MỤC LỤC

Mục lục.............................................................................................1

Lời nói đầu............................................................................................ 3

Chương I: Tổng quan về hệ thống phanh.............................................. 4

1. Công dụng, phân loại, yêu cầu.................................................... 5

2. Cấu tạo chung của hệ thống phanh............................................. 7

3. Cơ cấu phanh.............................................................................. 8

4. Dẫn động phanh........................................................................ 16

Chương II: Lựa chọn phương án thiết kế............................................ 22

1. Lựa chọn cơ cấu phanh.............................................................. 23

2. Lựa chọn dẫn động phanh......................................................... 27

Chương III: Thiết kế tính toán hệ thống phanh.................................. 31

Phần I. Thiết kế hệ thống phanh................................................... 32

1. Tính toán hệ thống phanh..................................................... 32

1.1. Tính toán cơ cấu phanh sau.......................................... 32

1.2. Tính toán cơ cấu phanh trước....................................... 39

1.3. Xác định kích thước má phanh..................................... 40

1.4. Tính toán nhiệt phát ra trong quá trình phanh............. 43

2. Thiết kế tính toán dẫn động phanh....................................... 44

2.1 Đường kính xi lanh công tác.......................................... 44

2.2 Đường kính xi lanh chính.............................................. 45

2.3 Hành trình làm việc của piston trong xi lanh chính....... 45

2.4 Tính toán xéc măng trong xi lanh bánh xe .................... 47

3. Tính bền một số chi tiết........................................................ 48

3.1 Tính toán guốc phanh ................................................... 48

3.2 Tính bền trống phanh ................................................... 57

3.3 Tính bền đường ống dẫn động phanh ........................... 59

Phần II. Thiết kế trợ lực phanh..................................................... 60

1. Các phương án trợ lực khi thiết kế........................................ 60

2. Thiết kế bộ trợ lực................................................................. 67

2.1 Hệ số trợ lực ................................................................. 67

2.2 Xác định kích thước màng trợ lực ................................. 69

2.3 Tính lò xo bộ cường hoá ............................................... 69

Phần III. Thiết kế bộ điều hoà lực phanh...................................... 72

1. Cơ sở để điều chỉnh áp lực phanh......................................... 72

2. Các phương án bố trí bộ điều hoà lực phanh ....................... 74

3. Tính toán thiết kế bộ điều hoà lực phanh kiểu piston vi sai.. 80

3.1 Xây dựng đồ thị quan hệ áp suất  ................................. 80

3.2 Chọn đường đặc tính điều chỉnh ................................... 83

3.3 Xác định hệ số bám ... đạt hiệu quả phanh cao nhất..... 84

4. Xác định hệ số K_đ................................................................. 85

5. Phương trình quan hệ áp suất của đường đặc tính điều chỉnh 86

6. Chọn và xác định các thông số kết cấu................................. 87

7. Xây dựng đường đặc tính của hệ thống treo.......................... 91

8. Kiểm tra lại đường kính D của piston vi sai.......................... 93

9. Kiểm tra đặc tính  điều chỉnh của bộ điều hoà lực phanh ..... 94

Chương IV: Quy tình công nghệ gia công chi tiết................................ 96

4.1. Phân tích kết cấu - Chọn dạng sản xuất................................ 97

4.2. Lập quy trình công nghệ....................................................... 97

Kết luận …........................................................................................ 105

Tài liệu tham khảo............................................................................. 106

LỜI NÓI ĐẦU

   Giao thông vận tải chiếm vị trí rất quan trọng trong nền kinh tế quốc dân, đặc biệt là đối với các nước có nền kinh tế phát triển. Có thể nói rằng mạng lưới giao thông vận tải là mạch máu của một quốc gia, một quốc gia muốn phát triển nhất thiết phải phát triển mạng lưới giao thông vận tải.

   Trong hệ thống giao thông vận tải của chúng ta nghành giao thông đường bộ đóng vai trò chủ đạo và phần lớn lượng hàng và người được vận chuyển trong nội địa bằng ôtô.

   Cùng với sự phát triển của khoa học kỹ thuật, nghành ôtô ngày càng phát triển hơn. Khởi đầu từ những chiếc ôtô thô sơ hiện nay nghành công nghiệp ôtô đã có sự phát triển vượt bậc nhằm đáp ứng những yêu của con người. Những chiếc ôtô ngày càng trở nên đẹp hơn, nhanh hơn, an toàn hơn, tiện nghi hơn, để theo kịp với xu thế của thời đại.

   Song song với việc phát triển nghành ôtô thì vấn đề bảo đảm an toàn cho người và xe càng trở nên cần thiết. Do đó trên ôtô hiện nay xuất hiện rất nhiều cơ cấu bảo đảm an toàn như: Cơ cấu phanh, dây đai an toàn, túi khí, trong đó cơ cấu phanh đóng vai trò quan trọng nhất. Cho nên khi thiết kế hệ thống phanh phải đảm bảo phanh có hiệu quả cao, an toàn ở mọi tốc độ nhất là ở tốc độ cao; để nâng cao được năng suất vận chuyển người và hàng hoá là điều rất cần thiết.

   Đề tài này có nhiệm vụ “Thiết kế hệ thống phanh xe Minibus” dựa trên xe tham khảo là xe HIACE - 16 chỗ của hãng TOYOTA. Sau 12 tuần nghiên cứu thiết kế dưới sự hướng dẫn, chỉ bảo nhiệt tình của thầy:……………. và toàn thể các thầy trong bộ môn ôtô đã giúp em hoàn thành được đồ án của mình. Mặc dù vậy cũng không tránh khỏi những thiếu sót em mong các thầy giúp em tìm ra những thiếu sót đó để đồ án của em được hoàn thiện hơn.

   Em xin chân thành cảm ơn thầ:……………… cùng toàn thể các thầy trong bộ môn đã giúp em hoàn thành đồ án tốt nghiệp của mình.

CHƯƠNG I

 TỔNG QUAN VỀ HỆ THỐNG PHANH

1.1. CÔNG DỤNG, PHÂN LOẠI VÀ YÊU CẦU:

1.1.1. Công dụng:

Hệ thống phanh có chức năng giảm tốc độ chuyển động của xe tới vận tốc chuyển động nào đó, dừng hẳn hoặc giữ xe đỗ ở một vị trí nhất định.

Đối với ôtô hệ thống phanh là một trong những cụm quan trọng nhất, bởi vì nó bảo đảm cho ôtô chạy an toàn ở tốc độ cao, do đó có thể nâng cao được năng suất vận chuyển.

Trên ôtô sự phanh xe được tiến hành bằng cách tạo ma sát giữa phần quay và phần đứng yên của các cụm liên kết với bánh xe: giữa tang trống với má phanh hoặc đĩa phanh với má phanh. Quá trình ma sát trong các cơ cấu phanh dẫn tới mài mòn và nung nóng các chi tiết ma sát, nếu không xác định kịp thời và tiến hành hiệu chỉnh thì có thể dẫn tới làm giảm hiệu quả phanh.

Hư hỏng trong hệ thống phanh thường kèm theo hậu quả nghiêm trọng, làm mất tính an toàn chuyển động của ôtô. Các hư hỏng rất đa dạng và phụ thuộc vào kết cấu hệ thống phanh.

1.1.2. Phân loại:

Có nhiều cách phân loại hệ thống phanh.

       a. Theo công dụng:

- Hệ thống phanh chính (phanh chân).

- Hệ thống phanh dừng (phanh tay).

- Hệ thống phanh dự phòng.

- Hệ thống phanh chậm dần (phanh bằng động cơ, thủy lực hoặc điện từ).

    b. Theo kết cấu của cơ cấu phanh:

- Hệ thống phanh với cơ cấu phanh guốc.

- Hệ thống phanh với cơ cấu phanh đĩa.

       c. Theo dẫn động phanh:

- Hệ thống phanh dẫn động cơ khí.

- Hệ thống phanh dẫn động thủy lực.

- Hệ thống phanh dẫn động khí nén.

- Hệ thống phanh dẫn động kết hợp khí nén-thủy lực.

