thuyết minh đồ án thiết kế hệ thống phanh

Đồ án môn học : Thiết kế ô tô
CHƯƠNG 1: TỔNG QUAN VỀ HỆ THỐNG PHANH
1.1 Công dụng :
Hệ thống phanh dùng để:
-Giảm tốc độ của ô tô máy kéo cho đến khi dừng hẳn hoặc đến một tốc độ cần
thiết nào đó.
-Ngoài ra, hệ thống phanh còn có nhiệm vụ giữ cho ô tô máy kéo đứng yên tại
chỗ trên các mặt dốc nghiêng hay trên mặt đường ngang trong thời gian không hạn
chế.
- Hệ thống phanh ô tô sẽ đảm bảo cho sự chuyển động an toàn của ô tô ở mọi
chế độ làm việc, nhờ đó mới có thể phát huy hết khả năng động lực, nâng cao tốc
độ và khả năng vận chuyển của ô tô, máy kéo.
1.2 Yêu cầu :
Để có thể thực hiện tốt các công dụng đã nêu trên của hệ thống phanh thì một
hệ thống phanh cần phải đảm bảo các yêu cầu chính như sau:
- Làm việc bền vững, tin cậy.
- Có hiệu quả phanh cao khi phanh đột ngột với cường độ lớn trong trường
hợp nguy hiểm.
- Phanh êm dịu trong những trường hợp khác, để đảm bảo sự tiện nghi và an
toàn cho hành khách, hàng hóa.
- Giữ cho ô tô máy kéo đứng yên khi cần thiết trong thời gian không hạn
chế.
- Đảm bảo tính ổn định và điều khiển của ô tô máy kéo 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 sử dụng.
- Cơ cấu phanh phải có khả năng thoát nhiệt tốt.
- Điều khiển nhẹ nhàng thuận tiện, lực cần thiết tác dụng lên bàn đạp hay
đòn điều khiển nhỏ.
1

SVTH: Lê Hồng Phi


Đồ án môn học : Thiết kế ô tô
1.3 Phân loại :
- Phân loại theo dạng phần tử ma sát chia ra: Phanh guốc ; Phanh đĩa ; Phanh
dải .

a)

c)

b)

Hình 1.3. sơ đồ nghuyên lý các loại phanh chính

a- Pha

A
a

- Phân loại theo vị trí bố trí cơ cấu phanh mà chia ra: Phanh bánh xe ; Phanh
truyền lực.
- Phân loại theo phương thức dẫn động: Phanh cơ khí ; Phanh thủy lực ;
Phanh khí nén ; Phanh liên hợp và phanh điện từ ( kết hợp các loại phanh).
1.4. Kết cấu hệ thống phanh:
Hệ thống phanh có hai phần kết cấu chính
2

SVTH: Lê Hồng Phi


ỏn mụn hc : Thit k ụ tụ
-

-

C cu phanh: L b phn trc tip to lc cn. Trong quỏ trỡnh phanh
ng nng ca ụtụ c bin thnh nhit nng c cu phanh ri tiờu tỏn
ra mụi trng.
Dn ng phanh: iu khin c cu phanh.

1.4.1. C cu phanh
L b phn trc tip to lc cn v lm vic the nguyờn lý ma sỏt, kt
cu ca c cu phanh bao gi cng cú hai phn chớnh l: Cỏc phn t ma sỏt v c
cu ộp.
Ngoi ra,c cu phanh cũn cú mt s b phn ph nh: B phn iu
chnh khe h gia cỏc b mt ma sỏt, b phn xó khớ i vi dn ng bng thy
lc...
1.4.1.1. C cu phanh trng-guc :
Thnh phn cu to:
õy l c cu phanh c s dng ph bin nht. Cu to gm: Trng
phanh; cỏc guc phanh; mõm phanh; c cu ộp; b phn iu chnh khe h v x
khớ(ch cú i vi dn ng bng thy lc).
Cỏc s c cu phanh trng-guc thụng dng :

Hỡnh 1.4. cỏc c cu phanh thụng dng v s lc tỏc dng:
a- ẫp bng cam; b- ẫp bng thy lc; c- Hai xi lanh, guc phanh mt bc t do; d- Hai xi lanh ộp, guc phanh
SVTH: Lờ Hng Phi

a)

b)

c)

Hình 1.5. Sơ đồ nguyên lý các loại phanh chính.
a- Phanh trống-Guốc; b- Phanh đĩa; c- Phanh dải.

