Trong những năm gần đây, khi mà nền kinh tế đất nước ngày càng phát triển thì nhu cầu sử dụng ô tô trong giao thông càng nhiều. Cùng với đó là sự xuất hiện của nhiều nhà máy liên doanh sản xuất ôtô như Ford, Toyota, ..Điều này buộc những kỹ sư trong ngành ôtô phải nghiên cứu, tìm tòi, học hỏi những công nghệ mới, cũng như thiết kế cải tạo những ôtô cũ phù hợp với nhu cầu hiện nay. Do đó đồ án môn học tính toán và thiết kế ô tô mang một ý nghĩa quan trọng đối với người sinh viên ngành động lực trước khi ra trường.
Nay em nhận nhiệm vụ thiết kế và tính toán hệ thống phanh của ô tô nhằm mục đích ôn lại kiến thức đã học và nâng cao khả năng linh hoạt trong tính toán và thiết kê.
Được sự chỉ bảo của các giáo viên bộ môn và sự hướng dẫn tận tình của thầy Lê Văn Tuỵ, nay em đã hoàn thành đồ án, nhưng trong qúa trình tính toán thiết kế không tránh khỏi sai sót, mong thầy cô chỉ dẫn . Em xin chân thành cảm ơn.
MỤC LỤC
Trang
1. PHÂN TÍCH CHỌN LOẠI HỆ THỐNG PHANH 3
2.CHỌN SƠ ĐỒ DẪN ĐỘNG. 4
3. TÍNH TOÁN CÁC THÔNG SỐ CƠ BẢN CỦA CƠ CẤU PHANH. 6
3.1. TÍNH MOMEN PHANH YÊU CẦU. 6
3.2. CHỌN SƠ ĐỒ CƠ CẤU PHANH. 10
3.3. TÍNH TOÁN PHẦN TỬ MA SÁT 12
3.3.1.Chọn các kích thước s, h, a1, a2. 13
3.3.2. Tính lực dẫn động P. 14
3.3.3.Kiểm tra hiện tượng tự siết. 14
3.3.4.Xác định kích thước má phanh. 18
3.3.5.Kiểm tra bề rộng má phanh theo tải trọng. 19
3.3.6. Tính công ma sát riêng. 20
3.3.7.Tính toán nhiệt trong quá trình phanh. 20
4. TÍNH TOÁN DẪN ĐỘNG PHANH. 23
4.1. TÍNH ĐƯỜNG KÍNH XILANH CHÍNH VÀ ĐƯỜNG KÍNH XILANH BÁNH XE 24
4.2.TÍNH TOÁN HÀNH TRÌNH LÀM VIỆC VÀ LỰC BÀN ĐẠP. 25
4.2.1.Tính hành trình làm việc của bàn đạp. 25
4.2.2.Tính lực cần tác dụng lên bàn đạp. 27
4.2.3.Tính toán phần trợ lực. 30
1. PHÂN TÍCH CHỌN LOẠI HỆ THỐNG PHANH.
Hiện nay, đối với hệ thống phanh chính trên ôtô người ta thường dùng chủ yếu là dẫn động thuỷ lực và khí nén. Dẫn động cơ khí chỉ dùng làm phanh dừng vì có hiệu suất thấp và khó đảm bảo phanh đồng thời các bánh xe. Dẫn động điện chủ yếu sử dụng trên đoàn xe kéo moóc.
Đối với xe khách, làm việc với vận tốc cao, chở nhiều hành khách, hàng hoá, vì vậy yêu cầu đối với hệ thống phanh phải:
- Làm việc bền vững, tin cậy.
- Có hiệu quả phanh cao khi phanh đột ngột trong trường hợp nguy hiểm.
- Phanh êm dịu trong những trường hợp khác để đảm bảo tính tiện nghi cho hành khách và hàng hoá.
- Đảm bảo tính ổn định và điều khiển của ôtô khi phanh.