- Hệ thống phanh dẫn động có cường hóa.

      d. Theo khả năng điều chỉnh mômen phanh ở cơ cấu phanh:

Theo khả năng điều chỉnh mômen phanh ở cơ cấu phanh chúng ta có hệ thống phanh với bộ điều hòa lực phanh.

    e. Theo khả năng chống bó cứng bánh xe khi phanh:

Theo khả năng chống bó cứng bánh xe khi phanh chúng ta có hệ thống phanh với bộ chống hãm cứng bánh xe (hệ thống ABS).

1.1.3. Yêu cầu:

 Hệ thống phanh cần bảo đảm các yêu cầu sau:

- 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.

- Phanh êm dịu trong bất kì mọi trường hợp để đảm bảo sự ổn định của ôtô khi phanh.

- Điều khiển nhẹ nhàng, nghĩa là lực tác dụng lên bàn đạp hay đòn điều khiển không lớn.

                 - Dẫn động phanh có độ nhạy cao.

    - Đảm bảo việc phân bố mômen phanh trên các bánh xe phải theo quan hệ sử dụng hoàn toàn trọng lượng bám khi phanh với bất kì cường độ nào.

                - Không có hiện tượng tự xiết khi phanh.

               - Cơ cấu phanh thoát nhiệt tốt.

   - Giữ được tỉ lệ thuận giữa lực trên bàn đạp hoặc đòn điều khiển - với lực phanh trên bánh xe.

   - Có hệ số ma sát giữa phần quay và má phanh cao và ổn định trong điều kiện sử dụng.

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

1.2. CẤU TẠO CHUNG CỦA HỆ THỐNG PHANH :

  Cấu tạo chung của hệ thống phanh trên ôtô được mô tả trên hình 1.1

Nhìn vào sơ đồ cấu tạo, chúng ta thấy hệ thống phanh bao gồm hai phần chính:

      a. Cơ cấu phanh:

Cơ cấu phanh được bố trí ở các bánh xe nhằm tạo ra mômen hãm trên bánh xe khi phanh ôtô.

      b. Dẫn động phanh:

Dẫn động phanh dùng để truyền và khuếch đại lực điều khiển từ bàn đạp phanh đến cơ cấu phanh. Tùy theo dạng dẫn động: cơ khí, thủy lực, khí nén hay kết hợp thủy - khí mà trong dẫn động phanh có thể bao gồm các phần tử khác nhau. Ví dụ dẫn động cơ khí thì dẫn động phanh bao gồm bàn đạp và các thanh, đòn cơ khí. Nếu là đẫn động thủy lực thì dẫn động phanh bao gồm: bàn đạp, xi lanh chính (tổng phanh), xi lanh công tác (xi lanh bánh xe) và các ống dẫn.

1.3. CƠ CẤU PHANH :

   1.3.1. Kết cấu chung:

Kết cấu của cơ cấu phanh dùng trên ôtô tùy thuộc bởi vị trí đặt nó (phanh ở bánh xe hoặc ở truyền lực), bởi loại chi tiết quay và chi tiết tiến hành phanh.

Cơ cấu phanh ở bánh xe thường dùng loại guốc và gần đây trên các xe con hiện đại người ta thường sử dụng phanh đĩa (có thể ở cầu trước, cầu sau, hoặc cả hai cầu)

1.3.2. Cơ cấu phanh guốc (phanh trống):

a. Cơ cấu phanh guốc đối xứng qua trục:

Cơ cấu phanh đối xứng qua trục (có nghĩa gồm hai guốc phanh bố trí đối xứng qua đường trục thẳng đứng) được thể hiện trên hình 1.2. Trong đó sơ đồ hình 1.2.a là loại sử dụng cam ép để ép guốc phanh vào trống phanh, loại này hay sử dụng trên ôtô tải lớn; sơ đồ hình 1.2.b là loại sử dụng xi lanh thủy lực để ép guốc phanh vào trống phanh, loại này thường sử dụng trên ôtô du lịch và ôtô tải nhỏ.

Cấu tạo chung của cơ cấu phanh loại này là hai chốt cố định có bố trí bạc lệch tâm để điều chỉnh khe hở giữa má phanh và trống phanh ở phía dưới, khe hở phía trên được điều chỉnh bằng trục cam ép (hình 1.2.a) hoặc bằng cam lệch tâm (hình 1.2.b).

Trên hai guốc phanh có tán (hoặc dán) các tấm ma sát. Các tấm này có thể dài liên tục (hình 1.2.b)  hoặc phân chia thành một số đoạn (hình 1.2.a).

Ở hình (hình 1.2.b) trống phanh quay ngược chiều kim đồng hồ và guốc  phanh bên trái là guốc xiết,  guốc bên phải là guốc nhả. Vì vậy má phanh bên guốc xiết dài hơn bên guốc nhả với mục đích để hai má phanh có sự hao mòn như nhau trong quá trình sử dụng do má xiết chịu áp suất lớn hơn.

Còn đối với cơ cấu phanh được mở bằng cam ép (hình 1.2.a) áp suất tác dụng lên hai má phanh là như nhau nên độ dài của chúng bằng nhau.   

       b. Cơ cấu phanh guốc đối xứng qua tâm:

Cơ cấu phanh guốc đối xứng qua tâm được thể hiện trên hình 1.3. Sự đối xứng qua tâm ở đây được thể hiện trên mâm phanh cùng bố trí hai chốt guốc phanh, hai xi lanh bánh xe, hai guốc phanh hoàn toàn giống nhau và chúng đối xứng với nhau qua tâm.

Mỗi guốc phanh được lắp trên một chốt cố định ở mâm phanh và cũng có bạc lệch tâm để điều chỉnh khe hở phía dưới của má phanh với trống phanh. Một phía của pittông luôn tì vào xi lanh bánh xe nhờ lò xo guốc phanh. Khe hở phía trên giữa má phanh và trống phanh được điều chỉnh bằng cơ cấu tự động điều chỉnh khe hở lắp trong pittông của xi lanh bánh xe. Cơ cấu phanh loại đối xứng qua tâm thường có dẫn động bằng thủy lực và được bố trí ở cầu trước của ôtô du lịch hoặc ôtô tải nhỏ.

     c. Cơ cấu phanh guốc loại bơi:

Cơ cấu phanh guốc loại bơi có nghĩa là guốc phanh không tựa trên một chốt quay cố định mà cả hai đều tựa trên mặt tựa di trượt (hình 1.3.b).

Có hai kiểu cơ cấu phanh loại bơi: loại hai mặt tựa tác dụng đơn (hình 1.4.a); loại hai mặt tựa tác dụng kép (hình 1.3.b).

- Loại hai mặt tựa tác dụng đơn:    

Ở loại này một đầu của guốc phanh được tựa trên mặt tựa di trượt trên phần vỏ xi lanh, đầu còn lại tựa vào mặt tựa di trượt của pittông. Cơ cấu phanh loại này thường được bố trí ở các bánh xe trước của ôtô du lịch và ôtô tải nhỏ.

- Loại hai mặt tựa tác dụng kép:

Ở loại này trong mỗi xi lanh bánh xe có hai pittông và cả hai đầu của mỗi guốc đều tựa trên hai mặt tựa di trượt của hai pittông. Cơ cấu phanh loại này được sử dụng ở các bánh xe sau của ôtô du lịch và ôtô tải nhỏ.

 c. Cơ cấu phanh guốc loại tự cường hóa:

Cơ cấu phanh guốc tự cường hóa có nghĩa là khi phanh bánh xe thì guốc phanh thứ nhất sẽ tăng cường lực tác dụng lên guốc phanh thứ hai.

Có hai loại cơ cấu phanh tự cường hóa: cơ cấu phanh tự cường hóa tác dụng đơn (hình 1.4.a); cơ cấu phanh tự cường hóa tác dụng kép (hình 1.4.b).

- Cơ cấu phanh tự cường hoá tác dụng đơn:

Cơ cấu phanh tự cường hóa tác dụng đơn có hai đầu của hai guốc phanh được liên kết với nhau qua hai mặt tựa di trượt của một cơ cấu điều chỉnh di động. Hai đầu còn lại của hai guốc phanh thì một được tựa vào mặt tựa di trượt trên vỏ xi lanh bánh xe còn một thì tựa vào mặt tựa di trượt của pittông xi lanh bánh xe. Cơ cấu điều chỉnh dùng để điều chỉnh khe hở giữa má phanh và trống phanh của cả hai guốc phanh. Cơ cấu phanh loại này thường được bố trí ở các bánh xe trước của ôtô du lịch và ôtô tải nhỏ đến trung bình.