3


Đồ án môn học : Thiết kế ô tô

Để đánh giá chất lượng của cơ cấu phanh cho các sơ đồ trên người ta sử
chỉ tiêu: Tính thuận nghịch, tính cân bằng, hệ số hiệu quả.

dụng
-

-

Sơ đồ hình 1.4 a: có tính thuận nghịch và tụ cân bằng.
Sơ đồ hình 1.4 b: có tính thuận nghịch nhưng không cân bằng.
Sơ đồ hình 1.4 c: không thuận nghịch nhưng tụ cân bằng, với sơ đồ dạng
kết cấu này cho phép tăng hiệu quả phanh khi xe chạy tiến lên 1,6-1,8 lần
so với hai loại trên nhưng khi chạy lùy hiệu quả phanh sẻ thấp.
Sơ đồ hình 1.4 d: vừa có tính thuận nghịch , vừa cân bằng , hiệu quả
phanh cao khi xe chuyển động tiến và chuyển động lùi nhưng kết cấu

phức tạp.

Để nâng cao hiệu quả phanh hơn nữa người ta sử dụng cơ cấu phanh tự cường
hóa, tức cơ cấu mà nó cho phép lợi dụng lực ma sát giữa má phanh và trống phanh
để tăng lục ép , tăng hiệu quả phanh cho má kia. Sơ đồ như hình dưới.

Hình 1.4.1 Cơ cấu
Kết cấu các bộ phận chính:
-Trống phanh: là chi tiết có độ cứng vững cao, chịu mà mòn và nhiệt dung
lớn, nên đối với các ôtô tải và khách tải trọng trung bình và lớn , trống thường
được đúc bằng gang xám hay gang hợp kim, như : Niken, Môlípđen, Đồng và
Titan. Xe tải nhỏ thường sử dụng trống phanh kết cấu ghép.

4

SVTH: Lê Hồng Phi


Đồ án môn học : Thiết kế ô tô

a- Đúc liền;

a)

b)

Hình 1.4.2. Các loại trồng phanh.
b,c- Ghép;
1- Đĩa thép;
2- Vành gang.

c)
c)

5

SVTH: Lê Hồng Phi


Đồ án môn học : Thiết kế ô tô
-Guốc phanh: Có thể chế tạo bằng phương pháp đúc hoặc hàn dập, trên guốc
phanh gắn má phanh ( có thể gắn bằng phương pháp đinh tán hoặc dán).
Trên hình 1.4.3 là kết cấu của một guốc phanh:

Hình 1.4.3.: 1- Đinh tán; 2- Má phanh; 3- Xương guốc; 4- Gân tăng cường; 5- Đầu tỳ.
-

-

Mâm phanh: Là chi tiết có dạng đĩa, được dập từ thép lá hoặc đúc bằng
gàng và bắt chặt vào dầm nhờ bu lông. Là nơi lắp đặt và định vị tất cả
các chi tiết khác của cơ cấu phanh.
Cơ cấu ép : có ba loại tùy thuộc kiểu dẩn động là : xi lanh thủy lục ,
cam , chêm (hình 1.4.4)

Hình 1.4.4. Các loại cơ cấu ép
a- Cam ép;
b- Xi lanh thủy lục;
c- Chêm ép;

6

SVTH: Lê Hồng Phi


Đồ án môn học : Thiết kế ô tô
-Bộ điều chỉnh khe hở: khi má phanh và trống phanh làm việc cần có khe hở
tối thiểu nào đó , khoảng 0,2-4 mm để cho phanh nhả hoàn toàn. Khe hở này trong
quá trình làm việc sẻ tăng lên khi các má phanh bị mòn, làm hành tăng hành trình
của cơ cấu ép, vì vậy cần phải điều chỉnh khe hở để tránh hiện tượng trên. Để điều
chỉnh khe hở này ta có thể điều chỉnh bằng tay hoặc điều chỉnh tự động.
1.4.1.2. Cơ cấu phanh đĩa :
Cấu tạo phanh đĩa gồm: ma phanh; piston; má kẹp; đĩa phanh.

a)

b)

Hình 1.4.5. Sơ đồ nguyên lý làm cơ cấu phanh đĩa
Vị trí bố trí má kẹp đối với đường kính thẳng đứng của bánh xe ảnh hưởng
nhiều đến giá trị tải trọng tác dụng lên ổ trục của nó trên hình 1.4.5b là hai phương
án bố trí má kẹp. Rỏ ràng :
RG’ =Z + 2fNcos ; R G’’ =Z - 2fNcos . Tức R G’ > RG’’. Hay bố trí má kẹp phía
sau tâm bánh xe( tính theo chiều chuyển động ô tô) sẻ giảm được tải trọng thẳng
đứng lên ổ trục.
1.4.2. Dẩn động phanh
Đối với hệ thống phanh làm việc trên ô tô, người ta chủ yếu sử dụng hai loại
dẩn động là: Dẩn động thủy lực , dẩn động khí nén. Ngoài ra còn có các loại dẩn
động khác như dẩn động cơ khí , dẩn động điện chỉ sử dụng cho xe kéo móoc,
nhưng củng rất hiếm.

