Thiết kế hệ thống phanh cho xe minibus 12 15 chỗ

trờng đại học bách khoa hà nội
-bộ môn ô tô-

đồ án tốt nghiệp
Đề tài : Thiết kế hệ thống phanh cho xe minibus 12-15 chỗ
có trang bị hệ thống ABS + Traction

Cán bộ hớng dẫn
Cán bộ duyệt

: Đinh Ngọc Ân
: Võ Văn Hờng

Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Chinh
Lê Hải Phong
Lớp :

: Cơ khí ôtô - K 44

Hà nội-2004

1


bộ giáo dục và đào tạo

cộng hoà xà hội chủ nghĩa việt nam
Độc lập -Tự do - Hạnh phúc

trờng đại học bách khoa
hà nội

nhiệm Vụ
thiết kế tốt nghiệp
Họ và tên : Nguyễn văn chinh
Lê Hải phong
Lớp

: ôtô

Ngành

Khoá :

44

: Cơ Khí Ôtô

1. Đề tài thiết kế:
Nghiên cứu, thiết kế hệ thống phanh cho xe minibus 12-15 chỗ có trang bị hệ thống ABS
+Traction
2. Các số liệu ban đầu:
Tham khảo xe pregio của hÃng KIA
3. Nội dung các phần thuyết minh và tính toán:
Phần I : Tính toán thiết kế cơ cấu phanh
Phần II : Tính toán thiết kế dẫn động phanh
Phần III : Tổng quan hệ thống ABS và Traction
Phần IV :Kiểm tra, h hỏng, chẩn đoán và cách khắc phục
Phần V : Công nghệ chế tạo chi tiết điển hình
4. Các bản vẽ:
1.Bản vẽ các phơng án cơ cấu phanh : 1 bản A0

2.Bản vẽ lắp cơ cấu phanh trớc, phanh sau: 1 bản A0
3.Bản vẽ sơ đồ các phơng án trợ lực phanh:1 bản A0

2


4.Bản vẽ lắp trợ lực phanh và xi lanh chính: 1 bản A0
5.Bản vẽ các phơng án của bộ điều hoà lực phanh: 1 bản A0
6.Bản vẽ kết cấu của bộ điều hoà lực phanh: 1 bản A0
7.Bản vẽ các trạng thái của làm việc của bộ điều hoà lực phanh: 1 bản A0
8.Bản vẽ sơ đồ khối hệ điều khiển ABS +TRC: 1 bản A0
9.Bản vẽ sơ đồ khối ABS và đồ thị trạng thái điều khiển: 1 bản A0
10.Bản vẽ sơ đồ các phơng án cho hệ thống ABS: 1 bản A0
11.Bản vẽ sơ đồ nguyên lý làm việc của hệ thống ABS:1 bản A0
12.Bản vẽ sơ đồ tổng quan của hệ thống TRC:1 bản A0
13.Bản vẽ sơ đồ nguyên lý làm việc của hệ thống TRC: 1 bản A0
14.Bản vẽ sơ đồ điện và tín hiệu điều khiển:1 bản A0
15.Bản vẽ lắp cụm bơm:1 bản A0
16.Bản vẽ các chi tiết để gia công: 1 bản A0
17.Bản vẽ sơ đồ nguyên công: 1 bản A0
18. Bản vẽ pittông sơ cấp của bộ điều hoà lực phanh: 1 bản A0.
5. Cán bộ hớng dẫn

: TS . Đinh Ngọc Ân

6. Ngµy giao nhiƯm vơ thiÕt kÕ:. . . . . . . . . . . . . .
7. Ngµy hoµn thµnh nhiƯm vơ : . . . . . . . . . . . . . .
ngµy . . . tháng. . . năm 2004

chủ nhiệm bộ môn

(ký tên và ghi rõ họ tên )

cán bộ hớng dẫn thiết kế
(ký tên và ghi rõ họ tên )

3


Lời nói đầu
Sau 5 năm học tập đó là cả một quá trình rèn luyện và nghiên cứu mang tính chất phục
vụ cho chuyên môn. Đề tài tốt nghiệp sẽ là cơ sở để đánh giá một cách tổng quan về những
kiến thức mà chúng ta đà thu nhận đợc nó giúp cho sinh viên chúng ta hiểu một cách cặn kẽ và
sâu rộng về chuyên nghành của mình.
Việc nắm bắt những tiến bộ về khoa học và kĩ thuật không chỉ bó gọn trong chuyên
nghành đà học mà yêu cầu thực tế là chúng ta phải tìm hiểu cả những lĩnh vực có liên quan.
Hiện nay nhu cầu đi lại, tham quan du lịch của các co quan và nhân dân là rất lớn. Nên trong
hệ thống giao thông đờng bộ đà phát triển một loại hình vận tải hành khách với tong nhóm nhỏ
10 đến 20 ngời trên các loại xe minibus chất lợng cao. Để nâng cao tính năng an toàn của loại
hình xe này chúng em ®· ®ỵc giao nhiƯm vơ “ThiÕt kÕ hƯ thèng phanh cho xe minibus 12 đến
15 chỗ có trang bị hệ thống ABS và Traction.
Sau 12 tuần nghiên cứu dới sự hớng dẫn,chỉ bảo nhiệt tình của thầy Đinh Ngọc Ân và
toàn thể các thầy trong bộ môn ô tô đà giúp em hoàn chỉnh đồ án của mình. Mặc dù vậy cũng
không tránh khỏi những thiếu sót em mong các thầy cô giúp em tìm ra những sai sót để đồ án
tốt nghiệp của em đợc hoàn thiện hơn.
Em xin chân thành cảm ơn thầy Đinh Ngọc Ân cùng toàn thể các thầy trong bộ môn đÃ
giúp em hoàn thành đồ án tốt nghiệp của mình.

