Tính toán thiết kế hệ thống phanh xe tải 3 tấn

MỤC LỤC
LỜI NÓI ĐẦU......................................................................................................3
CHƯƠNG I: TỔNG QUAN VỀ HỆ THỐNG PHANH TANG TRỐNG........4
I. Công dụng, phân loại, yêu cầu:....................................................................4
1.1 Công dụng:.................................................................................................4
1.2. Các yêu cầu đối với hệ thống phanh:........................................................4
II. Các chi tiết cơ bản của cơ cấu phanh tang trống......................................5
2.1. Tang trống phanh......................................................................................5
2.2. Guốc phanh và má phanh..........................................................................6
2.3. Cam quay..................................................................................................6
III. Chọn phương án thiết kế:..........................................................................7
3.1. Cơ cấu phanh:...........................................................................................7
3.2. Dẫn động phanh:.......................................................................................8
CHƯƠNG II: TÍNH TỐN THIẾT KẾ CƠ CẤU PHANH TANG TRỐNG 9
I. Xác định momen phanh cần sinh ra ở cơ cấu phanh:................................9
1.1. Đối với cơ cấu phanh trước:...................................................................12
1.2. Đối với cơ cấu phanh sau:......................................................................12
II. Xác định momen phanh mà cơ cấu phanh có thể sinh ra:.....................13
2.1. Các lực và momen tác dụng lên cơ cấu phanh guốc:..............................13
2.2. Các thông số cơ bản của cơ cấu phanh guốc:.........................................14
2.3. Xác định góc (), bán kính () và điểm đặt lực (ro) của lực R:................15
2.4. Xác định các lực tác dụng dựa trên họa đồ lực phanh:...........................18
III. Hiện tượng tự siết:....................................................................................22
3.1. Quan hệ giữa lực P và momen phanh Mp:..............................................22
3.2. Kiểm tra hiện tượng tự siết:....................................................................23

1


IV. Xác định các kích thước má phanh:........................................................24
4.1. Tỷ số p:...................................................................................................24

4.2. Công ma sát riêng:..................................................................................24
4.3. Áp suất lên bề mặt má phanh:.................................................................25
4.4. Tính tốn nhiệt thốt ra trong q trình phanh:......................................26
V. Tính bền một số chi tiết trong hệ thống:...................................................27
5.1. Tính bền trống phanh:.............................................................................27
5.2. Tính bền chốt phanh:..............................................................................28
5.3 Tính bền lị xo hồi vị:...............................................................................29
VI. Thiết kế tính tốn dẫn động:...................................................................31
6.1. Tính tốn đường kính xi lanh cơng tác...................................................31
6.2. Thiết kế tính tốn máy nén khí:..............................................................32
KẾT LUẬN.........................................................................................................35
TÀI LIỆU THAM KHẢO.................................................................................36

2


LỜI NĨI ĐẦU
Ngành ơtơ Việt Nam hiện nay đang trên đà phát triển mạnh mẽ, nhà nước cũng
chú trọng đầu tư và phát triển để đưa trình độ khoa học kỹ thuật của nước ta tiến
lên phát triển cùng thế giới, các trường đại học cũng chú trọng đầu tư nâng cấp
tạo điều kiện tốt nhất cho sinh viên học tập và nghiên cứu.
Là một kỹ sư tương lai ngành ôtô, phải nắm bắt được chắc chắn quy trình làm
việc, thiết kế tính tốn ra sản phẩm của ơtơ.
Trong ơtơ hệ thống phanh là một trong những hệ thống quan trọng nhất địi hỏi
phải tính tốn thiết kế thật cẩn thận, tỉ mỉ vì liên quan trực tiếp đến tính mạng
người điều khiển, đòi hỏi yêu cầu về quãng đường, gia tốc phanh, độ êm dịu,
thời gian phanh hợp lý... Ngày càng phải hoàn thiện hơn để phù hợp với yêu cầu
giảm tốc độ, dừng xe với những loại xe ngày càng đạt ưu thế về lực và vận tốc.
Xe tải ngày nay có rất nhiều loại, rất tiện dụng, khả năng chuyên chở cũng tăng
lên rất nhiều cùng với thẩm mỹ cũng được chú trọng, trong đó hệ thống phanh là

