TÍNH TOÁN THIẾT kế hệ THỐNG PHANH ôtô

Tính toán thiết kế hệ thống phanh xe du lịch
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 Cơ khí 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 ÔTÔ’’.
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 Th.s Nguyễn Việt Hải, và các Thầy trong bộ môn đã hết sức tận tình giúp
đỡ hướng dẫn em hoàn thành tốt nội dung đồ án của mình.
Đà Nẵng, ngày

tháng

năm 2016

Sinh viên thực hiện

Nguyễn Văn Tuấn

1


Tính toán thiết kế hệ thống phanh xe du lịch
Chương I :

TỔNG QUAN VỀ HỆ THỐNG PHANH TRÊN Ô TÔ

I/ Công dụng của hệ thống phanh :
Hệ thống phanh dùng để :
-

Giảm tốc độ của ô tô cho đến khi dừng hẳn hoặc đến một tốc độ cần thiết nào

-

đó .
Ngoài ra , hệ thống cong có nhiệm vụ giữ cho ô tô đứng yên tại chỗ trên các

-

mặt dốc nghiêng hay trên mặt đường ngang.
Do đó hệ thống phanh đảm bảo cho ô tô chuyển động an toàn ở mọi chế độ
làm việc nên mới có thể phát huy hết khả năng động lực , nâng cao tốc độ và
năng suất vận chuyển của xe .

II/ Yêu cầu :
Hệ thống phanh cần đảm bảo các yêu cầu chính sau :
-

Làm việc bền vững , tin cậy .
Có hiệu quả cao khi phanh đột ngột với cường độ lớn trong trường hợp nguy

-

hiểm.
Phanh êm dịu trong những trường hợp khác, đảm bảo tiện nghi và an toàn.
Giữ cho ô tô đứng yên khi cần thiết , trong thời gian không hạn chế .
Đảm bảo tính ổn định và điều khiển của xe khi phanh .
Không có hiện tượng tự phanh khi các bánh xe dịch chuyển thẳng đứng và

-

khi quay vòng .
Hệ số ma sát giữa má phanh với trống phanh cao và ổn định trong mọi điều

-

kiện .
Có khả năng thoát nhiệt tốt .
Điều khiển nhẹ nhàng thuận tiện , lực điều khiển cần tác dụng nhỏ .

III/ Phân loại :
Phân loại:
-

Theo dạng bộ phận tiến hành phanh ( phần tử ma sát ) phanh chia ra: Phanh

-

guốc, phanh đĩa, phanh dải .
Theo loại dẫn động, phanh chia ra : Phanh cơ khí, phanh thủy lực, phanh khí
nén, phanh điện từ, phanh liên hợp.

1/ Phân loại theo dạng bộ phận tiến hành phanh:
1.1/ Phanh loại trống guốc :
-Thành phần cấu tạo:

2


Tính toán thiết kế hệ thống phanh xe du lịch
-Thành phần cấu tạo:
Đây là loại phanh được sử dụng phổ biến nhất, cấu tạo gồm:
+Trống phanh: là 1 trống quay hình trụ gắn với may ơ bánh xe.
+Các guốc phanh: trên bề mặt gắn các tấm ma sát.
+Mâm phanh: là 1 đĩa cố định, bắt chặt với dầm cầu, là nơi lắp đặt và định vị
hầu hết các bộ phận khác của cơ cấu phanh.
+Cơ cấu ép: khi phanh cơ cấu ép do người lái điều khiển thông qua dẫn động sẽ
ép các bề mặt ma sát của guốc phanh tỳ chặt vào mặt trong của trống phanh, tạo
lực ma sát phanh bánh xe lại.
+Bộ phận điều chỉnh khe hở và xả khí (chỉ có ở dẫn động thủy lực).
1.1.1/ Cơ cấu phanh trống guốc loại 1 :
Là loại trống guốc có cơ cấu ép bằng xylanh kép và có 2 điểm tựa cố định của
guốc được bố trí cùng phía.

Hình 1.1 : Cơ cấu phanh trống guốc loại 1 .
( Hướng dẫn tính toán thiết kế môn học hệ thống phanh ô tô – Lê Văn Tụy )
Đây là loại cơ cấu phanh tang trống đơn giản nhất , có tính đối xứng qua mặt
phẳng đối xứng về phương diện kết cấu .

Cơ cấu phanh loại 1 có các đặc điểm về kết cấu :

3


Tính toán thiết kế hệ thống phanh xe du lịch
-

Hai guốc của cơ cấu phanh có điểm tựa tâm quay cố định của guốc bố được

-

bố trí về cùng một phía với cơ cấu phanh .
Hai guốc sử dụng chung một cơ cấu ép là xylanh kép nên momen ma sát do
hai guốc tạo ra cho tang trống là khác nhau do tính chất tách/siết mặc dầu lực
ép do xylanh kép tạo ra là giống nhau hoàn toàn .