    - Cơ cấu phanh tự cường hóa tác dụng kép:

Cơ cấu phanh tự cường hóa tác dụng kép có hai đầu của hai guốc phanh được tựa trên hai mặt tựa di trượt của hai pittông trong một xi lanh bánh xe. Cơ cấu phanh loại này được sử dụng ở các bánh xe sau của ôtô du lịch và ôtô tải nhỏ đến trung bình.

 1.3.3. Cơ cấu phanh đĩa :

cơ cấu phanh dạng đĩa có các dạng chính và kết cấu trên hình 1.5.

Các bộ phận chính của cơ cấu phanh đĩa bao gồm:

    - Một đĩa phanh được lắp với moayơ của bánh xe và quay cùng bánh xe;

    - Một giá đỡ cố định trên dầm cầu trong đó có đặt các xi lanh bánh xe;

    - Hai má phanh dạng phẳng được đặt ở hai bên của đĩa phanh và được dẫn động bởi các pittông của các xi lanh bánh xe;

     Có hai loại cơ cấu phanh đĩa: loại giá đỡ cố định và loại giá đỡ di động.

    a. Loại giá đỡ cố định :

Loại này, giá đỡ được bắt cố định trên dầm cầu. Trên giá đỡ bố trí hai xi lanh bánh xe ở hai đĩa của đĩa phanh. Trong các xi lanh có pittông, mà một đầu của nó luôn tì vào các má phanh. Một đường dầu từ xi lanh chính được dẫn đến cả hai xi lanh bánh xe.

     b. Loại giá đỡ di động :

Ở loại này giá đỡ không bắt cố định mà có thể di trượt ngang được trên một số chốt bắt cố định trên dầm cầu.Trong giá đỡ di động người ta chỉ bố trí một xi lanh bánh xe với một pittông tì vào một má phanh. Má phanh ở phía đối diện được gá trực tiếp lên giá đỡ.

   1.3.4. Cơ cấu phanh dừng :

        - Phanh dừng được dùng để dừng (đỗ xe) trên đường dốc hoặc đường bằng. Nói chung hệ thống phanh này được sử dụng trong trường hợp ôtô đứng yên, không di chuyển trên các loại đường khác nhau.

     - Về cấu tạo phanh dừng cũng có hai bộ phận chính đó là cơ cấu phanh và dẫn động phanh.

Cơ cấu phanh có thể bố trí kết hợp với cơ cấu phanh của các bánh xe phía sau hoặc bố trí trên trục ra của hộp số.

  - Dẫn động phanh của hệ thống phanh dừng hầu hết là dẫn động cơ khí được bố trí và hoạt động độc lập với dẫn động phanh chính và được điều khiển bằng tay, vì vậy còn gọi là phanh tay.

4.                                                                                                1.4. DẪN ĐỘNG PHANH :

1.4.1. Dẫn động phanh chính bằng cơ khí :

Hệ thống phanh dẫn động cơ khí có ưu điểm kết cấu đơn giản nhưng không tạo được mômen phanh lớn do hạn chế lực điều khiển của người lái, thường chỉ sử dụng ở cơ cấu phanh dừng (phanh tay).

1.4.2. Dẫn động phanh chính bằng thuỷ lực :

Ở phanh dầu lực tác dụng từ bàn đạp lên cơ cấu phanh qua chất lỏng (chất lỏng được coi như không đàn hồi khi ép).

Cấu tạo chung của hệ thống phanh dẫn động bằng thuỷ lực bao gồm: bàn đạp phanh, xi lanh chính (tổng phanh), các ống dẫn, các xi lanh công tác (xi lanh bánh xe).

Dẫn động phanh dầu có ưu điểm phanh êm dịu, dễ bố trí, độ nhạy cao (do dầu không bị nén). Tuy nhiên nó cũng có nhược điểm là tỉ số truyền của dẫn động dầu không lớn nên không thể tăng lực điều khiển trên cơ cấu phanh. Vì vậy hệ thống phanh dẫn động thuỷ lực thường được sử dụng trên ôtô du lịch hoặc ôtô tải nhỏ.

Trong hệ thống phanh dẫn động phanh bằng thuỷ lực tuỳ theo sơ đồ của mạch dẫn động người ta chia ra dẫn động một dòng và dẫn động hai dòng.

a. Dẫn động một dòng:

Dẫn động một dòng có nghĩa là từ đầu ra của xi lanh chính chỉ có một đường dầu duy nhất dẫn đến tất cả các xi lanh công tác của các bánh xe. Dẫn động một dòng có kết cấu đơn giản nhưng độ an toàn không cao. Vì một lý do nào đó, bất kỳ một đường ống dẫn dầu nào đến các xi lanh bánh xe bị rò rỉ thì dầu trong hệ thống bị mất áp suất và tất cả các bánh xe đều bị mất phanh.

Vì vậy trong thực tế người ta hay sử dụng dẫn động thuỷ lực hai dòng.

b.  Dẫn động hai dòng (hình 1.6):

hình 1.6 Dẫn động hai dòng

Dẫn động hai dòng có nghĩa là từ đầu ra của xi lanh chính có hai đường dầu độc lập dẫn đến các bánh xe của ôtô. Để có hai đầu ra độc lập người ta có thể sử dụng một xi lanh chính đơn kết hợp với một bộ chia dòng hoặc sử dụng xi lanh chính kép (loại "tăng đem").

Ở sơ đồ hình 1.6.a thì một dòng được dẫn động ra hai bánh xe cầu trước còn một dòng được dẫn động ra hai bánh xe cầu sau. Với cách bố trí này một trong hai dòng bị rò rỉ dòng còn lại vẫn có tác dụng. Ví dụ trên hình vẽ khi dòng dầu ra cầu trước bị rò rỉ thì dòng dẫn ra cầu sau vẫn có tác dụng và lực phanh vẫn xuất hiện ở hai bánh sau khi phanh.

Ở sơ đồ hình 1.6.b thì một dòng được dẫn tới một bánh xe phía trước và một bánh xe phía sau so le nhau, còn một dòng được dẫn tới hai bánh xe so le còn lại. Trong trường hợp này khi một dòng bị rò rỉ thì dòng còn lại vẫn có tác dụng và lực phanh vẫn sinh ra ở hai bánh xe so le trước và sau.

1.4.3. Dẫn động phanh chính bằng khí nén:

Dẫn động phanh bằng thuỷ lực có ưu điểm êm dịu, dễ bố trí, độ nhạy cao nhưng lực điều khiển trên bàn đạp không thể giảm nhỏ do tỉ số truyền của dẫn động thuỷ lực có giới hạn.

Để giảm lực điều khiển trên bàn đạp, đối với ôtô tải trung bình và lớn người ta thường sử dụng dẫn động phanh bằng khí nén. Trong dẫn động phanh bằng khí nén lực điều khiển trên bàn đạp chủ yếu dùng để điều khiển van phân phối còn lực tác dụng lên cơ cấu phanh do áp suất khí nén tác dụng lên bầu phanh thực hiện.

Dẫn động phanh khí nén có ưu điểm giảm được lực điều khiển trên bàn đạp phanh, không phải sử dụng dầu phanh nhưng lại có nhược điểm là độ nhạy kém (thời gian chậm tác dụng lớn) do không khí bị nén khi chịu lực.

1.4.4 . Dẫn động phanh chính bằng thủy khí kết hợp :

Dẫn động bằng thuỷ lực có ưu điểm độ nhạy cao nhưng hạn chế là lực điều khiển trên bàn đạp còn lớn. Ngược lại đối với dẫn động bằng khí nén lại có ưu điểm là lực điều khiển trên bàn đạp nhỏ nhưng độ nhạy kém (thời gian chậm tác dụng lớn do khí bị nén khi chịu áp suất).

Để tận dụng ưu điểm của hai loại dẫn động trên người ta sử dụng hệ thống dẫn động phối hợp giữa thuỷ lực và khí nén.

Loại dẫn động này thường được áp dụng trên các ôtô tải trung bình và lớn.

Hình 1.7 Sơ đồ hệ thống dẫn động thuỷ khí kết hợp

Sơ đồ cấu tạo chung của hệ thống bao gồm hai phần dẫn động:

     a. Dẫn động thủy lực: Có hai xi lanh chính dẫn hai dòng dầu đến các xi lanh bánh xe phía trước và phía sau;

     b. Dẫn động khí nén: Bao gồm từ máy nén khí, bình chứa khí, van phân phối khí và các xi lanh khí nén.