- Không có hiện tượng tự phanh khi các bánh xe dịch chuyển thẳng và khi quay vòng.
- Hệ số ma sát giữa má phanh và trống phanh cao, ổn định trong mọi điều kiện sử dụng.
- 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.
- Kết cấu gọn nhẹ, lắp đặt sửa chữa, bảo dưỡng dễ dàng.
- Giá thành thấp.
Dựa vào các điều kiện này ta tiến hành chọn dẫn động phanh thuỷ lực vì nó có các ưu điểm nổi bật hơn dẫn động khí nén như :
+ Độ nhạy lớn, thời gian chịu tác dụng nhỏ ( dưới 0,2 0,4 giây).
+ Luôn luôn đảm bảo phanh đồng thời các bánh xe thì áp suất trong dẫn động chỉ bắt đầu tăng lên khi tất cả các má phanh đã ép sát trống phanh.
+ Hiệu suất cao( h = 0,8 0,9)
+ Kết cấu đơn giản, kích thước, khối lượng, giá thành nhỏ.
+ Có khả năng dùng trên nhiều loại xe khác nhau mà chỉ cần thay đổi cơ cấu phanh.
- Bên cạnh đó loại dẫn động này còn có một số nhược điểm như :
+ Yêu cầu độ bền khá cao, khi có một chỗ nào đó bị rò rỉ thì cả dẫn động không làm việc được.
+ Lực cần thiết tác dụng lên bàn đạp lớn nên thường sử dụng các bộ trợ lực để giảm lực đạp, làm cho kết cấu phức tạp.
+ Sự dao động áp suất của chất lỏng làm việc có thể làm cho các đường ống bị rung dộng và mô men phanh không ổn định.
+ Hiệu suất giảm nhiều ở nhiệt độ thấp.
Mặc dù có những nhược điểm trên nhưng với công nghệ hiện nay ta có thể khắc phục tương đối. Loại dẫn động thuỷ lực này kích thước nhỏ gọn nhưng áp suất cao vì vậy dễ dàng lắp đặt phù hợp với loại xe khách nên chọn loại dẫn động này cho hệ thống phanh xe khách ta đang thiêt kế.
2. CHỌN SƠ ĐỒ DẪN ĐỘNG.
Dẫn động phanh để điều khiển cơ cấu phanh làm việc phải tin cậy, do đó nên chọn dẫn động phanh ít nhất có hai dòng để cho một dòng bị hỏng thì còn dòng kia hoạt động được với một hiệu quả phanh nhất định.
Hiện nay, người ta thường sử dụng các loại sơ đồ dẫn động phanh sau:
Hình 2.1 . Các loại sơ đồ dẫn động phanh.
a)-Sơ đồ phân dòng theo 2 cầu. b)-Sơ đồ phân 2 dòng cầu trước và 1 dòng cầu sau.
c)-Sơ đồ phân dòng chéo. d)-Sơ đồ phân dòng chéo 2 dòng cầu trước.
e)Sơ đồ 2 dòng cho mỗi cầu.
Mỗi sơ đồ trên điều có ưu khuyết điểm của nó nên ta chọn dựa trên những tiêu chí sau:
- Mức độ giảm hiệu quả phanh khi một dòng bị hỏng.
- Mức độ bất đối xứng lực phanh.
- Mức độ phức tạp của kết cấu.
Theo sơ đồ (a) ta thấy có kết cấu đơn giản nhất và nếu nhưng nếu một dòng bị hỏng thì hiệu quả phanh còn lại sẽ nhỏ hơn 50%.
Sơ đồ (b) nếu một trong hai dòng bị hỏng thì hiệu quả phanh còn lại luôn lớn hơn 50% , không bất đối xứng lực phanh nhưng kết cấu hơi phức tạp.
Sơ đồ (c) khi một trong 2 dòng bị hỏng thì hiệu quả phanh luôn còn 50% nhưng bất đối xứng lực phanh.