1.1.2/ Cơ cấu phanh trống guốc loại 2 :
Là loại trống guốc có cơ cấu ép bằng xylanh đơn và có 2 điểm tựa cố định của
tâm quay guốc được bố trí khác phía.

Hình 1.2 : Cơ cấu phanh trống guốc loại 2 .
( Hướng dẫn tính toán thiết kế môn học hệ thống phanh ô tô – Lê Văn Tụy )
Đây là loại cơ cấu phanh kiểu tang trống có tính chất đối xứng hoàn toàn về mặt
phương diện kết cấu qua tâm quay bánh xe .
Cơ cấu phanh loại 2 có đặc điểm về kết cấu :
-

Hai guốc sử dụng hai cơ cấu ép riêng biệt với hai xylanh đơn bố trí về hai

-

phía khác nhau .
Hai guốc của cơ cấu phanh có tâm quay của điểm tựa cố định được bố trí về
hai phía khác nhau .

1.1.3/ Cơ cấu phanh trống guốc loại 3 – cường hóa :
Là loại trống guốc có cơ cấu ép bằng xylanh kép và thanh cường hóa.

4


Tính toán thiết kế hệ thống phanh xe du lịch

Hình 1.3 : Cơ cấu phanh trống guốc loại 3 .
( Hướng dẫn tính toán thiết kế môn học hệ thống phanh ô tô – Lê Văn Tụy )
Đây là loại cơ cấu phanh kiểu tang trống đặc biệt , có tính đối xứng về phương
diện kết cấu qua mặt phẳng đối xứng .
Cơ cấu phanh loại 3 có đặc điểm kết cấu :
-

Đầu trên của hai guốc sử dụng chung một xylanh kép để tạo ra lực ép cho hai

-

guốc.
Đầu dưới của hai guốc được nối với nhau bằng thanh cường hóa tùy động .
Mỗi guốc của cơ cấu phanh đều có thêm một tâm quay tùy động cùng được
bố trí cùng phía với xylanh kép .

1.1.4/ Cơ cấu phanh trống guốc loại 4 :
Là loại trống guốc với cam ép, đây là một loại cơ cấu phanh kiểu tang trống đặc
biệt , có tính đối xứng về phương diện kết cấu đối với hai guốc qua mặt phẳng đối
xứng .

5


Tính toán thiết kế hệ thống phanh xe du lịch

Hình 1.4 : Cơ cấu phanh trống guốc loại 4 .
( Hướng dẫn tính toán thiết kế môn học hệ thống phanh ô tô – Lê Văn Tụy )
Cơ câu phanh loại 4 có các đặc trưng sau :
-

Hai guốc sử dụng chung một cam ép cùng kiểu và hành trình nâng để tạo lực

-

ép cho hai guốc .
Hai guốc có tâm quay của điểm tỳ cùng bố trí về một phía .

1.2/ Cơ cấu phanh đĩa :
Cơ cấu phanh loại đĩa thường được sử dụng trên ô tô du lịch (chủ yếu ở
bánh trước) và máy kéo. Gần đây loại phanh này bắt đầu sử dụng trên một số ô tô
vận tải và chở khách .
Phanh đĩa có các loại: kín, hở, một đĩa, nhiều đĩa, loại vỏ quay, đĩa quay,
vòng ma sát quay. Đĩa có thể là đĩa đặc, đĩa có xẻ rãnh thông gió, đĩa một lớp kim
loại hay ghép 2 kim loại với nhau. Trên ô tô thường sử dụng chủ yếu loại 1 đĩa quay
dạng hở, trên máy kéo còn dùng loại vỏ và đĩa cố định, vòng ma sát quay.

1.2.1/ Đặc điểm kết cấu các chi tiết và bộ phận chính:
-Đĩa phanh: thường chế tạo bằng gang, đĩa đặc có chiều dày 8-13mm, đĩa xẽ
rãnh thông gió có chiều dày 16-25mm, đĩa ghép có thể có lõi bằng nhôm hay đồng
còn lớp mặt ma sát bằng gang xám.

6


Tính toán thiết kế hệ thống phanh xe du lịch
-Má kẹp: được đúc bằng gang rèn.
-Các xylanh thủy lực: đúc bằng hợp kim nhôm, bề mặt được mạ 1 lớp crom.
-Các thân má phanh: chỗ mà piston ép lên được chế tạo bằng thép lá.
-Tấm ma sát: của má phanh loại đĩa quay hở thường có diện tích bề mặt
khoảng 12-16% diên tích bề mặt đĩa, nên làm mát đĩa thuận lợi.
1.2.2/ Ưu nhược điểm của phanh đĩa :
Phanh đĩa có ưu điểm với phanh trống guốc là:
-

Có khả năng làm việc với khe hở nhỏ 0,050,15 mm nên rất nhạy , giảm được

-

thời gian chậm tác dụng và cho phép tăng tỷ số truyền dẫn động .
Áp suất phân bố đều trên mặt má phanh , do đó má phanh mòn đều .
Bảo dưỡng đơn giản do không phải đều chỉnh khe hở .
Lực ép tác dụng theo chiều trục và tự cân bằng nên cho phép tăng giá trị của
chúng để đạt hiệu quả phanh cần thiết mà không giới hạn bởi điều kiện biến
dạng của kết cấu . Vì thế phanh đĩa có kích thước nhỏ gọn và dễ bố trí trong

-

bánh xe .
Hiệu quả phanh không phụ thuộc chiều quay và ổn định hơn .
Điều kiện làm mát tốt hơn.