Phần máy nén khí và van phân phối hoàn toàn có cấu tạo và nguyên lý làm việc như trong hệ thống dẫn động bằng khí nén.

Phần xi lanh xi lanh chính loại đơn và các xi lanh bánh xe có kết cấu và nguyên lý làm việc như trong hệ thống dẫn động bằng thủy lực.

Đây là dẫn động thủy khí kết hợp hai dòng nên van phân phối khí là loại van kép, có hai xi lanh chính và hai xi lanh khí.

CHƯƠNG II

 LỰA CHỌN PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ

2.1. LỰA CHỌN CƠ CẤU PHANH:

Cơ cấu phanh trên ôtô chủ yếu có hai dạng: phanh guốc và phanh đĩa. Phanh guốc sử dụng chủ yếu trên các ôtô có tải trọng lớn: Ô tô tải, ôtô chở khách và một số loại ôtô con. Phanh đĩa được sử dụng trên nhiều loại ôtô con, trong đó chủ yếu là ở các cơ cấu phanh trước.

2.1.1. Cơ cấu phanh cầu trước :

a. Ưu điểm của phanh đĩa:

Phanh đĩa được dùng phổ biến cho xe có vận tốc cao đặc biệt hay gặp ở cầu trước. Ngày nay, phanh đĩa được dùng cho cả cầu trước và cầu sau vì các ưu điểm chính sau:

- Cấu tạo đơn giản nên việc kiểm tra và thay thế má phanh đặc biệt dễ dàng.

- Công nghệ chế tạo ít gặp khó khăn, có nhiều khả năng giảm giá thành trong sản xuất.

- Cơ cấu phanh đĩa cho phép mômen phanh ổn định hơn so với cơ cấu phanh kiểu tang trống khi hệ số ma sát thay đổi. Điều đó giúp cho các bánh xe bị phanh làm việc ổn định , nhất là ở tốc độ cao .

- Khối lượng các chi tiết nhỏ, kết cấu gọn nên tổng các khối lượng các   chi tiết không treo nhỏ, nâng cao tính êm dịu và sự bám đường của xe.

- Khả năng thoát nhiệt ra môi trường bên ngoài là dễ dàng.

- Thoát nước tốt: Do nước bám vào đĩa phanh bị loại bỏ rất nhanh bởi lực ly tâm nên tính năng phanh được phục hồi trong một thời gian ngắn.

- Không cần điều chỉnh phanh.

b. Nhược điểm của phanh đĩa:

- Nhược điểm của phanh đĩa là khó có thể tránh bụi bẩn và đất cát vì đĩa phanh không được che đậy kín, bụi bẩn sẽ lọt vào khe hở giữa má phanh và đĩa phanh khi ôtô đi vào chỗ lầy lội làm giảm ma sát giữa đĩa phanh và má phanh khi phanh, phanh sẽ kém hiệu quả.

- Má phanh phải chịu được ma sát và nhiệt độ lớn hơn. Phanh đĩa có tiếng kêu rít do sự tiếp xúc giữa đĩa phanh và má phanh.

- Lực phanh nhỏ hơn .

          Trên các xe hiện nay có 2 loại phanh đĩa thường được sử dụng:

* Phanh đĩa có giá xilanh cố định:       

          Khi có lực phanh, dầu cao áp sẽ dồn đến xylanh đẩy hai pittông 4 ép các má phanh vào đĩa phanh thực hiện quá trình phanh.

          Số lượng xylanh công tác có thể là 2, 4 đặt đối xứng nhau hoặc có thể là 3 với 2 xylanh nhỏ 1 bên, còn bên kia là xylanh lớn.

*  Cơ cấu phanh đĩa có giá xilanh di động:

          Phanh đĩa có giá xylanh di động chỉ bố trí xylanh thuỷ lực một bên. Giá xylanh có thể di động động được trên các trục nhỏ dẫn hướng bắt trên moay ơ. Khi phanh, dầu cao áp đẩy pittông ép một bên má phanh áp sát vào đĩa phanh, đồng thời đẩy giá đặt xylanh trượt trên trục dẫn hướng đến ép má phanh còn lại áp sát vào trống phanh. Khi cả hai má phanh đều ép sát vào đĩa phanh, phanh mới được thực hiện.

       Phanh đĩa có giá xylanh di động được dùng trên đa số các xe ôtô du lịch ngày nay do chỉ bố trí một bên xylanh nên tăng diện tích được làm cho đĩa phanh, tránh hiện tượng sôi dầu khi phanh liên tục.

* Điều chỉnh khe hở giữa má phanh và đĩa phanh:

Trong cơ cấu phanh đĩa, khe hở giữa má phanh và đĩa phanh được điều chỉnh tự động. Trong đồ án của em dùng phương pháp điều chỉnh bằng sự biến dạng của phớt (vành khăn) làm kín.

c. Nguyên lý hoạt động:

Vành khăn có tác dụng bao kín dầu áp suất cao trong khoảng giữa piston và xy lanh công tác. Rãnh chứa vành khăn có tiết diện hình thang đáy lớn nằm trên phần tiếp xúc với piston. Khi piston dịch chuyển do ma sát giữa piston và vành khăn lớn, nên vành khăn bị biến dạng trong rãnh. Khi thôi phanh vành khăn kéo piston về vị trí ban đầu và hết biến dạng. Nếu khe hở giữa má phanh và đĩa phanh quá lớn, sự biến dạng của vành khăn không đủ đảm bảo sự dịch chuyển của piston, vành khăn sẽ bị trượt trên piston. Khi thôi phanh piston chỉ trở về biến dạng của vành khăn. Do vậy piston nằm ở vị trí mới so với xylanh.

Từ các ưu, nhược điểm trên của phanh đĩa ta chọn cơ cấu phanh đĩa có giá xylanh di động làm cơ cấu phanh trước.

        2.1.2 Cơ cấu phanh sau :                      

Trong cơ cấu phanh guốc có các loại khác nhau như cơ cấu phanh guốc đối xứng qua trục, cơ cấu phanh guốc đối xứng qua tâm, cơ cấu phanh guốc loại bơi, cơ cấu phanh guốc loại tự cường hoá…

Qua phân tích kết cấu loại cơ cấu phanh loại guốc chúng ta thấy rằng tùy theo sự bố trí các guốc phanh và điểm tựa sẽ được hiệu quả phanh (mômen phanh) khác nhau mặc dù kích thước guốc phanh như nhau. So với loại cơ cấu phanh loại guốc đối xứng qua trục các cơ cấu phanh loại guốc đối xứng qua tâm, loại bơi hay loại tự cường hoá có ưu điểm là hiệu quả phanh khi ôtô chuyển động tiến tăng hơn từ 1,6 đến 3,6 lần (khi chuyển động lùi có thể hiệu quả phanh giảm đi tùy theo kết cấu nhưng không làm ảnh hưởng nhiều vì khi ôtô chạy lùi thường có tốc độ thấp nên yêu cầu mômen phanh ít hơn) nhưng nhược điểm của chúng so với cơ cấu phanh loại đối xứng qua trục là kết cấu khá phức tạp nên thường chỉ bố trí ở cầu trước của ôtô du lịch hoặc ôtô tải nhỏ, trung bình do yêu cầu cần đạt hiệu quả phanh lớn với kích thước cơ cấu phanh nhỏ.

Ở trường hợp này, khi thiết kế cho xe Minibus ta chọn cơ cấu phanh guốc loại đối xứng qua trục ở cầu sau của ôtô.

2. 2. LỰA CHỌN DẪN ĐỘNG PHANH :

Hệ thống phanh dẫn động thủy lực có các ưu điểm:

- Phanh đồng thời các bánh xe với sự phân bố lực phanh giữa các bánh xe hoặc giữa các má phanh theo yêu cầu.

- Hiệu suất cao.

- Độ nhậy tốt, kết cấu đơn giản.

- Có khả năng ứng dụng đa dạng trên nhiều loại ôtô khác nhau khi chỉ cần thay đổi cơ cấu phanh.

     Khuyết điểm của hệ thống phanh thủy lực:

  - Tỷ số truyền của dẫn động không lớn nên không thể tăng lực điều khiển lên cơ cấu phanh;

    - Hiệu suất truyền động sẽ giảm ở nhiệt độ thấp.

