Thiết kế hệ thống phanh ABS cho xe 5 chỗ (Link cad: https://bit.ly/phanhabsxe5cho)

LỜI NÓI ĐẦU
Năm 1929 hệ thống phanh an toàn và hiệu quả nhất được lắp trên chiếc máy
bay của Pháp, hệ thống phanh này dựa theo nguyên lý ngắt phanh khi bánh xe bị
trượt. Những năm sau đó là thời kỳ nghiên cứu áp dụng hệ thống phanh này trên ô
tô.
Đến năm 1978, chiếc Mercedes-Benz S-class đã được trang bị hệ thống
chống bó cứng cho phanh, từ đây khai sinh ra hệ thống phanh ứng dụng điện tử
chống bó cứng bánh xe với tên là anti-lock braking system (ABS). Ngày nay không
ai sử dụng ô tô còn xa lạ với khái niệm ABS. Việc trang bị hệ thống phanh ABS
dường như là điều kiện tất yếu để lưu hành xe, ABS cải thiện tính an toàn của xe,
do đó nó được ứng dụng nhanh chóng. Không chỉ là hệ thống phanh, ABS hiện nay
còn được kết hợp với hệ thống điều khiển tính ổn định của xe (ESP,ESC) hoặc hệ
thống điều khiển phân bố lực kéo (TCS). Có thể nói việc ứng dụng ABS trên xe đã
tạo ra cuộc cách mạng về áp dụng cơ điện tử để tăng tính an toàn cho ô tô. Vậy
người kỹ sư ngày nay buộc phải nắm được cách sử dụng, thiết kế, ưu nhược điểm
của hệ thống phanh này. Đồ án thiết kế ECU điều khiển cho ABS, các mạch điện
điều khiển van chấp hành, các mạch xử lý tín hiệu, thiết kế các cơ cấu chấp hành
của ABS. Lần đầu tiên làm việc trực tiếp với hệ thống phanh ABS, hơn nữa tài liệu
thiết kế hệ thống ABS hiện nay chưa được phong phú, do đó đồ án không thể tránh
khỏi sai sót và có thể chưa đáp ứng được mong đợi của người đọc. Với cương vị là
sinh viên chúng em rất mong được các thầy giáo trong bộ môn giúp đỡ, sửa chữa
sai sót để đồ án hoàn thiện hơn. Chúng tôi cũng mong muốn đồ án này sẽ là tài liệu
mà các bạn sinh viên khóa sau có thể tìm được những kiến thức mình cần, qua đó
phát triển thêm để đưa ra được tài liệu ngày càng hoàn chỉnh hơn. Đồ án được hoàn
thành là nhờ vào sự tận tình hướng dẫn của thầy Hồ Hữu Hải. Em xin cảm ơn thầy
nói riêng và các thầy trong bộ môn đã cung cấp kiến thức cho chúng em trong suốt
quá trình học.
Hà Nội tháng 5/2009
Sinh viên : Nguyễn Văn Thái- Nguyễn Văn Điệp

1

CHƯƠNG 1
TỔNG QUAN VỀ HỆ THỐNG PHANH ABS
1.1 Hệ thống an toàn chủ động
Khi xe chuyển động, các lực tác dụng lên xe bao gồm: lực từ mặt đường, lực
quán tính và lực khí động học của xe. Lực khí động học là lực sinh ra do ma sát của
không khí khi xe chuyển động, hiện nay chỉ khắc phục bằng những thiết kế cụ thể
của xe, chưa can thiệp điều khiển điện tử vào lĩnh vực này để tăng tính ổn định cho
xe. Lực từ mặt đường tác dụng lên xe thông qua bánh xe chính là thành phần cơ bản
quyết định tính ổn định của xe và xe được trang bị các hệ thống an toàn chủ động để
điều khiển thông số của các lực này. Muốn xét tổng quan về các lực tác dụng lên xe
phải xét mô hình cơ học ba chiều của nó. Để xét sự phụ thuộc của xe vào các lực
bám của lốp xe với mặt đường xét mô hình dưới đây:
Fx,t,p

Fy,t,p

Fy,s,p
Fx,s,p

M

Fx,t,t

Fy,t,t
Fx,t,t

Fy,s,t

Hình 1.1 Sơ đồ lực tác dụng lên ô tô trong mặt phẳng ngang
• Các lực Fx là các lực dọc từ mặt đường tác dụng lên xe,chủ yếu là lực cản
lăn, lực cản của các vật cản trên đường gồ ghề.
• Các lực Fy là các lực ngang từ mặt đường tác dụng lên xe, lực ngang có thể
là lực của gió hoặc lực ly tâm xuất hiện khi quay vòng và nhiều lực phát sinh

