làm mài mòn má phanh, vừa sinh nhiệt lớn làm nung nống tang trống cũng như má phanh và các chi tiết liên quan đến truyền nhiệt với chúng ). Tuy vậy bề rộng má phanh không nên tăng lớn quá vì như vậy sẽ làm giảm tính đồng đều của áp lực phân bố theo chiều rộng của má phanh, dẫn đến mòn má phanh không đều và giảm hiệu quả phanh. Khi các thông số khác đã được chọn và xác định theo moment yêu cầu nêu trên thì bề rộng má phanh sẽ được xác định theo áp suất cho phép [ q ] hình thành đối với má phanh trong quá trình phanh. Với kiểu cơ cấu phanh tang trống, bề rộng má phanh b được xác định theo moment phanh Mg do mỗi guốc tạo ra cho tang trống như sau : Trong đó : rt là bán kính tang trống là góc ôm má phanh q Áp suất tác dụng lên má phanh Với Vậy chọn Suy ra bề rộng má phanh như sau : +/ Với các guốc của cơ cấu phanh trước : +/ Với các guốc của cơ cấu phanh sau : Thống nhất chọn bề rộng má phanh của các cơ cấu phanh trước/sau đều bằng nhau b = 0,1 ( m ) = 100 ( mm ) III – Tính toán kiểm tra các thông số liên quan khác của cơ cấu phanh : 1) Tính toán kiểm tra công trượt riêng : Kích thước má phanh không chỉ xác định theo tiêu chí áp suất làm việc phải nhỏ hơn hoặc bằng áp suất cho phép [ q ] nhằm đảm bảo tuổi thọ cho má phanh, mà còn xác định theo tiêu chí công ma sát trượt riêng nhằm bảo đảm cho má phanh làm việc trong thời gian lâu dài. Bởi vì với cùng áp suất làm việc của má phanh trong quá trình phanh như nhau nhưng tốc độ khi xe bắt đầu phanh càng lớn thì má phanh sẽ càng mau mòn. Theo định nghĩa công ma sát trượt riêng chính là công ma sát trượt của má phanh trong quá trình phanh tính trên một đơn vị diện tích làm việc của má phanh. Giả sử công ma sát trượt L trong quá trình phanh sẽ thu toàn bộ động năng của ô tô khi bắt đầu phanh với vận tốc v1 cho đến khi ô tô dừng hẳn ( v2 = 0 ) Tức là : Trong đó : ma là khối lượng khi đầy tải của ô tô khi phanh ( kg ) Ga là trọng lượng của ô tô ( N ) V1 vận tốc của ô tô khi bắt đầu phanh ( m/s ) G là gia tốc trọng trường Tổng diện tích làm việc của tất cả các má phanh có thể được xác định : Suy ra công trượt riêng là : Với : v1 = 0,5.vmax = 0,5. = 20,833 ( m/s ) Suy ra : So với điều kiện : Vậy : là thỏa mãn. 2) Tính toán kiểm tra nhiệt độ hình thành ở cơ cấu phanh : Trong quá trình phanh, động năng ô tô bị tiêu tán bởi công ma sát trượt và biến thành nhiệt năng làm nung nóng má phanhvaf một phần truyền ra môi trường không khí. Tuy nhiên, khi phanh ngặt trong thời gian ngắn nhiệt sinh ra không kịp truyền ra môi trường không khí hoặc truyền ra không đáng kể nên trong tính toán thiết kế, để an toàn về nhiệt, chúng ta có thể xem tang trống nhận hết nhiệt năng này trong quá trình phanh. Vậy ta có phương trình cân bằng nhiệt như sau : Trong đó ; mp là tổng khối lượng các tang trống C là nhiệt dung riêng của vật liệu làm tang trống ( vì vật liệu làm tang trống là thép nên C = 500 ( J/kg ) là độ tăng nhiệt độ của tang trống ( độ tăng nhiệt độ của tang trống khi phanh với tốc độ của ô tô v1 = 8,33 (m/s) cho đến khi dừng hẳn ( v2 = 0) không được vượt quá 150. Khi phanh ngặt với tốc độ trung bình bằng nửa tốc độ cực đại thì độ tăng nhiệt độ cũng không được vượt quá 1250. +/ Tính kiểm tra độ tăng nhiệt độ khi phanh với vận tốc v = 8,33 ( m/s ). Suy ra khối lượng tổng cộng của trống phanh phải đủ lớn để tăng nhiệt độ không quá 100 khi phanh với vận tốc v = 8,33 (m/s) +/ Tính kiểm tra độ tăng nhiệt độ khi phanh với vận tốc v = 0,5.vmax. Suy ra khối lượng tổng cộng của trống phanh phải đủ lớn để tăng nhiệt độ không quá 1000 khi phanh với vận tốc v = 20,833 (m/s) Như vậy để đảm bảo điều kiện bền nhiệt, thì khối lượng của mỗi trống phanh của xe khách