Đồ án tính toán thiết kế hệ thống phanh xe tải ma3500 14 tấn

Trường SPKT Vinh

Khoa CKĐL
LỜI NÓI ĐẦU

40
°

30°

20°

28
,7

27

10°

25,3

23,7

22

0°

Trong những năm gần đây cùng với sự phát triển mạnh mẽ của nền kinh tế
thế giới, nền kinh tế việt nam cũng từng bước phát triển trên con đường công
nghiệp hóa hiện đại hóa. Bên cạnh đó kỹ thuật của nước
ta cũng từng bước tiến bộ.

0°
5
Trong đó phải nói đến nghành động lực nói chung và sản xuất ô tô nói riêng, chúng
ta đã liên doanh với khá nhiều hãng ô tô nổi tiếng trên thế giới0°như Nissan, Honda,
6
Toyota…cùng sản xuất và lắp ráp ô tô. Để
góp
phần
nâng
cao
trình độ và kỹ thuật,
3
,
30
đội ngũ kỹ thuật của ta phải tự nghiên cứu, thiết kế tính toán đó là yêu cầu cấp
32
0°
thiết. Có như vậy ngành sản xuất ô tô của ta mới có thương hiệu7riêng cho mình
trên thị trường quốc tế.
33,7
Sau khi học xong môn học tính toán thiết kế ô tô , chúng em được tổ bộ môn
80°
giao làm nhiệm vụ Đồ án môn học. Trong quá trình tính35toán
để
hoàn
thành
Đồ án
,3
môn học chuyên nghành này, bước đầu chúng em đã gặp không ít khó khăn bỡ ngỡ
nhưng cùng với sự nỗ lực của bản thân, và sự hướng dẫn hết sức tận tình của thầy

37
90°
giáo Nguyễn Ngọc Tú, cho nên em cũng đã cố gắng đã hoàn thành xong Đồ án
ϕ
ρ
môn học ôtô 2. Tuy nhiên do là lần đầu tiên chúng em vận dụng lý thuyết đã học,
vào tính toán và thiết kế ôtô cụ thể theo thông số cho trước, nên gặp rất nhiều khó
khăn và không tránh khỏi những sai sót. Vì vậy chúng em rất mong sự quan tâm,
sự giúp đỡ chỉ bảo của các thầy để bản thân chúng em ngày càng được hoàn thiện
hơn nữa về kiến thức chuyên môn và khả năng tự nghiên cứu của mình.
Qua Đồ án môn học này bản thân em đã có ý thức hơn cho nghề nghiệp của
mình, đã dần hình thành cho mình phương pháp học tập và nghiên cứu mới. Cảm
ơn sự giúp đỡ tận tình của thầy giáo Nguyễn Ngọc Tú đã giúp em sớm hoàn thành
tốt Đồ án môn học này.
Rất mong được sự giúp đỡ nhiều hơn nữa của thầy và các thầy giáo trong
khoa.
Em xin chân thành cảm ơn
Vinh, ngày 23 tháng 10 năm 2016
Sinh viên thực hiện
Nguyễn Đình Chiến
NHẬN XÉT, ĐÁNH GIÁ ĐỒ ÁN

1
GVHD: Nguyễn Ngọc Tú

SVTH: Nguyễn Đình Chiến


Trường SPKT Vinh

Khoa CKĐL

Giáo viên hướng dẫn: Nguyên Ngọc Tú
Giáo viên chấm
.....................................................................................................................................
.....................................................................................................................................
.....................................................................................................................................
.....................................................................................................................................
.....................................................................................................................................
....................................................................................................................................
.....................................................................................................................................
.....................................................................................................................................
.....................................................................................................................................
.....................................................................................................................................
Kết quả đánh giá
.....................................................................................................................................
.....................................................................................................................................
.....................................................................................................................................
.....................................................................................................................................
.....................................................................................................................................
.....................................................................................................................................
.....................................................................................................................................
.....................................................................................................................................
.....................................................................................................................................
.....................................................................................................................................
....................................................................................................................................

Mục Lục

2

GVHD: Nguyễn Ngọc Tú

SVTH: Nguyễn Đình Chiến


Trường SPKT Vinh

Khoa CKĐL
Thông số xe tải MA3500

Thông Số Chung
Trọng lượng bản thân :
Phân bố : – Cầu trước :
– Cầu sau :
Tải trọng cho phép chở :
Số người cho phép chở :
Trọng lượng toàn bộ :
Kích thước xe : Dài x Rộng x Cao :
Kích thước lòng thùng hàng (hoặc kích thước bao xi
téc) :
Khoảng cách trục :
Vết bánh xe trước / sau :
Số trục :
Công thức bánh xe :
Loại nhiên liệu :
Động Cơ
Loại động cơ:
Thể tích :
Công suất lớn nhất /tốc độ quay :
Lốp xe :

Số lượng lốp trên trục I/II/III/IV:
Lốp trước / sau:

7070
kg
3625
kg
0 + 3445 kg
13800 kg
2
người
21000 kg
10040 x 2500 x 3500 mm
7650 x 2350 x 735/2150
mm
4700 + 1100 mm
1890/1760 mm
3
6x2
Diesel
4 kỳ, 6 xi lanh thẳng hàng,
tăng áp
5883 cm3
158 kW/ 2500 v/ph
02/04/04/—
265/70R19.5 /
265/70R19.5

Hệ thống phanh :
Phanh trước /Dẫn động :

Phanh sau /Dẫn động :
Phanh tay /Dẫn động :

Tang trống /Khí nén
Tang trống /Khí nén
Tác động lên bánh xe trục
2 và 3 /Tự hãm

PHẦN I:
TỔNG QUAN VỀ HỆ THỐNG PHANH Ô TÔ
Ngày nay, ô tô là phương tiện không thể thiếu trong đời sống, đi lại, đặc biệt
là trong các ngành công nghiệp thì ô tô không thể thiếu trong vận tải và chuyên
chở. Tuy nhiên, trong quá trình lưu thông trên đường ô tô không phải lúc nào cũng
chạy cùng một tốc độ, ngoài ra còn phải dừng, đỗ lúc cần thiết. Để đảm bảo ô tô
được hoạt động an toàn thì cần thiết phải bố trí hệ thống phanh trên ô tô.