Trong hệ thống phanh dẫn động bằng thủy lực tùy theo sơ đồ mạch dẫn động người ta chia ra dẫn động một dòng và dẫn động hai dòng.

   - Dẫn động một dòng tuy kết cấu đơn giản nhưng độ tin cậy không cao. Vì một lý do nào đó, bất kì một đường ống dẫn dầu nào đến các xi lanh bánh xe bị rò rỉ thì dầu trong hệ thống bị mất áp suất khi đó hiệu quả phanh ở tất cả các bánh xe bằng không.

  - Dẫn động hai dòng độ tin cậy cao, trong trường hợp bị rò rỉ một đường ống dẫn dầu thì hiệu quả phanh vẫn còn. Có nhiều phương án bố trí hai dòng độc lập đến các bánh xe nhưng có hai phương án tiêu biểu thường được sử dụng nhiều hơn cả như sơ đồ hình 2.4 dưói đây.

Từ các ưu nhược điểm của dẫn động thuỷ lực ta chọn dẫn động thuỷ lực hai dòng có trợ lực (hình 2.4) làm phương án dẫn động cho xe Minibus.

Nguyên lý hoạt động của dẫn động thuỷ lực:

Khi không phanh: Lò xo hồi vị kéo guốc phanh về vị trí nhả phanh, dầu áp suất thấp nằm chờ trên đường ống.

Khi người lái tác dụng vào bàn đạp 1, qua thanh đẩy sẽ tác động vào pittông nằm trong xylanh 2, ép dầu trong xylanh chính 2 đi đến các đường ống dẫn 5. Chất lỏng với áp suất cao (khoảng 5 ¸ 8 Mpa) sẽ tác dụng vào các pitông ở xylanh bánh xe 3 và pitông ở cụm má phanh 7. Hai pitông này thắng lực lò xo đẩy các guốc phanh 4 ép sát vào trống phanh thực hiện phanh, hay ép sát má phanh vào thực hiện quá trình phanh.

Khi thôi phanh người lái thôi tác dụng lên bàn đạp phanh, lò xo hồi vị sẽ ép dầu từ xilanh bánh xe 3, và xylanh phanh đĩa về xilanh chính 2.

Sự làm việc của dẫn động phanh thuỷ lực dựa trên quy luật thuỷ tĩnh. Áp suất trong sơ đồ dẫn động được truyền đến các xi lanh phanh bánh xe là như nhau, khi đó lực đẩy lên guốc phanh sẽ phụ thuộc vào piston xi lanh công tác. Khi tăng lực tác dụng lên bàn đạp phanh, và tất nhiên là lực tác dụng lên piston xi lanh phanh chính, áp suất trong dẫn động và lực đẩy lên má phanh sẽ tăng lên. Do vậy dẫn động phanh thuỷ lực tác bảo đảm được sự làm việc đồng thời của các cơ cấu phanh, bảo đảm sự tỷ lệ giữa lực tác dụng lên bàn đạp và lực đẩy lên guốc phanh hay má phanh ở cơ cấu phanh đĩa.

CHƯƠNG III

 THIẾT KẾ TÍNH TOÁN HỆ THỐNG PHANH

PHẦN I: THIẾT KẾ HỆ THỐNG PHANH

1. TÍNH TOÁN HỆ THỐNG PHANH:

1.1. Tính toán cơ cấu phanh sau:

1.1.1. Xác định mô men cần có 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.

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:

                                  (1) 

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 sau là:

                                  (2) 

Trong đó :

  m₁, m₂- Hệ số phân bố lại trọng lượng khi phanh ở cầu trước và cầu sau.

            a - Khoảng cách từ trọng tâm xe tới tâm cầu trước:

                               a = 1,31(m)

            b - Khoảng cách từ trọng tâm xe tới tâm cầu sau:

                               b = 1,14 (m)

            h_g - Chiều cao trọng tâm xe: h_g = 0,8(m)

            g - Gia tốc trọng trường: g = 9,81(m/s²)

            - Hệ số bám của bánh xe với mặt đường  = 0,6

            r_bx - Bán kính lăn của bánh xe ta có:

                       G₁,G₂- Trọng lượng phân bố ra cầu trước và cầu sau:

              G - Trọng lượng ôtô khi đầy tải: G = 3000(KG)

 Thay các giá trị vào (1), (2) ta được :

   Mômen phanh cần sinh ra ở mỗi cơ cấu phanh trước là :

   Mômen phanh cần sinh ra ở mỗi cơ cấu phanh sau là:

1.1.2. Xác định góc và bán kính (r) của lực tổng hợp tác dụng lên má phanh:

Góc (góc tạo bởi trục ox với đường đi qua tâm O với điểm đặt lực):

Với:

         õ₁- Góc tính từ tâm chốt quay guốc phanh đến chỗ tán tấm ma sát;

        õ₀- Góc ôm của tấm ma sát;

        õ₂ = õ₁ + õ₀.

Bán kính ủ của lực tổng hợp:

Với:

 r_t - Bán kính của tang trống (tuỳ theo cỡ lốp xe, vành bánh xe, có thể tham khảo xe tương tự)  r_t = 130 (mm)

a. Má trước:

Theo xe tham khảo ta có:

Do đó:

b. Má sau:

1.1.3. Xác định lực cần thiết tác dụng lên guốc phanh bằng phương pháp họa đồ:

     a. Xác định góc ở các cơ cấu phanh:

Khi đã chọn trước thông các số kết cấu (õ₁, õ₂, õ₀, r₁) chúng ta tính được góc  và bán kính ủ.Do đó ta xác định được hướng và điểm đặt lực N₁ (lực N₁ hướng vào tâm 0).

       Gọi R là lực tổng hợp của hai lực N và T.

      Góc  được xác định như sau:   .

Với ỡ là hệ số ma sát giữa tấm ma sát với tang trống, thường ỡ = 0,3. Như thế là chúng ta đá xác định được góc ,  nghĩa là xác định được hướng của R₁. Góc  má phanh trước và má phanh sau đều bằng nhau vì có cùng hệ số ma sát như nhau.

       b. Xác định bán kính r₀:

Như vậy mômen phanh sinh ra ở cơ cấu phanh sau của một bánh xe là:                           

Trong đó bán kính r₀ được xác định theo công thức:

    - Đối với má trước:

     - Đối với má sau:

  c. Xây dựng họa đồ lực phanh:

Phanh dẫn động bằng thủy lực với một xi lanh công tác chung cho cả hai piston dẫn động các guốc phanh trước và sau thì các lực tác động bằng nhau:

P_t = P_s = P

Họa đồ được xây dựng cho từng guốc phanh.

    - Xác định các thông số hình học của cơ cấu phanh và vẽ sơ đồ theo đúng tỉ lệ, vẽ các lực P.

    - Tính góc và bán kính ủ, từ đó xác định điểm đặt của lực R.

    - Tính gócvà vẽ phương của lực R. Kéo dài phương của R_t và P cắt nhau tại O^’, kéo dài phương của P và R_s cắt nhau tại O^’’.

      - Để xác định phương của U cần lưu ý rằng, ở trạng thái cân bằng tổng các lực tác dụng lên guốc phanh bằng 0:

      - Vì vậy 3 lực này phải tạo thành 1 tam giác khép kín. Tức là, nếu kéo dài 3 lực này thì chúng phải cắt nhau tại 1 điểm, đó chính là các điểm O^’ và O^’’. Để xác định phương của các lực U chỉ cần nối O^’ với O₁ và O^’’ với O₂.

      - Trên hình vẽ, lấy 2 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 có trên họa đồ.

Ta có các thông số:

Do đó ta có hoạ đồ lực phanh:

Đo trực tiếp các hình trên đoạn R’ và R’’ và tính tỷ lệ:

Kết hợp ta có hệ phương trình:

Giải hệ phương trình ta được:

     Trên họa đồ ta đo được giá trị của R’ = 104,3 vậy ta có tỷ lệ xích:

Từ họa đồ lực phanh ta đo được:

                        P = 31 (mm) ; U’= 76,7 (mm) ; U’’= 20,3 (mm).