2


ngẫu nhiên. Phương và độ lớn của các lực này phụ thuộc vào rất nhiều yếu
tố: tình trạng mặt đường, vận tốc của ô tô, tải trọng của ô tô, đặc tính của hệ
thống treo, loại lốp sử dụng.
Tính ổn định của ô tô bao gồm: ổn định quỹ đạo chuyển động và ổn định góc
quay của xe quanh trọng tâm.
• Tính ổn định quỹ đạo chuyển động phụ thuộc vào phương và độ lớn của các
lực dọc và ngang của mặt đường tác dụng lên xe. Khi bánh xe bị trượt quay
hoặc bó cứng các hệ số này giảm xuống rất thấp, bánh xe không bám đường
và ảnh hưởng nghiêm trọng đến hành lang chuyển động của xe.
• Tính ổn định góc phụ thuộc vào mô men ngoại lực tác dụng lên trọng tâm
của ô tô. Mô men này phụ thuộc vào vị trí trọng tâm của ô tô so với các bánh
xe, thông số này là một thông số cố định tương đối, đi kèm với từng loại xe.
Mô men phát sinh ở trọng tâm xe cũng phụ thuộc vào phương và độ lớn của
các ngoại lực Fx, Fy trên từng bánh xe. Vậy điều khiển tính ổn định của xe
chính là điều chỉnh độ lớn của các ngoại lực tác dụng lên xe bằng cách điều
chỉnh các ngoại lực Tb và T thông qua cơ cấu phanh.
Xét mô hình bánh xe chủ động như sau:[2]

Fz

Tb

v

T

Fx

Hình 1.2 Sơ đồ lực tác dụng lên bánh xe

3


Phương trình chuyển động của bánh xe :
J.

dω
= r .Fz µ − Tb + T (1)
dt

Trong đó:
• J là mô men quán tính của bánh xe;
• ω là vận tốc góc của bánh xe;
• Τ là mô men từ động cơ truyền xuống bánh xe;
• Τb là mô men phanh;
• Fz là lực từ hệ thống treo tác động lên bánh xe;
• Fx=Fz.µ là ngoại lực từ mặt đường tác dụng lên bánh xe;
• r là bán kính của bánh xe.
Độ trượt được định nghĩa bằng công thức sau:

λ=

v − vω v − r.ω
=
v
v

trong đó v là vận tốc dài của xe.
Thực nghiệm đưa ra đồ thị mối quan hệ giữa độ trượt và hệ số ma sát như sau [2]

4


Vậy để đảm bảo độ ổn định tốt nhất cho ô tô thì các bánh xe phải có được độ
bám đường tốt nhất tức là λ=0,1÷0,25 . Phương trình (1) biến đổi được phương
trình sau:
Fx =

1 dω 1
1
J.
+ Tb − T (2)
r dt r
r

Muốn điều khiển µ phải điều chỉnh Tb- mô men phanh hoặc điều chỉnh T-mô
men truyền từ động cơ xuống bánh xe và điều chỉnh cả Fz.
Các biện pháp nâng cao tính ổn định của ô tô bao gồm biện pháp kết cấu như
tạo các góc đặt bánh xe để tạo các mô men ổn định hướng, tối ưu hóa thiết kế khung
và hệ thống treo, sử dụng lốp có hệ số cản lăn thấp…Ngoài các biện pháp kết cấu
trên ô tô có trang bị các hệ thống điện tử và cơ khí tích hợp để điều khiển các thông

số đã phân tích ở trên nhằm giữ cho độ trượt luôn đạt trị số cao. Bảng tổng kết dưới
đây đưa ra sự phát triển của các hệ thống điều khiển trên ô tô [2]

Hình 1.4 Bảng các giai đoạn phát triển của hệ thống ATCD

5


Năm 1924 khai sinh hệ thống phanh thủy lực và đến năm 1931 thì tăng an
toàn phanh với dẫn động hai dòng, năm 1951 ứng dụng phanh đĩa và những năm
1952 đến 1963 là thời kỳ ứng dụng trợ lực thủy lực và chân không. ABS điều khiển
điện tử bắt đầu khai sinh vào năm 1978. ABS tác động vào hệ thống dẫn động thủy
lực ngắt áp suất phanh dẫn đến xy lanh bánh xe khi bánh xe bị bó cứng để chống
trượt lết trong quá trình phanh. Quá trình phát triển của an toàn chủ động gua các
giai đoạn lịch sử:
• Năm 1989, hệ thống phanh tích hợp ABS và TCS ( hệ thống điều khiển phân
bố mô men ra các bánh xe). Hệ thống này điều khiển độ ổn định bằng cách
điều chỉnh giá trị T và Tb như đã nói ở trên. Nó không chỉ điều khiển mô men
tại các bánh xe mà còn điều khiển lượng nhiên liệu cấp cho động cơ nhằm
hạn chế trượt quay bánh xe do thừa mô men. Tuy nhiên số kênh điều khiển
thời gian này còn ít, chỉ điều khiển một kênh, hai kênh cho toàn bộ các cầu
hoặc một cầu xe và sử dụng van điều hòa lực phanh bằng cơ khí để phân
phối áp suất phanh đến các bánh.
• Năm 1994, ABS được tích hợp thêm EBD là hệ thống điều khiển bằng điện
phân bố lực phanh ra các bánh xe. Bên phía phải của bảng cho thấy tỷ lệ sử
dụng điện tăng dần và thủy lực giảm dần. Thời gian này ABS đã điều khiển
nhiều kênh cho các bánh xe. Nhưng tính ổn định lúc này chỉ phát huy tác
dụng khi phanh xe hoặc mới khởi động động cơ.
• Năm 1995, ESP (hoặc ESC) ra đời là hệ thống hỗ trợ tính ổn định của xe nhờ
tác động vào lực phanh trên từng bánh xe (tức là tác điều chỉnh Tb). Khi xe

