Đồ án môn học - Thiết kế hệ thống phanh ôtô.DOC

Đồ án môn học Thiết kế hệ thống phanh ôtô
1. CHọN LOạI Và SƠ Đồ Hệ THốNG PHANH
Hệ thống phanh dùng để giảm tốc độ ô tô máy kéo cho đến khi ngừng hẳn
hoặc đến một tốc độ cần thiết nào đấy , ngoài ra hệ thống phanh còn giữ cho ô tô
đứng yên trên đờng nằm ngang hay đờng dốc .
Kết cấu hệ thống phanh của ô tô bắt buộc phải có hai phần chính:
Cơ cấu phanh : là bộ phận trực tiếp tạo lực cản thờng làm việc theo
nguyên lý ma sát biến động năng thành nhiệt năng truyền ra môi trờng.
Dẫn động phanh : là bộ phận để điều khiển cơ cấu phanh.
1.1. chon loại dẫn động phanh
Hiện nay trên ô tô thờng dùng hai loại dẫn động chính là thủy khí và khí
nén , còn dẫn động cơ khí và điện ít dùng.
Dẫn động phanh khí nén thờng sử dụng trên các xe cỡ vừa và lớn hoặc
đoàn xe kéo moóc với những u nhợc điểm sau :
Ưu : điều khiển phanh nhẹ nhàng , lực điều khiển phanh nhỏ. Độ tin
cậy cao vì nếu hệ thống có một chổ rò rỉ nhỏ thì hệ thống vẫn
làm việc bình thờng. Dễ phối hợp dẫn động với các dẫn động
cơ cấu sử dụng khí nén trên ô tô. Dễ tự động và cơ khí hoá quá
trình điều khiển .
Nhợc : phanh có độ nhạy thấp , thời gian chậm tác dụng lớn . Kích
thớc của hệ thống phanh cồng kềnh. Nhiều chi tiết , kết cấu
phức tạp, do đó giá thành cao.
Dẫn động phanh thủy lực thờng sử dụng rộng rãi trên các xe du lịch , ô
tô tải và khách cỡ nhỏ. Dẫn động phanh thủy lực có những u nhợc điểm sau :
Ưu : phanh có độ nhạy lớn , thời gian chậm tác dụng nhỏ ,luôn đảm
bảo phanh đồng thời các banhs xe . Hiệu suất phanh cao .
Phanh có kết cấu đơn giản , kích thớc ,khối lợng và giá
thành nhỏ . Dễ lắp đặt ,có thể dùng trên nhiều loại xe khác
nhau mà chỉ cần thay đổi cơ cấu phanh .
Nhợc : yêu cầu về độ kín rất cao . Lực cần thiết tác dụng bàn đạp lớn
thờng dùng cơ cấu trợ lực dẫn đến phức tạp kết cấu . Hiệu suất giảm nhiều ở

nhiệt độ thấp .Sự dao động áp suất chất lỏng làm việc có thể làm đờng ống rung
động và mô men phanh không ổn định .
Từ những phân tích trên ta thấy dẫn động phanh thủy lực là phù hợp với xe
thiết kế vì đó là xe du lịch có trọng lợng toàn bộ nhỏ, yêu cầu dẫn động phanh có
SVTH : Đoàn Đại Đồng Trang
2
Đồ án môn học Thiết kế hệ thống phanh ôtô
kích thớc nhỏ gọn mà vẫn đảm bảo hiêu quả phanh cao , độ nhạy lớn , thời gian
chậm tác dụng nhỏ . Do đó ta chọn loại dẫn động phanh cho xe thiết kế là dẫn
động phanh thủy lực .
1.2. CHọN LOạI CƠ CấU PHANH
Đối với xe có hệ thống phanh dẫn động thủy lực thờng sử dụng cơ cấu
phanh loại đĩa hoặc trống guốc .
Loại trống guốc đợc sử dụng phổ biến trên các loại ô tô
Loại đĩa dùng chủ yếu ở cầu trớc xe du lịch, hiện nay bắt đầu sử dụng
trên một số xe tải và khách.
Ta chọn loại cơ cấu phanh trống guốc vì nó có u điểm là có thể bố trí trong
đờng kính trong của bánh xe .
1.2.1. Chọn cơ cấu phanh cho bánh xe trớc
Cơ cấu phanh trớc của ô tô du lịch cần đạt hiệu quả phanh lớn mà vẫn đảm
bảo tính thống nhất về kích thớc đối với cơ cấu phanh sau . Do đó ta chọn cơ cấu
phanh có hai xi lanh ép và guốc phanh có một bậc tự do. Cơ cấu phanh này có
hiệu quả phanh tiến lớn hơn so với lùi .
SVTH : Đoàn Đại Đồng Trang
3
Đồ án môn học Thiết kế hệ thống phanh ôtô