Nhược điểm của phanh đĩa :
-

Nhạy cảm với bụi bẩn và khó làm kín .
Các đĩa phanh loại hở dễ bị oxy hóa , bụi bẩn làm các má phanh mòn nhanh
Áp suất làm việc cao nên các má phanh dễ bị nứt , xước .
Thường phải sử dụng các bộ trợ lực chân không để tăng lực dẫn động , nên
khi động cơ không làm việc , hiệu quả phanh dẫn động thấp và khó sử dụng
chúng kết hợp làm phanh dừng .

7


Tính toán thiết kế hệ thống phanh xe du lịch
1.2.3/ Sơ đồ kết cấu các loại phanh đĩa thường gặp:
-Sơ đồ kết cấu phanh đĩa loại má kẹp cố định:

Hình 1.5 : Sơ đồ kết cấu phanh đĩa loại má kẹp cố định .
1: Má phanh ; 2: Má kẹp ; 3: Piston ; 4: Vòng làm kín ; 5: Đĩa phanh .
( Kết cấu , tính toán và thiết kế ô tô – Hệ thống phanh – Nguyễn Hoàng Việt )
-Sơ đồ kết câu phanh đĩa loại má kẹp tùy động xylanh bố trí trên má kẹp :

Hình 1.7 : Sơ đồ kết cấu phanh đĩa loại má kẹp tùy động – xylanh bố trí trên má kẹp
1: Má kẹp ; 2: Piston ; 3: Chốt dẫn hướng ; 4: Đĩa phanh ; 5: Má phanh .( Kết cấu ,
tính toán và thiết kế ô tô – Hệ thống phanh – Nguyễn Hoàng Việt )

-Sơ đồ kết câu phanh đĩa loại má kẹp tùy động xylanh cố đinh:

8


Tính toán thiết kế hệ thống phanh xe du lịch

Hình 1.6 : Sơ đồ kết cấu phanh đĩa loại má kẹp tùy động – xylanh cố định .
1: Đĩa phanh ; 2: Má kẹp ; 3: Đường dầu ; 4: Piston ; 5: Thân xylanh ; 6: Má phanh .
( Kết cấu , tính toán và thiết kế ô tô – Hệ thống phanh – Nguyễn Hoàng Việt )
1.3/ Phanh loại dải :
Loại phanh này chủ yếu được sử dụng trên máy kéo xích . Vì nó dùng phối hợp
với ly hợp chuyển hướng tạo được một kết cấu rất đơn giản và gọn .
Phanh dải có một số loại như :
-

Phanh dải đơn giản không tự siết .
Phanh dải đơn giản tự siết một chiều .
Phanh dải loại kép .
Phanh dải loại bơi.

Tất cả các loại phanh dải đều có chung nhược điểm là áp suất trên bề mặt ma sát
phân bố không đều . Nên má phanh mòn không đều và tải trọng hướng kính tác
dụng lên trục lớn .
2/ Phân loại theo dẫn động phanh:
2.1/ Dẫn động cơ khí :
Dẫn động cơ khí có ưu điểm là độ tin cậy cao nhưng chỉ dùng cho phanh
dừng vì hiệu suất thấp ( ) và khó đảm bảo phanh đồng thời các bánh xe . .
2.2/ Dẫn động thủy lực :
+Ưu điểm :

9


Tính toán thiết kế hệ thống phanh xe du lịch
-

Độ nhạy lớn , thời gian chậm tác dụng nhỏ ( dưới 0,2.
Luôn luôn đảm bảo phanh đồng thời các bánh xe vì áp suất dầu trong dẫn

-

động chỉ bắt đầu tăng lên khi tất cả các má phanh đã ép sát trống phanh .
Hiệu suất cao ( η = 0,8 .
Kết cấu đơn giản , kích thước , khối lượng , giá thành nhỏ .
Có khả năng dùng trên nhiều loại xe khác nhau mà chỉ cần thay đổi cơ cấu
phanh .

+Nhược điểm :
-

Yêu cầu độ kín khít cao . Khi có một chỗ nào đó bị dò rỉ thì cả dòng dẫn

-

động không làm việc .
Lực cần thiết tác dụng lên bàn đạp lớn nên thường phải sử dụng các bộ trợ

-

lực để giảm lực đạp , làm cho kết cấu phức tạp .
Sự dao động áp suất của chất lỏng làm việc có thể làm các đường ống bị

-

rung động và momen phanh không ổn định .
Hiệ suất giảm nhiều ở nhiệt độ thấp .