một trong những hệ thống quan trọng nhất, phải đảm bảo độ ổn định để tránh
những tai nạn thảm khốc nhất, nên em đã chọn “Thiết kế tính tốn hệ thống
phanh xe tải 3 tấn” làm đề tài cho đồ án chuyên ngành.
Được sự giúp đỡ tận tình của thầy Trần Thanh Tùng em đã hoàn thành đồ án
của mình. Mặc dù vậy trong khn khổ thời gian hạn chế, kinh nghiệm thực tế
và kiến thức còn hạn hẹp, em kính mong các thầy góp ý, chỉ bảo thêm.
Em xin chân thành cảm ơn.

3


Hà Nội, ngày… tháng… năm 2021
Sinh viên thực hiện
Bùi Thái Khôi
CHƯƠNG I: TỔNG QUAN VỀ HỆ THỐNG PHANH TANG TRỐNG
I. Công dụng, phân loại, yêu cầu:
1.1 Công dụng:
- Hệ thống phanh có nhiệm vụ giảm tốc độ chuyển động, dừng hẳn ôtô hoặc
giữ ôtô đứng yên trên một độ dốc nhất định. Thơng thường, q trình phanh xe
được tiến hành bằng cách tạo ma sát giữa phần quay và phần đứng yên trên xe,
như vậy động năng chuyển động của xe biến thành nhiệt năng của cơ cấu ma sát
và được truyền ra môi trường xung quanh.
- Hệ thống phanh trên ơtơ gồm có các bộ phận chính:
 Cơ cấu phanh: Được bố trí gần bánh xe, thực hiện chức năng của các cơ
cấu ma sát nhằm tạo ra momen hãm trên các bánh xe của ôtô khi phanh.
 Dẫn động phanh: Bao gồm các bộ phận liên kết từ cơ cấu điều khiển (bàn
đạp phanh, cần kéo phanh) tới các chi tiết điều khiển sự hoạt động của cơ cấu
phanh. Dẫn động phanh dùng để truyền và khuếch đại lực điều khiển từ cơ cấu
điều khiển phanh đến các chi tiết điều khiển hoạt động của cơ cấu phanh.
1.2. Các yêu cầu đối với hệ thống phanh:

- Có hiệu quả phanh cao nhất ở tất cả các bánh xe, nghĩa là đảm bảo quãng
đường phanh ngắn nhất, khi phanh đột ngột trong trường hợp nguy hiểm.
- Điều khiển nhẹ nhàng và thuận lợi: Lực tác dụng lên bàn đạp hay cần kéo
điều khiển phù hợp với khả năng thực hiện liên tục của con người.
- Phanh êm dịu và đảm bảo ổn định của ôtô khi phanh.


- Dẫn động phanh phải có độ nhạy cao, đảm bảo mối tương quan giữa lực
bàn đạp với sự phanh của ơtơ trong q trình thực hiện phanh.
- Phân bố momen phanh hợp lý để tận dụng tối đa trọng lượng bám tại các
bánh xe và không xảy ra hiện tượng trượt lết bánh xe khi phanh với các cường
độ lực bàn đạp khác nhau.
- Khơng có hiện tượng tự siết.
- Cơ cấu phanh thốt nhiệt tốt, duy trì ổn định hệ số ma sát trong cơ cấu
phanh trong mọi điều kiện sử dụng.
- Hệ số ma sát giữa má phanh và trống phanh cao và ổn định trong điều kiện
sử dụng.
- Lực bám trên các bánh xe tỷ lệ thuận với lực điều khiển bàn đạp.
- Có khả năng giữ ô tô trên dốc trong một thời gian dài.
- Đảm bảo độ tin cậy của hệ thống trong khi thực hiện phanh trong mọi
trường hợp sử dụng kể cả khi một phần dẫn động điều khiển có hư hỏng.