3
GVHD: Nguyễn Ngọc Tú

SVTH: Nguyễn Đình Chiến


Trường SPKT Vinh

Khoa CKĐL

I. Công dụng, phân loại và yêu cầu của hệ thống phanh
1. Công dụng
Hệ thống phanh dùng để giảm tốc độ của ô tô cho đến khi dừng hẳn hoặc
đến một tốc độ cần thiết nào đấy. Ngoài ra hệ thống phanh còn dùng để giữ cho ô

tô đứng yên ở các dốc.
Đối với ô tô, hệ thống phanh là một trong những cụm quan trọng nhất, bởi vì nó
đảm bảo cho ô tô chạy an toàn ở tốc độ cao, do đó có thể nâng cao được năng suất vận
chuyển.
Hệ thống phanh gồm có cơ cấu phanh để hãm trực tiếp tốc độ góc của các
bánh xe hoặc một trục nào đấy của hệ thống truyền lực và truyền động phanh để
dẫn động các cơ cấu phanh.
2. Phân loại
Tuỳ theo cách bố trí cơ cấu phanh ở các bánh xe hoặc ở trục của hệ thống
truyền lực mà chia ra phanh bánh xe và phanh truyền lực.
Ở ô tô, cơ cấu phanh chính đặt ở bánh xe (phanh chân) còn cơ cấu phanh tay
thường đặt ở trục thứ cấp của hộp số hoặc hộp phân phối (ô tô 2 cầu chủ động).
Cũng có khi cơ cấu phanh chính và phanh tay phối hợp làm một và đặt ở bánh xe,
trong trường hợp này sẽ làm truyền động riêng rẽ.
Theo bộ phận tiến hành phanh, cơ cấu phanh còn chia ra: Phanh guốc,
Phanh dải và phanh đĩa.

Hình 1: Phanh guốc

Hình 2: Phanh đĩa
4

GVHD: Nguyễn Ngọc Tú

SVTH: Nguyễn Đình Chiến


Trường SPKT Vinh

Khoa CKĐL

Phanh guốc sử dụng rộng rãi trên ô tô, còn phanh đĩa ngày nay đang có
chiều hướng áp dụng. Phanh dải được sử dụng ở cơ cấu phanh phụ (phanh tay).
Theo loại bộ phận, cơ cấu phanh còn chia ra loại trống và đĩa. Phanh đĩa còn
chia ra một hoặc nhiều đĩa tuỳ theo số lượng đĩa quay.
Cơ cấu phanh còn chia ra loại cân bằng và không cân bằng. Cơ cấu phanh
cân bằng khi tiến hành phanh không sinh ra lực phụ thêm lên trục hay lên ổ bi của
moay ơ bánh xe, còn cơ cấu phanh không cân bằng thì ngược lại.
Truyền động phanh có loại cơ, thuỷ, khí, điện và liên hợp. Ở ô tô du lịch và
ô tô vận tải tải trọng nhỏ thường dùng truyền động phanh loại thuỷ (phanh dầu).
Truyền động phanh bằng khí (phanh hơi) thường dùng trên các ô tô vận tải tải
trọng trung bình có động cơ điêzen cũng như trên các ô tô kéo để kéo đoàn xe.
Truyền động phanh bằng điện được dùng ở các đoàn ô tô. Truyền động cơ chỉ dùng
phanh tay.
3.Yêu cầu
Hệ thống phanh phải đảm bảo các yêu cầu sau:
- Quãng đường phanh ngắn nhất khi phanh đột ngột trong trường hợp nguy hiểm. Muốn
có quãng đường phanh ngắn nhất thì phải đảm bảo gia tốc chậm dần cực đại.
- Phanh êm dịu trong bất kỳ mọi trường hợp để đảm bảo sự ổn định của ô tô
khi phanh.
- Điều khiển nhẹ nhàng, nghĩa là lực tác dụng lên bàn đạp hay đòn điều
khiển không lớn.
- Truyền động phanh có độ nhạy cảm lớn.
- Phân bố mômen phanh trên các bánh xe phải theo quan hệ sử dụng hoàn
toàn trọng lượng bám khi phanh với bất kỳ cường độ nào.
- Không có hiện tượng tự siết phanh khi ô tô chuyển động tịnh tiến hoặc
quay vòng.
- Cơ cấu phanh thoát nhiệt tốt.
- Giữ được tỷ lệ thuận giữa lực trên bàn đạp hoặc đòn điều khiển với lực
phanh trên bánh xe.

5
GVHD: Nguyễn Ngọc Tú

SVTH: Nguyễn Đình Chiến


Trường SPKT Vinh

Khoa CKĐL

- Có khả năng phanh khi đứng trong thời gian dài.

PHẦN II:
LỰA CHỌN PHƯƠNG ÁN VÀ TÍNH TOÁN THIẾT KẾ
HỆ THỐNG PHANH
I. Lựa chọn phương án
Hệ thống phanh trên ô tô gồm có phanh chính (phanh bánh xe hay còn gọi là
phanh chân) và phanh phụ (phanh truyền lực hay còn gọi là phanh tay). Sở dĩ phải
làm cả phanh chính và phanh phụ là để đảm bảo an toàn khi ô tô chuyển động.
Phanh chính và phanh phụ có thể có cơ cấu phanh và truyền động phanh hoàn toàn
riêng rẽ hoặc có thể có chung cơ cấu phanh (đặt ở bánh xe) nhưng truyền động
phanh hoàn toàn riêng rẽ. Truyền động phanh của phanh phụ thường dùng loại cơ.
Phanh chính thường dùng truyền động loại thuỷ - gọi là phanh dầu hoặc
truyền động loại khí - gọi là phanh khí. Khi dùng phanh dầu thì lực tác dụng lên
bàn đạp phanh sẽ lớn hơn so với phanh khí, vì lực này là để sinh ra áp suất của dầu
trong bầu chứa dầu của hệ thống phanh, còn ở phanh khí lực này chỉ cần thắng lực
cản lò xo để mở van phân phối của hệ thống phanh. Vì vậy phanh dầu chỉ nên dùng
ở ô tô du lịch, vận tải cỡ nhỏ và trung bình vì ở các loại ô tô này mômen phanh ở
các bánh xe bé, do đó lực trên bàn đạp cũng bé. Ngoài ra phanh dầu thường gàng
hơn phanh khí vì nó không có các bầu chứa khí kích thước lớn và độ nhạy khi