Hình 1.1. Cơ cấu phanh trống guốc hai xy lanh ép một bậc tự do.
1.xy lanh thủy lực ; 2. xơng guốc ; 3.chốt cố định .
1.2.2. Chọn cơ cấu phanh cho bánh xe sau .

ở bánh xe sau ta dùng cơ cấu phanh trống guốc chỉ có một xy lanh thủy lực ,
các guốc phanh có một bậc tự do , quay quanh điểm cố định cùng một phía .

SVTH : Đoàn Đại Đồng Trang
4
Đồ án môn học Thiết kế hệ thống phanh ôtô
Hình 1.2. Cơ cấu phanh trống guốc một xy lanh thủy lực .
1.xy lanh thủy lực ; 2. xơng guốc ; 3.chốt cố định .
1.3. sơ đồ hệ thống phanh .
1.3.1. Chọn sơ đồ phân dòng :
Để tăng độ an toàn làm việc của hệ thống phanh thì hệ thống phanh của xe
phải có hai dòng ( hai đờng dẫn ) có cùng cơ cấu điều khiển chung là bàn đạp phanh
.
Hiện nay truyền động phanh hai dòng có nhiều sơ đồ khác nhau nh : cầu trớc
và sau thắng riêng , phân dòng chéo , thắng bốn bánh một dòng và hai bánh riêng
một dòng , cầu trớc và cầu sau . Ta chỉ phân tích hai loại là : cầu trớc và cầu sau
thắng riêng , phân dòng chéo vì hai loại này có kết cấu đơn giản hơn nhiều so với
các loại còn lại .
(a) (b)
Hình 1.3. Sơ đồ phân dòng .
a. cầu trớc và cầu sau thắng riêng .
SVTH : Đoàn Đại Đồng Trang
5
Đồ án môn học Thiết kế hệ thống phanh ôtô
b. phân dòng chéo .
Đối với sơ đồ (a) thì : kết cấu đơn giản , hiệu quả phanh giảm khi dòng trớc
hỏng. Đối với sơ đồ (b) thì : hiệu quả phanh còn 50% khi một dòng hỏng, tính ổn
định giảm .
Ta chọn sơ đồ (b) cho hệ thống phanh xe thiết kế vì nó có kết cấu đơn giản
, dễ bố trí .

1.3.2. Sơ đồ hệ thống phanh của xe thiết kế
Từ những kết luận trên ta xây dựng đợc sơ đồ hệ thống phanh của xe thiết
kế nh sau:


Hình 1.4. Sơ đồ hệ thống phanh thủy lực của xe thiết kế
1. cơ cấu phanh trớc ; 2. cơ cấu phanh sau ; 3. xy lanh chính ; 4. bình chứa
dầu ; 5. bàn đạp phanh ; 6. đờng ống dòng trớc ; 7. đờng ống dòng sau .
2.tính toán thiết kế cơ cấu phanh.
2.1.XáC ĐịNH MOMEN PHANH CầN SINH RA ở CáC CƠ CấU PHANH .
SVTH : Đoàn Đại Đồng Trang
6
6
3
4
5
1
7
2
a b
L
Z
1
Z
2
P
j
G
a
P

p1
h
g
Đồ án môn học Thiết kế hệ thống phanh ôtô


Hình 2.1. Sơ đồ các lực tác dụng lên ô tô khi phanh trên mặt đờng ngang
Trong đó :
Z
1
: phản lực pháp tuyến tác dụng lên bánh xe ở cầu trớc .
Z
2
: phản lực pháp tuyến tác dụng lên bánh xe ở cầu trớc .
P
P1
: lực phanh ở các bánh xe trớc và sau .
P
P2
: lực phanh ở các bánh xe trớc và sau .
a,b,h
g
: toạ độ trọng tâm của ô tô .
Xác định các thông số chiều dài a,b :
G
at
. a = G
as
. b
a +b = L