4

Phụ lục
Trang

Lời nói đầu
Phần I : tính toán thiết kế cơ cấu phanh
1.1 Chọn phơng án cho cơ cấu phanh
1.2 Xác định mômen phanh cần thiết sinh ra ở các cơ cấu phanh
1.3 Thiết kế tính toán cơ cấu phanh sau

1
2
2
9
11
14

1.4 Thiết kế tính toán cơ cấu phanh trớc
1.5 Kiểm tra hiện tợng tự xiết cho cơ cấu phanh sau
1.6 Kiểm bền cơ cấu phanh
1.6.1 Xác định chiều rộng má phanh theo điều kiện áp suất
1.6.2 Kiểm bền theo kích thíc m¸ phanh

16
16
16
17
20

1.7 TÝnh bỊn mét sè chi tiÕt cđa cơ cấu phanh
1.7.1 Tính bền trống phanh

20

1.7.2

Tính bền xilanh bánh xe

22

1.7.3

Tính bền guốc phanh

24

Phần II: Thiết kế tính toán dẫn động phanh

33
33

2.1 Chọn phơng án dẫn động phanh

33

2.2 Tính toán dẫn độn phanh
2.2.1 Xác định đờng kính làm việc của xi lanh bánh xe

33

2.2.2 Chọn đờng kính xi lanh chính D, kích thớc đòn bàn đạp l,l

34

2.2.3 Thiết kế tính toán bộ trợ lực

36

2.3 Thiết kế tính toán bộ điều hoà lực phanh

53

2.3.1 Chọn phơng án thiết kế

53

2.3.2 Tính toán thiết kế bộ điều hoà lực phanh theo gia tốc

59

Phần III: Tỉng quan vỊ hƯ thèng ABS + Traction

69
69

3.1 HƯ thống ABS

69

3.1.1 Chức năng của hệ thống ABS

5


3.1.2 C¬ së lý thut cđa hƯ thèng phanh ABS

72

3.1.3 ý nghĩa của hệ thống ABS

76

3.1.4 Nguyên lý hoạt động cơ bản của hệ thống ABS

77

3.1.5 Một số phơng án điều khiển của hệ thống ABS

78

3.1.6 Giải pháp kết cấu và điều khiển hệ thống ABS

83

3.2 Hệ thống Traction

93

3.2.1 Chức năng của hệ thống TRC

93

3.2.2 Cơ sở lý thuyết của hƯ thèng TRC

93

3.2.3 ý nghÜa cđa hƯ thèng TRC
3.2.4 Nguyªn lý hoạt động cơ bản của hệ thống TRC
3.2.5 Các bé phËn chđ u cđa hƯ thèng TRC
3.3 KÕt hỵp hƯ thèng ABS vµ TRC
3.3.1 ABS vµ TRC ECU vµ choc năng của nó

Phần IV:Kiểm tra, bảo dỡng, chẩn đoán h hang và cách
khắc phục

94
94
98
110
113
118
118

4.1 Một số tiêu chuẩn cơ bản trong kiểm tra hiệu quả phanh

118

4.1.1 Các yêu cầu cơ bản của hệ thống phanh

119

4.1.2 Một số tiêu chuẩn cơ bản trong kiểm tra

120

4.2 Phơng pháp và thiết bị kiểm tra

120

4.2.1 xác định hiệu quả phanh
4.3 Những h hỏng chính của hệ thống phanh và cách khắc phục
4.4 Kiểm tra hoạt động của hệ thống phanh

127
131
134

4.5 Kiểm tra hệ thống ABS

Phần V: Công nghệ gia công chi tiết
5.1 Gia công xilanh bánh xe sau
5.1.1 Phân tích choc năng và ®iỊu kiƯn lµm viƯc cđa xi lanh
5.1.2 Chi tiÕt gia công