phanh tốt, cho nên bố trí nó dễ dàng và sử dụng thích hợp với các ô tô kể trên.
Phanh khí thường sử dụng trên ô tô vận tải trung bình và lớn. Ngoài ra các ô
tô loại này còn dùng hệ thống phanh thuỷ khí. Dùng hệ thống phanh này là kết hợp
ưu điểm của phanh khí và phanh dầu.
Sơ đồ kết cấu các loại hệ thống phanh của ô tô được trình bày sau đây:
1. Phanh dầu
Ở phanh dầu, lực tác dụng từ bàn đạp đến cơ cấu phanh qua chất lỏng
(Chất lỏng được coi như không đàn hồi khi ép) ở các đường ống.
6
GVHD: Nguyễn Ngọc Tú

SVTH: Nguyễn Đình Chiến


Trường SPKT Vinh

Khoa CKĐL

Hình 1: Sơ đồ hệ thống phanh dầu
Sơ đồ hệ thống phanh dầu gồm có 2 phần chính: Truyền động phanh và cơ cấu
phanh. Truyền động phanh bố trí trên khung xe gồm có: bàn đạp 1, xilanh chính có bầu
chứa dầu 2 để tạo ra áp suất cao, các ống dẫn dầu 3 đến các cơ cấu phanh. Cơ cấu
phanh đặt ở bánh xe gồm có: Xilanh làm việc 4, má phanh 5, lò xo kéo 6, Trống phanh
7.
Nguyên lý làm việc của hệ thống phanh dầu như sau
Khi người lái tác dụng vào bàn đạp 1 qua hệ thống đòn sẽ đẩy píttông nằm
trong xilanh 2, do đó dầu bị ép và sinh ra áp suất cao trong xi lanh 2 và trong
đường ống dẫn 3. Chất lỏng với áp suất cao sẽ tác dụng lên bề mặt của 2 pittông ở
xi lanh 4. Hai píttông này thắng lực lò xo 6 sẽ đẩy hai má phanh 5 ép sát vào trống
phanh 7 và tiến hành phanh ô tô (vì trống phanh 7 được gắn liền với moay ơ bánh xe).

Khi nhả bàn đạp, nghĩa là lúc ngừng phanh, lò xo 6 sẽ kéo má phanh 5 về vị trí ban
đầu, dưới tác dụng của lò xo 6 các píttông trong xi lanh làm việc 4 sẽ ép dầu trở lại
trong xi lanh chính 2.
Sự làm việc của phanh dầu dựa trên nguyên lý của thuỷ lực tĩnh học. Nếu
tác dụng lên bàn đạp phanh thì áp suất truyền đến các xi lanh làm việc sẽ như nhau.
Lực trên các má phanh phụ thuộc vào đường kính píttông ở các xi lanh làm việc.
7
GVHD: Nguyễn Ngọc Tú

SVTH: Nguyễn Đình Chiến


Trường SPKT Vinh

Khoa CKĐL

Muốn có mômen phanh ở bánh xe trước khác bánh xe sau chỉ cần làm đường kính
píttông của các xi lanh làm việc khác nhau.

Hình 2: Cụm phanh dầu
Lực tác dụng lên các má phanh phụ thuộc vào tỷ số truyền của truyền động:
Đối với phanh dầu bằng tỷ số truyền của phần truyền động cơ khí nhân với tỷ số
truyền của phần truyền động thuỷ lực. Nếu píttông ở xi lanh làm việc có diện tích
gấp đôi diện tích của píttông ở xi lanh chính thì lực tác dụng ở xi lanh làm việc sẽ
lớn gấp đôi. Như thế, tỷ số truyền sẽ tăng lên hai lần, nhưng trong lúc đó hành trình
của píttông làm việc sẽ giảm đi hai lần. Vì vậy mà chúng có quan hệ theo tỷ lệ
nghịch với nhau. Cho nên làm khó khăn trong khi thiết kế truyền động phanh.
Đặc điểm quan trọng của hệ thống phanh dầu là các bánh xe được phanh
cùng một lúc vì áp suất trong đường ống dầu chỉ bắt đầu tăng lên khi tất cả các má
phanh ép sát vào các trống phanh, không phụ thuộc vào đường kính xi lanh làm

việc và khe hở giữa trống phanh và má phanh.
Hệ thống phanh dầu có các ưu điểm sau:
- Phanh đồng thời các bánh xe với sự phân bố lực phanh giữa các bánh xe hoặc giữa

các má phanh theo yêu cầu.
8
GVHD: Nguyễn Ngọc Tú

SVTH: Nguyễn Đình Chiến


Trường SPKT Vinh

Khoa CKĐL

-

Hiệu suất cao.

-

Độ nhạy tốt, kết cấu đơn giản.

-

Có khả năng dùng trên nhiều loại ô tô khác nhau mà chỉ cần thay đổi cơ
cấu phanh.

Khuyết điểm của hệ thống phanh dầu là:
-

Không thể làm tỷ số truyền lớn được vì thế phanh dầu không có cường
hoá. Chỉ dùng cho ô tô có trọng lượng toàn bộ nhỏ, lực tác dụng lên bàn
đạp lớn.

-

Khi có chỗ nào bị hư hỏng thì cả hệ thống phanh đều không làm việc
được.