chạy hoặc khi phanh các lực bám trên từng bánh xe khác nhau gây ra mô
men quay tại trọng tâm xe làm mất ổn định góc. Hệ thống này có nhiệm vụ
tính toán hệ số trượt trên từng bánh xe, tác động vào bộ van chấp hành của
ABS để điều chỉnh lực phanh trên mỗi bánh xe sao cho mô men sinh ra tại
trọng tâm xe không ảnh hưởng đến tính ổn định. Thời kỳ này ABS cũng
được tích hợp BA- hệ thống hỗ trợ phanh gấp, CBC- hệ thống hỗ trợ quay
vòng dựa theo nguyên lý của ESP.

6


• Năm 1998, hệ thống ACC được ứng dụng, đây là hệ thống điều khiển tăng
tính an toàn của xe. Bằng các cảm biến laser hoặc sóng điện từ, hệ thống
máy tính sẽ xác định khoảng cách giữa các xe và ECU tự điều chỉnh khoảng
cách an toàn thông qua ESP. Giai đoạn này cũng ứng dụng hệ thống treo
điều chỉnh tự động (tác động vào Fz) nhằm tối ưu tính ổn định của xe và thân
thiện với người ngồi trên xe.
• Từ năm 2002 trở lại đây, hệ thống được phát triển trên xe là X-by-Wire. Tức
là mọi hệ thống chấp hành được thay dần bằng hệ thống điện theo như phía
phải của bảng đã chỉ ra. Ô tô đã thực sự trở thành một hệ cơ điện tử, các cảm
biến trên xe có nhiệm vụ xác định trạng thái của xe, cùng với tín hiệu là
những tác động của lái xe, hệ thống máy tính của xe sẽ thu nhận tín hiệu,
tính toán và quyết định đưa ra tín hiệu xử lý đồng bộ trên các hệ chấp hành
của xe như treo, lái, phanh, động cơ vì thế tính ổn định được đảm bảo tối ưu
nhất. Các hệ thống trước là các hệ thống điều khiển biệt lập hoặc chỉ có sự
liên hệ tương đối, hệ thống phanh và hệ thống treo không có sự liên hệ về
điều khiển. Còn với X-by-Wire các hệ thống này có mối liên hệ tổng thể với
nhau và mọi phản ứng của xe đều được quyết định từ một “bộ não” là ECU
của xe. Khi xe ở trạng thái phanh, sự thay đổi của hệ thống treo và tính bám
đường của lốp được phối hợp nhịp nhàng, các hệ thống hỗ trợ nhau là tăng

hiệu quả của từng hệ thống.
Trên đây là những tổng kết về sự phát triển của các hệ thống an toàn chủ động
của ô tô. Trong tổng thể của các hệ điều khiển đồ án này dừng ở mức nghiên cứu sự
ổn định của xe khi phanh và thiết kế hệ thống phanh ABS.

1.2 Nguyên lý của ABS
Như đã phân tích ở trên, phương trình chuyển động của một bánh xe chủ
động là:
Fx =

1 dω 1
1
J.
+ Tb − T (2)
r dt r
r

7


Trong phương trình trên khi tác động vào cơ cấu phanh để tạo ra mô men
phanh Tb hợp lí, giữ cho độ trượt nằm giữa mức thấp λt=0,15 và cao λc=0,3 gia tốc
góc của bánh xe sẽ thay đổi giá trị sự thay đổi này được cảm biến thu nhận làm tín
hiệu phản hồi của hệ thống.
Xy lanh bx

p

Chấp
hành

i

ECU
Cb vận tốc

λ chuẩn
ad
Cb đạp phanh

Xử
lý

aω

Hình 1.5 Nguyên lý ABS
Tốc độ của bánh xe được cảm biến thu nhận và đưa ra dạng xung điện áp hình
sin. Tín hiệu xung hình sin được xử lý để đưa ra tín hiệu của gia tốc bánh xe về
ECU. ECU sẽ tiếp nhận tín hiệu này cùng với tín hiệu từ cảm biến đạp phanh, tín
hiệu từ cảm biến giảm tốc của xe (a d) sau đó tính toán độ trượt, so sánh với độ trượt
chuẩn (λchuẩn) cuối cùng quyết định đưa tín hiệu dòng điện điều khiển đến bộ van
chấp hành điều khiển áp suất phanh đến xy lanh bánh xe. Chế độ điều khiển phanh
ABS là điều khiển rời rạc bao gồm ba giai đoạn: tăng áp, giữ áp, giảm áp. Hình 1.6
là đồ thị của quá trình phanh có ABS
• Chế độ mặc định của xe là chế độ tăng áp, khi có tác động vào bàn đạp
phanh áp suất từ xy lanh chính đến thẳng xy lanh bánh xe. Áp suất phanh
tăng dần theo mức độ đạp phanh. Chế độ tăng áp được duy trì khi ECU nhận
thấy độ trượt vẫn đang tăng dần đến giá trị so sánh.