470.a = 690.b
a + b = 2160
a = 1285,5 (mm)
b = 874,5 (mm)
Momen phanh cần sinh ra đợc xác định từ điều kiện đảm bảo hiệu quả phanh lớn
nhất , tức là sử dụng hết lực phanh . Muốn đảm bảo điều kiện đó ,lực phanh sinh ra
cần phải tỷ lệ thuận với các lực pháp tuyến tác dụng lên bánh xe .
P
pt
= .Z
1
= [ b + h
g
. (J
max
/g ) ]
P
p2
= .Z
2
= [a - h
g
. (J
max
/g ) ]
Trong đó :
: hệ số bám của bánh xe với đờng . Chọn = 0,85
J
max
: gia tốc chậm dần cực đại khi phanh

J
max
=
a
maxJ
M
P

SVTH : Đoàn Đại Đồng Trang
7
L
G
a
L
G
a
Đồ án môn học Thiết kế hệ thống phanh ôtô
= .
a
a
M
G
= .g
Ta có: M
p
= P
p
. r
b
Bán kính lăn của bánh xe có thể xác định gần đúng nh sau [2]:

r
b
=
b
. r

b
_ Hệ số tính đến biến dạng của lốp . Chọn
b
=0,945
Theo tài liệu [3] ta có bán kính thiết kế của bánh xe r = 300 (mm)
r
b
=0,945 .300 = 284 (mm)
M
pt
= P
pt
. r
b
= .
L
G
a
( b + . h
g
)

M
ps

= P
ps
. r
b
= .
L
G
a
( a - .h
g
)
Thay các giá trị vào ta đợc :
M
pt
= 0,85 .
2160
1160
. 10 (874,5 +0,85.610 ).284.10
-3
= 1806 (Nm)
M
ps
= 0,85.
2160
1160
.10 (1285,5 - 0,85.610 ).284.10
-3
= 995 (Nm)

2.2. xác định các kích thớc cơ bản của cơ cấu phanh

2.2.1. Bán kính bề mặt ma sát của trống phanh (r
t
)
Theo tài liệu [3] ta có đờng kính vành bánh xe d
v
= 13 in
r
v
=
2
d
v
=7,5 in = 7,5.25,4 =165 (mm)
Giửa vành bánh xe và trống phanh có một khe hở nhất định (s) không nhỏ hơn 20
30 mm . Khe hở này cần thiết để cho không khí lu thông làm mát trống phanh . Vì
vậy ta chọn r
t
= 125 (mm)
2.2.2. Chọn các kích thớc s , h,
0
,
1

SVTH : Đoàn Đại Đồng Trang
8
y
x
F

1

dN
dF
T

0
hh
s
l

d
r
h
Đồ án môn học Thiết kế hệ thống phanh ôtô

Hình 2.2. Sơ đồ tính toán guốc phanh
Ta chọn các thông số s, h,
0
,
1
tơng tự kết cấu tơng đơng
s = 96 (mm) ; h = 188 (mm) ;
0
=20
0
;
1
=135
0
; =
1

-
0
=115
0
2.2.3. Chọn chiều rộng của má phanh (b)
Chiều rộng của má phanh đợc chọn sao cho khi phanh với lực phanh cực đại , áp
suất trên bề mặt ma sát q không lớn hơn 2,5 MPa và tải trọng qui ớc không vợt quá
giá trị cho phép P = m
a
.g/F

[P]
Trong đó :
m
a
: khối lợng toàn bộ của ô tô
F

: tổng diện tích của tấc cả các má phanh trên ô tô
[P] = 0,25 MPa =0,25 [MN/m
2
]


b r.8
10.1160
t

0,25

b
b 23,13 (mm) .
Chọn b = 40 (mm)
2.3. kiểm tra điều kiện tránh tự siết :
2.3.1. Quan hệ giữa lực dẫn động và mô mên phanh tạo ra
Xét cân bằng guốc phanh với các giả thiết sau :
SVTH : Đoàn Đại Đồng Trang
9
8.125.10
-3
.0,25.10
6
.
1160.10
180
115.3,14
Đồ án môn học Thiết kế hệ thống phanh ôtô
_áp suất phân bố đều theo chiều rộng má phanh.
_Qui luật phân bố áp suất theo chiều dài má phanh không phụ thuộc vào giá trị
lực ép tác dụng lên guốc và có dạng tổng quát :
q = q
max
.
(