phải bằng : Cùng với bài toán kiểm tra nhiệt, bài toán tính toán thiết kế bề dày tang trống có thể được suy ra từ công thức khối lượng trống phanh như sau : Trong đó : rt = 0,132 (m) là bán kính của tang trống b = 0,1 (m) là bề rộng của má phanh ρ là khối lượng riêng của vật liệu làm tang trống Với thép thì = 7800 ( kg/m3) Với số liệu đã cho, bằng phương pháp tính gần đúng ta tìm được bề dày của tang trống là : PHẦN VI TÍNH TOÁN DẪN ĐỘNG PHANH THỦY LỰC I – Hành trình dịch chuyển đầu piston xi lanh công 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. Đối với kiểu cơ cấu phanh guốc thì hành trình dịch chuyển của piston công tác X (mm) của cơ cấu ép được xác định : Trong đó : là khe hở hướng kính trung bình giữa má phanh và trống phanh. Theo kinh nghiệm , vậy chọn =0,5 (mm) Độ mòn hướng kính cho phép của má phanh và tang trống Khi lượng mòn hướng kính đạt dến giá trị cho phép nằm trong khoảng thì hành trình bàn đạp sẽ đạt giá trị cực đại cho phép mà tại đó cần phải điều chỉnh lại khe hở hướng kính trung bình . Vậy ta chọn Và a = b = 105,6 (mm) Suy ra : II – Đường kính xi lanh chính và xi lanh công tác: 1) Đường kính xi lanh công tác : Đường kính xi lanh công tác dk ở các cơ cấu phanh được xác định từ lực ép yêu cầu tương ứng Pk Trong đó : Pk là lực ép yêu cầu ở cơ cấu phanh thứ k Pd là áp suất làm việc của dầu phanh trong hệ thống Với hệ thống phanh không có bơm dầu hổ trợ thì : Pd = ­ Với cơ cấu phanh trước có lực ép P1 = 2523,3 (N), và pd =8 (MN/m2) thì ta có đường kính xi lanh công tác bằng ­ Với cơ cấu phanh sau có lực ép P2 = 2081,45 (N), và pd =8 (MN/m2) thì ta có đường kính xi lanh công tác bằng 2) Đường kính xi lanh chính : Đường kính xi lanh chinh Dc được xác định từ tỷ số truyền khuếch đại thủy lực ik : Trong đó : ik là tỷ số truyền khuếch đại thủy lực của xi lanh công tác thứ k so với xi lanh chính. Trong thực tế kinh nghiệm đối với hệ thống phanh dầu thì tỷ số khuếch đại thủy lực thường nằm trong khoảng . Vì vậy trong tính toán thiết kế có thể tính đường kính xi lanh chính theo giá trị trung bình gần đúng như sau: Ở đây dkmin là giá trị nhỏ nhất của các đường kính xy lanh công tác. dkmax là giá trị lớn nhât của các đường kính xi lanh công tác Các số 0,75 và 1,05 là hệ số kinh nghiệm Thế số với các giá trị đường kính xi lanh công tác đã tính ta có : Đường kính xilanh điều khiển trợ lực có thể lấy bằng đường kính xi lanh chính : ddk = Dc = 0,019 (m) III – Hành trình dịch chuyển của piston xi lanh chính : Piston xi lanh 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 : Trong đó : X1, X2 là hành trình dịch chuyển của piston công tác ở cơ cấu phanh cầu trước/sau. Với X1 = X2 =3 (mm) Còn số 2 đi theo thông số X để xác định số lượng 2 piston công tác trong mỗi cơ cấu phanh. d1,d2 lần lượt là đường kính xy lanh công tác ở cơ cấu phanh cầu trước/sau. Với d1 = 20(mm), d2 = 18,2 (mm) n1,n2 tương ứng là số lượng trục bánh xe của cầu trước/sau. Với xe khánh có công thức bánh xe 4x4 hoặc 4x2 thì n1 = n2 = 1 Chỉ số 2 bên ngoài ngoặc đơn xác định có 2 cơ cấu phanh trên mỗi trục trước/sau. Ddk là đường kính xi lanh dầu điều khiển đống mở van của bộ trợ lực phanh bằng chân. ddk = 19 (mm) Dc là đường kính xi lanh chính Dc = 19 (mm) là khe hở thông dầu trong xilanh chính ở trạng thái không phanh ứng với các dòng trước/sau là khoảng cánh dịch chuyển của piston trợ lực để điều khiển đóng mở van của bộ trợ lực Chọn =1,0 (mm) K hệ số tính đến độ đàn hồi của hệ thống , chọn K = 1,06 Vậy với các thông số đã có, ta xác định được hành trình dịch chuyển của piston xi lanh chính: IV – Hành trình và tỷ số truyền bàn đạp phanh : 1) Tỷ số truyền bàn đạp ibđ : Đòn bàn đạp có nhiệm vụ truyền lực đạp của lái xe lên piston của xi lanh chính. Vì vậy dịch chuyển của đầu bàn đạp phanh có thể được xác định : (1) Trong đó : h : là hành trình dịch chuyển của piston xilanh chính : là khe hở cần thiết giữa cần đẩy và piston xilanh chính ibđ : là tỷ số truyền khuếch đại lực từ bàn đạp đến piston xi lanh chính Thay công thức tính hành trình dịch chuyển của piston xi lanh chính h vào (1) với điều kiện giá trị hình thành bàn đạp lớn nhất ứng với lúc mà phanh mòn đến giá trị giới hạn phải hiệu chỉnh không được vượt quá giá trị cho phép đối với hành trình cực đại Đối với xe khánh Chọn : = 160 ( mm ) Khe hở =0,5 (mm) Vậy : 2) Hành trình bàn đạp Sbđ : Hành trình bàn đạp phanh thực tế Sbđ khi không xét đến hiện tượng mòn ( tức = 0 ) có thể được tính : Với = 0 thì X1= X2 =1 (mm) , ta có : Nên Hành trình làm việc của piston xi lanh chính khi cho các khe hở bằng 0: Ta có tỷ số giữa hành trình thực tế của bàn đạp Sbđ so với hành trình làm việc Slv bằng : So với tỷ số kinh nghiệm hiện nay nằm trong khoảng là phù hợp. V – Lực cần thiết tác dụng lên bàn đạp phanh khi chưa tính trợ lực : Lực cần thiết 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 : Trong đó : Dxl : là đường kính xi lanh cung cấp dầu cho các xy lanh công tác. Dxl = Dc =19 (mm) Pd : Áp suất làm việc của dầu trong hệ thống ( Pd = 8 (MN/m2)) : Hiệu suất bàn đạp chọn = 0,9 : Hiệu suất piston - xi lanh => chọn = 0,95 Vậy ta có lực đạp cần phải tác dụng khi chưa tính đến trợ lực: Giá trị tính toán về lực bàn đạp này so với yêu cầu cho phép nhằm bảo đảm điều khiển nhẹ nhàng cho lái xe đối với các ô tô hiện nay, đối với xe khánh trong khoảng . Vậy cần phải có trợ lực. VI – Lực trợ lực cần thiết của bộ trợ lực: Khi có bộ phận trợ lực ( trực tiếp hay gián tiếp ) thì công thức tổng quát tính các lực cần thiết phải có để thực hiện quá trình phanh khẩn cấp với lực phanh lớn nhất yêu cầu như sau : Trong đó : Itl là tỷ số truyền khuếch đại lực, tính từ xy lanh trợ lực đến piston của xi lanh cung cấp dầu cho các xi lanh công tác Hiệu suất của bộ phận trợ lực, kể đến tổn thất truyền lực tính từ xi lanh trợ lực đến piston xi lanh cung cấp dầu cho các xi lanh công tác Trong trường hợp trợ lực trực tiếp thì itl =1 và =0,95 Lực bàn đạp cần phải tác dụng lên bàn đạp trong trường hợp có trợ lực có thể chọn theo giới hạn nhỏ : Khi đó lực yêu cầu của bộ trợ lực Ptl được xác định bằng : Thay số ta có : Vậy Sơ đồ tính truyền động phanh dầu có trợ lực trực tiếp S¬ ®å trî lùc ch©n kh«ng. a- S¬ ®å khèi chøc n¨ng; b- Nguån ch©n kh«ng trªn ®éng c¬ x¨ng. EC- N¨ng l­îng ng­êi l¸i; Ea- N¨ng l­îng trî lùc; A- Bé trî lùc; R- B×nh chøa dÇu; MC- Xi lanh chÝnh; C- Xi lanh b¸nh xe; 1- Kho¶ng ch©n kh«ng; 2- C¸cbuarat¬; 3- B­ím ga; 4- Sóp p¸p n¹p; 5- Van 1 chiÒu; 6- BÇu trî lùc. a) b) VII – Đường kính xy lanh của bầu trợ lực : Để giảm nhẹ lực điều khiển phanh cho hệ thống phanh trên xe khánh, ta dùng bộ trợ lực chân không với độ chênh lệch chân không Lực trợ lực được tạo ra nhờ nguyen lý chênh lệch áp suất giữa hai ngăn của bầu trợ lực được xác định như sau : Suy ra đường kính bầu trợ lực Db : Thế số ta có : Kích thước bầu trợ lực của các xe hiện nay thường nằm trong khoảng giá trị từ : Vậy với Db = 200 (mm) suy ra thỏa mãn. TÀI LIỆU THAM KHẢO 1. KẾT CẤU VÀ TÍNH TOÁN Ô TÔ - Nguyễn Hoàng Việt. Tài liệu lưu hành nội bộ của khoa cơ khí. Đại Học Đà Nẵng. Đà Nẵng, 1998. 2 . THIẾT KẾ VÀ TÍNH TOÁN Ô TÔ MÁY KÉO - Nguyễn Hữu Cẩn, Phan Đình Kiên. Nhà xuất bản Đại Học và Trung Học chuyên nghiệp. Hà Nội- 1985. 3. LÝ THUYẾT Ô TÔ MÁY KÉO - Nguyễn Hữu Cẩn, Dư Quốc Thịnh, Phạm Minh Thái, Nguyễn Văn Tài, Lê Thị Vàng. Nhà xuất bản Khoa Học và Kỹ Thuật, Hà Nội - 1998