7

SVTH: Lê Hồng Phi


Đồ án môn học : Thiết kế ô tô
Ở đây ta chỉ xét dẩn động thủy lực và dẩn đông khí nén. Vì hai đẩn động này
đảm bảo cho việc phanh các bánh xe đồng thời.
1.4.2.1 Dẩn động thủy lực
a) Ưu nhược điểm .
Dẩn động thủy lực có ưu điểm :
-

Độ nhạy lớn, thời gian chậm tác dụng nhỏ( dưới 0,2-0,4s ).
Luôn luôn phanh đồng thời các bánh xe.
Hiệu suất cao ( 0,8-0,9).
Kết cấu đơn giản, khối lượng, kích thước, giá thành thấp.
Có khá năng dùng trên nhiều xe mà chỉ thay đổi cơ cấu phanh.

Dẩn động thủy lực có nhược điểm:
-

Yêu cầu độ kính khích cao. Khi có chổ nào của dòng dẩn động bị rồ rỉ thì
cả dòng đó mất hiệu quả phanh.
Lực tác dụng lên bàn đạp lớn nên thường dử dụng bộ trợ lực để giảm lực
đạp. Làm cho kết cấu phức tạp.
Sự dao động áp suất dầu làm việc có thể làm cho đường ống bị rung
động và mô men phanh không ổn đinh.
Hiệu suất giảm nhiều khi ở nhiệt độ thấp.

b) Các sơ đồ dẩn động
Theo loại năng lượng sử dụng người ta chia thành :
-

Dẩn động tác dụng trục tiếp: cơ cấu phanh được điề khiển trực tiếp chỉ
bằng lực tác dụng của người lái.

Hình 1.4.6. Dẩn động thủy lực tác dụng trực tiếp.
1,8-Xi lanh bánh xe; 2,7- Dòng dẩn động;
3,4- piston xi lanh chính; 5- bàn đạp;
6- Xi lanh chính.
- Dẩn động tác dụng gián tiếp: Cơ cấu phanh được dẩn động phanh một
phần nhờ lực của người lái một phần nhờ trợ lực.
8

SVTH: Lê Hồng Phi
Hình 1.4.8 Dẩn động dùng bơm và các bộ tích năng.


Đồ án môn học : Thiết kế ô tô

Hình 1.4.7. Dẩn động thủy lực trợ lực khí nén.
Bàn đạp; 2- Đòn; 3- Cụm van phân phối; 4- Bình chứa khí nén;
5- Xi lanh trợ lực; 6- Xi lanh chính; 7,9- Đường dầu dẩn động ; 8,10- Xi lanh bánh xe.

-

Dẩn động dùng bơm và các bộ tích năng: Lực tác dụng lên toàn cơ cấu
phanh hoàn toàn nhờ áp lực của chất lỏng cung cấp từ bơm và bộ tích
năng thủy lực.

1-Bàn đạp; 2- Xi lanh chính; 3,4- van phân phối; 5,6- xi lanh bánh xe;
7,9- Bình tích năng thủy lực; 8- Bộ điều chỉnh áp suất tự động; 10- Van
an toàn; 11- Bơm dầu.
9

SVTH: Lê Hồng Phi


Đồ án môn học : Thiết kế ô tô
1.4.2.2 Dẩn động khí nén
a) ưu nhược điểm :
Ưu điểm:
- Điều khiển nhẹ nhàng, lực điều khiển nhỏ.
-Làm việc tin cậy hơn dẫn động thủy lực.
- Dễ phối hợp với các dẫn động và cơ cấu sử dụng khí nén khác như: phanh
rơ móoc, 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 kiện rò rỉ, áp suất làm việc của khí nén thấp hơn của
÷
chất lỏng trong dẫn động thủy lực tới 10 15 lần nên kích thước và khối lượng của
dẫn động lớn.
- Số lượng các cụm, chi tiết nhiều.
- Kết cấu phức tạp và giá thành cao hơn.
b) sơ đồ dẩn động khí nén:
Đối với các xe không kéo móoc sẻ có sơ đồ dẩn động khí nén như sơ đồ sau.