Sơ đồ (d) nếu một trong hai dòng bị hỏng thì hiệu quả phanh còn lại luôn lơn hơn 50% nhưng kết cấu phức tạp và có sự bất đối xứng lực phanh.
Sơ đồ (e) là loại sơ đồ hoàn thiện nhất nếu một trrong hai dòng bị hỏng thì hiệu quả phanh luôn đẩm bảo 100% nhưng kết cấu phức tạp và giá thành cao.
Do sự bố trí trọng lượng xe lên cầu trước nhỏ hơn nhiều so với cầu sau, nên lực phanh sinh ra ở các cầu tương đương nhau, hiệu quả phanh chỉ giảm đi 50% nếu một trong hai dòng dẫn động bị hỏng khi bố trí dẫn động theo sơ đồ (a). Ngoài ra để cho kết cấu đơn giản, ta chọn sơ đồ (a) làm sơ đồ dẫn động.
3. TÍNH TOÁN CÁC THÔNG SỐ CƠ BẢN CỦA CƠ CẤU PHANH.
3.1. TÍNH MÔMEN PHANH YÊU CẦU.
..............................
Để đảm bảo phanh đạt hiệu quả cao nhất thì hệ thống phanh phải có độ nhạy lớn tức là khe hở tự do giảm, độ cứng dẫn động tăng và lực phanh sinh ra phải lớn tức là phải tận dụng hết lực bám để tạo lực phanh. Để đảm bảo được điều đó thì lực phanh phân bố ra các bánh xe phải tỉ lệ thuận với lực bám.
Tọa độ trọng tâm của xe a, b, hg
Tải trọng phân bố lên các cầu trước và sau : m1, m2
m1 = ; m2 =
Trong đó : m1, m2 - Hệ số phân bố tải trọng cầu trước và sau khi phanh.
G1, G2 - Tải trọng phân bố lên cầu trước và cầu sau.
Ga - Tải trọng toàn bộ.
a - Khoảng cách từ cầu trước đến trọng tâm G .
b - Khoảng cách từ cầu trước đến trọng tâm G.
Z1, Z2 - Lực pháp tuyến tác dụng lên bánh trước và sau.
L - Chiều dài cơ sở.
Theo sơ đồ (hình3.1), lấy mômen tại O1 ta có :
Ga.a - Z2.L = 0 Þ Z2 = (3.1)
Mà Z2 = G2 Þ m2 =
Þ a = [mm]
Theo sơ đồ (hình 3.1) ta có :
a+b = L (3.2)
Þ b = L - a = 3500 - 2500 = 1000 [mm]
Vậy ta đã tính được :
+ a = 2500 [mm]
+ b = 1000 [mm]
Xét khi xe đang chuyển động, bỏ qua lực cản gió Pw và lực cản lăn Pf1, Pf2 vì khi phanh vận tốc giảm dần rất nhanh nếu như phanh đến vận tốc V = 0 thì lực
(Pf1+ Pf2 ) rất nhỏ so với (PP1+PP2).
Ta viết phương trình cân bằng mômen:
-Đối với trục trước:
Z2.L - Ga.b + Pj. hg = 0 (3.3)
-Đối với trục sau:
Z1.L - Ga.a - Pj. hg = 0 (3.4)
Ta có :
[1] (3.5)
Trong đó :
Ga -Trọng lượng toàn bộ của ô tô
g -Gia tốc trọng trường
Jmax -Gia tốc chậm dần cực đại khi phanh.
hg -Chiều cao trọng tâm
Từ các phương trình (3.3), (3.4) và (3.5) ta suy ra :
(3.7)
Để sử dụng hết trọng lượng bám của ôtô thì cơ cấu phanh được bố trí ở các bánh xe trước và sau. Lực phanh lớn nhất đối với toàn bộ xe tức là phanh có hiệu quả nhất khi lực phanh sinh ra ở các bánh xe tỉ lệ thuận với tải trọng tác dụng lên chúng.