8

• Đến khi ECU nhận thấy độ trượt đang có xu hướng vượt qua ngưỡng λc ECU
sẽ ra lệnh cho bộ van chấp hành giảm áp suất trong xy lanh chính, vận tốc
bánh xe tăng đột ngột, độ trượt theo đó giảm và vận tốc xe giảm.(giai đoạn
A)
A

B

C

D

v

2

1

i

P

1- vận tốc bánh xe

t (s)

2- vận tốc xe

Hình 1.6 Đồ thị quá trình phanh của ABS

• Khi độ trượt đã giảm ở giữa ngưỡng λt và λc ECU lệnh cho bộ van chấp hành
giữ áp suất trong xy lanh chính để duy trì độ trượt tối ưu. Quá trình này cũng
xen kẽ các chu kỳ tăng áp vì vậy áp suất trong xy lanh bánh xe tăng dần, vận
tốc bánh xe ở mức tương đối ổn định, vận tốc xe giảm.(giai đoạn B).

9


• Trong quá trình giữ áp, gia tốc của xe vẫn còn lớn nên độ trượt vẫn có khả
năng vượt qua mức cao. Khi độ trượt đến ngưỡng của mức cao ECU lặp lại
lệnh giảm áp cho bộ van chấp hành để giảm độ trượt. Tính chất của giai đoạn
này tương tự như giai đoạn A.(giai đoạn C)
• Sau khi giảm độ trượt thì gia tốc của xe đã giảm, ECU lệnh cho van chấp
hành xen kẽ giữ áp và tăng áp đến khi xe dừng hẳn.(giai đoạn D)
Vận tốc của xe càng cao thì các quá trình A-B-C-D như trên đồ thị lặp lại càng
nhiều lần đến khi thôi đạp phanh.

1.3 Sơ đồ cấu trúc của các hệ thống phanh có ABS
Để thực hiện các chế độ tăng áp, giữ áp, giảm áp hệ thống ABS sử dụng van
điện từ để điều khiển áp suất của bánh xe. Để hiểu về nguyên lý của điều khiển
nhiều bánh trước hết xét mô hình một bánh hình 1.7

1

2
ECU
3

Đường điện
Đường dầu

Hình 1.7a Sơ đồ ABS với van 2/2 chế độ tăng
áp
Hình 1.7a là sơ đồ ABS sử dụng hai van hai cửa hai vị trí (2/2) cho một bánh
xe. Chế độ mặc định là tăng áp (ECU chưa hoạt động), vị trí thường trực là van 1
mở và van 2 đóng, dầu chạy thẳng từ xy lanh chính đến bánh xe, đồng thời đường
dầu này cũng được nối với bơm của ABS để hỗ trợ quá trình tăng áp khi có sự điều
khiển của ECU. Khi giữ áp van số 1 được cuộn nam châm trong van điện từ hút

10


đóng cửa dầu thông xy lanh và bánh xe, van số 2 vẫn đóng vì thế áp suất dầu giữ
nguyên trong xy lanh bánh xe. Chế độ giảm áp van số 1 giữ trạng thái đóng, van số
2 mở đưa dầu từ xy lanh bánh xe về bình hồi dầu số 3, bình này nối thông với bơm
của ABS thông qua van một chiều kiểm tra áp suất

+

Đường điện

ECU

Đường dầu

Hình 1.7b Sơ đồ ABS với van 3/3 chế độ ban
đầu
Hình 1.7b trình bày sơ đồ nguyên lý hoạt động của ABS sử dụng van ba cửa,

ba vị trí (3/3). Nguyên lý hoạt động của van ba vị trí này cũng gồm ba chế độ ứng
với ba vị trí của van điện từ.
Chế độ phanh chờ là chế độ tăng áp như hình, lúc này cửa dầu từ xy lanh
chính và bơm nối thông với xy lanh bánh xe. Chế độ giữ áp van điện dịch chuyển
sang vị trí như hình 1.8a, cả ba cửa dầu đều đóng giữ nguyên áp suất trong xy lanh
bánh xe.
Trên hình 1.8a có hai bình hồi dầu số 1 và số 2, bình số 1 tránh cho dao động
của áp suất dội vào chân người lái do thời gian đóng mở van rất nhanh và bơm bật
tắt liên tục trong thời gian rất ngắn, bình số 2 có tác dụng chính là chứa dầu hồi từ
xy lanh bánh xe. Trong hệ thống ABS thì bình 1 gọi là bình hấp thụ áp suất cao,
bình 2 là bình hấp thụ áp suất thấp.