Hình 1.4.9. Sơ đồ dẩn động phanh khí nén.

1-Máy nén khí; 2- Van an toàn; 3- Bộ điều chỉnh áp suất; 4- Bộ
lăng lọc và tách ẩm; 5- Van bảo vệ kép; 6,10- Bình chứa khí nén;
7,9- Bầu phanh xe; 8- Tổng van phân phối.
SVTH: Lê Hồng Phi

10


Đồ án môn học : Thiết kế ô tô

Nguyên lý làm việc:
- Không khí nén được nén từ máy nén 1 qua bộ điều chỉnh áp suất 3, bộ
lắng lọc và tách ẩm 4 và van bảo vệ kép 5 vào bình chứa 6 và 10. Van an
toàn 2 có nhiệm vụ bảo vệ hệ thống khi bộ điều chỉnh áp suất 3 có sự cố.
Các bộ phận nói trên hợp thành phần cùng cấp (phần nguồn ) của dẩn
động.
- Từ bình chứa không khí nén đi đến các khoang của vang phân phối 8.
Ở trạng thái nhã phanh van 8 đóng đường thông khí nén từ bình chứa đến
các bầu trợ phanh và mở đường thông bầu phanh với khí quyển.
- Khi phanh : người lái tác dụng lên bàn đạp, van phân phối 8 làm việc
cắt đường thông bầu phanh với khí quyển, mở cho khí nén đi từ bình
chứa tới các bầu phanh 7 và 9. Tác dụng lên cơ cấu phanh để tiến hành
phanh.
- Khi nhã phanh: các chi tiết trở về vị trí ban đầu dướ tác dụng các lò xo
hồi vị.

CHƯƠNG 2: TÍNH MÔMEN PHANH YÊU CẦU,
11

SVTH: Lê Hồng Phi

Đồ án môn học : Thiết kế ô tô
CHỌN LOẠI/ KIỂU VÀ SƠ ĐỒ DẨN ĐỘNG PHANH
2.1. Số liệu ban đầu:
Cho số liệu ban đầu đối với loại xe du lịch, sử dụng động cơ xăng.
ST
T
1

Tên thông số
Trọng lượng toàn bộ

Ký hiệu

Giá trị

Đơn vị

Ga

1610

[kg]

2

Phân bố trên trục Trước/Sau

G1/G2

805/805

3

Tốc độ cực đại của xe

Vmax

165

[km/h]

4

Chiều dài cơ sở

L

2400

[mm]

5

Chiều cao trọng tâm khi đầy
tải
Bán kính làm việc của bánh xe

hg

520

[mm]

Rb

350

[mm]

6

2.2. Mô-men phanh yêu cầu ở các cơ cấu phanh :
Viết phương trình cân bằng mô men khi xe đứng yên ta có :

L.Z1 = b.Ga
Suy ra :
b=

Trong đó:

Z1
L

Ga

L.Z kt
Ga

:trọng lượng toàn bộ của xe [N].

: trọng lượng tác dụng lên cầu trước lúc không xe đứng yên [N].
:là chiều dài cơ sở của xe [m].

Với :

Z1 G1
Ga
= =805.9,81=7989,05 [N]; L = 2400 [mm]; = 1610.9,81=15794,1[N]

12

SVTH: Lê Hồng Phi


Đồ án môn học : Thiết kế ô tô
b=
Vậy:

2400.9,81.805
= 1200
1610

[mm]

Mà a + b = L = > a= L- b =2400-1200= 1200 [mm]

Trong đó :

Z1 Z 2
- , : phản lực pháp tuyến tác dụng lên bánh xe ở cầu trước , cầu sau.
-

Pj

Ga

: lực quán tính tác dụng lên xe [N].
: trọng lượng toàn bộ của xe khi thiết kế [N].

- a : khoảng cách từ tâm đến cầu trước xe [m].
- b : khoảng cách từ tâm đến cầu sau xe [m].
- hg : chiều cao trọng tâm của xe [m].
- L : chiều dài cơ sở của xe [m].

Viết phương trình cân bằng mômen lần lượt tại tâm quay
động ta được

O1

và

O2

khi xe chuyển
13

SVTH: Lê Hồng Phi

Đồ án môn học : Thiết kế ô tô

+Tại tâm quay

O1

:

Ga Pj
Z2
a. - .hg - .L = 0 =>
Pj

Mà khi phanh khẩn cấp thì
Z2 =

Ga .(a − jp max .