Từ đó ta có lực phanh cực đại tác dụng lên bánh xe ở cầu trước và sau là :
-Lực phanh sinh ra ở cầu trước khi phanh:
PPt = j.Z1 (3.8)
-Lực phanh sinh ra ở cầu sau khi phanh:
PPs = j.Z2 (3.9)
Từ phương trình (3.6) và (3.8) ta có lực phanh sinh ra ở cầu trước là :
[N]
Với : Ga = 112000 [N]
L = 3,5 [m]
b = 1 [m]
hg = 1,15 [m]
j - Hệ số bám giữa lốp và đường, theo [1] thì j = (0,6 ¸ 0,7) nên ta chọn
j = 0,6
Þ
Þ PPt = 32448 [N]
Từ phương trình (1.9) và (1.7) ta có lực phanh sinh ra ở cầu sau là :
Với : a = 2,5 [m]
Þ
Þ PPs = 34725 [N]
* Vậy lực phanh sinh ra của mỗi cơ cấu phanh là:
Ở cơ cấu phanh trước :Pp1 = PPt/2 = [N]
Ở cơ cấu phanh sau :Pp2 = PPs/2 = [N]
Mômen phanh cần sinh ra của mỗi cơ cấu phanh:
+ Ở cơ cấu phanh trước :
Mp1 = Pp1.rbx
Trong đó : rbx - Bán kính của bánh xe
rbx = 0,45 [m]
Mp1 = 16224.0,45 = 7300,8 [Nm]
+ Ở cơ cấu phanh sau :
Mp2 = Pp2.rbx = 17362,5.0,45
Mp2 = 7813.1 [Nm]
3.2. CHỌN SƠ ĐỒ CƠ CẤU PHANH.
Cơ cấu phanh là bộ phận trực tiếp tạo ra lực cản, làm việc chủ yếu theo nguyên lý ma sát nên kết cấu của nó có hai phần chính là phần tử ma sát và cơ cấu ép. Phần tử ma sát thường là loại trống guốc, đĩa, hay là dải. Phanh đĩa thường dùng cho xe du lịch vì có khả năng làm việc với khe hở nhỏ 0,05 ¸ 0,15 mm nên rất nhạy, áp suất phân bố điều trên bề mặt má phanh, má phanh mòn điều. Nhưng để chế tạo đĩa dùng được cho xe có tải trọng lớn rất khó khăn và khó bố trí trong bánh xe. Phanh dải chủ yếu được sử dụng trên máy kéo xích. Vì nó dùng phối hợp với ly hợp chuyển hướng tạo ra một kết cấu đơn giản và gọn. Nhưng nó có hiệu quả phanh không cao, áp suất phân bố trên bề mặt không điều, nên má phanh mòn không điều,và tải trọng hướng kính tác dụng lên trục lớn. Dựa vào xe tham khảo, ta chọn cơ cấu phanh loại trống guốc và cơ cấu ép là xilanh thuỷ lực, và đây cũng là loại thường sử dụng nhất.
Đối với dẫn động thủy lực, thì cơ cấu phanh thường dùng các loại như hình (3.2), các sơ đồ này khác nhau ở:
- Dạng và số lượng cơ cấu ép.
- Số bậc tự do của các guốc phanh.
- Đặc điểm tác dụnh giữa trống và guốc, giữa guốc với cơ cấu ép.
Do vậy, khác nhau ở :
- Hiệu quả làm việc.
- Đặc điểm mài mòn các bề mặt ma sát của guốc.
- Giá trị lực tác dụng lên cụm ổ trục của bánh xe.
- Mức độ phức tạp của kết cấu.
Vậy để chọn sơ đồ kết nối, ta dựa vào các chỉ tiêu như:
-Tính thuận nghịch.
-Tính cân bằng.
-Hệ số hiệu quả.
- Trên hình (3.2a) là cơ cấu phanh guốc ép bằng một xilanh thủy lực. Là cơ cấu thuận nghịch, không công bằng vì guốc trước có hiện tượng tự siết, guốc sau thì tự tách. Do có hiện tượng tự siết nên hệ số hiệu quả cao khi xe chuyển động theo chiều tiến.