II. Các chi tiết cơ bản của cơ cấu phanh tang trống
2.1. Tang trống phanh
 Tang trống là chi tiết luôn quay cùng
bánh xe, chịu lực ép của các guốc phanh từ
trong ra, bởi vậy tang trống phải có bề mặt
ma sát với má phanh, độ bền cao, ít biến
dạng, cân bằng tốt, dễ truyền nhiệt.
 Tang trống có chiều dày khá lớn, bề

mặt bên trong hình trụ trịn xoay có độ
1.1: Tang
trống
bóng đảm bảo khả năng tạo ma sát cao. Liên kết Hình
với moay
ơ nhờ
các trên
bulơng
ơtơ tải 3 tấn


ghép chắc hoặc vít định vị đồng tâm với trục quay bánh xe. Trên hình 1.1 là
tang trống của cơ cấu phanh trước xe tải 3 tấn.
2.2. Guốc phanh và má phanh
 Má phanh được chế tạo từ vật liệu
chịu mài mịn, có hệ số ma sát ổn định
Hình 1.2: Các kết cấu guốc và má
phanh
hệ số ma sát giữa má phanh với gang có a. Guốc hàn, má phanh tán
b. Guốc đúc, đinh tán đặc
thể đạt 0,4.
c. Guốc hàn má phanh tán
 Trên ôtô tải guốc phanh liên kết với má phanh bằng đinh tán hợp kim
trước sự biến động nhiệt độ má phanh,

nhơm mềm (hình 1.2 a,b). Đinh tán cần nằm sâu cách xa bề mặt ma sát của má
phanh. Khi má phanh bị mịn, đinh tán khơng được cọ sát vào bề mặt trụ của
tang trống.
 Guốc phanh đúc được chế tạo cho cơ cấu phanh ôtô tải vừa và lớn. Cấu
trúc tiết diện thường gặp là dạng chữ T. Các guốc phanh yêu cầu độ cứng vững

cao có tiết diện chữ π.
 Guốc phanh hàn chế tạo từ thép lá dài từ 3 – 5 mm, có cấu trúc gồm: Bề
mặt cong trịn và xương tăng cứng. Thường dùng trên ôtô con.

2.3. Cam quay
 Cam quay nằm trong cơ cấu phanh tang trống
với dẫn động phanh khí nén. Khi phanh, áp lực
khí nén nhờ bầu phanh đẩy cam quay, guốc
phanh dịch chuyển, thực hiện quá trình phanh
tang trống.


 Hình 1.3 và 1.4, trình bày về các loại cam quay acsimet và cycloit là các
loại cam thông dụng dùng cho cơ cấu phanh tang trống dẫn động khí nén.
 Khi cam tựa lên guốc, với hai lực tác
dụng P, cách nhau một khoảng 2d bằng
đường kính vịng trịn cơ sở của biên dạng
cam, ta đi so sánh hai loại cam này.

Hình 1.4: Cam cycloit

- Biên dạng cam acsimet chế tạo đơn
giản hơn, nhưng khoảng cách 2d lớn và ảnh
hưởng tới hiệu quả sinh ra momen phanh của cơ cấu phanh khác nhau nhiều.
- Cam cycloit cho phép khoảng 2d nhỏ hơn nên được dùng phổ biến, nhưng
việc chế tạo biên dạng cam phức tạp hơn.III. Lựa chọn phương án thiết kế hệ
thống phanh:

III. Chọn phương án thiết kế:
3.1. Cơ cấu phanh:

-

Trên ôtô chủ yếu dùng hai loại cơ cấu phanh là phanh tang trống và phanh

đĩa, phanh tang trống dùng chủ yếu cho các xe tải lớn, tải nhỏ, bus. Còn phanh
đĩa dùng cho các loại xe con và dùng chủ yếu ở bánh trước.
-

Loại xe yêu cầu tính tốn là loại xe tải 3 tấn nên ta sử dụng loại cơ cấu

phanh tang trống vì là loại xe tải nên áp suất yêu cầu lên hệ thống phải lớn để
sinh ra momen lớn, vì vậy yêu cầu đường kính xilanh phải lớn, hoặc bố trí thêm
hệ thống trợ lực, thêm nữa nếu áp suất tác dụng lên má phanh lớn sẽ gây mài
mòn và nhanh phải thay và xe hoạt động thường xuyên trong môi trường khắc
nghiệt, bụi bẩn sẽ bám vào má phanh gây mài mòn nghiêm trọng vì thơng
thường phanh đĩa khơng có bộ phận chắn bụi bẩn, vàHình
một 1.3:
điềuCam
quan acsimet
trọng nữa là
giá thành của phanh đĩa cao hơn rất nhiều so với phanh tang trống.