11


1

+

2A

2

ECU

Đường điện
Đường dầu

Hình 1.8a Sơ đồ ABS với van 3/3 chế độ giữ áp
Chế độ giảm áp van điện dịch chuyển sang vị trí như hình 1.8b. Lúc này cửa

dầu nối thông giữa bơm và xy lanh bánh xe đóng, cửa dầu hồi với bình chứa số 2
mở làm dầu từ xy lanh bánh xe hồi về bính chứa, áp suất trong xy lanh bánh xe
giảm.

1
3

+

5A

2

ECU
4

Đường điện
Đường dầu

Hình 1.8b Sơ đồ ABS với van 3/3 chế độ giảm
áp

12


Van được nối với cực dương qua công tắc đạp phanh số 3, dòng điện được
dẫn qua van điện và qua bộ khuếch đại số 4, bộ khuếch đại này được ECU điều
khiển để quyết định có kích hoạt van điện hay không. Ngày nay bộ van điện, bình
tích năng, các van an toàn và kiểm tra áp suất, các đường dầu nối được tích hợp
thành mô đun, nếu ABS sử dụng bơm riêng thì mô đun này có cả bơm của ABS.

ABS gồm hệ thống phanh thường kết hợp với mô đun van điều khiển và
ECU. Số bánh xe và kênh điều khiển tăng dần theo từng thời kỳ phát triển có các
kiểu dẫn động và điều khiển sau:
• Điều khiển một hoặc hai kênh cho hai bánh sau, sơ đồ dẫn động như
hình 1.10. Hình a là điều khiển hai bánh sau chung một van điện từ, bánh
trước là phanh bình thường nối trực tiếp với một dòng dầu của xy lanh chính.
Hình b có hai van điện điều khiển hai bánh sau, bánh trước không điều khiển
và nối trực tiếp với xy lanh chính, loại này ngày nay không được sử dụng.

Mô đun van

a

b

Hình 1.10 Sơ đồ điều khiển hai bánh
• Điều khiển bốn bánh và hai kênh, loại này thường chỉ sử dụng sơ đồ phanh
thủy lực hình K. Sơ đồ của phanh được thể hiện trên hình 1.11

13


Hình 1.11 Sơ đồ điều khiển bốn bánh –hai kênh
• Điều khiển ba kênh và bốn bánh như hình 1.12, hai bánh trước điều khiển
độc lập, hai bánh sau điều khiển bằng một kênh và liên hệ với nhau bằng van
phân phối số 1

1

Hình 1.12 Sơ đồ ba kênh điều khiển bốn bánh

14


• Điều khiển bốn kênh, bốn bánh. Đây là phương pháp điều khiển cao nhất của
ABS. Mỗi bánh xe được một van điện trong mô đun điều khiển độc lập. Sơ
đồ dẫn động thủy lực được trình bày trong hình 1.13.
Ngoài các phương án dẫn động đã trình bày ở trên còn một phương án bố trí
không dùng bơm riêng của ABS mà lại dùng bơm của trợ lực hệ thống lái. Phương
pháp dẫn động này ngày nay không còn được sử dụng do khó điều khiển nguồn
động lực thực hiện quá trình tăng áp trong khi chi phí không tiết kiệm được nhiều.
Vì vậy phần trình bày này không đưa ra cách bố trí ABS theo kiểu này.
Van nối ba đầu

Hình 1.13 Sơ đồ bốn kênh điều khiển bốn bánh

***************************************************************
Kết luận:
Từ những phương án đã phân tích ở trên ta thấy phương pháp điều khiển bốn
kênh, bốn bánh là tối ưu nhất trong các sơ đồ dẫn động.

15


CHƯƠNG 2
THIẾT KẾ CƠ CẤU PHANH, DẪN ĐỘNG PHANH
2.1 Xác định mô men phanh cần thiết trên các bánh xe
Lực phanh tại các bánh xe đạt được giá trị lớn nhất khi bánh xe bắt đầu có hiện
tượng trượt lết. Trong quá trình trượt, mô men phanh không tăng được nữa mà thậm
chí có xu hướng giảm đi. Như vậy, khi thiết kế hệ thống phanh, lực phanh lớn nhất

lớn nhất tại các bánh xe được tính gần đúng bằng lực bám [3]
Pp max = Pϕ
Với pϕ = ϕ .G là lực bám giữa bánh xe và đường. Mô men phanh cực đại của ô
tô được tính theo công thức:
M p max = ϕ .G .rbx


M p max là mô men phanh cực đại

 ϕ là hệ số bám


G là tải trọng toàn bộ của xe.



rbx là bán kính làm việc của bánh xe.