+ Phạm vi sử dụng:
Dẫn động thủy lực được sử dụng rộng rãi trên các ô tô du lịch, ô tô tải cở nhỏ hoặc
đặc biệt lớn.
+Các loại và sơ đồ dẫn động:
-Dẫn động tác dụng trực tiếp:

Hình 1.8 : Sơ đồ dẫn động thủy lực tác dụng trực tiếp .
1,8: Các xylanh bánh xe ; 2,7: Ống dẫn ; 3,4 Piston ; 5: Bàn đạp phanh ;
6: Xylanh chính .
( Kết cấu , tính toán và thiết kế ô tô – Hệ thống phanh – Nguyễn Hoàng Việt )
-Dẫn động thủy lực trợ lực chân không:

8

7

6

5

4

3

2

1

10


Tính toán thiết kế hệ thống phanh xe du lịch

15
A

B
14

9

10

11
13
12

Hình 1.9: Sơ đồ dẫn động thủy lực trợ lực chân không
1,3: ống dẫn dòng; 2:xylanh chính; 4:đường nạp động cơ; 5:van chân không;
6:phần tử lọc; 7:cần bàn đạp; 8:cần; 9:van không khí; 10:vòng cao su; 11:piston
2.3/ Dẫn động khí nén :
+Ưu điểm :

-

Điều khiển nhẹ nhàng , lực điều khiển nhỏ .
Làm việc tin cậy hơn dẫn động thủy lực ( khi có dò rỉ nhỏ , hệ thống vẫn có

-

thể tiếp tục làm việc được , tuy hiệu quả phanh giảm ) .
Dễ phối hợp với các dẫn động và cơ cấu sử dụng khí nén khác như :phanh rơ

-

mooc , đóng mở cửa xe , hệ thống treo khí nén . . .
Dễ cơ khí hóa , tự động hóa quá trình điều khiển dẫn động .

+Nhược điểm :
-

Độ nhạy thấp , thời gian chậm tác dụng lớn .
Do bị hạn chế bởi điều kiên dò rỉ , áp suất làm việc của khí nén thấp hơn thấp
hơn của chất lỏng trong thủy lực tới 1015 lần . Nên kích thước và khối lượng

-

của dẫn động lớn .
Số lượng các cụm và chi tiết nhiều .
Kết cấu phức tạp và giá thành cao .

Dẫn động khí nén hiện nay được sử dụng rộng rãi trên các ô tô tải cỡ trung bình
và lớn , cũng như trên các đoàn xe kéo mooc .

+ Các sơ đồ dẫn động khí nén:

11


Tính toán thiết kế hệ thống phanh xe du lịch

Hình 1.10 : Các sơ đồ dẫn động phanh khí nén .
a: Ô tô đơn , b: Phanh rơ mooc một đường , c: Phanh rơ mooc hai đường .
1: Máy nén khí ; 2: Van an toàn ; 3: Bộ điều chỉnh áp suất ; 4: Bộ lắng lọc và tách
ẩm ; 5: Van bảo vệ kép ; 6,10,11,16: Các bình chứa khí nén ; 7,9: Các bầu phanh xe
kéo ; 8: Tổng van phân phối ; 12: Các van cắt nối đường ống ; 13: Các đầu nối ống
giữa xe kéo và rơ mooc ; 14: Đường nối giữa xe kéo và rơ mooc trong dẫn động
một đường ; 15: Van phân phối phanh rơ mooc ; 17: Các bầu phanh rơ mooc ;
18,21: Van điều khiển phanh rơ mooc ; 19,20: Đường nối giữa xe kéo và rơ mooc
trong dẫn động hai đường .
( Kết cấu , tính toán và thiết kế ô tô – Hệ thống phanh – Nguyễn Hoàng Việt )
2.4/ Dẫn động liên hợp:
2.4.1/ Dẫn động liên hợp thủy khí :
Dẫn động liên hợp thủy khí được sử dụng rộng rãi trên các ô tô và đoàn xe kéo
mooc tải trọng lớn và đặc biệt lớn .

12


Tính toán thiết kế hệ thống phanh xe du lịch

Hình 1.10 : Sơ đồ nguyên lý của mạch dẫn động thủy khí điều khiển phanh của
một cầu xe .
1: Van an toàn ; 2: Bình chứa ; 3: Van phân phối ; 4: Xylanh thủy khí ;

5: Xylanh bánh xe ; 6: Tổ hợp máy nén khí .
( Kết cấu , tính toán và thiết kế ô tô – Hệ thống phanh – Nguyễn Hoàng Việt )
Dẫn động này có tất cả các ưu và nhược điểm của dẫn động khí nén và của dẫn
động thủy lực như :
-

Điều khiển nhẹ nhàng , dễ cơ khí hóa hay tự động hóa .
Độ nhạy cao , kích thước và khối lượng nhỏ .
Nếu một phần nào đó của dẫn động bị dò rỉ thì toàn bộ dẫn động sẽ không

-

làm việc được .
Số lượng các chi tiết nhiều , kết cấu , bảo dưỡng phức tạp …

2.4.2/ Dẫn động liên hợp điện khí nén :
Dẫn động liên hợp điện khí nén là loại dẫn động triển vọng nhất sử dụng cho
các đoàn xe kéo mooc .