3.2. Dẫn động phanh:

-

Hệ thống dẫn động thủy lực có ưu điểm là độ nhạy cao nhưng thích hợp

với các loại xe tải cỡ nhỏ, lực điểu khiển nhỏ.
-

Với loại xe tải 3 tấn em lựa chọn phương án thiết kế hệ thống dẫn động

phanh khí nén hai dịng độc lập để đảm bảo lực điều khiển nhỏ và không phải sử
dụng thêm bộ trợ lực nữa.


CHƯƠNG II: TÍNH TỐN THIẾT KẾ CƠ CẤU PHANH TANG TRỐNG
CÁC THƠNG SỐ BAN ĐẦU
STT
Thơng số
Giá trị
STT
Thơng số
1
Nhiên liệu
Diesel
16 Phanh
2
Số xylanh
4
17 BK quay vịng
3
Dung tích
3.3
18 Tự trọng
4
Tỷ số nén

17,5
19 Tồn bộ
5
Công suất max
70/3500
20 Dài tổng
6
Mômen max
227/2200
21 Rộng tổng
7
Hệ thống điện
24V
22 Cao tổng
8
Công thức bánh xe 4x2R
23 Cơ sở
9
Kiểu truyền lực
5M
24 Vệt bánh trước
10 Sô 1
5,494
25 Vệt bánh sau
11 Số 2
2,836
26 Khoảng sáng
12 Số 3
1,592
27 Cỡ lốp

13 Số 4
1,0
28 Số cửa
14 Số 5
0,746
29 Số chỗ
15 Số lùi
5,494
30 Nhiên liệu

Giá trị
Trống
6,5 m
2355 kg
5500 kg
5985 mm
1995 mm
2150 mm
3350 mm
1630 mm
1435 mm
200 mm
7.0 – 16,1
2
3
100 lít

I. Xác định momen phanh cần sinh ra ở cơ cấu phanh:
- Điều kiện:
- Để đảm bảo điều kiện bánh xe không bị trượt lết làm cho xe mất kiểm sốt

gây nguy hiểm, trong q trình trượt lết, momen phanh khơng tăng nữa mà
có xu hướng giảm, nên người ta thiết kế tính tốn momen phanh sao cho
tận dụng được tối đa khả năng bám của bánh xe
Ppmax = P� = � .G
- Trong đó:
 �: Hệ số bám của bánh xe với mặt đường
 G: Trọng lượng toàn bộ của ô tô


 rbx: Bán kính của bánh xe
- Momen phanh được tính như sau:
Mpmax = �.G.rbx (1)
 Momen phanh ở cầu trước:
Mp1 = �.G1p.rbx
 Momen phanh ở cầu sau:
Mp2 = �.G2p.rbx
- Trong đó:
 Mp1, Mp2: Momen ở cơ cấu phanh trước và phanh sau.
 G1p, G2p: Trọng lượng phân bố lên các cầu trước và sau khi phanh.
 G1, G2: Trọng lượng tĩnh trên cầu trước và cầu sau ô tô.
- Trong q trình phanh xuất hiện lực qn tính hướng về phía trước nên
trọng lượng tác dụng lên cầu trước tăng lên so với trọng lượng tĩnh, cịn
cầu sau thì ngược lại: G1p > G1; G2p > G2

Hình 2.1: Sơ đồ lực tác dụng lên ơ tơ khi phanh.

Trong đó:
 Z1, Z2: Phản lực mặt đường tác dụng lên cầu trước và sau.