Để xác định mô men cần có tại mỗi bánh xe, ta xác định mô men cần thiết tại
từng cầu xe và coi gần đúng rằng mỗi bánh xe chịu một nửa mô men này. Ta có:
M p 1 = ϕ .G1p .rbx
M p 2 = ϕ .G2p .rbx
Trong đó G1p , G2p là tải trọng phân bố lên cầu trước và cầu sau trong khi phanh.
Để tính toán G1p , G2p ta sử dụng sơ đồ lực tác dụng lên xe trong quá trình phanh
như hình vẽ:

16


L = 2600 (mm);

Pj

G = 1940 (kg);
G

Z1

hg

hg = 70 (mm).
Z2

Gt = 1000 (kg)
Gs = 940 (kg)

a

b
L

Hình 2.1 Sơ đồ kích thước hình học của ô tô

Trong hình trên:
 L là chiều dài cơ sở của ô tô, L = 2,6 m.
 a, b là khoảng cách từ trọng tâm đến cầu trước và cầu sau của xe. Từ
phân bố tải trọng lên cầu trước và cầu sau ta tính được a, b như sau:
a + b = 2 ,6
a = 1,26
⇒


1000 a = 940b b = 1,34
 hg là chiều cao trọng tâm xe, hg = 0,7 m.


Pj là lực quán tính xuất hiện khi phanh, p j =

G
j
g

 Z1, Z2 là phản lực mặt đường tác dụng lên bánh xe cầu trước và bánh
xe cầu sau.
Phương trình cân bằng mô men đối với O2 :

∑M

02

= Z 1 L − Gb − Pj h = 0

Với j là gia tốc phanh, ta có:
mjmax = mgϕ ⇒ jmax = 9,81.0,65 = 6 ,37( m / s 2 )
Trong đó, ϕ = 0,65 được chọn sao cho trên đường tốt có hệ số bám cao thì hiệu
quả phanh đạt được tốt và đảm bảo sự phanh êm dịu.

17


Phản lực tại các bánh xe cầu trước và cầu sau:
 Gb 

1
G
 1 +
 Gb + jhg  =
L
g
 L 
 Ga 
1
G
 1 −
Z 2 =  Ga − jhg  =
L
g
L


Z1 =

jhg 

gb 
jhg 

ga 

Trong quá trình phanh ta có:
G1p = Z 1 và G2p = Z 2
Nếu bỏ qua lực cản không khí, lực cản lăn và coi hệ số bám tại các bánh xe là
như nhau, trọng lượng phân bố tại mỗi bên bằng một nửa trọng lượng tác dụng lên

cầu thì ta có mô men phanh cần thiết tại mỗi bánh là:
Bánh xe cầu trước:

Bánh xe cầu sau:

M p1 =
M p2 =

jh 
Gb 
 1 + g ϕ .rbx
2L 
gb 

jh 
Ga 
 1 − g ϕ .rbx
2L 
ga 

Với kí hiệu lốp 185/70 R14 ta có các thông số cơ bản sau:
 Bề rộng lốp B = 185 mm;
 Tỉ số H/B = 0,7;
 Đường kính lắp d = 14 inch = 355 mm;
 Loại lốp sợi mành hướng kính.
Từ đó ta tính được bán kính thiết kế của lốp r0:
d 
355 

r0 =  H +  =  0 ,7.185 +

 = 307( mm )
2 
2 

Khi làm việc, bán kính thực tế của lốp bị giảm do biến dạng. Gọi λ là hệ số biến
dạng của lốp thì ta có:
rbx =λ.r0 = 0,95.307 =291 (mm)
Thay các thông số ta tính được mô men phanh cần thiết cho mỗi bánh xe:
Bánh xe cầu trước:
M p1 =

19400.1,34 
6 ,37.0,7 
1+
0,65.0,291 = 1266 ,4( Nm )

2.2,6 
9,81.1,34 ÷


18


Bánh xe cầu sau:
M p2 =

19400.1,26 
6 ,37.0,7 
1−
0,65.0,291 = 568,4( Nm )


2.2,6 
9,81.1,26 ÷


2.2 Tính toán cơ cấu phanh đĩa
Hình 2.2 thể hiện sơ đồ tính toán phanh đĩa.
Chọn cơ cấu phanh đĩa kiểu trục trượt nên lực
P

ép lên
các má phanh đối xứng qua đĩa phanh. Mô men
phanh được tính như sau:

rtb

M p = 2 µ Prtb
Trong đó :
• µ là hệ số ma sát của má phanh;
• P là lực của xy lanh phanh;
• rtb = 100 (mm) là bán kính đặt lực.

Hình 2.2 Sơ đồ phanh đĩa

Ta có lực phát sinh của xy lanh phanh là
4M p
πd2
4P
P=
pi ⇒ pi =

=
4
π d 2 2 µ rtbπ d 2
Trong đó:
• pi là áp suất đường ống phanh;
• d = đường kính xy lanh bánh xe chọn d = 50mm.
Đối với bánh trước ta có:
p1 =

4.519,4
= 5,37 MPa
0,3.0,1.0,05 2 π

Vậy ta chọn áp suất đường ống là 6MPa.
Lực phanh ở đĩa phanh bánh sau càng lớn khi gia tốc phanh càng nhỏ. Vậy ta tính
đường kính xy lanh bánh sau cho trường hợp gia tốc phanh bằng không. Ta có
P=

4Z 2 .ϕ
πd2
4P
4.7300.0,65
pi ⇒ d =
=
=
= 0,036( m )
4
π pi
π pi
π .6.10 6

19


Vậy chọn đường kính xy lanh bánh sau là 36mm.