138
138
138
138
139

5.1.3 phơng pháp chế tạo phôi

5.1.4 Tính toán chế độ cắt tong nguyên công
5.2 Gia công pittông thứ cấp trong bộ điều hoà lực phanh

6

139


5.2.1 Phân tích kết cấu và chọn rạng sản xuất

149

5.2.2 Lập quy trình công nghệ.

149
151

7


số liệu tham khảo và nhiệm vụ thiết kế

Thiết kế hệ thống phanh cho xe minibus 12-15 chỗ, trên cơ sở tham khảo xe
PREGIO của hÃng KIA
Các thông số cơ bản:
Dài tổng

4820 mm

Rộng tổng

1810 mm

Cao tổng

1970 mm

Chiều dài cơ sở

2580 mm

Tự trọng

1765 kg

Trọng lợng toàn bộ

2480 kg

Vận tốc tối đa

140 km/h

Khả năng leo dốc

0,392 tg

Bán kính quay vòng

5,3 m

Hệ thống phanh:
- Tríc

§Üa

- Sau

Tang trèng

Cì lèp:
- Tríc

P215/ 70R14

- Sau

P215/ 70R14

8


Phần I
Tính toán thiết kế cơ cấu phanh
1.1 Chọn phơng ¸n cho c¬ cÊu phanh
a) C¬ cÊu phanh loai tang trống
ã Cơ cấu phanh loại tang trốngvới
guốc phanh quay quanh chốt cố định.
Trên hình 3 - 1 trình bày cơ cấu phanh
loại guốc. Cơ cấu phanh này gồm có đĩa

7 đợc gắn lên mặt bích của dầm cầu. Các
guốc phanh 1 đợc gắn lên chốt lệch tâm
8. Dới tác dụng của lò xo 6, các má
phanh đợc ép chặt vào các cam
lệch tâm 3 và ép các đầu tựa 4 làm các

Hình 3 - 1
Phanh tang trống

pis tong trong xi lanh 5 sát lại gần nhau.

Xilanh 5 đợc gắn chặt trên đĩa 7. Giữa các pistong của xi lanh 5 có lò xo nhỏ để ép
các pistong luôn sát vào guốc phanh.
Trên bề mặt các guốc phanh có gắn các má phanh. Để cho các má phanh hao
mòn đều hơn nên ở guốc phanh đằng trớc ngời ta thờng gắn má phanh dài hơn so
với guốc sau vì hiệu quả phanh của má trớc theo kiểu bố trí nh hình vẽ sẽ lớn hơn
nhiều so với má sau. Để giữ cho guốc phanh có hớng dịch chuyển ổn định trong
mặt phẳng thẳng đứng, trên đĩa 7 có gắn các tấm hớng 2. Khi tác dụng vào bàn đạp
phanh, chất lỏng với áp suất cao sẽ truyền đến xi lanh 5 tạo nên lực ép trên các
pistong và đẩy các guốc phanh 1 ép sát vào trống phanh do đó quá trình phanh đợc
tiến hành. Khi nhả bàn đạp phanh, lò xo 6 sẽ kéo các guốc phanh 1 trở lại vị trí ban
đầu, giữa má phanh và trống phanh có khe hở do đó quá trình phanh sẽ kết thúc.

9


Trong qúa trình sử dụng, má phanh sẽ bị hao mòn làm cho khe hở giữa trống
phanh và má phanh tăng lên. Muốn cho khe hở trở lại nh cũ thì có thể điều chỉnh
chốt lệch tâm 8.
Ưu điểm của cơ cấu phanh loại này là đơn giản về kết cấu, dễ chế tạo và thuận

tiện trong việc bảo dỡng và sửa chữa.
Nhợc điểm là có một má phanh làm việc không thuận lợi nên hiệu suất phanh
không cao.
ã Cơ cấu phanh loại có piston bậc
Trên hình 3 - 2 trình bày vơ cấu phanh với ống xi lanh làm việc có các đờng kính
khác nhau.
Lực tác dụng lên hai guốc phanh trong
trờng hợp này sẽ khác nhau. Với chiều
quay của trống phanh nh hình vẽ thì má
bên phải làm việc thuận lợi hơn vì có
hiện tợng tự siết, vì thế má bên phải cần
ít lực ép hơn có nghĩa là đờng kính
piston nhỏ hơn so với má bên trái.
Ưu điểm của cơ cấu phanh loại này là
đảm bảo các má phanh mòn đều.
Hình 3 - 2
Cơ cấu phanh với piston bậc
Nhợc điểm là có một má phanh làm việc không thuận lợi nên hiệu suất phanh
không cao. Cơ cấu phanh loại này thơng chỉ làm việc tốt khi xe tiến, còn khi xe lùi
thì cơ cấu phanh làm việc kh«ng tèt.