- Trên hình (3.2b) là cơ cấu phanh guốc ép bằng hai xilanh thủy lực, guốc hai bậc tự do. Đây là loại cơ cấu vừa thuận nghịch vừa cân bằng, hiệu quả phanh cao: Khq = (1,6¸1,8) lần so với sơ đồ 1.1a trên cả hai chiều, tuy vậy sơ đồ này rất phức tạp.
-Trên hình (3.2c) là cơ cấu ép bằng hai xilanh thủy lực, guốc một bật tự do. Đây là cơ cấu không thuận nghịch, vì momen sinh ra theo chiều tiến lớn hơn theo chiều lùi, cơ cấu này lợi dụng ma sát để tăng hiệu quả phanh theo chiều tiến và giảm một chút theo chiều lùi, loại này thường sử dụng ở cầu trước xe du lịch hệ số hiệu quả loại này Khq = (1,6¸1,8) lần so với sơ đồ 1.1a theo chiều tiến. Ngoài ra còn có một số cơ cấu khác là cơ cấu phanh guốc tự cường hóa...
Qua việc phân tích các loại cơ cấu trên, phù hợp với loại xe ta thiết kế thì tốt nhất ta chọn cơ cấu phanh bánh xe trước và bánh xe sau như trên hình (3.2a). Vì nó có kết cấu đơn giản, dễ bố trí. Hiệu quả phanh thấp, ta có thể thiết kế trợ lực trong dẫn động để tăng thêm hiệu quả phanh.
3.3. TÍNH TOÁN PHẦN TỬ MA SÁT.
3.3.1. Chọn các kích thước s, h, a1, a2 :
Sau khi tham khảo nhiều loại xe có tải trọng gần giống với xe thiết kế, ta chọn được a1, a2 dựa vào giớ hạn của b, b =(90o ¸ 120o ). Hiệu qủa phanh phụ thuộc khá nhiều vào góc ôm phanh b. Nếu b quá lớn thì áp suất trên má phanh phân bố không điều. Khi phanh với từng thời gian ngắn một thì momen phanh sẽ tăng lên khi tăng b. Nhưng nếu tăng quá 120o thì hiệu quả phanh hầu như không tăng gì cả. Còn nếu phanh thường xuyên có chu kì thì momen phanh sẽ giảm khi tănh góc b do nhiệt đô của trống phanh tăng nhiều.
....................
-Quy luật phân bố áp suất theo chiều dài má phanh không phụ thuộc vào giá trị lực ép tác dụng lên guốc và có dạng tổng quát:
Trong đó : qmax - Ap suất cực đại trên má phanh.
y(a) -Hàm phân bố áp suất.
-Hệ số ma sát giữa trống phanh và má phanh m không phụ thuộc vào chế độ phanh .
Khi phanh, phần tử vô cùng bé da sẽ chịu tác dụng của lực :
-Lực pháp tuyến : dN = q.b.r. da
- Lực ma sát : dFt = m.dN = m.q.b.r.da
Lực ma sát tạo ra một momen phanh :
dMp = dFt.r = m.q.b.r2.da = m.qmax.b.r2.Y(a).da
Tích phân biểu thức trên từ a1 đến a2 ta được momen tổng do các guốc phanh tương ứng tạo ra:
Mp1,2 = m.qmax.b.r2.da
Trong đó : Chỉ số (1) ứng với guốc tự siết.
Chỉ số (2) ứng với guốc không tự siết.
Sau khi tìm được qmax bằng cách viết phương trình cân bằng momen đối với điểm quay (C) ta tính được mômen tổng của hai guốc phanh :
MpS = (MP1+ MP2 ) = [2] (3.10)
Trong đó :
MP1 - mômmen phanh sinh ra ở má phanh trước
MP2 - mômmen phanh sinh ra ở má phanh sau
P1 - lực tác dụng lên guốc trước
P2 - lực tác dụng lên guốc sau
- Dấu “+” guốc tự tách.