)
(2.1)
ở đây :
q
max

_ áp suất max trên má phanh

(

)
_ hàm số phân bố áp suất
_Hệ số à giữa trống và má phanh không phụ thuộc vào chế độ phanh .
Khi phanh phần tử vô cùng bé d (Hình 2.2) sẽ chịu tác dụng của lực pháp tuyến
dN = q.b.r
t
.d và lực ma sát dF
T
= à.dN từ phía trống phanh. Lực ma sát tạo ra
một mô mên phanh : dM
P
= dF
T
. r
t
= à.q
max
.b.r
t
2
.
(

)
. d (2.2)
Tích phân biểu thức (2.2) từ

0
đến
1
ta đợc mô mên phanh tổng do các guốc
phanh tơng ứng tạo ra (guốc tự siết chỉ số 1 , guốc không tự siết chỉ số 2 ) :
M
P1,2
= à.q
max
.b.r
t
2
.
( )




1
2
d.
(2.3).
Để xác định q
max
, ta viết phơng trình cân bằng mô men đối với điểm quay của
guốc :
M
c
=P.h

1
0
T
dF.l

( )




1
0
dN.sin.s
(2.4)
Thế biểu thức của dF
T
và dN vào (2.4) .Sau khi biến đổi ta đợc :

q
max
= [Ph/(rb)]/{s
(

)
.sin.d à[r
t

(

)
.d _ s
(

)
.cos.d]} (2.5)
Thế biểu thức (2.5) vào phơng trình (2.3) rồi chia tử và mẫu cho r
t

(

)
d
Sau khi biến đổi ta xác định đợc phơng trình mômên phanh theo lực ép của mỗi
guốc:
M
P1,2
= (2.6)
Trong đó :
A = (s
(

)
sind)/ ( r
t

(

)

d) (2.7)
SVTH : Đoàn Đại Đồng Trang
10


1

0


1

0


1

0


1

0
(A à.B)
à.P.h


1

0

1

0
Đồ án môn học Thiết kế hệ thống phanh ôtô
B =1- (s
(

)
cosd)/(r
t

(

)
d) (2.8)
Nh vậy mômên tổng của cả cơ cấu phanh sẽ là :
M
P

= M
P1
+ M
P2
= (2.9)
Trờng hợp guốc phanh có một bậc tự do (có điểm quay cố định )
(s)
= sin
Sau khi tích phân biểu thức (2.7) và (2.8) ta đợc :

A = .
(2.10)
B = 1 . (cos
0
cos
1
)
2.3.2.Điều kiện tránh tự siết.
Từ công thức (2.6) : : M
P1,2
=

Đối với phanh guốc, hiện tợng tự siết sẽ xảy ra khi mẫu số bằng không. Để
tránh hiện tợng này cần đảm bảo điều kiện :
(A à.B ) > 0
à > A/B (2.11)
Khi tính toán có thể lấy à =0,32 ữ 0,38 . Ta chọn à = 0,35
Từ công thức (2.10) ta thay các giá trị
0
,
1
, s, r
t
vào. Ta tính đợc :
A = 0,66
B = 0,37
Thay các giá trị A,B vào (2.11) ta đợc :
0,35 < 1,78
2.4. tính toán nhiệt và mài mòn
2.4.1. Tính toán mài mòn :

Tính toán mài mòn đợc tiến hành theo các chỉ tiêu gián tiếp là áp suất trung bình
trên tấm ma sát của guốc tự siết và công suất riêng .
áp suất trung bình trên má phanh :
q
tb
= < [q
tb
] (2.12)
SVTH : Đoàn Đại Đồng Trang
11


1

0


1

0
(A
2
à.B
2
)
à.P
2
.h
2
(A

1
à.B
1
)
à.P
1
.h
1
r
t
s
4(cos
0
cos
1
)
sin(2
0
) sin(2
1
) + 2(
1

0
)
r
t
s
(A à.B)
à.P.h

à.b.r
t
2
.
M
P1
Đồ án môn học Thiết kế hệ thống phanh ôtô
[q
tb
] = 2MPa _ đối với vật liệu atbet thông thờng
Xét cơ cấu phanh sau : chỉ có một má phanh tự siết
M
P

= M
P1
+ M
P2

=

P = (2.13)
Thay (2.13) vào biểu thức M
P1
ta có :
M
P1
=
=
= 995/2.

= 297,6 (Nm)
Từ (2.12) ta thay giá trị vào :
q
tb
=
= 0,678.10
6
(N/m
2
)
q
tb
= 0,678 MPa < 2 MPa
Xét cơ cấu phanh trớc : cả hai má phanh cùng tự siết, tự tách
Khi tự siết : M
P1
=
2
M
P
=
2
1806
= 451,5 (Nm)
Từ (2.12) thay các giá trị vào ta có:
q
tb
=
SVTH : Đoàn Đại Đồng Trang
12

(A
2
à
2
.B
2
)
2à.P.A.h
2à.A.h
M
P
(A
2
à
2
.B
2
)

(A à.B)
à.P.h
2A
M
P
(A à.B)
2.0,66
(0,66 +0,35.0,37)
0.35.40.10
-3
(125.10

-3
)
2
.(3.14.115/180)
297,6
0,35.40.10
-3
.(125.10
-3
)
2
.(3,14.115/180)
451,5
2(8r
t
..b)
1160(30/3,6)
2
16.125.10
-3
.(3,14.115/180).40.10
-3
1160(30/3,6)
2
Đồ án môn học Thiết kế hệ thống phanh ôtô
= 1,029.10
6
(N/m
2
)

q
tb
= 1,029 MPa < 2MPa
Công ma sát riêng (l
ms
) bằng tỷ số giửa công ma sát sinh ra khi phanh ô tô từ tốc
độ cực đại đến dừng và tổng diện tích (F

) của tấc cả các má phanh .
l
ms
=

F.2
V.m
2
aa
Trong đó :
G
a
: khối lợng toàn bộ xe
V
a
: Vận tốc bắt đầu phanh . Chọn V
a
= 30 (km/h)
F

= F
t

+ F
s
F
t
: Diện tích má phanh trớc
F
s
: Diện tích má phanh sau
Diện tích má phanh trớc bằng diện tích má phanh sau
l
ms
=
=
= 0,5.10
6
(J/m
2
)
= 50 (J/cm
2
) < [l
ms
] = (600ữ800) (J/cm
2
)
2.4.2. Tính toán nhiệt.
Tính toán nhiệt nhằm hạn chế không cho nhiệt độ trống phanh tăng quá giới hạn
cho phép và tiến hành nh sau :
Trong quá trình phanh ,động năng của xe chuyển thành nhiệt năng đốt nóng
trống phanh và một phần toả ra môi trờng. Do đó theo định luật bảo toàn năng l-

ợng có thể viết :
( V
1
2
V
2
2
)G
C
/2g = m
t
. C.

c
+ F K.

t
dt (2.15)
Trong đó :
G
C
: Trọng lợng toàn bộ của ô tô tác dụng lên cầu đợc tính khi phanh.
V
1
:Tốc độ đầu quá trình phanh.
V
2
: Tốc độ cuối quá trình phanh
SVTH : Đoàn Đại Đồng Trang
13

t
0
Đồ án môn học Thiết kế hệ thống phanh ôtô
m
t
: Khối lợng của trống phanh và các chi tiết liên quan bị nung nóng .
m
t
= [( r
t
+ )
2
r
t
2
]..b.
: khối lợng riêng của vật liệu làm trống phanh, trống phanh làm bằng thép
nên ta có : = 7,8.10
3
(Kg/m
3
)
: bề dày trống phanh = 10 mm
m
t
= [(125 +10)
2
125
2

].3,14.40.10
-9
.7,8.10
-3

=2,55 (kg)
C : Nhiệt dung riêng của vật liệu trống phanh.
Đối với thép C = 482 (J/kgK
0
)


c
:Lợng tăng nhiệt độ của trống phanh so với môi trờng ở cuối quá trình phanh .