- Hiệu suất truyền động sẽ giảm khi ở nhiệt độ thấp.
2. Phanh khí
Phanh khí sử dụng năng lượng của khí nén để tiến hành phanh, người lái
không cần mất nhiều lực để điều khiển phanh mà chỉ cần thắng lò xo ở van phân
phối để điều khiển việc cung cấp khí nén hoặc làm thoát khí ở các bộ phận làm
việc. Nhờ thế mà phanh khí điều khiển nhẹ nhàng hơn.
Nguyên lý làm việc của hệ thống phanh khí theo sơ đồ sau:

Hình 3: Sơ đồ làm việc của hệ thống phanh khí ô tô

9
GVHD: Nguyễn Ngọc Tú

SVTH: Nguyễn Đình Chiến


Trường SPKT Vinh

Khoa CKĐL

Máy nén khí 1 được dẫn động bằng động cơ sẽ bơm khí nén qua bình lắng nước và
dầu 2 đến bình chứa khí nén 3. Áp suất của khí nén trong bình xác định theo áp kế
8 đặt trong buồng lái. Khi cần phanh người lái tác dụng vào bàn đạp 7, bàn đạp sẽ
dẫn động đòn van phân phối 4, lúc đó khí nén sẽ từ bình chứa 3 qua van phân phối
4 đến các bầu phanh 5 và 6. Màng của bầu phanh sẽ bị ép và dẫn động cam phanh
9 quay, do đó các má phanh 10 được ép vào trống phanh 11 để tiến hành quá trình
phanh.
Hệ thống phanh khí có ưu điểm là:
-

Lực tác dụng lên bàn đạp rất bé. Vì vậy nó được trang bị cho ô tô vận tải
tải trọng lớn, có khả năng điều khiển hệ thống rơ moóc bằng cách nối hệ thống
phanh rơ moóc với hệ thống phanh của ô tô kéo.

-

Dẫn động phanh bằng khí nén đảm bảo chế độ phanh rơmoóc khác ô tô
kéo, do đó phanh đoàn xe được ổn định, khi rơmoóc bị tách khỏi ô tô kéo thì
rơmoóc sẽ bị phanh một cách tự động.

-

Có khả năng cơ khí hoá quá trình điều khiển ô tô và có thể sử dụng không khí nén
cho các bọ phận làm việc như hệ thống treo loại khí.
Khuyết điểm của hệ thống phanh khí:
Số lượng các cụm khá nhiều, kích thước chúng lớn và giá thành cao, độ
nhạy kém nghĩa là thời gian hệ thống phanh bắt đầu làm việc kể từ khi người lái
bắt đầu tác dụng khá lớn.
3. Phanh thuỷ khí
Hệ thống phanh thuỷ khí gồm có máy nén khí 1 dẫn động bằng động cơ ô tô,

bình lọc 2, bình chứa khí nén 3, xilanh lực, van và xilanh phanh chính 4 (ba bộ
phận này kết hợp thành một cụm), ống dẫn dầu 5, xilanh làm việc 6, má phanh 7,
trống phanh 8, bàn đạp điều khiển 9.
Nguyên lý làm việc của hệ thống phanh thuỷ khí theo sơ đồ sau:

10
GVHD: Nguyễn Ngọc Tú

SVTH: Nguyễn Đình Chiến


Trường SPKT Vinh

Khoa CKĐL

Hình 4: Sơ đồ làm việc của hệ thống phanh thuỷ khí
Máy nén khí 1 qua bình lọc 2 sẽ cung cấp khí nén đến bình chứa 3. Khi tác
dụng lên bàn đạp 9 van sẽ mở để khí nén từ bình 3 đến xilanh lực sinh ra lực ép
trên pittông của xilanh chính 4, dầu dưới áp lực cao sẽ truyền qua ống dẫn 5 đến
các xilanh 6 do đó sẽ dẫn động đến các má phanh 7 và tiến hành quá trình phanh.
Các ống dẫn khí ở hệ thống phanh này ngắn cho nên độ nhạy của hệ thống phanh
tănng lên.
Phanh thuỷ khí thường dùng trên ô tô tải tải trọng trung bình và lớn. Nó phối
hợp cả ưu điểm của phanh khí và phanh dầu. Cụ thể là lực tác dụng lên bàn đạp bé,
độ nhạy cao, hiệu suất lớn và có thể sử dụng cơ cấu phanh nhiều loại khác nhau.
Phanh thuỷ khí sử dụng chưa rộng rãi do phần truyền động thuỷ lực có
những nhược điểm: Ở nhiệt độ thấp hiệu suất giảm, chăm sóc kỹ thuật phức tạp
như kiểm tra mức dầu và thoát không khí khỏi truyền động ..v..v…
Qua 3 hệ thống phanh cơ bản sử dụng trên ô tô như trên, so sánh các ưu
nhược điểm và khả năng công nghệ. Chọn thiết kế hệ thống phanh cho xe

Ma3500 là hệ thống phanh khí.
II. Tính toán thiết kế hệ thống phanh
1. Xác định mô men phanh cần sinh ra ở các cơ cấu phanh
Mô men phanh sinh ra ở các cơ cấu phanh phải đảm bảo giảm được tốc độ hoặc
dừng hẳn ôtô với gia tốc chậm dần trong giới hạn cho phép.