10


ã Cơ cấu phanh loại có hai ống xi lanh
riêng rẽ ở hai guốc phanh.
Trên hình 3 - 3 trình bày cơ cấuphanh loại
có hai ống xi lanh riêng rẽ ở hai guốc phanh.
Mỗi guốc phanh quay quanh một chốt lệch
tâm đối xứng nhau qua tâm guốc phanh. Nhờ

bố trí xi lanh làm việc và chốt lệch tâm
đối xứng nh vậy cho nên hiệu quả phanh
của hai má sẽ bằng nhau khi trèng phanh

H×nh 3 - 3

quay theo bÊt k× chiều nào. So với cơ cấu

Cơ cấu phanh có 2 xilanh riêng

phanh trên hình 3 - 1 thì cơ cấu phanh
này hiệu quả phanh gấp từ 1,6 - 1,8 lần.
u, nhợc điểm: Khi trống phanh quay ngợc chiều kim đồng hồ (ôtô tiến) thì hiệu
quả phanh tốt nhng khi quay cùng chiều kim đồng hồ thì hiệu quả phanh giảm hơn
2 lần.
ã Cơ cấu phanh bơi:
ở các cơ cấu phanh kể trên, guốc phanh thờng tựa vào chốt cố định do đó
guốc phanh có một bậc tự do. Với loại phanh bơi, guốc phanh ở loại cơ cấu
phanh này có hai bậc tự do và không có điểm tựa cố định. ở cơ cấu phanh loại
bơi, hai xi lanh làm việc đều tác dụng lên đầu trên và đầu dới của hai guốc
phanh. Khi phanh các guốc phanh sẽ dịch chuyển theo chiều ngang và ép sát
má phanh vào trống phanh. Nhờ sự ma sát giữa má phanh và trống phanh nên
khi ép sát vào thì má phanh sẽ bị cuốn theo chiều quay của trống phanh. Mỗi
má phanh lúc đó sẽ tác dụng vào pistong và đẩy xi lanh tì sát vào điểm tựa cố
định. Lúc đó hiệu quả phanh sÏ tèt h¬n.

11


Ưu điểm: với kết cấu phanh loại bơi thì hai má phanh có hiệu quả tơng đối giống

nhau ,khi tiến cũng nh khi lùi. Hiệu quả của loại phanh này tốt hơn nhiều so với
những loại trên.
Nhợc điểm: kết cấu phức tạp, gây khó khăn cho việc bảo dỡng, sửa chữa.
ã Cơ cấu phanh tự cờng hoá: hình 3 - 4

Hình 3 - 4
Cơ cấu phanh tự cờng hoá
ở cơ cấu phanh này ngời ta lợi dụng lực ma sát giữa má phanh trớc và trống
phanh để cờng hoá hiệu qủa phanh cho má phanh sau. Vì guốc phanh trớc đợc nối
với guốc phanh sau bởi một thanh liên kết trung gian. Khi phanh quay theo mét
chiỊu nµo cịng cã một bên má phanh tựa vào một điểm tựa cố định 2 nh trên hình
vẽ.
Ưu điểm : Khi xe tiến và lùi thì hiệu quả phanh đều nh nhau.
Hiệu quả phanh của cơ cấu này cao hơn các cơ cấu khác.
Tham khảo trong tài liệu [2] ta đa ra bảng so sánh hiệu quả phanh của các
loại cơ cấu phanh guèc kh¸c nhau:

12


lực tác dụng

lên So sánh (nếu lấy mômen

Các

đầu các guốc

của cơ cấu phanh thông th-

phanh

Loại cơ cấu phanh

ờng hình....là 100%)

Các guốc phanh dịch

điểm chuyển nh nhau

P1 P2

100

tựa ở (dẫn động bằng cam)
Lực tác dụng lên các
về
guốc phanh nh nhau dẫn

P1 = P2

134

động bằng thuỷ lực)
Các điểm tựa ở về các phía khác

P1 = P2
176
nhau
Cơ cấu phanh tự cờng hoá

361
P1 P2
P1 - Lực do truyền động phanh tác dụng lên đầu guốc phanh thứ nhất
P2 - Lực do truyền động phanh tác dụng lên đầu guốc phanh thứ hai

b) Cơ cấu phanh đĩa.
Phanh đĩa ngày càng đợc sử dụng nhiều trên ôtô du lịch. Có hai loại phanh
đĩa đó là loại đĩa quay và loại vỏ quay.
ã Loại đĩa quay : đĩa phanh đợc bắt chặt với moayơ bánh xe nhờ các bu
lông.Có hai tấm ma sát (guốc phanh )đợc lắp vào càng phanh, càng phanh đồng
thời là xi lanh phanh. Khi ngời lái tác dụng lực vào bàn đạp phanh thì dầu phanh từ
xi lanh chính với áp suất cao đợc đa vào xi lanh chính làm pittông đẩy má phanh
ép vào đĩa phanh, đồng thời với áp suất dầu cao làm cho càng phanh đợc đẩy với
chiều lực đẩy ngợc lại, làm càng phanh trợt trên chốt trợt ép má phanh còn lại vào
tấm ma sát và thực hiện quá trình phanh. Khi ngời lái nhả phanh làm áp suất dầu
trong xi lanh chính giảm dầu phanh từ xi lanh bánh xe hồi về xi lanh chính.Pittông
và càng phanh đợc hồi về vị trí ban đầu dới tác dụng của phớt pttông (cao su). Do