Ta tính được các lực còn lại:

                         P   = 31ì16,5      = 511,5   (KG)

                         U’ = 76,7ì16,5   = 1065,6 (KG)

                         U’’= 20,3ì 16,5  = 336,6   (KG)

    1.1.4. Kiểm tra hiện tượng tự xiết :

a. Đối với guốc trước của cơ cấu phanh, quan hệ giữa lực P và M_p có dạng:

         Biểu thức trên cho thấy, nếu:

                                          thì .

Điều này có nghĩa là mô men phanh trên guốc phanh phía trước sẽ trở nên vô cùng lớn, đây chính là hiện tượng tự xiết. Với điều kiện để xảy ra hiện tượng tự xiết là:

                         
Với:

  c - Khoảng cách từ tâm bánh xe đến tâm chốt: c = 100 (mm);

, ủ_t - Góc đặt và bán kính lực tổng hợp đặt trên guốc phanh.

Vậy là không có hiện tượng tự xiết xảy ra với guốc trước cơ cấu phanh cầu sau.

        b. Đối với guốc sau của cơ cấu phanh ta có:

Từ họa đồ ta có thể thấy  trong mọi trường hợp vì vậy:

 > 0

Vậy là với guốc sau không bao giờ có hiện tượng tự xiết.

1.2. Tính toán cơ cấu phanh trước :

Mômen phanh sinh ra trên một cơ cấu phanh loại đĩa quay được xác định như sau:

 Trong đó:

m - Số đôi bề mặt ma sát. Chọn m = 2.

Q - Lực ép, ép má phanh vào với đĩa phanh.

 - Hệ số ma sát. =0,3.                                  

R_tb- Bán kính trung bình tấm ma sát.

R₁, R₂ - Là bán kính bên trong và bên ngoài của tấm ma sát. Theo xe tham khao ta có:

                   R₁ = 80(mm); R₂ = 130(mm)

     Do đó:

Mặt khác:                

n - Số lượng ống xilanh làm việc. Chọn n = 2.

p₀ - Áp suất chất lỏng trong hệ thống. p₀ = 50  80 (KG/cm²).

Chọn p₀ = 70 (KG/cm²)

d - Đường kính xi lanh bánh xe.

Nên:

1.3. Xác định các kích thước má phanh :

1.3.1. Công ma sát riêng L xác định trên cơ sở má phanh thu toàn bộ động năng của ôtô chạy với tốc độ khi bắt đầu phanh như sau :

Khi phanh ôtô đang chuyển động với vận tốc V₀ cho tới khi dừng hẳn (V=0) thì toàn bộ động năng của ôtô có thể được coi là đã chuyển thanh công ma sát L tại các cơ cấu phanh:

Với:

G = 3000 (KG) là trọng lượng ôtô khi đầy tải;

     V₀= 50 (km/h) = 13,89 (m/s) là tốc độ của ôtô khi bắt đầu phanh.

         Gọi tổng diện tích các má phanh là F_∑ ta có:

a. Với cơ cấu phanh sau:

     Với:

m - Số lượng má phanh, m = 4.

õ_oi - Góc ôm của má phanh thứ i.

r_t - Bán kính trống phanh, r_t = 130 (mm).

b_i - Chiều rộng má phanh thứ i, qua đo đạc xe tham khảo ta có:

      b_s= 50 (mm);  b_t= 50 (mm).

      Do đó:

b.Với cơ cấu phanh sau:

: Diện tích toàn bộ của các má phanh ở cơ cấu phanh trước.

Trong đó:

x₀ - Góc ôm tấm ma sát. x₀ = 60⁰.

R₁, R₂- Bán kính trong và ngoài má phanh

          Do đó diện tích toàn bộ má phanh là:

          Vậy công ma sát riêng là:

            Vậy thỏa mãn điều kiện: .

1.2.2 .Áp suất trên bề mặt ma sát :

a.Với cơ cấu phanh trước:

Áp suất trên bề mặt má phanh được giới hạn bởi sức bền của vật liệu:

               Vậy áp suất trên bề mặt má phanh nằm trong giới hạn cho phép.

b.Với cơ cấu phanh sau:

Áp suất trên bề mặt ma sát chính bằng lực ép ép má phanh vào với đĩa phanh chia cho diện tích má phanh.

Lực ép má phanh là:

Diện tích một má phanh là:

Do đó áp suất trên bề mặt ma sát là:

1.1                                                                                                                                                    1.4. Tính toán nhiệt phát ra trong quá trình phanh :

Trong quá trình phanh động năng của ôtô chuyển thành nhiệt năng ở trống phanh và một phần thoát ra ngoài không khí. Sự tăng nhiệt ở trống phanh là:

Trong đó:

               V₁ - Tốc độ bắt đầu phanh. V₁=30(km/h) =8,33(m/s)

                 V₂ - Tốc độ kết thúc phanh. V₂=0.

- Khối lượng trống phanh và các chi tiết bị nung nóng.                                                                                                     

c - Nhiệt dung của chi tiết bị nung nóng đối với thép và gang.

                   c = 500(J/kg.độ) = 50(KGm/kg.độ)

    Suy ra:          

Trên thực tế khối lượng các trống phanh và các chi tiết bị nung nóng lớn hơn 14,15 (kg) do đó thoả mãn.

2.                                                                                                                                             2. THIẾT KẾ TÍNH TOÁN DẪN ĐỘNG PHANH :

Sơ đồ dẫn động phanh:

Nhiệm vụ của quá trình tính toán dẫn động phanh thủy lực bao gồm việc xác định các thông số cơ bản của nó: đường kính xi lanh công tác, đường kính xi lanh chính, tỉ số truyền dẫn động.

 2.1.  Đường kính xi lanh công tác :

Đường kính xi lanh công tác của bánh sau d được tính trên cơ sở lực P đã được xác định khi xây dựng họa đồ lực phanh:

Với:

      P - Lực ép của xi lanh phanh lên guốc phanh: P = 511,5 (KG).

     p_i - áp suất dầu làm việc trong hệ thống phanh, chọn: p_i = 7 (MPa);

2.2. Đường kính xi lanh chính :

Xét điều kiện cân bằng tại xilanh chính:

Trong đó:

          - Q_bđ - Lực sinh ra tại bàn đạp.Chọn Q_bđ = 70(KG).

-   - Hiệu suất truyền động thủy lực, = 0,92.

- l,l’ - Cánh tay đòn của dẫn động bàn đạp. Theo xe tham khảo

- D - Đường kính xilanh chính.

Do đó:

2.3. Hành trình làm việc của pistông trong các xi lanh :

Hành trình làm việc của pistông trong các xi lanh ở các cơ cấu phanh sau (x₂) được xác định như sau:

           Ở đây:

              - Khe hở trung bình giữa má và tang trống:

     - Độ mòn đường kính cho phép của má phanh:  [] = 1(mm);

               a - Khoảng cách từ tâm trống đến điểm đặt lực P: a = 105 (mm);

  c - Khoảng cách từ tâm trống phanh đến chốt cố định của má phanh:

 c =100 (mm).

Cơ cấu phanh trước là phanh đĩa, khe hở giữa má phanh và đĩa phanh nhỏ nên chọn: x₁= 1(mm).

Hành trình toàn bộ của bàn đạp đối với dẫn động phanh bằng chất lỏng được tính trên cơ sở bỏ qua biến dạng đàn hồi của dẫn động chất lỏng và trên cơ sở tính thể tích chất lỏng cần ép ra khỏi xilanh chính.

Đối với ôtô có cơ cấu phanh đặt ở tất cả các bánh xe, hành trình bàn đạp được tính theo công thức:

Trong đó:

- Khe hở giữa thanh đẩy với piston ở xilanh chính.

           . Chọn =1,5(mm)

d₁, d₂, D - Đường kính xilanh bánh xe trước, bánh xe sau và xilanh chính.

- Hệ số bổ xung khi phanh ngặt thể tích của dẫn động chất lỏng tăng lên, . Chọn = 1,05.

Suy ra:

Vậy S_bđ  [S_bđ] =150(mm).