 G: Trọng lượng toàn bộ xe: G = 5500 (kg) = 53900 (N)
 hg: Chiều cao trọng tâm ôtô
 a,b: Khoảng cách từ trọng tâm tới cầu trước và cầu sau.
 Pj: Lực quán tính xuất hiện khi phanh
( j: Gia tốc phanh, j = 5,5

�6,5 � Chọn j = 6 (m/s2))

 Chiều dài cơ sở: L = 3350 (mm)

Ta có: ; (2)
- Trong q trình phanh ta có:
G1p = Z1 = m1.G1 (3)
G2p = Z2 = m2.G2 (4)
Với :
+ : Hệ số phân bố lại tải trọng cầu trước khi phanh
+ : Hệ số phân bố lại tải trọng cầu sau khi phanh
- Ta có momen phanh cần thiết trên các cầu được tính
 Cầu trước:
 Cầu sau:
- Momen phanh cần thiết trên các bánh xe được tính
 Cầu trước:
 Cầu sau:
- rbx: Bán kính làm việc của bánh xe xác định từ ký hiệu loại lốp là 7.0 16,1

Trong đó:


 B: Bề rộng của lốp (inch)
 d: Đường kính vành bánh xe (inch)

 λb: Hệ số tính đến sự biến dạng của lốp
Chọn λb = 0,935 � (mm)
� Chọn rbx = 0,355 (m)
- Tính a, b, hg
+ G1= 30%.G = 0,3 . 53900 = 16170 (N)
+ G2= 70%.G = 0,7 . 53900 = 37730 (N)
(Tỷ lệ phân bố trọng lượng 2 cầu là 0,3 (cầu trước) và 0,7 (cầu sau))
Từ (2)
+
+
+ hg = (0,7÷0,8).S1 = (0,7÷0,8).1630 = (1141÷1304)
Chọn hg = 1200 (mm) = 1,2 (m) và � = 0,6
1.1. Đối với cơ cấu phanh trước:
Momen phanh ở mỗi bánh xe cầu trước:
(Nm)
1.2. Đối với cơ cấu phanh sau:
Momen phanh ở mỗi bánh xe cầu sau:
(Nm)
II. Xác định momen phanh mà cơ cấu phanh có thể sinh ra:
2.1. Các lực và momen tác dụng lên cơ cấu phanh guốc:
Guốc phanh phải chịu 3 lực:


 Lực P do dẫn động phanh sinh ra, do đầu tỳ của cam tác dụng vào đầu
guốc, phương chiều và điểm đặt lực đã biết theo kết cấu của cơ cấu phanh.
 Phản lực U từ chốt phanh tác dụng lên guốc phanh, điểm đặt tại O, phương
chiều chưa xác định.

 Phản lực R của trống phanh tác dụng lên má phanh.
- Đối với phanh guốc, momen tại bánh xe được tạo bởi 2 guốc phanh, là

guốc trước và guốc sau.
Ta có:

M M M
p1

'

''

p1

p1

M M M
p2

'

''

p2

p2

Hình 2.2: Các lực tác dụng lên cơ
cấu phanh

Hình 2.3: Sơ đồ phân bố momen
phanh

2.2. Các thông số cơ bản của cơ cấu phanh guốc:

Hình 2.4: Các thơng số hình học của cơ cấu phanh guốc.

rt - Bán kính tang trống;
Theo tài liệu đường kính tang trống nằm trong khoảng
dt = (0,8 ÷ 0,9).rbx = (0,8 ÷ 0,9).0,355 = 0,284 ÷ 0,320 (m)
Chọn dt = 320 (mm) =0,32 (m)
Đường kính tang trống pha � rt = 0,16 (m)
�0 - Góc ơm của má phanh;
a - Tọa độ của điểm đặt lực P;
Hệ trục vuông góc X-X và Y- Y;
Các góc �1, �2 được tính từ trục Y- Y;
c - Khoảng cách từ tâm O chốt guốc phanh tới trục XX;


 - góc tạo bởi trục Y-Y và đường thẳng qua tâm đĩa đỡ phanh
Các thơng số hình học của cơ cấu phanh:

Thông số

Cầu trước
Má trước (’)

Cầu sau

Má sau (’’)

Má trước (’) Má sau (’’)

160

rt (mm)
�1 (o)

15

15

15

15

�o (o)

115

110

115

110

�2 (o)

130

125

130

125

c (mm)

130
15

α (o)

2.3. Xác định góc (), bán kính () và điểm đặt lực (ro) của lực R:
- Lực tác dụng từ trống phanh lên má phanh phân bố dọc theo má phanh
theo quy luật sin

q  q max.sin 
(q: Lực phân bố trên má phanh)
- Xét 1 phần tử nhỏ trên má phanh có
vị trí được xác định bởi góc β và bị
giới hạn bởi góc dβ. Lực tác dụng
lên phần tử này được phân tích thành
2 thành phần: Hướng kính dN và tiếp
tuyến dT.