=

hg
g

Pj max

Z2 =

=

Ga .( a − Pj )
L

G
J p max . a
g

)

L

=>

+Tương tự tại tại tâm quy

(2.1)
Z1 =

O2

Ga .(b + jp max .

hg
)
g

L

ta được:

(2.2)

Tại thời điểm ôtô thực hiện phanh vừa dừng hẳn (v = 0). Lực cản gió rất bỏ
qua, lực cản lăn rất nhỏ so với lực phanh nên có thể bỏ qua, ta có phương trình cân
bằng lực :
Pj max
=

P1 + P2 ϕ.Ga

Mà :

=

J p max .
=>

Ga
g

;

ϕ.Ga
=

P1 + P2

Pj max

 J pmax

<=>

=

G
J p max . a
g

=

ϕ

.g hay

ϕ

J pmax

=

g

Mô men phanh cần sinh ra được xác định từ điều kiện đảm bảo hiệu quả phanh
lớn nhất tức là sử dụng lực bám để tạo lực phanh. Muốn đảm bảo điều kiện đó, lực
phanh sinh ra cần phải tỉ lệ thuận với lực pháp tuyến tác dụng lên bánh xe. Áp
dụng tính toán đối với xe hai cầu ta có:

14

SVTH: Lê Hồng Phi

Đồ án môn học : Thiết kế ô tô
P1 =

hg
ϕ.Ga
ϕ .Z1 ϕ.Ga
=
.(b + J p max . ) =
(b + ϕ.hg )
2
2L
g
2L

P2 =

(2.3)

h
ϕ.Ga
ϕ .Z 2 ϕ.Ga
=
.( a − J p max . g ) =
(a − ϕ.hg )
2
2L
g
2L

(2.4)

Trong đó:

P1 P2
, - Lực phanh sinh ra ở mỗi cơ cấu phanh cầu trước và sau.
g - Gia tốc trọng trường .

J max

- Gia tốc chậm dần cực đại khi phanh.

ϕ

- Hệ số bám cảu bánh xe với đường. Khi tính toán, để đảm bảo cho cơ cấu
phanh. có khả năng sinh ra một mô men cực đại luôn luôn lớn hơn hoặc tối thiểu
bằng một mô men xác định theo điều kiện bám. Đối với xe tải do khó bố trí cơ cấu
ϕ
phanh trong bánh xe, nên thường lấy =0,75-0,85 giá trị này phù hợp với chỉ tiêu
yêu cầu về hiệu quả phanh.
Để đảm bảo hiệu quả phanh cao nhất với gia tốc chậm dần lớn nhất mà bánh
ϕ
xe không bị trượt thì ta chọn = 0,85.
Suy ra lực phanh yêu cầu ở mỗi bánh xe trước/sau là:

P1

P2

=

ϕ.Ga
(b + ϕ .hg ) 0,85.1610.9,81 (1200 + 0,85.520) = 4592, 46
2L
2.2400

=

=

ϕ.Ga
(a − ϕ .hg ) 0,85.1610.9,81 (1200 − 0,85.520) = 2120
2L
2.2400

=

[N]

[N]

(2.5a)

(2.5b)

Mô men phanh yêu cầu ở mỗi bánh xe trước/sau:

M1

P1 Rb
= . = 4592,46.0,32 = 1469,59 [N.m]

(2.6a)

15

SVTH: Lê Hồng Phi


Đồ án môn học : Thiết kế ô tô

M2

P2 Rb
= . = 2120.0,32 = 678,4 [N.m]

(2.6b)
2.3. Hệ số Phân bố lực phanh lên các trục bánh xe :
Thực tế mô-men phanh sinh ra ở các bánh xe là do cơ cấu phanh lắp đặt ở 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 các trục bánh xe trước và
trục bánh xe sau. Ngay cả khi kiểu cơ cấu phanh giống nhau nhưng kết cấu và kích
thước cụ thể vẫn có thể khác nhau tùy theo mô-men phanh yêu cầu phân bố trên
các trục như đã được tính ở trên.
Vì vậy, để có cơ sở chọn cơ cấu phanh hợp lý, trước hết cần tính toán đánh giá
tỷ số phân bố mô-men phanh (hay lực phanh) lên trục trước và trục sau theo hệ số
phân bố lực phanh K12 như sau:
K12 =