2.4. Tính toán xéc măng trong xi lanh bánh xe :

         Áp suất trung bình của xéc măng không đẳng áp:

    Trong đó:

 ; chọn

; chọn

D - Đường kính xi lanh chính

A - Độ mở miệng của xéc măng ở trạng thái tự do

t - Chiều dày xéc măng

E - Mô dun đàn hồi của hợp kim gang, E = 1,2.10⁵ (MN/m²)

 - Hệ số phân bố áp suất,

Do đó:

Nếu bỏ qua lực tác dụng lên piston của áp suất dầu dư trong xi lanh bánh xe và lực đẩy của lò xo trong xi lanh ta có phương trình cân bằng lực quanh điểm O:

Với

Do đó diện tích bề mặt xec măng là:

Với  là hệ số ma sát giữa xec măng và xi lanh, = 0,2

Mặt khác:

Vậy bề rộng của xéc măng là:                                  

2                                                                                                                                       3. TÍNH BỀN MỘT SỐ CHI TIẾT :

    3.1.Tính toán guốc phanh :

       Guốc phanh thường được làm theo hình chữ T.

a. Tính kích thước đến trọng tâm G:

Y₂- Kích thước chế tạo guốc phanh:Y₂ = 23 (mm).

F₁ - Diện tích phần trên chữ T.

F₁ = a.b = 50.6 = 300 (mm²).

F₂  - Diện tích phần dưới chữ T.

F₂ = c.d = 6.40 = 240 (mm²).

Do đó:

                     Y_c2=Y₂ - Y_c1 = 23 - 10 = 13 (mm).

Tính bán kính đường trung hòa:

R’₁ - Bán kính trọng tâm của phần diện tích trên, tính đến tâm tang trống: R’₁ = 123,5 (mm).

        R’₂ - Bán kính trọng tâm của phần diện tích dưới, tính đến tâm tang trống: R’₂ = 109,5 (mm).

Kích thước từ tâm bánh xe đến trọng tâm của guốc phanh:

                                           R_G= R’₂+Y_c2 = R’₁ - Y_c1

         = 109,5 + 13 = 122,5 (mm).

b. Kiểm tra bền guốc phanh:

Ta áp dụng phương pháp tính gần đúng vì tính toán chính xác guốc phanh rất phức tạp. Để xác định tiết diện nguy hiểm của guốc phanh ta phải vẽ được biểu đồ nội lực. Đặt các giá trị lực P, U₁, R₁ vào guốc phanh. Tại điểm đặt lực tổng hợp R₁ ta phân tích thành hai thành phần lực N₁ và T₁. Coi lực phân bố đều trên guốc phanh ta tính được các lực N_X, T_X đặt tại góc b/2. Tại chốt quay của chốt phanh ta cũng phân tích lực lực tổng hợp U₁ ra hai thành phần lực U_Y1 và U­_X1 sau đó tại điểm đặt lực R₁ ta cắt guốc phanh thành hai nửa thay vào mặt cắt đó lực hướng tâm N_Z1 và Q_Y1, M_U1 ở nửa dưới là các lực N_Z2và Q_Y2, M_U2 ngược với các thành phần lực và mômen ở phần trên.

       * Xét sự cân bằng đoạn trên ta có:

                           N_Z1 + Pcos(ử + ó) = 0

Q_Y1 + Psin(ử + ó) = 0

           M_U1 + P[a - R_tcos(ử + ó)] = 0

Với:

R_t - Bán kính tang trống: R_t = 130 (mm).

   a - Khoảng cách từ tâm trống phanh đến điểm đặt lực P: a = 105 (mm).

 Xét sự cân bằng tại điểm A: ó = 0º, ử’ = 10º

N_Z1 + Pcosử’ = 0 Þ N_Z1 = - 5115.cos10º = - 5037,3 (N);

 Q_Y1 + Psinử’ = 0 Þ Q_Y1 = - 5115.sin10º ≈ - 888,2 (N);

                  M_U1  = 0.

     Xét sự cân bằng tại điểm B:

  ử = 10º, ó= 71º

  N_Z1 + Pcos(ử + ó) = 0 Þ N_Z1 = - 5115.cos(10º+71º) ≈ - 800,2 (N);

Q_Y1 + Psin(ử + ó) = 0 Þ N_Z1 = - 5115.sin(10º+71º) ≈ - 5052 (N);

      M_U1 = - P[a - R_tcos(ử + ó)] = - 5115 [105 – 130cos(10º+71º)]10^-3

               ≈ - 433,1 (Nm).

Sau khi tính được các giá trị trên ta lập bảng sau:

        *Xét sự cân bằng cho đoạn dưới ta có:

                            N_Z2 = - U_1Ycosọ - U_1Xsinọ

                            Q_Y2 =   U_1Ysinọ - U_1Xcosọ

         M_U2 = - U_1XCsin(õ₀+ỏ₀) + U_1YC[1 – cos(õ₀+ỏ₀)]

Trong đó:

                 U_1Y = U’.sin12⁰  = 17209,5. sin12⁰ ≈ 3578    (N).

                 U_1X = U’.cos12⁰ = 17209,5. cos12⁰ ≈ 16833,4 (N).                       

Tại điểm B:

                            ọ = 6⁰ ; ỏ₀ + õ₀= 79⁰

Þ N_Z2 = - 3578cos6º - 16833,4sin6º ≈ - 5318 (N).  

    Þ Q_Y2 =  3578sin6º - 16833,4 cos6º ≈ - 16367,2 (N).  

          Þ M_U2 = - 16833,4 0,1sin79⁰ + 3578 0,1 (1 – cos79⁰)

                                    ≈ -1362,9 (Nm).

Tại điểm C: õ = 0º ; C = 0

   Þ N_Z2 = - 16833,4 sin6º - 3578cos6º  ≈ - 5318  (N).  

                    Þ Q_Y2 = - 16833,4 cos6º + 3578sin6º ≈ - 16367,2 (N).  

                    Þ M_U2 = 0

Sau khi tính được các giá trị trên ta lập bảng sau:

Căn cứ vào các bảng trên ta vẽ được biểu đồ nội lực tác dụng lên guốc phanh và đi tính bền.

Tại điểm B có các giá trị là lớn nhất, ta xét tại điểm này. Xác định ứng suất tại 3 điểm 1, 2, 3 trên tiết diện hình chữ T của guốc phanh.

Các số liệu tại điểm B:

N_Z2 = - 5318 (N) ; Q_Y2 = - 16367,2 (N) ; M_U2 = -1362,9 (Nm).

* Xét tại điểm (2):

Điểm có khả năng gãy nhiều nhất:

R₂ = 122 (mm) = 12,2 (cm).

Ứng suất do Q_Y2 và M_U gây ra được tính toán như sau:

Với:

         F -Diện tích của tiết diện tính toán:

                   F = F₁ + F₂ = 300 + 240 = 540 (mm²) = 5,4 (cm²).

R_th- Bán kính đường trung hòa, R_th = 11,7 (cm).

R_i- Bán kính tại điểm đang xét, R_i = R₂ = 12,2 (cm).

              W_u- Mômen chống uốn của vật liệu.

         J_x- Mômen quán tính. Xác định mômen quán tính j_X:

Các ký hiệu xem trên hình vẽ guốc phanh hình chữ T:

              y_max - Khoảng cách từ điểm xa nhất đến đường trung hoà .

                           Þ y_max = R_th- R₃ = 117 - 96 = 21 (mm) = 2,1 (cm) .

              Q_Y- Lực hướng kính theo phương Y khi cắt.

                                      Q_Y = 16367,2 (N)                  

Do đó:

Ứng suất tiếp do lực N_X gây ra:

Với: 

         b - Chiều dầy phần bị cắt, b = 6 (mm) = 0,6 (cm).

N_X - Lực cắt theo bảng trên, N_X = N_Z2 = 5318 (N).

S_X - Mômen tĩnh phần bị cắt đối với trục quán tính trung tâm,

j_X - Mômen quán tính của tiết diện, j_X = 38,6 (cm⁴)

Xác định mômen tĩnh tại tiết diện cắt S_X:

Với:  

F_c- Diện tích phần bị cắt: F_c = 240 (mm²) = 2,4 (cm²).

Y - Tọa độ trọng tâm phần bị cắt đối với trục trung hòa:

                                Y₂ = 23 (mm) = 2,3 (cm).

Suy ra:

                           S_X  = Y₂.F_c = 2,3.2,4 = 5,52 (cm³).

Do đó:

* Xét tại điểm (1):

      R₁= 125 (mm) = 12,5 (cm).

Ứng suất do Q_Y2 và M_U gây ra được tính toán như sau:

* Xét tại điểm (3):

     R₃ = 96 (mm) = 9,6 (cm).