t
: Lợng tăng nhiệt độ của trống phanh so với môi trờng ở trong quá trình
phanh.
t : T hời gian phanh.
F
t
: Diện tích tản nhiệt của trống phanh.
Khi phanh ngặt trong thời gian ngắn, nhiệt lợng truyền ra không khí không đáng
kể . Trên cơ sở đố, có thể xác định lợng tăng nhiệt độ của trống phanh trong một
lần nh sau :


c
=

( )
( )
Cmg.2
VVG
t
2
2
2
1C

(2.16)
Khi phanh ngặt từ tốc độ ban đầu V
1
=30 Km/h cho đến dừng hẳn (V
2
= 0)

c
không vợt quá 15
0
C .
Xét cầu trớc :
G
c
=
L
G
g
h
.Jb

a
g
P








+

=
( )
L
G
h.b
a
g
+
=
( )
2160
1160
610.85,05,874 +
= 747,9 (kg)


c

=
482.55,2.2.2
33,8.9,747

SVTH : Đoàn Đại Đồng Trang
14
Đồ án môn học Thiết kế hệ thống phanh ôtô
= 1,2
0
C


c
< [

c
] =15
0
C
Xét cầu sau :
G
c
=
L
G
g
h
.Ja
a
g

P









=
( )
L
G
h.a
a
g

=
( )
2160
1160
610.85,05,1285
= 412 (kg)


c
=
( )
( )

482.55,2.22
33,8.412

= 0,65
0
C
2.5. xác định lực ép cần thiết:
Sau khi đã biết mô mên phanh cần sinh ra và các kích thớc của cơ cấu phanh, ta
dễ dàng xác định lực ép cần thiết tác dụng lên guốc phanh theo công thức đã xây
dựng.
Cơ cấu phanh trớc : cả hai guốc tự siết
M
p

= 2M
p1,2
=
BA
Ph2
à
à
P =
( )
à
à

h2
B.AM
P
P =

= 3640 (N)
Cơ cấu phanh sau :
M
p

= M
p1
+M
p2

=
222
BA
A.Ph2
à
à
SVTH : Đoàn Đại Đồng Trang
15
2.188.10
-3
.
0,35
(1806/2).(0,66 0,35.0,37)
Đồ án môn học Thiết kế hệ thống phanh ôtô
P =
( )
Ah2
BAM
222
P

à
à

=
( )
66,0.35,0.10.188.2
37,0.35,066,0.
2
995
3
222



= 2399 (N)
3. tính toán dẫn động phanh .
3.1.sơ đồ tính toán :

Hình 3.1. Sơ đồ tính toán dẫn động phanh thủy lực
d
C
_đờng kính xi lanh chính; d
k
_đờng kính xi lanh bánh xe;
3.2. trình tự tính toán
3.2.1. Đờng kính xi lanh bánh xe
d
k
=
max

p
P4

(3.1)
ở đây : p
max
là áp suất cực đại cho phép của chất lỏng trong dòng dẫn động, áp
suất này càng cao thì kết cấu dẫng động càng gọn, thờng yêu cầu đối với các ống
dẫn và vấn đề làm kín lại khắc khe hơn, nhất là các đoạn ống mềm bằng cao su
và các chổ nối ghép. Thờng chọn p
max
= 8 ữ12 MPa. Ta chọn p
max
= 8 MPa
Đối với bánh xe trớc :
d
kt
=
max
p
P4

=
8.14,3/3640.4
24 (mm)
SVTH : Đoàn Đại Đồng Trang
16
P
P
P P

d
C
d
k
r
2
r
1
P
C
Đồ án môn học Thiết kế hệ thống phanh ôtô
Đối với bánh xe sau :
d
kt
=
max
p
P4

max
=
8.14,3/2399.4
20 (mm)
3.2.2. Xác định đờng kính xi lanh chính (d
c
)
Đờng kính xi lanh chính nói chung không khác d
k
nhiều. Đối với các kết cấu hiện
nay nếu cả hai cầu đều trang bi phanh guốc :

c
k
d
d
=1,0 ữ1,5

=
c
S
d
d
0,9 ữ1,2

ks
kt
d
d
= 0,8 ữ1,7
Ta chọn
=
c
S
d
d
0,9 ta suy ra: d
c
= 22 (mm)
3.2.3. Hành trình làm việc cùa bàn đạp (S
lv

)
S
bd
=(1,4 ữ1,6 ) S
lv
Trong đó :
S
bd
: hành trình toàn bộ của bàn đạp. Ta chọn S
bd
=150 mm
S
lv
: hành trình làm việc của bàn đạp
Ta suy ra : S
lv
=
5,1
S
bd
= 100 mm
Xác định tỷ số truyền của bàn đạp :
S
lv
= (
'''x.d
d
k2
i
n