Hình 2.3 má phanh

Hình 2.3 Má phanh
Hình 2.3 là hình dạng của má phanh, sau khi vẽ và tính toán bằng phần mềm
SolidWorks ta có diện tích má phanh là F = 4763(mm2).

2.3 Kiểm nghiệm má phanh
2.3.1 Kiểm nghiệm công trượt riêng trên má phanh
Khi phanh ôtô đang chuyển động với vận tốc V 0 cho tới khi dừng hẳn (V=0)
thì toàn bộ động năng của ôtô có thể được coi là đã chuyển thanh công ma sát L tại
các cơ cấu phanh:

L=

G.V02
≤ [ L]
2.g.F∑

Với:
G = 19400 (N) là trọng lượng ôtô khi đầy tải;
V0= 50 (km/h) = 13,89 (m/s) là tốc độ của ôtô khi bắt đầu phanh.
Gọi tổng diện tích các má phanh là F∑ ta có:
n

( )

FΣ = ∑ Fi = 8.4763.10 −6 = 0,038 m 2
i =1

Vậy công ma sát riêng là:

20


L=

G.V02
19400 × 13,89 2
=
≈ 5.106 ( j / m 2 )
2 g. A∑ 2 × 9,81 × 0,038

[ ]

Vậy thỏa mãn điều kiện: L ≤ L = 4.10 ÷ 10 ( J / m ) .
6

7

2

2.3.2 Kiểm nghiệm áp suất trên bề mặt má phanh
Áp suất trên bề mặt má phanh bị giới hạn bởi sức bền vật liệu. Tính kiểm tra
áp suất trên bề mặt má phanh theo công thức:

q=

P
≤ [ q ] = 1,5 ÷ 2, 0 MPa
F

Do mô men phanh tại má phanh trên cầu trước lớn hơn trên cầu sau nên ta
chỉ tính toán cho má phanh trên cầu trước. Tacó :
q=

π .0,052
4
= 1, 24 MPa ≤ [ q ] = 1,5 ÷ 2,0 MPa
4763.10−6

11781.

Vậy má phanh đủ bền.

2.3.3 Kiểm nghiệm nhiệt trên má phanh trong quá trình phanh
Trong quá trình phanh ô tô, toàn bộ năng lượng các khối chuyển động của ô tô
được chuyển hóa thành nhiệt tại các cơ cấu phanh. Một phần lớn lượng nhiệt này sẽ
nung nóng cơ cấu phanh mà chủ yếu là trống phanh, phần còn lại tỏa ra ngoài
không khí.
Phương trình cân bằng nhiệt được viết như sau:
m ( V02 − V 2 )
2

t

= mt .c.τ + At ∫ kt .dt
0

Trong đó:
 mt là khối lượng đĩa phanh, chọn mt = 5 kg.
 c là nhiệt dung riêng của vật liệu làm trống phanh, đối với gang thép: c =
500(J/kg.độ).
 τ là mức gia tăng nhiệt độ so với môi trường xung quanh.


At là diện tích làm mát của đĩa phanh.

 kt là hệ số truyền nhiệt từ không khí ra ngoài.

21


 t là thời gian phanh.


m ( V02 − V 2 )
2

là tổn thất động năng của ô tô khi bị phanh từ vận tốc V 0

xuống vận tốc V.
 mt.c. τ là nhiệt nung nóng trống phanh.
t



At ∫ kt .dt là lượng nhiệt tỏa ra ngoài không khí trong quá trình phanh.
0

Trong trường hợp phanh gấp, thời gian phanh rất ngắn nên lượng nhiệt tỏa ra
ngoài không khí rất nhỏ nên có thể bỏ qua được. Khi đó, nếu phanh xe từ vận tốc
ban đầu V0 = 30 km/h xuống đến vận tốc V = 0 km/h thì mức gia tăng nhiệt độ so
với môi trường xung quanh là:
τ=

1580 ( 8,32 − 0 )
2.5.500

= 21, 7 0 C

Cơ cấu phanh đĩa được tiếp xúc trực tiếp với không khí làm mát, vật liệu chế tạo
tốt hơn phanh guốc nên với độ tăng nhiệt độ 22 0 C cơ cấu vẫn đảm bảo hoạt động
tốt.

2.4 Tính toán dẫn động phanh
Hệ thống phanh sử dụng trên xe con là hệ thống phanh dẫn động thủy lực.
Hình 2.4 là sơ đồ dẫn động phanh.
l’

D

x1

δ

l
x2
d

Hình 2.4 Sơ đồ dẫn động phanh

22


Đường kính xylanh công tác của bánh trước d1 và bánh sau d2 được tính dựa
trên cơ sở lực phanh P1 và P2 đã được xác định trong quá trình tính toán cơ cấu
phanh. Ta chọn d1 =50 mm, d2 = 36 mm.
 Đường kính xylanh chính có thể xác định trên cơ sở chọn lực bàn đạp
trong phạm vi cho phép Qbd ≤ [ Qbd ]
Chọn [ Qbd ] = 0,4 kN .
Xét điều kiện cân bằng tại xylanh chính như sơ đồ ta có:
l
π D2
Qbd . .η =
pi
l'
4

Trong đó:
-

l và l’ là các cánh tay đòn của dẫn động bàn đạp.