Hình 2.5: Lực phân bố lên má

phanh.
 N: Lực pháp tuyến tác dụng lên bề mặt tiếp xúc của
má phanh.

 T: Lực ma sát.
dT=µ.dN (µ: Hệ số ma sát)
- Giả thiết má phanh phân bố theo quy luật sin, ta có
dN = qmax.sin(βbr1)dβ
dT = µqmax.sin(βbr1)dβ
(b: Bề rộng của má phanh)
- Chiếu lực dN xuống các trục X, Y(hình vẽ):
dNx = dN sinβ = qmax.b.rt.sin2 β.dβ
dNy = dN cosβ = qmax.b.rt.sin β.cos β.dβ
2

2

Nx  �
dN x  q max.b.r t. �
sin 2  .d   qmax .b.rt (
1

1

 sin 2 

) 
2
4

2
1

1
qmax .b.rt (2 0  sin 2 1  sin2  2 )
4

Nx 



1
1
Ny  �
dN y  qmax b.rt �
sin 2  .d   qmax b.rt �
sin 2  .d 2 
2
4



2

2

2

1

1

1

Ny 

1
qmax brt (cos 2 1  cos 2 2 )
4

- Góc giữa lực N và trục X-X là δ, ta có:

tg 

Ny
Nx



cos2 1  cos2 2
2  0  sin 2 1  sin 2  2

- Góc δ cho phép xác định phương của lực N, chưa xác định được điểm đặt,
còn giá trị của nó được tính bởi cơng thức


N  N x2  N y2
1
N  qmax brt (2  0  sin 2 1  sin 2 2 ) 2  (cos21  cos2  2 ) 2
4
- Do momen phanh được tạo bởi lực ma sát T nên gọi khoảng cách từ O đến
điểm đặt lực là ρ ta có:

Mp = Tρ

�



Mp
T



Mp

N

dMp = rt.dT = rt.µ.qmax.sinβ.b.rt.dβ
2

2

Mp  �
dM p   .qmax .rt .b �
sin  .d 
2

1

1

M p   .qmax .rt 2 .b(cos1  cos 2 )



Mp
T



Mp

N



4.rt (cos 1  cos  2 )
(2  0  sin 2 1  sin 2 2 ) 2  (cos2 1  cos2  2 ) 2

- Với góc δ và bán kính ρ ta xác định được điểm đặt lực của N và R, δ và ρ
chỉ phụ thuộc vào thơng số hình học của má phanh nên nếu cá4c má phanh
có kích thước giống nhau thì δ và ρ cũng giống nhau.
- Xác định phương của R:
Gọi φ là góc giữa R và N

tg 

T

N

(Với   0, 25 �0,35 � Chọn µ = 0,3)

Do hệ số ma sát ở các má phanh trước và sau bằng nhau nên góc φ đối với
các guốc phanh trước và sau đều bằng nhau :      =atan  =16042’
'

R
Ta có:

"

N
cos
�

M P  M p'  M P"  R ' .r0'  R" .r0"

r0   sin   

tg
1  tg 2


1 2



Bảng các thông số:

Thông số

Cầu trước

Cầu sau

Má trước(’)

Má sau(’’)

Má trước(’)

Má sau(’’)

 

10042’

12053’

10042’

12053’

(mm)

183,97

181,93

183,97

181,93

52,87

52,28





o

o



r0(mm)

16042’
52,87

52,28

2.4. Xác định các lực tác dụng dựa trên họa đồ lực phanh:
- Dẫn động thủy lực một xilanh tác động vào hai guốc phanh trước và sau
thì các lực tác động bằng nhau:
P’ = P ” = P
-

Các bước xây dựng họa đồ lực phanh:


Bước 1: Xác định các thơng số hình học của cơ cấu phanh vẽ sơ đồ theo
đúng tỷ lệ, vẽ các lực P.
Bước 2: Tính các góc  và bán kính , từ đó xác định điểm đặt của lực R.
Bước 3: Tính góc  và vẽ phương của lực R. Kéo dài phương của lực R’
và P cắt nhau tại O’, kéo dài phương của P và R’’ cắt nhau tại O’’. Ở trạng
thái cân bằng, tổng các lực tác động lên guốc phanh bằng 0:
P+Q+R=0
3 lực này hợp thành tam giác lực khép kín, tức là kéo dài 3 lực này chúng
phải cắt nhau tại một điểm đó chính là điểm O’ và O’’.
Bước 4: Trên hình vẽ, lấy hai đoạn P bằng nhau, đặt song song, ngược
chiều. Từ các lực P này dựng các tam giác lực cho các guốc phanh bằng
cách vẽ các đường song song với các lực R và U đã cho trên họa đồ.
Bước 5: Đo trực tiếp trên hình các đoạn R’ và R’’ và tính tỷ lệ:

Kết hợp với cơng thức (3.3) ta có hệ phương trình:
�R ' ro ' R '' ro ''  M p
�
�
�R ' kR ''  0

Giải hệ phương trình trên ta tính được giá trị của các lực R’ và R’’.
Bước 6: Dựa trên các giá trị của R’ và R’’ và các kích thước trên hình vẽ
ta tính tỷ lệ xích rồi từ đó tính giá trị lực cịn lại là P, U’ và U’’.
Họa đồ lực phanh:
 Lực P: Do piston xilanh phanh sinh ra. Chọn xilanh phanh như nhau
nên lực P ở hai guốc phanh bằng nhau. Phương, chiều, đã xác định
thông qua thông số a = 125 mm.

 Lực R: Phản lực do trống phanh tác dụng lên má phanh. R chia làm 2
thành phần N và T như trên. Điểm đặt của lực R xác định qua lực N
dựa vào 2 thông số δ và ρ. Phương N đi qua tâm O, hướng vào tâm.
Dựa vào δ’ , δ”, ρ’, ρ” xác định được R’ và R”, kéo dài P và R’ cắt nhau tại
O’.
 Lực U: Phản lực do chốt phanh tác dụng lên guốc phanh. Điểm đặt của
U’ và U” tại tâm của chốt phanh O1 và O2. Tại trạng thái cân bằng tổng
các lực tác dụng lên guốc phanh bằng 0, tức là phương của ba lực cắt
nhau tại một điểm, đó là O’ và O”. Do đó phương của lực U’ đi qua điểm
O’ . Để xác định chiều của U’ và U” ta dựa vào họa đồ vectơ lực trên
mỗi guốc phanh ta dễ dàng suy ra chiều của chúng vì 3 lực này tạo ra
tam giác lực.

Hình 2.6: Họa đồ lực phanh

 Tính tốn cho cầu trước:


� Guốc trước: P ' R ' U '  0
Guốc sau :

P " R " U "  0

Dựa vào họa đồ vecto lực ta có:
Ta có hệ phương trình:

�R ' .r0'  R" .r0"  M p
�'

"
�R  kR  0
� �
Tỷ lệ xích của họa đồ là
�

 Tính tốn cho cầu sau:
� Guốc trước: P ' R ' U '  0
Guốc sau :

P " R " U "  0

Dựa vào họa đồ vecto lực ta có: 3
Ta có hệ phương trình:
'
'
"
"
�R .r0  R .r0  M p
�'
"
�R  kR  0

� � (N)
Tỷ lệ xích của họa đồ là:
�


III. Hiện tượng tự siết:
3.1. Quan hệ giữa lực P và momen phanh Mp:

- Xét guốc trước, dựa vào hình vẽ họa đồ lực phanh ta chiếu các lực lên trục
X:

P 'cos  U x'  N 'cos '  T ' sin  '  0
Với a là khoảng cách từ O đến P
c là khoảng cách từ O1 đến O: c = 0,13 (m)
- Phương trình cân bằng momen so với điểm O:

U x c  P a  R r0  U x 
'

'

'

'

'

M p'  P ' a
c

Từ quá trình xây dựng họa đồ:
'
M p'
T' Mp
'
T  ' ;N  

  '

'

Thay vào phương trình ta có:

M p'  P ' a M p'
1
P cos 
 ' cos '  ' M p' sin  '  0
c


'