11
GVHD: Nguyễn Ngọc Tú

SVTH: Nguyễn Đình Chiến


Trường SPKT Vinh

Khoa CKĐL

Với cơ cấu phanh đặt trực tiếp ở tất cả các bánh xe thì mô men phanh tính toán
cần sinh ra ở mỗi cơ cấu phanh ở cầu trước là:

M p' =

j h
G.b 
1 + ma x g
2L 
g.b


ϕ .rbx


(1-1)

Ở cầu sau là:

M p'' =

j h 
G.a 
1 + ma x g ϕ .rbx
2L 
g.a 

(1-2)

Ở đây:
G - Trọng lượng của ôtô khi đầy tải, G= 21000 kg
hg - Chiều cao trọng tâm của xe, với xe tải thì h g=(0.4÷0.6)m, chọn hg=0.5 m
a, b - Toạ độ trọng tâm của ôtô
L - Chiều dài cơ sở của ôtô, L= 10040(mm)
jmax – Gia tốc chậm dần cực đại của xe khi phanh (j max=6m/s2 ÷7m/s2) chọn
jmax=6m/s2
g – Gia tốc trọng trường (g=9,81m/s2)
ϕ - Hệ số bám của bánh xe với mặt đường (ϕ=0.6÷0.7) chọn ϕ=0.6
rbx – Bán kính làm việc trung bình của bánh xe. rbx = λ.r0
Trong đó:
λ - Hệ số kể đến sự biến dạng của lốp, được chọn phụ thuộc vào loại lốp.
Với lốp áp suất thấp: λ = 0,93 ÷ 0,935
Chọn: λ = 0,93

r0 – Bán kính thiết kế của bánh xe, r0 = (B +

d
2

).25,4 (mm)

B - Bề rộng của lốp tính theo đơn vị Anh (inch)
d - Đường kính vành bánh xe được tính theo đơn vị Anh

Với xe tham khảo là ta có: r0 = ( 2,65 +

19,5
2

).25,4 = 314,96

rbx = 0,93.314,45 = 292,4 (mm) = 0,293

(mm)

(m)

12
GVHD: Nguyễn Ngọc Tú

SVTH: Nguyễn Đình Chiến


Trường SPKT Vinh

Khoa CKĐL

Tính a và b:
a + b = L = 10040 a = 5020(mm)
⇒

a.G − b.G = 0
b = 5020(mm )

Thay các thông số trên vào (1-1) và (1-2) ta có:
Cầu trước và sau:
M p' =

M ,,p =

21000.5, 020 
6.0, 5 
1+
0, 6.0, 293 = 990, 42

2.10, 04  9,81.5, 020 ÷

21000.5, 020 
6.0, 5 
1−
0, 6.0, 293 = 855, 48

2.10, 04  9,81.5, 020 ÷


(N.m)

(N.m)

2. Thiết kế tính toán cơ cấu phanh guốc
Muốn tính toán cơ cấu phanh guốc chúng ta cần phải biết quy luật phân bố
áp suất trên má phanh. Tuỳ theo sự thừa nhận quy luật phân bố áp suất trên má
phanh, chúng ta vó những công thức để tính toán phanh guốc khác nhau. Thí
nghiệm chứng tỏ rằng độ hao mòn ở các điểm khác nhau của má phanh không
giống nhau, bởi thế thừa nhận quy luật phân bố áp suất đều trên má phanh là không
phù hợp vói thực tế. Chứng minh sau đây càng chứng tỏ điều đó.

Hình 5: Sơ đồ dịch chuyển má phanh trong trống phanh
Để tìm quy luật phân bố áp suất trên má phanh chúng ta thừa nhận giả thiết
sau:
13
GVHD: Nguyễn Ngọc Tú

SVTH: Nguyễn Đình Chiến


Trường SPKT Vinh

Khoa CKĐL

- Áp suất tại điểm nào đấy trên má phanh tỷ lệ thuận với biến dạng hướng
kính của điểm ấy khi phanh, nghĩa là coi như má phanh tuân theo định luật Húc
( Hook). Điều này thừa nhận được trong phạm vi biến dạng thường rất nhỏ của má
phanh.

- Khi phanh, trống phanh và guốc phanh không bị biến dạng mà chỉ má
phanh (tấm ma sát) biến dạng. Sở dĩ như vậy vì trống và guốc phanh là bằng
nguyên liệu cứng hơn má phanh nhiều, kết cấu của trống và guốc phanh có đường
gân tăng cường độ cứng vững.
Bề mặt làm việc của má phanh ép sát vào bề mặt làm việc của trống phanh khi
phanh.
Trên hình 5a trình bày sơ đồ dịch chuyển guốc phanh trong trống phanh
quanh tâm O1.
Giả sử rằng trong quá trình phanh khi má phanh vừa mới chạm vào bề mặt
làm việc của trống phanh (thời điểm bắt đầu bị biến dạng) guốc phanh còn quay
thêm 1 góc θ nữa do má phanh bị biến dạng dưới tác dụng của lực P ở ống xi lanh
làm việc.
Nếu xét điểm A trên má phanh chúng ta thấy điểm A ứng với thời điểm má
phanh vừa mới chạm vào trống phanh. Trong quá trình biến dạng điểm A phải quay
quanh tâm O1 với bán kính O1A và tới điểm A’ tương ứng với góc quay rất nhỏ θ
của má phanh, nghĩa là O 1A=O1A’. Từ A’ hạ đường thẳng góc A ’B xuống bán kính
OA, đoạn AB đặc trưng cho biến dạng hướng kính của má phanh tại điểm A khi má
phanh quay góc θ.
Góc

ˆ ' Α ≈ ΟΑ
ˆΟ
ΒΑ
1

=γ vì có

Α ' Β ⊥ ΑΟ

và

Α ' Α ⊥ ΑΟ1

(coi như θ rất nhỏ)

Xét tam giác vuông ABA’ ta có:
ΑΒ

=

ΑΑ' sin γ

Nhưng AA’ = O1A.θ (θ tính theo rad) cho nên:
ΑΒ = Ο1 Α.θ . sin γ

(6)

Tam giác OO1A cho ta biểu thức sau:
14
GVHD: Nguyễn Ngọc Tú

SVTH: Nguyễn Đình Chiến


Trường SPKT Vinh

Khoa CKĐL

ΟΟ1 Ο1 Α
=

sin γ sin β

Hay là:
Ο1 Α = ΟΟ1

Thay trị số

sin β
sin γ
Ο1 Α

(7)
từ biểu thức (7) vào (6) ta có:

ΑΒ = ΟΟ1 .θ sin β

Áp suất q tại điểm A theo giả thiết thứ nhất sẽ tỉ lệ với biến dạng hướng kính, do
đó:
q = k ΑΒ = k ΟΟ1 .θ sin β

Ở đây:

(8)

k - hệ số tỷ lệ, hay là độ cứng của má phanh.