13


khe hở phanh đợc điều chỉnh tự động bởi phớt pittông nên khe hở phanh không cần
phải điều chỉnh bằng tay.
+ Cơ cấu phanh dạng đĩa có các dạng chính và kết cấu trên hình 5.5.

a) loại hai pit tong

b) loại một pit tong

Hình 5.5. kết cấu của cơ cấu phanh đĩa

Ưu điểm của phanh đĩa loại đĩa quay: Toả nhiệt tốt do phần lớn đĩa phanh đợc tiếp
xúc với không khí, nên nhiệt sinh ra bởi ma sát dễ dàng toả ra ngoài không khí nên
sự chai bề mặt má phanh khó xảy ra. Nó đảm bảo khả năng ổn định phanh ở tốc độ
cao. Phanh đĩa có cấu tạo tơng đối đơn giản nên việc kiểm tra và thay thế má
phanh đặc biệt dễ ràng. Phanh đĩa còn có u điểm là có khả năng thoát nớc tốt, do
nớc bám vào đĩa phanh bị loại bỏ rất nhanh bởi lực li tâm nên tính năng phanh đợc
hồi phục trong thời gian ngắn. Phanh đĩa còn có u điểm nữa là không cần phải điều
chỉnh khe hở giữa má phanh và đĩa phanh do khe hở phanh đợc điều chỉnh tự động
bởi phớt cao su giữa píttông với xi lanh.Phanh đĩa còn có trọng lợng nhỏ hơn so với
phanh tang trống. Lực chiều trục tác dụng lên đĩa đợc cân bằng.Kết cấu đơn giản
nên độ chính xác có thể cao bởi vậy có khả năng làm việc với khe hở giữa đĩa
phanh với má phanh nhỏ nên giảm thời gian chậm tác dụng và tăng tỉ số truyền cho
cơ cÊu phanh.

14


Nhợc điểm của phanh đĩa loại đĩa quay: Má phanh phải chịu đợc ma sát và nhiệt
độ lớn hơn do kích thớc của má phanh bị hạn chế, nên cần có áp suất dầu lớn hơn
để tạo đủ lực phanh. Do gần nh không có tác dụng tự hÃm nên cần có áp suất dầu
rất cao để đảm bảo đủ lực dừng xe cần thiết. vì vậy đờng kính pittông trong xi lanh
bánh xe phải lớn hơn so với pittông phanh tang trống. Phanh đĩa hở nên nhanh bẩn
các bề mặt ma sát.
ã Phanh đĩa loại vỏ quay: Cơ cấu phanh đợc đặt trong vỏ gang. vỏ
gang đợc bắt chặt với moayơ bánh xe bằng các bu lông. Các đĩa có các má phanh
đặt ở giữa bề mặt ma sát của vỏ và nắp. Các đĩa đợc ép sát vào bề mặt vỏ và nắp vỏ
nhờ hai ống xi lanh và các hòn bi.Loại này thờng đợc dùng trên máy kéo bánh
bơm.
Dựa vào các phân tích về u, khuyết điểm của các cơ cấu phanh nh ở trên, ta lựa

chọn cơ cấu phanh tang trống loại đơn giản cho các cơ cấu phanh của bánh xe sau
bởi vì xe có trọng lợng nhỏ và cơ cấu phanh tang trống loại này đơn giản về kết
cấu, dễ sửa chữa, thay thế và điều chỉnh.
Đối với cơ cấu phanh của bánh xe trớc ta chọn cơ cấu phanh đĩa loại đĩa quay.

c) Một số chi tiết chính của các cơ cấu phanh đà chọn:
- Trống phanh:
Trống phanh phải có độ cứng vững lớn và trọng lợng bé, đồng thời phải đảm
bảo diện tích cần thiết để truyền nhiệt đợc tốt. Nguyên liệu làm trống phanh phải
có hệ số ma sát cao và mòn đều đặn ở bất kỳ nhiệt độ nào. Nhiệt độ ở một số chỗ
tiếp xúc giữa trống phanh và má phanh có khi lên đến nhiệt độ chảy của gang. Kết
cấu của trống phanh phải đảm bảo ma sát tốt. Trống phanh thờng làm bằng gang
hoặc gang hợp kim( có thành phần Niken , đồng, Môdiphen)