1i
2
ki
2
c
+++

=
)(
2
1
r
r
) (3.2)
Trong đó :
k : hệ số tính đến biến dạng đàn hồi của các đờng ống. Khi tính toán có thể
lấy bằng 1,07
=(1,5 ữ2,5) Khe hở giữa piston của xi lanh chính và thanh đẩy nối với
bàn đạp.
SVTH : Đoàn Đại Đồng Trang
17
Đồ án môn học Thiết kế hệ thống phanh ôtô
và :Hành trình không tải của piston xi lanh chính
n : Số lợng các xi lanh bánh xe đợc đợc điều khiển bởi xi lanh chính
x
i
: Hành trình của piston xi lanh bánh xe thứ i. Đối với phanh guốc x
i
=1,5
ữ 4,5 mm. Chọn x

i
= 2 mm
Thay các giá trị vào :

S
lv
=
( )
1
2
22
2
r
r
15,15,12.24.22.20.2
22
07,1.2






++++
S
lv
= 21,26
1
2
r

r

1
2
r
r
=
26,21
100
= 4,7

2
1
r
r
= 0,2126
3.2.4. Lực cần tác dụng lên bàn đạp ( P
bd
)
Để tạo đợc áp suất (p
max
) yêu cầu , cần phải tác dụng lên bàn đạp một lực:
P
bd
= m P
c

2
1
r
r
= m p
max

2
1
2
C
r
r
4
d
(3.3)
Trong đó :

r
1
,r
2
: Các kích thớc ghi trên sơ đồ tính
: Hiệu suất dẫn động , thừa nhận = 0,86 ữ0,92
m : Số cần (khoang ) xi lanh bố trí song song
P
bd
= 1.8.
( )
2126,0
9,0.4
22.14,3
2

= 718 N
3.3. tính bộ trợ lực
3.3.1. Xác định hệ số trợ lực
Hệ số trợ lực K
y
đợc xác định theo tài liệu [1]
SVTH : Đoàn Đại Đồng Trang
18
P
c
P
bd
S
c
P
a
S
m
S
d
S
c
Đồ án môn học Thiết kế hệ thống phanh ôtô
K
y
=

max
max
'P
P
(3.5)
P
max
, P
max
: áp suất cực đại trong hệ thống khi có trợ lực làm việc và không có
trợ lực làm việc
Rõ ràng : K
y
=
bdch
bdtt
bdch
bdtlbdch
bdch
bdtt
P
P
1
P
PP
P
P
+=
+
=

(3.5)
Trong đó :
P
bdtt
: lực cực đại cần thiết tác dụng lên bàn đạp (khi không có trợ lực) ; P
bdtt
=
718 N
P
bdch
: lực cực đại cần tác dụng lên bàn đạp khi có trợ lực ; Chọn P
bdch
= 200 N
P
bdtl
: Phần lực đạp đợc giảm nhẹ nhờ tác dụng của bộ trợ lực
Vậy theo công thức (3.5):
K
y
=
200
718

= 3,59
3.3.2. Chọn loại và sơ đồ :
Để giảm nhẹ lực đạp phanh, trong truyền động phanh bằng chất lỏng gồm có hai
loại trợ lực :
Loại chân không
Lọai khí nén
Ta chọn loại trợ lực chân không. Loại này thờng đợc sử dụng trên các xe cao tốc,

động cơ xăng và nó có những u nhợc điểm sau :
u :không cần sử dụng nguồn năng lợng bên ngoài mà sử dụng ngay độ chân
không tạo nên bởi động cơ để tạo trợ lực
nhợc: do dùng độ chân không nên hiệu quả bộ trợ lực thấp, để tăng hiệu quả
thì thờng tăng kích thớc của bầu trợ lực lên
3.3.3. Tính toán trợ lực chân không
Sơ đồ tính toán :
SVTH : Đoàn Đại Đồng Trang
19
Đồ án môn học Thiết kế hệ thống phanh ôtô
Hình 3.2.Sơ đồ tính toán trợ lực chân không
S
C
_Diện tích đầu cần tác dụng ; S
d
_Diện tích của đĩa cao su; S
p
_ diện tích
màng; P
a
_ áp suất khoang A; P
b
_ áp suất khoang B; P
C
_áp suất trong khoang C
của xi lanh chính
3.3.4. Đặc tính bộ trợ lực
Theo sơ đồ tính toán ở trên và hệ số trợ lực K
y
= 3,59 P

bdch
= 200 N. Ta vẽ đợc
đặc tính của bộ trợ lực:

Hình 3.4. Đ-
ờng đặc tính bộ trợ lực
P
C
_lực từ bàn đạp tác dụng lên đầu cần nối với bàn đạp; Đoạn BC ở đặc tính bộ
trợ lực tơng ứng với lúc trợ lực có tác dụng; Đoạn CE ở đặc tính tơng ứng với lúc
trợ lực không có tác dụng; Đoạn AB không có trợ lực.
SVTH : Đoàn Đại Đồng Trang
20
P
bd
A
B
C
E D
K
y
P
c
Đồ án môn học Thiết kế hệ thống phanh ôtô
3.3.5. Xác định các thông số chính của bộ trợ lực
Theo tài liệu [1] ta có :
K
y
=
bd

bdtl
P
P
1+

( )
bdbd
mSLXmP
P i
PP.S.
1

+
+=
(3.6)
Trong đó :

P
=P
a
P
b
_ Độ chênh áp giữa hai khoang A và B
S
m
_Diện tích hiệu dụng của piston hay màng
P
LX
,P
ms

_Lực lò xo và lực ma sát cản trở chuyển động các chi tiết của bộ trợ
lực
i
bd
= r
2
/r
1
_Tỷ số truyền của bàn đạp
_Hiệu suất truyền động
Khi trợ lực cha đạt giá trị max ứng với nhánh AB của đặc tính, xác định độ chênh
áp
P
nh sau :
d
d
C
C
Cd
mP
P
P
S
P
SS
S.
==


Suy ra :

( )
C
CdC
mP
S
SSP
S.

=


( )
C
Cd
bdbd
S
SS
.i.P

=
Trong đó :
S
d
, S
C
_Diện tích tơng ứng của đĩa cao su và đầu cần tác dụng lên nó.
Bởi vậy:
K
y
=

( )
bdbd
msLX
C
Cd
P i
PP
S
SS
1


=

+
(3.7)
Khi
P
đạt giá trị cực đại bằng độ chân không trong đờng nạp, thì lực trợ lực đạt
giá trị cực đại không đổi (Đoạn BC của đặc tính) . Còn hệ số của trợ lực K
y
đạt
cực đại ứng với P
bd
=P
b
Sau đó bắt đầu giảm
K
y
=

( )
bdbd
msLXmmax
P i
PPSp
1

+
+
(3.8)
Trong đó :
p
max
_Độ chân không lớn nhất trong đờng nạp động cơ.Khi tính toán lấy p
max

=0,05 MPa = 0,5 Kg/cm
2
SVTH : Đoàn Đại Đồng Trang
21
Đồ án môn học Thiết kế hệ thống phanh ôtô
Từ công thức (3.8) suy ra:
S
m
= P
bd
.i
bd
.
maxC

Cd
p.S
SS


(3.9)
Chọn đờng kính của piston tỷ lệ d
C
=20 (mm).
Vậy diện tích của piston tỷ lệ là :
314
4
20.4,3
4
d
S
2
2
C
C
==

=
(mm
2
)
Chọn vòng phản ứng (đĩa cao su) có đờng kính d
d
=30 (mm). Vậy diện tích của
đĩa cao su là:

5,706
4
30.14,3
4
d.
S
2
2
d
d
==

=
(mm
2
)
Với : = 0,91
P
bdch
= 200
Thế vào (3.9):
S
m
=200.0,91.4,7.
05,0.314
3145,706
= 21385 (mm
2
)
Vậy đờng kính của màng là :

165
14,3
21385
S4
d
m
m
==

=
(mm)
Tài liệu tham khảo

1. Nguyễn Hữu Cẩn- Phan Đình Kiên
Thiết kế và tính toán ôtô máy kéo Tập 3
Nhà xuất bản Đại học và Trung học chuyên nghiệp-Hà Nội ,1985
2. Nguyễn Hữu Cẩn
Lý thuyết ô tô máy kéo
Nhà xuất bản Khoa học và kỹ thuật Hà Nội ,1998
3. Viện nguyên cứu giao thông ô tô
Sổ tay ô tô
Nhà xuất bản Giao thông vận tải Maccowva , 1985
SVTH : Đoàn Đại Đồng Trang
22
§å ¸n m«n häc ThiÕt kÕ hÖ thèng phanh «t«
SVTH : §oµn §¹i §ång Trang
23