13


Tính toán thiết kế hệ thống phanh xe du lịch

Hình 1.11 : Sơ đồ nguyên lý dẫn động phanh điện khí nén hai đường của
đoàn xe kéo mooc .
1: Van phân phối ; 2: Van điều khiển phanh rơ mooc ; 3: Bầu phanh trước của xe
kéo ; 4: Bộ điều chỉnh lực phanh xe kéo ; 5: Van tăng tốc ; 6: Bầu phanh sau của xe
kéo ; 7,8: Các đầu nối ống ; 9,19: Cảm biến áp suất ; 10: Bình chứa nửa mooc ; 11:
Đường điều khiển ; 12: Đường cung cấp ; 13: Van phanh ; 14: Van ngắt ; 15: Bộ

điều chỉnh lực phanh nửa mooc ; 16: Van xả ; 17: Van giữ ; 18: Bầu phanh nữa
mooc ; 20: cụm phân phối nửa mooc ; 21: Khối phân phối điện tử ( Bộ vi xử lý ) .
( Kết cấu , tính toán và thiết kế ô tô – Hệ thống phanh – Nguyễn Hoàng Việt )
Trong dẫn động này , chức năng điều khiển thực hiện bởi phần điện có độ
nhạy cao , còn chức năng sinh lực do phần khí nén đảm nhiệm .
Trong những năm gần đây trên các ô tô và đoàn xe kéo mooc sử dụng rộng
rãi các bộ vi sử lý để thực hiện các thao tác tính toán và xử lý khác nhau cho phép
tạo được các dẫn động có độ nhạy , tính đồng bộ và chính xác rất cao .

14


Tính toán thiết kế hệ thống phanh xe du lịch
Chương II:

TÍNH TOÁN XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ BAN ĐẦU

I/ Tính momen phanh yêu cầu :
Để đảm bảo hiệu quả phanh cao nhất với gia tốc chậm dần lớn nhất mà các
bánh xe không bị trượt thì trước hết cơ cấu phanh ở các bánh xe phải có khả năng
tạo ra momen phanh lớn nhất được xác định bằng :
Mbx=Gbx.bx.Rbx

(1)

Trong đó :
Gbx : Trọng lượng bám của bánh xe khi phanh , [ N ] .
bx

: Hệ số bám giữa lốp với mặt đường của bánh xe khi phanh .

Rbx : Bán kính làm việc của bánh xe [mm] .
v

Pw
O
hg

Pj

O1
P1

Z1

Ga

P2

a

b

O2
Z2

Lo

Hình 2.1: Sơ đồ tính toán lực tác dụng lên ôtô khi phanh.
Để xác định trọng lượng bám ở mỗi bánh xe G bx ta dựa vào phương trình cân

bằng momen khi xe đứng yên:
(2)
Với = 2450(kg) : trọng lượng toàn bộ xe.
=1225(kg) : phản lực tiếp tuyến của cầu trước khi xe đứng yên.
= 2750(mm) : chiều dài cơ sở xe.
(2) == 1375 (mm)
a = - b= 2750-1375=1375(mm)
Ta có trọng lượng bám của bánh xe trước/sau là:
(3)

15


Tính toán thiết kế hệ thống phanh xe du lịch
(4)
= 650 (mm) là chiều cao trọng tâm xe.
bx

là hệ số bám giữa lốp với mặt đường khi ô tô phanh gấp. Với ô tô du lịch

bx

=

0,70,75, chọn bx = 0,7
Thế số vào (3) và (4) ta có :

Ta có Rbx = λ.(265 + )

(mm)

Với λ là hệ số kể đến độ biến dạng của lốp, chọn λ= 0,93
Suy ra Rbx = 0,93.(265 + ) = 447,2 (mm) = 0,4472 (m)
Khi đó momen phanh yêu cầu của mỗi cơ cấu phanh ở các bánh xe trước/sau là :

II/ Phân tích chọn kiểu loại và sơ đồ hệ thống phanh :
I/ Chọn kiểu loại phanh :
Thực tế momen phanh sinh ra ở các bánh xe là do cơ cấu phanh lắp đặt ở các
bánh xe sinh ra . Cơ cấu phanh ở các bánh xe có nhiều kiểu và vì vậy nói chung trên
một chiếc xe có thể có các cơ cấu phanh khác nhau đối với trục trước và trục sau
bánh xe . Ngay cả khi điều kiểu cơ cấu phanh giống nhau nhưng kết cấu và kích
thước cụ thể có thể khác nhau tùy theo momen phanh yêu cầu phân bố trên trục .
Vì vậy , để có cơ sở chọn cơ cấu phanh hợp lý , trước hết cần tính toán đánh
giá tỷ số phân bố momen phanh ( hay lực phanh ) lên trục trước và trục sau theo hệ
số phân bố lực phanh K12 như sau :

Với =1,99 và là hệ thống phanh lắp trên xe du lịch nên chọn cơ cấu phanh
trước và sau đề là phanh đĩa xẻ rãnh bên trong để làm mát cho đĩa khi phanh, có cơ
cấu ép bởi 2xylanh đơn bố trí ở 2 phía khác nhau.