15


Hiện nay, trống phanh đợc chế tạo bằng phơng pháp dập thép lá sau đó đúc
bề mặt bên trong bằng một lớp gang hợp kim. Lớp gang hợp kim này đợc đúc theo
phơng pháp li tâm.
Để cho bề mặt trống phanh khỏi bị vênh thì bề mặt làm việc của trống
phanh phải đợc gia công cùng moayơ. Sau khi gia công phải đem lên máy để cân
bằng lại trống phanh.
- Guốc phanh:
Guốc phanh thờng đợc chế tạo bằng các phơng pháp hàn dập hoặc đúc, vật
liệu thờng bằng gang. Trên bề mặt guốc phanh có đặt má phanh. Má phanh đợc
ghép với guốc phanh bằng đinh tán hoặc phơng pháp dán. Các đinh tán phải bằng
kim loại mềm để khi má phanh mòn đến đinh tán thì bề mặt trống phanh không bị
xớc.
Để cho má phanh tì sát vào bề mặt làm việc của trống phanh thì sau khi

ghép vào guốc phanh mới đem gia công. Để cho guốc phanh không dịch chuyển
theo chiều ngang thì trên đĩa phanh có các tấm đỡ.
1.2 Xác định mômen phanh cần thiết sinh ra ở các cơ cấu phanh
ã Yêu cầu:
Mômen phanh sinh ra ở các cơ cấu phanh phải đảm bảo giảm đợc tốc độ
hoặc dừng hẳn ôtô với gia tốc chậm dần trong giới hạn cho phép.
Với cơ cấu phanh đặt trực tiếp ở tất cả các bánh xe thì mômen phanh tính
toán cần sinh ra ở mỗi cơ cấu phanh
ở cầu trớc là:
M PT =

J .h
G
b + max g

2L
g


.rbx



ở cầu sau là:

16

(1)

M PS =

J .h
G 
 a − max g

2L 
g


ϕ.rbx



(2)

Trong đó :
G - Trọng lợng của ôtô khi đầy tải G = 24800 (N)
L - Chiều dài cơ sở của ôtô

L = 2,580 (m)

a - Khoảng cách từ trọng tâm xe tới tâm cầu trớc a =1,509 (m)
b - Khoảng cách từ trọng tâm xe tới tâm cầu sau b =1,070 (m)
hg - ChiỊu cao träng t©m xe

hg =0,8 (m)

JPmax - Gia tốc chậm dần cực đại khi phanh
JPmax=.g = 0,7.9,81=7(m/s2)

g - Gia tèc träng trêng

g = 9,81(m/s2)

φ - HÖ số bám của bánh xe với mặt đờng = 0,7
rbx - Bán kính làm việc trung bình của bánh xe
Ta có
rbx = .r0
Trong đó :
- hệ số biến dạng lèp λ= 0,932
r0 -b¸n kÝnh thiÕt kÕ cđa b¸nh xe . Theo kí hiệu lốp của châu âu thì r 0
đợc xác định theo công thức r0 = B +

d
.25,4
2

với

B- bề rộng của lốp đơn vị (mm)
d -đờng kính vành bánh xe đơn vị (insơ)
Với xe tham khảo dùng loại lèp 215/70R14 ta cã B = 215 (mm)
d =14 (ins¬)
vËy rbx =

( 215 +

14
.25,4)0,932 = 366(mm) = 0,366(m)
2

Thay c¸c gi¸ trị vào (1), (2) ta đợc :

17


Mômen phanh cần sinh ra ở mỗi cơ cấu cầu tríc lµ :
24800

7.0,8

MPT = 2.2,580 (1,070 + 9,81 )0,7.0,366 = 2020,4 (N.m)
Mômen phanh cần sinh ra ở mỗi cơ cấu phanh sau lµ:
MPS =

24800 
7.0,8 
1,509 −
.0,7.0,366 =1155,2 (N.m)
2.2,580 
9,81

1.3 Thiết kế tính toán cơ cấu phanh sau( phanh guốc )

a) Xác định bán kính của lực tổng hợp tác dụng lên má phanh
Ta có biểu thức

=

2rT ( cos β − cos β 2 )

β 2 0 + sin β 2 0 − 2 β 0 . cos( β 1 + β 2 ) . sin β 0

Trong đó :
rT là bán kính tang trống ta có rT=130 (mm) =0,13(m)
β -Gãc tÝnh tõ t©m chèt quay cđa gc phanh đến đầu cuối tấm ma
1

sát
2 -Góc tính từ tâm chốt quay của guốc phanh đến đầu trên tấm ma

sát β2 = β + β0
1
β0 -Gãc «m cđa tÊm ma s¸t

Víi gc phanh sau ta cã β = 150 ; β2 = 1300 ; β0 = 1150
1
Víi guèc phanh tríc ta cã β = 200 ; β2 = 1250 ; β0 = 1050
1
Ta chän guèc phanh sau cã gãc «m lớn hơn guốc phanh sau là do kết cấu
phanh ta đà chọn thì khi xe chạy tiến và ta phanh thì guốc sau do là má tự cờng hoá
nên chịu lực ma sát lớn hơn guốc trớc nên guốc sau sẽ mòn nhanh hơn. Do đó để
đảm bảo tính bền đều cho hai guốc phanh ta nên chọn góc ôm của guốc phanh sau
lớn hơn góc ôm của guốc phanh tríc.