 ' P '  c cos   a 
Mp 
c  cos '   sin  '    '
'

�

Tương tự đối với guốc sau:

 '' P ''  c cos   a 
Mp 
c  cos ''   sin  ''    ''
''


3.2. Kiểm tra hiện tượng tự siết:
3.2.1. Đối với guốc trước:

 ' P '  c cos   a 
Mp 
c  cos '   sin  '    '
'

Nếu

c  cos '   sin  '    '  0

thì

M p' � �

- Tức là momen phanh trên guốc phanh phía trước sẽ trở nên vơ cùng lớn,
đây chính là hiện tượng tự siết. Vậy điều kiện xảy ra hiện tượng tự siết:

- Trên hình vẽ họa đồ lực phanh, nếu đường thẳng kéo dài của R ’ đi qua
hoặc nằm dưới tâm quay của guốc phanh O1 thì xảy ra hiện tượng tự siết.
- Ở phần tính tốn bên trên ta chọn   0,3 nên không xảy ra hiện tượng tự
siết ở guốc trước.
3.2.2. Đối với guốc sau:

 '' P ''  c cos   a 
 '' P ''  c cos   a 
Mp 

c  cos ''   sin  ''    '' ccos "     "  sin  " 
''

Ta thấy   c sin   0 trong mọi trường hợp vì vậy
"

"

ccos "     "  sin  "   0
Nghĩa là đối với guốc sau không bao giờ xảy ra hiện tượng tự siết.
- Trong quá trình thiết kế cơ cấu phanh nếu lựa chọn các thông số không
hợp lý thì có thể xảy ra hiện tượng tự siết, đây là điều cần tránh vì khi xảy
ra hiện tượng này thì cơ cấu phanh làm việc giật cục, khơng êm dịu va
hơn nữa lái xe khơng thể kiểm sốt được cường độ phanh theo ý muốn.


IV. Xác định các kích thước má phanh:
4.1. Tỷ số p:
- Tỷ số p là tỷ số giữa khối lượng tồn bộ của ơ tơ M và tổng diện tích các
má phanh

A�
p

M
� p    2,5 �3,5  .104 kg / m 2
A�

M
5500
A� � 
 0,15714(m 2 )
4

 p  3,5.10
�
�

Chọn

A�  0,157(m 2 )

4.2. Công ma sát riêng:
- Nếu phanh ôtô đang chuyển động với vận tốc v 0 cho tới khi dừng hẳn v =
0, thì tồn bộ động năng của ơtơ có thể được coi là đã chuyển thành công
ma sát L tại các cơ cấu phanh:

G.v02
L
2g

(Với G là trọng lượng ô tô khi đầy tải)

- Gọi tổng diện tích các má phanh là

A� ta có biểu thức tính cơng ma sát

Gv02
l
2 gA�
riêng như sau:
- Chọn v0 = 60 km/h thì phanh cho tới khi v = 0 thì

1000 2

)
3600
l
 486,55( J / cm 2 )
4
2.9,8.0,157.10
53900.(60.


2
Thỏa mãn điều kiện l  400 �1000 J / cm

4.3. Áp suất lên bề mặt má phanh:
- Áp suất lên bề mặt má phanh bị giới hạn bởi sức bền vật liệu:

q

Mp

Mp
�
q

1,5
�
2,0
MPa

b
�



.b.rt 2 . 0
 .rt 2 .0 . q 

- Đối với cơ cấu phanh trước:
Chọn b = 102 (mm)
- Đối với cơ cấu phanh sau:
Chọn b = 90 (mm)
- Để dễ dàng cho việc gia công ta chọn bề rộng của má phanh cơ cấu phanh
trước và sau giống nhau và có giá trị b = 102 (mm).

q
- Ta có áp suất lên bề mặt má phanh:

Cơ cấu phanh cầu trước
Áp suất
q (MPa)

Mp

 .b.rt 2 . 0

Cơ cấu phanh cầu sau

Má trước

Má sau

Má trước

Má sau

1,896

1,982

1,755

1,835

q

Mp

.b.rt 2 . 0

� q   1,5 �2,0 MPa

Ta thấy b = 102 (mm) thỏa mãn điều kiện của đề bài.