16


Tính toán thiết kế hệ thống phanh xe du lịch

II/ Sơ đồ dẫn động phanh :
Đề cho xe tải trọng lượng toàn bộ nhỏ , Ga =2450 [ KG ] nên ta chọ hệ thống
dẫn động phanh là loại dẫn động thủy lực tác dụng trực tiếp .

Hình 2.2: Cơ cấu phanh kiẻu đĩa có rảnh làm mát.

13- Đĩa ma sát; 14- Giá kẹp xy-lanh; 15 – rảnh làm mát.
( Hướng dẫn tính toán thiết kế môn học hệ thống phanh ô tô – Lê Văn Tụy)

Hình 2.3 : Sơ đồ dẫn động thủy lực tác dụng trực tiếp .
1,8: Các xylanh bánh xe ; 2,7: Ống dẫn ; 3,4 Piston ; 5: Bàn đạp phanh ;
6: Xylanh chính .

17


Tính toán thiết kế hệ thống phanh xe du lịch
( Kết cấu , tính toán và thiết kế ô tô – Hệ thống phanh – Nguyễn Hoàng Việt )
Dẫn động hệ thống phanh làm việc , với mục đích tăng độ tin cậy cần phải có
ít nhất là hai dòng dẫn động độc lập . Trong trường hợp một dòng bị hỏng thì các
dòng còn lại vẫn được ô tô với một hiệu quả xác định nào đó . Hiện nay phổ biến
nhất là các dẫn động hai dòng .

Hình 2.4 : Các sơ đồ phân dòng .
( Kết cấu , tính toán và thiết kế ô tô – Hệ thống phanh – Nguyễn Hoàng Việt )
Sơ đồ a là sơ đồ đơn giản nhất nhưng hiệu quả phanh sẽ giảm nhiều khi hỏng
phanh cầu trước .
Các sơ đồ b , c và d hiệu quả phanh giảm ít hơn . Hiệu quả phanh đảm bảo
không thấp hơn 50% khi hỏng một dòng nào đó . Tuy vây , khi dùng sơ đồ b và d ,
lực phanh sẽ không đối xứng , làm giảm tính ổn định khi phanh nếu một dòng bị
hỏng . Điều này cần phải tính đến khi thiết kế hệ thống lái .
Sơ đồ e là sơ đồ hoàn thiện nhất nhưng cũng phức tạp nhất .

18

Tính toán thiết kế hệ thống phanh xe du lịch
Chương IV :

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CƠ CẤU PHANH

I/ Momen phanh do cơ cấu phanh sinh ra và lực ép yêu cầu:
Phanh đĩa thường có cơ cấu ép có tính đối xứng hoàn toàn về phương diện kết
cấu qua mặt phẳng chứa đĩa phanh, vì vậy momen ma sát của đĩa được tạo ra bởi 2
má phanh có giá trị hoàn toàn giống nhau vì đĩa được ép bởi 2 piston bằng nhau bố
trí đối xứng nhau qua đĩa với cùng áp lực dầu.
= .µ.(
= .µ.(
Nếu xem các lực ép P1 và P2 là như nhau và bằng lực ép P của piston thì mômen phanh tổng cộng do hai má phanh tạo ra cho đĩa phanh được xác định bằng:
=2.P.µ.(
µ là hệ số ma sát trượt µ= 0,3 0,33 chọn µ= 0,33
Trong đó R2 là đường kính ngoài của đĩa và có thể R2 = 0,6.Rbx =
0,6.0,4472=0,2682[m].
Còn R1 là bán kính trong của đĩa phanh, chúng có thể được chọn theo kinh
nghiệm bằng: R1 = 0,550,73R2
Suy ra công thức tính các lực ép yêu cầu P đối với cơ cấu phanh kiểu đĩa
được xác định như sau:
=.. (
Thế số vào ta có lực ép cơ cấu phanh đĩa
+Cơ cấu phanh trước: =2501,9 (N.m); R2= 0,2682(m) ; R1=0,55.R2= 0,55.0,2682=
0,14751(m)
=.. (= .. (= 17739,1 (N)
+Cơ cấu phanh sau: =1257,8 (N.m); R2= 0,2682(m) ; R1=0,7.R2= 0,7.0,2682=
0,18774(m)
=.. (= .. (= 8273,8 (N)
II/ Tính toán xác định bề rộng má phanh:

Bề rộng má phanh sẽ xác định diện tích làm việc của má phanh ép lên đĩa.
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