18


Thay các thông số vào ta đợc:
2.0,13( cos15 cos 130 )

ρ 1=

2

115.3,14
115.3,14 
2
. cos(15 +130) . sin 115

 + sin 115 − 2.
180 
180

2.0,13( cos 20 − cos 125)

ρ 2=

2

105.3,14
105.3,14 
2
. cos( 20 +125) . sin 105

 + sin 105 − 2.
180
 180 

= 0,15

= 0,147

( m)

(m)

b¸n kÝnh r0 xác định theo công thức
r0 =

.

à
1 + à2

Với 1 = 0,15 (m) thay vào công thức trên ta đợc
r01 = 0,15.

0,3
1 + 0,3 2

= 0,043 (m)

Víi ρ2 = 0,147(m) thay vào công thức trên ta đợc
r02 = 0,147.

0,3
1 + 0,3 2

= 0,042 (m)

b) Xác định lực tác dụng lên cơ cấu phanh tự cờng hoá
Cơ sở xác định: Khi tính toán cơ cấu phanh ta cần xác định lực P tác dụng lên
guốc phanh để đảm bảo cho tổng mômen phanh sinh ra ở guốc phanh trớc và sau
bằng mômen phanh tính toán của mỗi cơ cấu phanh đặt ở bánh xe.
ở cơ cấu phanh tự cờng hoá thì hiệu quả phanh đợc tăng lên nhờ dùng lực ma sát
giữa má phanh trớc và trống phanh để ép thêm má phanh sau vào trống phanh. Hai
guốc phanh đợc nối với nhau b»ng mét thanh trung gian. Nh vËy guèc phanh sau
đợc ép vào trống phanh không những bằng lực P mà còn bằng lực U2 có trị số bằng
lực U1.

19


Lực P và U1 song song thì lực R1 cân bằng với các lực trên cũng phải song song và
đồng thời tiếp tuyến với vòng tròn bán kính r0.

U3
P

a

b

P

?

o

o

R

1

C

1

U1

U2

Chúng ta có các phơng trình sau:
R1 = P + U1
MPS1 = R1.r0 (1)
điều kiện cân bằng guốc phanh sau, khi lực U2=U1 sẽ là:
R2= P+U1+U3
do đó mômen phanh ở guốc sau là:
MPS2=R2.r0=(R1+U3).r0

(2)

So sánh công thức (1)và(2) chúng ta thấy mômen phanh sinh ra ở guốc sau lớn hơn
mômen phanh sinh ra ở guốc trớc.
Điều kiện cân bằng mômen ở tất cả các lực tác dụng lên guốc phanh trớc đối
với điểm đặt lực U1 là

20

b +c

P(b+c) = R1(c-r01) ⇒ R1 = P. c − r

01

b +c

U1 = R1- P = P c − r

01

tõ ®Êy :
b +c

MPS1 = P c − r .r01
01

(3)

§iỊu kiƯn cân bằng mômen ở tất cả các lực tác dụng lên guốc phanh sau đối
với điểm đặt lực U3 là
b +c

P(a-b) - R2(a-r02) + U2(a+c) trong ®ã U2 = U1= P c − r

02

⇒ R2 =

p[ (a − b)(c − r02 ) + (b + c)(a + c)]
(a − r02 )(c − r02 )

tõ ®Êy ta cã:
MPS2 =

p[ (a − b)(c − r02 ) + (b + c)(a + c)]
.r02
(a − r02 )(c − r02 )

Ta cã tỉng m«men phanh sinh ra của má phanh trớc và má phanh sau phải
bằng mômen phanh tính toán cần sinh ra ở mỗi c¬ cÊu phanh
MPS= MPS1 +MPS2
b +c

M'PS= P c − r .r01+P
01

[ (a − b)(c − r02 ) + (b + c)(a + c)]
(a − r02 )(c − r02 )

Trong ®ã ta có các thông số :a=0,1 (m)
b=0,065(m)
c=0,105(m)
r01=0,043(m)
r02=0,042(m)
M'PS=577,6(N.m)

21

.r02


Thay các thông số trên vào các biểu thức trên ta xác định đợc
P= 1062 (N)

U1 = U2 = 2865 (N)

R2 = 10769 (N)

U3 = 5785 (N)

R1 = 3927(N)
ã Xác định đờng kính xi lanh phanh của bánh xe
Từ công thức tính lực ép cần thiết tác dụng lên guốc phanh

P = π.d 2 . p / 4

ta suy ra ®êng kÝnh xi lanh phanh b¸nh xe:
d=

4.P

π. p

4.1062
= 2(cm)
π .7.10 2

=

Đờng kính xi lanh bánh xe là d2= 20 (mm)

1.4 Tính toán cơ cấu phanh trớc (phanh đĩa)
Mômen phanh sinh ra trên một cơ cấu phanh loại đĩa quay đợc xác định nh
sau:
MPT = m..Q.Rtb
Trong đó:
m - số lợng bề mặt ma sát : m=2
Q - lực ép má phanh vào với đĩa phanh
- hệ số ma sát giữa đĩa phanh và má phanh
Rtb - bán kính trung bình của tấm ma sát
Rtb =