- Dấu “-” guốc tự siết.
m :Hệ số ma sát giữa trống phanh và má phanh theo [2], chọn m = 0,35
Xe thiết kế với dẫn động thủy lực có các guốc bố trí đối xứng thì cơ cấu phanh trước có P1 = P2 = P và cơ cấu phanh sau P2t = P2s = P2; A1 = A2 ,B1 = B2 và h’ = h” = h . Vậy lực tác dụng lên guốc phanh trước bằng lực tác dụng lên guốc phanh sau và bằng lực tác dụng lên guốc phanh của mỗi cơ cấu phanh. Do đó:
Chọn phân bố áp suất theo chiều dài má phanh là điều, Y(a) = 1
Þ
Vậy, lực tác dụng lên má phanh ở cơ cấu phanh cầu trước: (3.11)
Trong đó :
MPS1 - Tổng mômen yêu cầu sinh ra ở cơ cấu phanh cầu trước
h - khoảng cách giữa hai điểm tuỳ , h= 0,306 [m] m -hệ số ma sát, theo [1] m=(0,28¸0,35), chọn m=0,35
Þ [N]
Lực tác dụng lên má phanh ở cơ cấu phanh sau.
(3.12) Þ [N]
Vậy lực tác dụng lên guốc phanh ở cơ cấu trước và cơ cấu sau là :
P1 = 18874,5 [N]
P2 = 20198,9 [N]
3.3.3. Kiểm tra hiện tượng tự siết.
Hiện tượng tự siết xảy ra khi má phanh bị ép sát vào trống phanh chỉ bằng lực ma sát mà không cần lực dẫn động. Lúc này trên phương diện lý thuyết mà nói thì Mp sẽ tiến đến vô cùng.
Theo tài liệu [2] ta có:
MP1 = (3.13)
Hiện tượng tự siết khi mẫu số của biểu thức (3.13) bằng 0. Do vậy để tránh hiện tượng tự siết phải đảm bảo điều kiện:
A - mB > 0
Tức là : m <
Thoả mãn với hệ số ma sát khi ta chọn m = 0,35
3.3.4.Xác định kích thước má phanh:
Chiều rộng của má phanh được xác định trên cơ sở đảm bảo công ma sát riêng, áp suất trên bề mặt ma sát và tải trọng riêng qui ước.
Từ điều kiện phân bố áp suất theo chiều dài là điều, Y(a)=1, ta có :
Þ
Trong đó: - Mp là momen phanh do một má phanh sinh ra.
Vì momen phanh yêu cầu sinh ra ở cơ cấu phanh sau lớn hơn cơ cấu phanh trước và hiện tượng tự siết nên ta chỉ cần tính toán tìm b của má phanh trước ở cơ cấu phanh cầu sau. Sau đó ta chọn bề rộng các má còn lại như nhau để tiêu chuẩn hoá sản phẩm.
[N.m]
Theo tài liệu [2], áp suất sinh ra trên toàn bộ bề mặt ma sát phải thỏa mãn điều kiện:
(3.14)
Trong đó : [q] - áp suất cho phép phân bố trên má phanh, [q] = 2,5 [MPa]
b - bề rộng má phanh.
Þ (3.15)
Trong đó :
MP1s = 5642,3[Nm] - momen dẫn động tác dụng lên má phanh của cơ cấu phanh sau.
m = 0,35 - hệ số ma sát.
rt = 0,191[m] - bán kính trống phanh.
b = 110o - góc ôm.
[q] - áp suất cho phép của bề mặt ma sát của trống phanh
Þ [m]
Vậy ta chọn bề rộng của má phanh trước và sau bằng nhau:
bt = bs = b = 96 [mm]
3.3.5. Kiểm tra bề rộng má phanh theo tải trọng.