Trong công thức (8) k và

ΟΟ1

là hằng số, còn θ sẽ là góc quay chung cho tất

cả các điểm của má phanh quay quanh tâm O 1, cho nên nó là hằng số đối với các
điểm của má phanh.
Thay các hằng số bằng một trị số không đổi K và coi điểm A là một điểm
bất kỳ xác định trên má phanh bởi góc β (β là góc thay đổi), cuối cùng ta có công
thức tổng quát để xác định áp suất ở bất kỳ điểm nào trên má phanh như sau:
q= K.sinβ
Ở đây:

(9)

K - hệ số tỷ lệ

(Κ = k ΟΟ1 .θ )

;

β - góc xác định vị trí của điểm cần tính áp suất trên má phanh.
Công thức (9) cho chúng ta thấy rằng áp suất phân bố trên má phanh theo
quy luật đường sin. Áp suất cực đại ứng với lúc β = 90 0 nghĩa là tại điểm C (hình
5b) (điểm C của má phanh nằm trên trục X – X thẳng góc với trục Y – Y đi qua các
tâm O và O1). Áp suất cực tiểu ứng với lúc β = 0 0 và β = 1800, tại các hình 5b. Áp
suất cực đại ở điểm C sẽ là:
q max = K
15
GVHD: Nguyễn Ngọc Tú

SVTH: Nguyễn Đình Chiến

Trường SPKT Vinh

Khoa CKĐL

do đó công thức (9) còn có thể viết:
q = qmaxsinβ

(10)

Do áp suất phân bố trên má phanh không đều (theo luật đường sin) cho nên
các điểm trên má phanh sẽ hao mòn khác nhau, phần gần điểm C sẽ hao mòn nhiều
hơn, còn các đầu cuối hao mòn ít hơn.
Thực tế ra, các đầu cuối của má phanh hầu như không làm việc cũng vì thế
mà góc ôm β0 của má phanh trên mỗi guốc phanh thường lấy nhỏ hơn 120 0, đối với
ô tô hiện nay góc β0 thường nằm trong giới hạn 900 ÷ 1100.
Quy luật phân bố áp suất này làm phức tạp cho việc tính toán cơ cấu phanh.
Vì góc ôm β0 hiện nay không lớn lắm và guốc phanh có thể bị biến dạng khi phanh
cho nên sự chênh lệch về phân bố áp suất trên má phanh trong phạm vi như thế
không lớn lắm. Vì thế trong tính toán ban đầu khi chọn sơ bộ các kích thước,
chúng ta coi như áp
suất phân bố đều trên má phanh để đơn giản cho tính toán. Khi guốc phanh có độ
cứng lớn và muốn tính chính xác chúng ta phải lấy quy luật phân bố theo đường
sin.
3. Tính toán cơ cấu phanh
Tính toán cơ cấu phanh nhằm mục đích xác định các kích thước và các
thông số cơ bản của cơ cấu phanh để khi phanh có thể sinh ra mô men phanh đảm
bảo hãm được ô tô. Mô men này ở ô tô mà ở mỗi cơ cấu phanh ở cầu trước và cầu
sau phải sinh ra được xác định tương ứng theo công thức (1) và (2).
a. Xác định góc δ và bán kính ρ của lực tổng hợp tác dụng lên má phanh

tgδ 1 =

Cos 2β 1 − Cos 2 β 2
2 β 0 + Sin 2 β1 − Sin 2 β 2

(11)

Ở đây:
β1

- Góc tính từ tâm chốt quay của guốc phanh đến chỗ tán tấm ma sát

β1 ≈

140 ÷ 160.
16
GVHD: Nguyễn Ngọc Tú

SVTH: Nguyễn Đình Chiến


Trường SPKT Vinh

Lấy
β0

= 150 =

π
6

(rad)

- Góc ôm của tấm ma sát

β2

⇒tg(δ)=

β1

Khoa CKĐL

β1

=

+

β0

β0

≈ 100 ÷ 120 . Lấy
0

0

β0

= 1200 =

3π
2

(rad)

= 150 + 1200 = 1350

cos(2.15) − cos(2.135)
=
2.120.π
+ sin(2.15) − sin(2.135)
180

0.152277

=> δ

1

≈

8.660

Bán kính ρ1 xác định theo công thức sau:
2rt (Cos β1 − Cos β 2 )

ρ1 =

β 02 + sin 2 β 0 − 2β 0 cos(β1 + β 2 ) sin β 0

(12)
rt – Bán kính của tang trống (Tuỳ theo cỡ lốp xe, vành bánh xe để chọn r t, có
thể tham khảo theo xe tương tự).

rt =

d
19,5
* 25, 4 =
* 25, 4 = 248
2
2

(mm)

d: Đường kính vành bánh xe (tính theo đơn vị insơ tham khảo xe tương tự)
thay các giá trị vào ta có:
ρ1 = ρ 2 = ρ =

2.0, 248. ( cos15 − cos135 )

π
π
(
.120) 2 + sin 2 ( 120 ) − 2.
.120.cos ( 15 + 135 ) .sin120
180
180

=

0,287(m) =

287 (mm)

Để đảm bảo khe hở để guốc phanh có thể quay quanh chốt mà không bị vướng
0

ta chọn góc α0 =10

17
GVHD: Nguyễn Ngọc Tú

SVTH: Nguyễn Đình Chiến


Trường SPKT Vinh

Khoa CKĐL
Y

a

P

β2

β0

rt

β1

X

α

b. Xác định lực cần thiết tác dụng lên guốc phanh bằng phương pháp họa đồ
Khi tính toán cơ cấu phanh chúng ta cần xác định lực P tác dụng lên guốc
phanh để đảm bảo cho tổng mômen phanh sinh ra ở guốc phanh trước và guốc
phanh sau bằng mômen phanh tính toán của mỗi cơ cấu phanh đặt ở bánh xe.
Khi đã chọn trước các thông số kết cấu (β1, β0, β2, rt) chúng ta tính được góc δ và bán
kính ρ nghiã là xác định được hướng và điểm đặt lực N1( lực N1 hướng vào tâm 0).
Lực R1 là lực tổng hợp của N1 và T1. Lực R1 tạo với lực N1 góc φ1. Góc φ1 xác định
như sau:

Tg

µ

ϕ1

=

T1
N1

=

µ

(13)

- Hệ số ma sát giữa tấm ma sát với tang trống, thường

µ

= 0,3

⇒tg(ϕ1)= 0,3⇒ ϕ1=170
Như thế là chúng ta đã xác định được góc φ1 nghĩa là xác định được hướng R1.
Góc φ1 má phanh trước và má phanh sau đều bằng nhau vì có cùng hệ số ma sát
như nhau.
18
GVHD: Nguyễn Ngọc Tú

SVTH: Nguyễn Đình Chiến


Trường SPKT Vinh

Khoa CKĐL

ρ

N

ϕ

T

O

ro

R

Như vậy là mô men phanh sinh ra ở cơ cấu phanh của một bánh sẽ là:
M p' = M p' 1 + M p' 2 = R1.r0 + R2 .r0 = ( R1 + R2 ).r0

(14)

Bán kính r0 xác định theo công thức:
ρ

µ
1+ µ 2

r0 =

(15)
0.287.

=

0.3
1 + 0,32

= 0, 0825

(m)

Trị số mô men phanh đã xác định theo công thức (1) và (2) tuỳ theo tính cho
bánh trước hay bánh sau. r0 xác định theo công thức (15) từ đó ta xác định được lực
tổng hợp R1 + R2 theo công thức sau:
Khi góc ôm hai má phanh bằng nhau:
M 'p = R1.r0 + R2 .r0

(16)
Muốn xác định riêng rẽ lực R 1 và lực R2 chúng ta dùng phương pháp hoạ đồ bằng
cách vẽ đa giác lực của guốc phanh trước và sau. Vì xi lanh ở bánh xe như nhau
nên lực

19
GVHD: Nguyễn Ngọc Tú

SVTH: Nguyễn Đình Chiến


Trường SPKT Vinh

Khoa CKĐL

P đẩy guốc phanh như nhau. Kéo dài lực P, lực P 1, lực P2, các lực này sẽ cắt nhau ở
O’ và O’’. Từ O’ và O’’ ta nối với tâm chốt quay má phanh ta có các phản lực U 1 và
U2. Như vậy, trên mỗi guốc phanh có 3 lực P, R 1, U1 và P, R2 và U2. Ta xây dựng
hai đa giác lực này bằng cách lấy hai đoạn bằng nhau để thể hiện lực P. Nối tiếp P
là R1 bằng cách trượt thước kẻ theo đường song song R 1 và lại nối tiếp với U1 cũng

kẻ song song với U1 ta sẽ có tam giác khép kín. Má sau cũng làm tương tự sau đó

dùng thước kẻ ly đo đoạn R1 và đoạn R2 ta có được tỷ số.

R1 122
=
= 2, 067
R2 59

Như vậy là: R1 = 2,067R2.
Thay R1 vào công thức (16) ta sẽ xác định được lực R2:
R2 =

M 'p − R1.r01
r02

=

M p' − 1,371.R2 .r01
r02

⇒ R2 =

M p'
r02 + 1,371.r01

và lại nối tiếp với U1 cũng kẻ song song với

U1

ta sẽ có tam giác khép kín. Má

sau cũng làm tương tự sau đó dùng thước kẻ ly đo đoạn R 1 và đoạn R2 ta có được
tỷ số. Như vậy là: R1 =1,371R2. Thay R1 vào công thức (2-6) ta sẽ xác định được

lực R2:

R2==

R1 122
=
= 2, 067
R2 59

M ' p − R1.r0

M ' p − 2, 067 R2 .r0

r0

r0

⇒

=3914,3(N)

⇒R1= 2,067.R2= 2,067.1101,7= 8090,6(N)
Biết giá trị lực R2 rồi xem biểu diễn bằng bao nhiêu mm thì ta biết được tỷ lệ
xích.
Từ kết quả tính trên kết hợp với hình vẽ ta có tỉ lệ xích:

σ=

3914,3
104

= 37,9

20
GVHD: Nguyễn Ngọc Tú

SVTH: Nguyễn Đình Chiến


Trường SPKT Vinh

Khoa CKĐL

Từ đó lực R1, P, U1, U2 ta đo xem thể hiện là bao nhiêu mm ta nhân với tỷ lệ xích
thì sẽ tìm được giá trị của P ,R1, U1,U2.
⇒các giá trị tính được là:
U2=24.37,9 = 909,6(KG) = 9096 N
U1= 89.37,9=3373,1 KG = 33731 N
P=P1= P2= 38.37,9=1440,2 KG = 14402 N
Biết được lực P chúng ta có cơ sở để đi tính toán truyền động phanh, có nghĩa là
xác định được các kích thước của xilanh bánh xe, xilanh chính…khi biết được áp
suất của truyền động phanh

21
GVHD: Nguyễn Ngọc Tú

SVTH: Nguyễn Đình Chiến


Trường SPKT Vinh

Khoa CKĐL

24

O'

U2

38

P1

122

O"