M1
M2

(2.7)

Thế các số liệu đã tính ở (2.6a) và (2.6b) ta có.
K12 =

M 1 1469,59 
=
= 2,16
M2
678, 4 

(2.8)

2.4. Chọn loại và sơ đồ hệ thống phanh :
Chọn xe Toyota yaris để tham khảo cơ cấu phanh và dẩn động phanh . Ta thấy
trên xe sử dụng cơ cấu phanh đĩa ở trước và sau , dẩn động phanh bằng thủy lực.
a) Chọn cơ cấu phanh:
Từ xe tham khảo em thấy đối với xe du lich nên chọn cơ cấu phanh đĩa , vì
phanh đĩa có ưu điểm kết cấu đơn giản , khối lượng nhẹ, dể dàng bố trí trên xe,thời
gian chậm tác dụng nhỏ hơn so với phanh trống guốc, vì vậy ở đay em chọn cơ cấu
phanh đĩa cho cả trước và sau. Ở cầu sau trên phanh đĩa có bố trí thêm phanh dừng.
b) Chọn dẩn động phạnh:

16

SVTH: Lê Hồng Phi

Đồ án môn học : Thiết kế ô tô
Hiện nay trên ô tô người ta thường sử dụng phổ biến dẩn động phanh bằng
khí nén hoặc dẩn động phanh bằng thủy lục. Vì nó đảm bảo phanh đồng thời các
bánh xe cùng một lúc.
Đối với xe du lịch tải trọng nhỏ nên lực điều khiển không lớn. Hệ thống dẩn
động thủy lực có kết cấu đơn giản, số lượng chi tiết it vì vậy ta chọn dẩn động hệ
thống phanh là dẩn động thủy lực.

Hình 1.4.6. Dẩn động thủy lực tác dụng trực tiếp.
1,8-Xi lanh bánh xe; 2,7- Dòng dẩn động;
3,4- piston xi lanh chính; 5- bàn đạp;
6- Xi lanh chính.

2.5 Bảng thông số của hệ thống phanh cần thiết kế:
Sau quá trình tính toán ta có bảng thông số sau:
STT

Tên thông số

Ký hiệu

Giá trị

Đơn vị

Ga

1610

[kg]

1

Trọng lượng toàn bộ

2

Phân bố trên trục Trước/Sau

G1/G2

805/805

3

Tốc độ cực đại của xe

Vmax

165

[km/h]
17

SVTH: Lê Hồng Phi


Đồ án môn học : Thiết kế ô tô
4

Chiều dài cơ sở

L

2400

[mm]

5

Chiều cao trọng tâm khi đầy tải

hg

520

[mm]

6

Bán kính làm việc của bánh xe

Rb

350

[mm]

7

M1

1469,59

[N.m]

8

Mô men phanh yêu cầu cầu
trước
Mô men phanh yêu cầu cầu sau

M2

678,4

[N.m]

9

Hệ số phân bố tải trọng

K12

2.16

CHƯƠNG 3:

TÍNH TOÁN THIẾT KÊ CƠ CẤU PHANH

3.1.Mômen phanh của cơ cấu sinh ra.
Với cơ cấu phanh kiểu đĩa thì việc hình thành mô-men ma sát hoàn toàn tương
tự như ly hợp ma sát cơ khí (xem hình 3.1). Do bố trí cơ cấu ép có tính chất đối
xứng, cả phương diện kết cấu lẫn tính chất tạo lực bởi hai cơ cấu ép nên biểu thức
xác định mô-men ma sát của hai má phanh tác dụng lên đĩa hoàn toàn bằng nhau
và có thể được xác định bằng biểu thức quen thuộc như sau:
18

SVTH: Lê Hồng Phi


Đồ án môn học : Thiết kế ô tô

Hình 3.1. Sơ đồ xác định mômen phanh
Xét phân tố nằm trong vành ma sát nằm cách tâm R , chiều dày dR, giới hạn
góc d
Lực ma sát tác dụng lên phân tó đó là:

dT = µ.dN = µ .q.dS
Trong đó :

μ – hệ số ma sát. Có thể chọn 0,30-0,33.
q – áp suất tác dụng lên bề mặt ma sát.
dS = R.dα.dR –Diện tích của phân tố.