Chọn l = 400 mm, l’ = 50 mm.
- η là hiệu suất dẫn động bàn đạp. Chọn η = 0,95.

⇒ Đường kính xylanh chính được tính là:
D=

4. [ Qbd ] .η l
4.400.0,95 0, 4
. =
.
= 0,0269 ( m )
π . pi
l'
3,14.6.106 0,05

Chọn D =27 mm.
 Tính kiểm tra hành trình bàn đạp:
Hành trình bàn đạp được tính kiểm tra theo tiêu chuần , Sbd ≤ [ Sbd ] = 150 ( mm ) .
Hành trình bàn đạp gồm 2 phần:
-

Hành trình tự do để khắc phục hết khe hở δ giữa ti đẩy và pit tông.

-

Hành trình làm việc (tương ứng với hành trình pit tông) là ∆ .

Do đó ta có:
Sbd = ( δ + ∆ ) .

l
l'

Nếu coi chất lỏng là không nén được và các đường ống là tuyệt đối cứng thì
toàn bộ thể tích chất lỏng bị đẩy ra khỏi xylanh chính sẽ đi vào xy lanh công tác và
tạo nên các dịch chuyển x1 và x2 của các pit tông tại các xylanh này:

23


πd2
πd2
π .D 2
= 2 x1 1 + 2 x2 2
4
4
4
2
2
2x d + 2x d
⇒∆= 1 1 2 2 2
D
∆.

Tuy nhiên, trên thực tế chất lỏng vẫn bị nén chút ít và đường ống bị giãn nở
dưới áp suất nên hành trình pittong sẽ tăng lên một chút và được kể đến bởi hệ số λ
2 x1d12 + 2 x2 d 22
⇒∆=
.λ
D2

Trong đó, x1 và x2 là hành trình của các pit tông công tác, đối với phanh đĩa
ta chọn x1 = x2 = 2. ∆ = 0.6(mm).

Từ đây ta tính được hành trình bàn đạp:
 l 2x d 2 + 2x d 2 l 
0, 4 2.0,6.502 + 2.0.6.34 2 0, 4
Sbd =  δ + 1 1 2 2 2 . .λ ÷ = 1,5.
+
.
.1,05
D
l' 
0,05
272
0,05
 l'
⇒ Sbd = 64, 48 ( mm )

Vậy hành trình bàn đạp đảm bảo không vượt quá giới hạn hành trình bàn đạp cho
phép.

2.5 Tính toán trợ lực phanh
Bộ trợ lực chân không sử dụng áp suất chân không ngay trong họng hút của
động cơ. Lợi dụng chênh lệch áp suất này với áp suất khí trời để tạo ra lực hỗ trợ
người lái khi đạp bàn đạp phanh, giúp điều khiển phanh nhẹ nhàng hơn. Ưu điểm
của trợ lực chân không là tận dụng được độ chênh áp giữa áp suất khí trời và áp suất
chân không trên đường ống nạp mà không làm ảnh hưởng đến công suất của động
cơ khi hoạt động bình thường. Khi phanh, động cơ giảm công suất do giảm hệ số
nạp. Kết hợp giữa hệ thống dẫn động phanh thủy lực và bộ trợ lực chân không cho
phép bố trí hệ thống phanh khá gọn và dễ dàng. Tuy nhiên, phương pháp trợ lực này
có nhược điểm là độ chênh áp giữa họng hút động cơ và khí trời không lớn. Do đó,
muốn tăng hiệu quả trợ lực thì phải tăng đường kính màng trợ lực và làm tăng kích
thước của bộ trợ lực.

24


Phương trình cân bằng lực tại xylanh chính có bộ trợ lực chân không:
Qbd .η.

l
+ ( p0 − p ' ) F − Plx − Pms = f . pi
l'

Trong đó:
 F là diện tích hiệu dụng của màng xylanh trợ lực;
 p0 là áp suất khí trời;
 p’ là áp suất chân không;
 Plx là lực lò xo hồi vị gây nên;
 Pms là lực ma sát của piston với thành xylanh gây nên;
 f là diện tích của xylanh chính;
 pi là áp suất làm việc của hệ thống phanh;
 η là hiệu suất dẫn động, chọn η = 0,95.
Trong quá trình tính toán, lực lò xo hồi vị và lực ma sát là nhỏ so với lực
cường hóa nên có thể bỏ qua. Khi đó, phương trình cân bằng lực ở trên trở thành:
Qbd .

l
+ ( p0 − p ' ) F = f . pi
l'

25