R2
59

P2

R1

89

U1
ϕ1

T1
X1
ρ1
β0

U1

β2

N1

R1

β1

δ1

r02

Y1

rt

r01

α

0

P1
P2

Y2
U2
δ2
N2

R2
X2

ρ2

ϕ2

T2

Hình1: Hoạ đồ lực phanh

22
GVHD: Nguyễn Ngọc Tú

SVTH: Nguyễn Đình Chiến


Trường SPKT Vinh

Khoa CKĐL

4. Kiểm tra hiện tượng tự xiết
Hiện tượng tự xiết xảy ra khi má phanh bị ép sát vào trống phanh chỉ bằng lực
ma sát mà không cần lực P của xi lanh tác dụng lên guốc phanh.Trong trường hợp
như vậy đứng về mặt lý thuyết thì mô men phanh trên guốc phanh sẽ trở nên vô
cùng lớn.Điều này rất nguy hiểm đối với lái xe vì nó làm mất tính ổn định và giữ
hướng khi phanh. Nguyên nhân do khi xẩy ra hiện tượng tự xiết lực phanh yêu cầu
lớn hơn lực phanh cần thiết, và lúc này phản lực từ mặt đường tác dụng lên bánh
xe dần tiến tới không (có nghĩa là bánh xe gần như nhấc khỏi mặt đường) lúc này
lực ngang tác dụng lên bánh xe không còn tác dụng dẫn đến làm mất tính ổn định
và dẫn hướng của xe. Từ đó ta có điều kiện xảy ra hiện tượng tự xiết là:
µ=

C. cos δ
= [µ]
ς − C. sin δ

(6 – 1)
µ ≤ [ µ]

Để không xảy ra hiện tượng tự xiết thì

Ta thấy với μ = 0,3 và từ họa đồ lực phanh ta thấy lực tổng hợp R 1 có phương
không đi qua tâm 01 nên sẽ không xảy ra hiện tượng tự xiết.
III. Thiết kế tính toán dẫn động phanh
Khi tính toán dẫn động phanh bằng chất lỏng trước tiên cần xác định kích
thước đường kính xi lanh làm việc ở bánh xe (cơ cấu phanh)
d=

4P
4.14402
=
= 47,89
πp
3,14.8

(mm)

P là lực cần thiết ép lên guốc phanh, đã xác định được giá trị trên họa đồ lực ở mục
II
P - áp suất cực cho phép trong hệ thống phanh
p = 80 KG/cm2 hay 8 MN/m2
1. Xác định lực cần thiết tác dụng lên bàn đạp phanh
Lực Q tác dụng lên bàn đạp phanh để tạo nên áp suất đã chọn trong hệ thống
được xác định theo công thức sau:

23
GVHD: Nguyễn Ngọc Tú

SVTH: Nguyễn Đình Chiến


Trường SPKT Vinh
Q=

Khoa CKĐL

π .D 2
l 1

. p. .
4
l' η

(9 – 2)

Trong đó:
D – Đường kính xi lanh chính;
p – Áp suất đã chọn trên;
l, l’ - Các kích thước của đòn bàn đạp;
Ta có: l = 350 mm; l’=50 mm;
η

- Hiệu suất dẫn động thủy lực

η

= 0,92

Thay các giá trị trên vào công thức (9 – 2) ta có:
Q=

3,14.(3, 2) 2
350.10−1 1
.80.
.
= 48,9( KG )
4
50.10 −1 0,92

Lực Q cực đại nằm trong giới hạn 50 KG đối với ô tô con.Lực Q trên bàn
đạp có thể lớn hơn vì số lần phanh ngặt chỉ chiếm 5-10% số lần phanh nói chung.
2. Xác định hành trình toàn bộ của bàn đạp
2.1. Xác định hành trình pittông của xi lanh bánh xe trước và sau
Gọi x1, x2 là hành trình của pittông trong xi lanh bánh xe trước và sau

Ta có:

x1 = x2 =

2(a + c)(δ + λ )
c

(9 – 3)

Trong đó:
δ
λ

= 0,3mm: Là khe hở trung bình giữa má phanh và trống phanh;
= 1,11mm: Độ mòn hướng kính cho phép của má phanh;

a = 130 mm: Khoảng cách từ tâm trống đến điểm đặt lực P;
c = 134mm: Khoảng cách từ tâm trống đến chỗ cố định má phanh
Thay các giá trị đã xác định ở trên vào công thức (9 – 3) ta được:

x1 = x 2 =

2(130 + 134)(0,3 + 1,11)
134

= 5,05mm.

24
GVHD: Nguyễn Ngọc Tú

SVTH: Nguyễn Đình Chiến


Trường SPKT Vinh

Khoa CKĐL

2.2. Xác định hành trình toàn bộ của bàn đạp phanh
Gọi h là hành trình toàn bộ của bàn đạp phanh

 2d12 x1 + 2d 22 x2
l

h = 
.
η
+
δ
b
0
2
D

 l'

Ta có:

(9 – 4)

Trong đó:
-

d1 = d2 = 32,8 mm: Là đường kính xi lanh làm việc của cơ cấu phanh
trước và cơ cấu phanh sau;

-

D = 32 mm: Là đường kính xi lanh chính;
-

x1, x2 = 5,05 mm: Là hành trình của pittông trong xi lanh bánh xe
trước và sau;
ηo

-

= 1,05: Là hệ số bổ sung khi phanh ngặt thể tích của dẫn động chất

lỏng tăng lên;
-

δ

= 1,5 mm: Là khe hở giữa thanh đẩy với pittông ở xi lanh

Thay số vào công thức (9 - 4) ta được:
 2.32,82.5, 05 + 2.32,82.5, 05
 350
h=
.1.105 + 1,5 .
=
2
32

 50
⇒

(mm)

h = 166 mm.

Nhận xét:
Qua quá trình tính toán kiểm nghiệm ta thấy rằng hành trình toàn bộ của bàn đạp
có giá trị h = 166 (mm) < [S] = 180 (mm). Như vậy hành trình bàn đạp thỏa mãn
yêu cầu.
3. Tính toán cơ cấu phanh:
3.1. Tính chọn các thông số cơ bản:
Do yêu cầu đảm bảo thoát nhiệt tốt khi phanh, đối với xe tải bán kính tang trống
lấy nhỏ hơn bán kính lắp vành 55 mm ÷ 70 mm. Xe dùng lốp 10.00-20 có đường
kính lắp vành Dv = 508 cm.
Ta lấy bán kính tang trống rt = 200 mm = 0,2 m.
25
GVHD: Nguyễn Ngọc Tú

SVTH: Nguyễn Đình Chiến