R1 + R2
2

R1 - bán kính bên ngoài của tấm ma sát R1= 0,13 (m)
R2- bán kính bên trong của tấm ma sát R2= 0,085 (m)
⇒

Rtb =

R1 + R2
2

=

0,13 + 0,085
= 0,108 (m)
2

Tõ ®ã ta cần lực ép tác dụng lên má phanh là:
22


M ' PT
1010,2
Q=
= 2.0,3.0,108 =15589 (N)
m.à.Rtb

ã Xác định đờng kính xi lanh bánh xe
d1 =

Từ công thức Q = po.n.π.d12/4

4.Q
p 0 n.π

Trong ®ã :
d1 - ®êng kÝnh xi lanh bánh xe trớc
n - số xi lanh trên một cơ cấu phanh n=2
p0- áp suất dầu trong hệ thống khi phanh p0 =50 ữ 80 KG/cm2
Thay các số liệu trên vào ta đợc:
d1 =

4.15589

7.10 2.2.3,14

= 0,04 (cm)=40(mm)

1.5 Kiểm tra hiện tợng tự xiết cho cơ cấu phanh sau
Hiện tợng tự xiết chỉ sảy ra đối với phanh tang trống. Hiện tợng tự xiết sảy ra
khi má phanh bị ép sát vào tang trống phanh chỉ bằng lực ma sát mà không cần tác
động lực P của pittông lên guốc phanh. Khi hiện tợng tự xiết sảy ra lúc đó mômen
phanh MP đứng về phơng diện lý thuyết sẽ dẫn đến vô cùng dẫn đến phá huỷ cơ
cấu phanh
Từ công thức xác định mô men phanh
b +c

MPS= P c r .r01+P
01

[ (a − b)(c − r02 ) + (b + c)(a + c)]
(a − r02 )(c − r02 )

.r02

ta thÊy khi hiện tợng tự xiết sẩy ra thì MPS = có nghĩa với cơ cấu phanh tự cờng
hoá thì hiện tợng tự xiết sẩy ra với má trớc khi : c = r01
với má sau khi : c=r02 hoặc a=r02
với các thông số của cơ cấu phanh a=0,1 (m)

23


c=0,105(m)

r01=0,043(m)
r02=0,042(m)
thì ta thấy hiện tợng tự xiết không thể sảy ra.
Kết luận : Với các thông số đà chọn đảm bảo cơ cấu phanh sẽ không sảy ra hiện tợng tự xiết khi phanh.
1.6 Kiểm bền cơ cấu phanh
1.6.1 Xác định chiều rông má phanh theo điều kiện áp suất
Ta có áp suất giới hạn trên bề mặt má phanh
[q]= 1,5 --2,0 ( MN/m2).
Theo biĨu thøc ta cã
q=

MP

µ..b.rT β 0

⇒b

2

[q]

MP

à.rT 2 0 [ q ]

Vì má phanh sau của cơ cấu phanh sau là má tự xiết nên ta tính cho má phanh này.
Với : MP = R2.ro2 =10769.0.042=452(N.m)
rT =0,13(m).
β0=115.π/180 =2(rad)
[q]=1,5 MN/m2 = 15 00000N/m2.

μ=0,3

⇒b ≥

452
= 0,03( m)
0,3.0,13 .2.1500000
2

Ta lÊy b = 0,05( m).

24


1.6.2 KiĨm bỊn theo kÝch thíc m¸ phanh

a) TÝnh bỊn máphanh theo công ma sát riêng L
Công ma sát riêng đợc tính theo công thức

G.V 2 0
L=
2.g .F
Trong đó G -trọng lợng xe khi đầy tải G =24800(N)
V0-Tốc độ của xe khi bắt đầu phanh lấy
V0= Vmax=180 (km/h)=50(m/s)
g=9,81(m/s2)
F =F1+F2
trong đó: F1 tổng diện tích má phanh sau
F1= 0i.rt.bi

i là sè m¸ phanh cã i= 4 (m¸)

= 2.2.0,13.0,05+2.1,8.0,13.0,05= 0,05(m2).
F2 tỉng diƯn tÝch m¸ phanh tríc

(

)

π .R1 2 − π .R2 2 o π
π
2
2
F2= 4
.x .
= R1 − R2 .x 0 .
2.
180
90

x0 -góc ôm của tấm ma sát : x0=600
R1-Bán kính ngoài của tấm ma sát : R1=0,13(m)
R2-Bán kính trong của tấm ma sát :R2=0,085(m)
Thay các giá trị trên vào biểu thức ta tính đợc F2=0,02(m2)
Vậy tổng diện tích ma sát F = 0,05+0,02 =0,07 (m2)
Thay số vào công thức ta ®ỵc:
L=

24800.50 2
= 67715159( N / m) = 677( J / cm 2 )

2.9,81.0,07

VËy L=677(J/cm2) < [L] =1000(J/cm2-).

25