19


Tính toán thiết kế hệ thống phanh xe du lịch
dụng trên 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 quá trình trượt giữa má phanh và đĩa diễn
ra mảnh liệt, vừa làm mài mòn má phanh vừa sinh nhiệt lớn làm nung nóng đĩa
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 trên toàn bộ diện tích 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 mô-men 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 đĩa, bề rộng má phanh có thể được xác định theo lực ép
P tạo ra cho đĩa phanh như sau:
P = ).
: góc ôm của tấm ma sát theo chu vi hình vành khăn của đĩa (rad)
q: áp suất làm việc trung bình hình thành giữa má phanh và đĩa phanh.
Góc ôm đặc trưng của bề rộng má phanh đĩa:
α=
Để bảo đảm tuổi thọ của má phanh cho một chu kỳ giữa hai lần bảo dưỡng
thì giá trị áp suất làm việc của má phanh q[N/m 2] phải nhỏ hơn giá trị cho phép, [q]
nằm trong giới hạn từ 1,5 2,0 [MN/m2].
Với cơ cấu phanh kiểu đĩa, do ưu tiên cho quá trình làm mát đĩa nên đĩa
không được bao kín vì vậy bụi bẩn bám vào và do đó góp phần làm tăng mòn má

phanh và đĩa. Để hạn chế sự mài mòn của chúng, trong thiết kế cần thiết chọn áp
suất làm việc của bề mặt ma sát đủ nhỏ so với giá trị giới hạn q = 1,2.106[N/m2]
Thế tất cả các thông số đã biết thì ta có bề rộng má phanh như sau:
+Với cơ cấu phanh trước: tính theo góc ôm má phanh:
= = = 0,589 (rad)
Tính theo chiều dài cung tại bán kính làm việc trung bình:
= ( = ()= 0,2137 (m)

20


Tính toán thiết kế hệ thống phanh xe du lịch
Thế số = 0,2137.0,598=0,1259 (m)
So với bề rộng hình vành khăn của đĩa với bán kính ngoài R 2 = 0,2682[m] và
bán kính trong R1 = 0,14751[m] là:
= ()= (0,2682-0,14751) = 0,12069 (m)
Tỉ số bán kính = 0,55
-Thông số phanh trước:
+Bán kính ngoài đĩa phanh

= 0,2682 (m)

+Hệ số tối ưu
+Bán kính trong
+Bán kính trung bình
+Bề rộng vành khăn

(m)

+Lực ép piston

+Góc ôm má phanh
+Chiều dài cung trung bình

= 0,1259 (m)

+Với cơ cấu phanh sau: tính theo góc ôm má phanh:
= = = 0,3759 (rad)
Tính theo chiều dài cung tại bán kính làm việc trung bình:
= ( = ()= 0,23034 (m)
Thế số =0,23034 .0,3759=0,0866 (m)
So với bề rộng hình vành khăn của đĩa với bán kính ngoài R 2 = 0,2682[m] và
bán kính trong R1 = 0,18774[m] là:
= ()= (0,2682-0, 18774) = 0,08046 (m)
-Thông sô phanh sau
+Bán kính ngoài đĩa phanh

= 0,2682 (m)

+Hệ số tối ưu
+Bán kính trong
+Bán kính trung bình
+Bề rộng vành khăn

(m)

+Lực ép piston

21

Tính toán thiết kế hệ thống phanh xe du lịch
+Góc ôm má phanh
+Chiều dài cung trung bình

= 0,0866 (m)

III/ Tính toán kiểm tra các thông số liên quan khác của cơ cấu phanh:
1/ Tính 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] đã nêu ở trên nhằm bảo đảm tuổi thọ cho
má phanh; mà còn được 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 xe khi 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 ôtô
khi bắt đầu phanh với vận tốc v1 cho đến khi ôtô dừng hẳn (v2 = 0); tức là:
L= =
Trong đó: ma là khối lượng toàn bộ của ôtô đầy tải khi phanh [kg], G a là trọng
lượng của ôtô [N], v1 là tốc độ ôtô khi bắt đầu phanh [m/s], g là gia tốc trọng trường
(g = 9,81[m/s2]), A là tổng diện tích làm việc của các má phanh trong tất cả các cơ
cấu phanh [m2].
Diện tích làm việc của một má phanh có thể được xác định:
)
Thế số đã biết cho 2 má phanh của 2 cơ cấu phanh trước:
)= 0,05913 ()
Thế số đã biết cho 2 má phanh của 2 cơ cấu phanh sau:
)= 0,0276 ()
Tổng diện tích ma sát của cả xe:

= 0,0867 (
Suy ra công trượt riêng là :