Mômen ma sát tác dụng lên cung ma sát đó là:
R 2 (α .π )/180

M = µ.q. ∫

R1

∫

0

R 2.dR.d α

 α .180 

π ÷

 .µ .q.( 3 − 3)
=
R 2 R1
3

(3.1)

19

SVTH: Lê Hồng Phi


Đồ án môn học : Thiết kế ô tô

q=
Mà :

P
P
=
S
 α .180 

÷
 π


(3.2)

Trong đó : P: lực ép của piston
Thay (3.2) vào (3.1) ta có:

2
R23 − R13
M = .µ .P. 2
3
R2 − R22
Mômen phanh do cơ cấu sinh ra. Vì bố trí cơ cấu ép có tính chất đối xứng, cả
phương diện kết cấu lẫn tính chất tạo lực bởi hai cơ cấu ép nên biểu thức xác định
mô-men ma sát của hai má phanh tác dụng lên đĩa hoàn toàn bằng nhau và có thể
được xác định bằng biểu thức như sau:

4
R23 − R13
M = .µ.P. 2
3
R2 − R12

(3.3)
Trong đó

R2

có thể được chọn tương tự bán
R2
Rb
kính tang trống hoặc có thể chọn lớn hơn đôi chút, tức là
= (0,4-0,5)
. Còn
R1 là bán kính trong của đĩa phanh, chúng có thể được chọn theo kinh nghiệm
R1
R2
bằng:
= (0,52- 0,73)
.

Rb = 0.32

là đường kính ngoài của đĩa.

R2

[m]

R2

Chọn:

- Cơ cấu phanh trước chọn :
- Cơ cấu phanh sau chọn :

R2

R2

năm trong khoảng 0,128[m] đến 0,16[m]

=0,15 [m];

=0,15 [m];

R1

R1

=0,52

=0,6

R2

R2

=0,52.0,144=0.078 [m].

=0,6.0,144=0.09 [m].

20

SVTH: Lê Hồng Phi


Đồ án môn học : Thiết kế ô tô
Suy ra công thức tính các lực ép yêu cầu P đối với cơ cấu phanh kiểu đĩa được
xác định như sau:
3
R22 − R12
P = .M .
4
µ . ( R23 − R13 )

Thế số ta có lực ép của cơ cấu phanh đĩa ở phía cầu trước.
+ Cơ cấu phanh trước :
Số liệu: M1 = 1469,59 [N.m] ;
3
R22 − R12
P1 = .M1 .
4
µ . ( R23 − R13 )

=

R2

= 0,15[m] ;

R1

= 0,078[m]. Chọn μ=0,3

0,152 − 0, 078 2
3
.1469, 59.
4
0, 3. ( 0,153 − 0, 0783 )

= 20794 [N].

+ Cơ cấu phanh sau:
Số liệu: M2 = 678,4

[N.m] ;

3
R22 − R12
P2 = .M 2 .
4
µ . ( R23 − R13 )

=

R2

= 0,15[m] ;

R1

= 0,09[m]. Chọn μ=0,3

3
0,152 − 0, 09 2
.678, 4.
4
0,3. ( 0,153 − 0, 093 )

= 9229,93 [N].

3.2 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
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.

21

SVTH: Lê Hồng Phi


Đồ án môn học : Thiết kế ô tô
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 = S .q = ( R22 − R12 ) .

α

Trong đó :

α
.q
2

(3.4)

- góc ôm của tấm ma sát [rad].

q – áp suất làm việc trung bình hình thành giữa má phanh và
đĩa phanh trong quá trình phanh.
Từ (3.4) suy ra góc ôm đặc trưng cho bề rộng má phanh kiểu đĩa:

α=

2.P
( R22 − R12 ) q

Để bảo đảm hạn chế mài mòn, tăng 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/
nhỏ hơn hoặc nằm trong giới hạn cho phép [q] = 1,5 - 2 [MN/

m2

m2

] phải

].

+ Cơ cấu phanh trước:
Thay các số liệu:
chọn: q = 2 [MN/

m2

P1

= 20794 [N] ;

=0,15 [m] ;

R1

= 0,078 [m] ;

]

α1 =
Ta có góc ôm :

R2

2.20794
= 1, 266
2
2
6
0,15
−
0,
078
2.10
(
)

[rad] =73 [độ]

Tính theo chiều dài bán kính trung bình của đĩa ma sát:

C1 = Rtb .α
22

SVTH: Lê Hồng Phi


Đồ án môn học : Thiết kế ô tô

Trong đó :

Rtb

- bán kính trung bình của đĩa ma sát

Rtb =

2 R23 − R13
2 0,153 − 0, 0783
. 2
=
.
= 0,118
3 R2 − R12
3 0,152 − 0, 0782

C1 = 0,118.1, 226 = 0,149

Bề rộng của má phanh:

[m]

[m].

bvk = ( R2 − R1 ) = 0,15 − 0,078 = 0,072

[m]

Tỷ số giữa chiều dài cung và bề rộng vành khăn là 2,07; nghĩa là chiều dài má
phanh chỉ khoảng gấp đôi đường kính lớn nhất có thể của xy lanh. Vì vậy chỉ cần
bố trí một xy-lanh theo chiều dài cung. Bằng cách đó ta tìm được nhanh chóng bộ
thông số cho cơ cấu phanh trước như sau:
Stt
Tên gọi

1 Bán kính ngoài đĩa phanh

Kí hiệu
R2

Giá trị
0,15

Đơn vị
m

2

Bán kính trong

R1

0,078

m

3

Bán kính trung bình

Rtb

0,118

m

4

Bế rộng vành khăn

bvk

0,072

m

5

Lực ép của piston

P1

20794

N

6

Góc ôm má phanh

α1

73

độ

7

Chiều dài cung trung bình

C1

0,149

m

+ Cơ cấu phanh sau:
Thay các số liệu:
chọn: q = 2 [MN/

m2

P2

= 9229,93 [N] ;

R2

=0,15 [m] ;

R1

0,09 [m] ;

]

23

SVTH: Lê Hồng Phi


Đồ án môn học : Thiết kế ô tô

α2 =
Ta có góc ôm :

2.9229,93
= 0,56
( 0,15 − 0, 092 ) 2.106
2

[rad] =32,2 [độ]

Tính theo chiều dài bán kính trung bình của đĩa ma sát:

C2 = Rtb .α 2
Trong đó :

Rtb

- bán kính trung bình của đĩa ma sát

2 R23 − R13
2 0,153 − 0, 093
Rtb = . 2
= .

= 0,1225
3 R2 − R12
3 0,152 − 0, 09 2

C1 = 0,1225.0,56 = 0,069
Bề rộng của má phanh:

[m]

[m].

bvk = ( R2 − R1 ) = 0,15 − 0,09 = 0,06

[m]

Tỷ số giữa chiều dài cung và bề rộng vành khăn là 1,15; nghĩa là chiều dài má
phanh chỉ lớn hơn đường kính lớn nhất có thể của xy lanh. Vì vậy chỉ cần bố trí
một xy-lanh theo chiều dài cung. Bằng cách đó ta tìm được nhanh chóng bộ thông
số cho cơ cấu phanh trước như sau:

Stt
Tên gọi
1 Bán kính ngoài đĩa phanh

Kí hiệu
R2

Giá trị
0,15

Đơn vị
m

2

Bán kính trong

R1

0,09

m

3

Bán kính trung bình

Rtb

0,1225

m

4

Bế rộng vành khăn

bvk

0,06

m

5

Lực ép của piston

P2

9229,9

N

6

Góc ôm má phanh

α2

32,3

độ

7

Chiều dài cung trung bình

C1

0,069

m
24

SVTH: Lê Hồng Phi


Đồ án môn học : Thiết kế ô tô

3.3 Tính toán kiểm tra công trượt riêng:
Kích thước má phanh không chỉ xác định theo tiêu chí áp suất làm việc phải
nhỏ hơn hoặc bằng áp suất cho phép [q] 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.
Công ma sát trượt riêng (
ôtô từ tốc độ
má phanh.

v1

lms

) bằng tỷ số giữa công ma sát sinh ra khi phanh

đến lúc dừng hẵn (

lms

v2

F

∑

= 0) và tổng diện tích (

ma .(v12 − v22 ) ma .v12
=
=
2.F∑
2.F∑

) của tất cả các

(3.5)

v1
- là khối lượng toàn bộ của ôtô đầy tải khi phanh [kg];
- là tốc
F∑
độ ôtô khi bắt đầu phanh [m/s];
- là tổng diện tích làm việc của các má phanh
Trong đó:

ma

trong tất cả các cơ cấu phanh [

m2

].

Diện tích làm việc của một cơ cấu phanh có thể được xác định:
F = 2.π .( R22 − R12 ).

α
= ( R22 − R12 ).α
2π

(3.6)
Diện tích làm việc của hai cơ cấu phanh trước :
F1 = (0,152 − 0,0782 ).1, 26.2 = 0,041 [m]

Diện tích làm việc của hai cơ cấu phanh sau :
25

SVTH: Lê Hồng Phi