22


Tính toán thiết kế hệ thống phanh xe du lịch

Trị số công ma sát riêng tính theo các công thức trên khi bắt đầu phanh với
tốc độ trung bình bằng nửa tốc độ cực đại (v1 = 0,5vmax) cho đến khi xe dừng hẳn
(v2 = 0) phải nằm trong giới hạn cho phép [Lr] = 4÷15[MJ/m2] đối với ôtô du lịch.
Với v1 = 140[km/h]/2 = 19,44[m/s] thì ta có:
== 5339011 [MJ/m2]
2/ Tính toán kiểm tra nhiệt độ hình thành ở cơ cấu phanh.
Trong quá trình ôtô bị phanh, động năng ôtô bị tiêu tán bởi công ma sát trượt
và biến thành nhiệt năng, làm nung nóng má phanh - trống phanh (hoặc đĩa phanh)
và một phần truyền ra môi trường không khí. Tuy nhiên khi phanh ngặt trong thời
gian ngắn, năng lượng nhiệt không kịp truyền ra cho 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 coi đĩa phanh nhận hết nhiệt năng này trong quá trình phanh. Vì vậy ta có
phương trình cân bằng nhiệt như sau:
=
trong đó: mp là tổng khối lượng của các đĩa phanh; C là nhiệt dung riêng của vật
liệu làm đĩa phanh – đối với thép hoặc gang thì C 500[J/kg] – còn với hợp kim xilu-min thì C có thể lấy lên tới 950[J/kg]. Còn T là độ tăng nhiệt độ của hoặc đĩa
phanh.
Độ tăng nhiệt độ của đĩa phanh khi phanh với tốc độ của ôtô v 1 = 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]. Khối lượng

tổng cộng của đĩa phanh phải đủ lớn để độ tăng nhiệt độ không quá 10o khi phanh
với tốc độ v = 8,33[m/s]:
=
+ Tính kiểm tra độ tăng nhiệt độ khi phanh với vận tốc v = 0,5v max. Khối
lượng tổng cộng của đĩa phanh phải đủ lớn để độ tăng nhiệt độ không quá 100 o khi

23


Tính toán thiết kế hệ thống phanh xe du lịch
phanh với tốc độ v = 0,5vmax = 19,44[m/s]:
=
Vậy để bảo đảm điều kiện bền nhiệt, thì khối lượng của mỗi đĩa phanh của
ôtô du lịch (có công thức bánh xe 4x2 hoặc 4x4) phải bằng:
mt = 17/4 = 4,25[kg]
Bài toán tính toán thiết kế bề dày đĩa phanh có thể được suy ra từ công thức
Π(..p=
Suy ra:
= = = 0,0035(m)
3/ Hành trình dịch chuyển đầu piston xylanh 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 đĩa: hành trình dịch chuyển của piston công tác x
[mm] của cơ cấu ép phanh đĩa được xác định bằng: x=
là khe hở hướng trục 0,3 ÷ 0,5(mm), chọn 0,5 (mm). Suy ra
x= 0,5(mm)
4/ Đường kính xylanh chính và xylanh công tác:
4.1/ Đường kính xylanh công tác:
Đường kính xy-lanh công tác dk ở các cơ cấu phanh được xác định từ lực
ép yêu cầu tương ứng Pk.

4.Pk
dk =
π.pd

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. Khi phanh với lực phanh lớn nhất thì áp suất dầu
phanh trong hệ thống hiện nay nằm trong khoảng:
Hệ thống phanh không có bơm dầu hổ trợ: [MN/m2]
Với cơ cấu phanh trước, có lực ép P 1 = 17739,1[N] và với áp suất dầu pd =
8[MN/m2] thì ta có đường kính xy-lanh công tác ở cơ cấu phanh trước bằng:
d1 =

4.17739,1 = 0,0531[m]
π.8.106

24


Tính toán thiết kế hệ thống phanh xe du lịch

Đường kính xy-lanh công tác ở cơ cấu phanh sau bằng:
4.8273,8
d2 =

= 0,0363[m]
π.8.10

6

4.2/ Đường kính xy-lanh chính :

Đường kính xy lanh chính Dc sẽ được xác định từ tỷ số khuếch đại thủy lực i k
như sau:
Trong đó: ik là tỷ số khuếch đại thủy lực của xy-lanh công tác thứ k so với
xy-lanh chính.
Trong thực tế kinh nghiệm đối với hệ thống phanh dầu kiểu cơ cấu phanh đĩa
thì tỷ số đường kính có thể từ 1,0 đến 1,7 nên tỷ số khuếch đại thủy lực có thể lên
đến ik = 2,89. Vì vậy, trong tính toán thiết kế có thể tính đường kính xy-lanh chính
theo giá trị trung bình gần đúng như sau:
, là giá trị nhỏ nhất và lớn nhất của xylanh công tác.
Thế số vào ta có:
= 0,04049 (m)
Đường kính xylanh điều khiển trợ lực có thể lấy 0,04049 (m)
5/ Hành trình dịch chuyển của piston xy lanh chính:
Piston 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.
h= [( ).2++ + ..k
x1, x2 là hành trình dịch chuyển của piston công tác ở cơ cấu phanh cầu
trước/sau: x1 = x2 = 0,5[mm]; còn số 2 đi theo thông số x để xác định số lượng hai
piston công tác trong mỗi cơ cấu phanh.
n1, n2 tương ứng là số lượng trục bánh xe của cầu trước/sau. Với xe du lịch có

25