Ứng  suất do Q_Y2 và M_U gây ra được tính toán như sau:

Tiết diện ngang của guốc phanh hình chữ T nên tại điểm (1) và (3) có

      dF = 0 do đó S_X=0.

Tại điểm (1) và (3) có S_X = 0 do đó  = 0.

Với kết quả tính toán ta lập được bảng sau:

Vậy ứng suất tổng hợp sẽ là:

- Ứng suất tổng hợp tại điểm 1 là: 

- Ứng suất tổng hợp tại điểm 3 là: 

- Ứng suất tổng hợp tại điểm 2 là: 

Tại điểm 2 có ứng suất max, guốc phanh chế tạo bằng Thép 40 có:

So sánh thấy:  vậy là thỏa mãn bền.

     3.2. Tính bền trống phanh :

Áp suất trong trống phanh tính theo công thức:

Với: 

- Mômen phanh do guốc phanh trước sinh ra, = 68 (KGm).

           -  Hệ số ma sát giữa má phanh và trống phanh,  = 0,3.

            b - Chiều rộng má phanh, b = 50 (mm) = 0,05 (m)

            r_t -  Bán kính trống phanh, r_t = 130 (mm) = 0,13 (m)

            - Góc ôm của tấm ma sát,

.

Ứng suất hướng tâm tính theo:

Ứng suất tiếp tuyến tính theo:

Với: 

 a’ - Bán kính trong của trống: a’ = 130 (mm) = 13 (cm)

           b’ - Bán kính ngoài của trống: b’ = 150 (mm) =15 (cm)

   r - Khoảng cách từ tâm đến điểm cần tính khi: r = a’=13 (cm) thì và đạt giá trị cực đại:

Ta có ứng suất tương đương bằng:

Để đảm bảo an toàn ta lấy thêm hệ số an toàn n = 1,5:

Trống phanh được làm bằng gang CX18-36 có

                     và                      

So sánh thấy  và  do đó trống phanh đủ bền.

3.3. Tính bền đường ống dẫn động phanh :

     Đường ống dẫn động phanh chịu áp suất khá lớn tới 100 (KG/cm²).

Khí tính có thể coi đường ống dẫn dầu là loại vỏ mỏng bịt kín hai đầu và có chiều dài khá lớn.

     Úng suất được tính như sau:

Với:

        p - Áp suất bên trong đường ống (p = 70 kG/cm²).

R - Bán kính bên trong đường ống dẫn, R = 3 (mm) = 0,3 (cm).

 s - Chiều dầy của ống dẫn, s = 0,5 (mm) = 0,05 (cm).

Cắt ống bằng mặt phẳng vuông góc với trục của ống thì ứng suất pháp tác dụng lên thành vỏ ống phải cân bằng với áp suất của chất lỏng tác dụng lên diện tích mặt cắt ngang của ống.

Vậy ta có:

Đường ống làm bằng hợp kim đồng có = 2600 (kG/cm²).

So sánh thấy  Þ đường ống dẫn động đủ bền.

PHẦN II: THIẾT KẾ TRỢ LỰC PHANH

1.  CÁC PHƯƠNG ÁN TRỢ LỰC KHI THIẾT KẾ:     

Hiện nay trên các ôtô hiện đại người ta thiết kế cải tiến nhiều hệ thống điều khiển, để giảm nhẹ cường độ lao động cho người lái, để người lái ít mắc những sai phạm kỹ thuật, đảm bảo được an toàn chuyển động, ít xẩy ra tai nạn giao thông như thiết kế cường hoá lái cường hoá phanh, bộ chống hãm cứng bánh xe...Thiết kế bộ cường hoá phanh để người lái đỡ mệt là rất cần thiết.

Bộ cường hoá lực phanh có thể thực hiên theo các phương án sau:

1.1. Phương án 1: 

Trợ lực chân không:

a. Đặc điểm:

 Sử dụng ngay độ chân không ở đường ống nạp của động cơ, đưa độ chân không này vào khoang A của bộ trợ lực, còn khoang B khi phanh được thông với khí trời.

b. Nguyên lý làm việc:

Khi không phanh cần đẩy 9 dịch chuyển sang phải kéo van khí 6 và van điều khiển 7 sang phải, van khí tì sát van điều khiển đóng đường thông với khí trời, lúc này buồng A thông với buồng B qua hai cửa E và F và thông với đường ống nạp. Không có sự chênh lệch áp suất ở 2 buồng A, B, bầu trợ lực không làm việc.

Khi phanh dưới tác dụng của lực bàn đạp, cần đẩy 9 dịch chuyển sang trái đẩy các van khí 6 và van điều khiển 7 sang trái. Van điều khiển tì sát van chân không thì dừng lại còn van khí tiếp tục di chuyển tách rời van điều khiển. Lúc đó đường thông giữa cửa E và F được đóng lại và mở đường khí trời thông với lỗ F, khi đó áp suất của buồng B bằng áp suất khí trời, còn áp suất buồng A bằng áp suất đường ống nạp (= 0,5 KG/cm²). Do đó giữa buồng A và buồng B có sự chênh áp suất (= 0,5 KG/cm²). Do sự chênh lệch áp suất này mà màng trợ lực dịch chuyển sang trái tác dụng lên pittông 1 một lực cùng chiều với lực bàn đạp của người lái và ép dầu tới các xi lanh bánh xe để thực hiện quá trình phanh.

Nếu giữ chân phanh thì cần đẩy 9 và van khí 6 sẽ dừng lại còn piston 1 tiếp tục di chuyển sang trái do chênh áp. Van điều khiển 7 vẫn tiếp xúc với van chân không 5 nhờ lò xo nhưng di chuyển cùng piston 1, đường thông giữa lỗ E, F vẫn bị bịt kín. Do van điều khiển 7 tiếp xúc với van khí 6 nên không khí bị ngăn không cho vào buồng B. Vì thế piston không dịch 1 chuyển nữa và giữ nguyên lực phanh hiện tại.

Khi nhả bàn đạp phanh, lò xo 11 kéo đòn bàn đạp phanh về vị trí ban đầu, lúc đó van 6 bên phải được mở ra thông giữa buồng A và buồng B qua cửa E và F, khi đó hệ thống phanh ở trạng thái không làm việc.

c. Ưu  điểm:

 Tận dụng được độ chênh áp giữa khí trời và đường ống nạp khi động cơ làm việc mà không ảnh hưởng đến công suất của động cơ, vẫn đảm bảo được trọng tải chuyên chở và tốc độ khi ôtô chuyển động.

d. Nhược điểm:

Độ chân không khi thiết kế lấy là 0,5 KG/cm², áp suất khí trời là 1KG/cm², do đó độ chênh áp giữa hai buồng của bộ trợ lực không lớn. Muốn có lực trợ lực lớn thì phải tăng tiết diện của màng, do đó kích thước của bộ trợ lực tăng lên. Phương án này chỉ thích hợp với phanh dầu loại loại xe du lịch, xe vận tải, xe khách có tải trọng nhỏ và trung bình.

1.2. Phương án 2:

 Trợ lực chân không kết hợp với thuỷ lực:

	Hình 4.2 Sơ đồ bộ trợ lực chân không kết hợp với thủy lực. 1. Xi lanh chính, 2. Cổ hút động cơ , 3. van một chiều , 4. Màng trợ lực , 5.  Vỏ trợ lực , 6. lọc khí , 7. Van không khí , 8. Van điều khiển , 8'. Lò xo côn , 9. Van màng , 10. Piston phản hồi ,11 . Piston xilanh trợ lực , 12. Van bi , 13. Vỏ xi lanh trợ lực , 14. Xi lanh bánh xe , 15. Đường ống nối .

a. Nguyên lý làm việc:

Khi chưa phanh van không khí 7 được đóng lại, van điều khiển 8 mở ra nhờ lò xo côn 8' đẩy màng 9 mang theo pittông phản hồi 10 đi xuống. Buồng III thông với buồng II và buồng IIa qua ống 15. Như vậy áp suất buồng IIa, IIb bằng nhau và bằng áp suất chân không ở họng hút của đường ống nạp.

Khi phanh người lái tác dụng lên bàn đạp phanh một lực cần thiết qua hệ thống đòn, đẩy pittông ở xi lanh chính đi, áp suất phía sau piston xilanh 1 tăng lên qua ống dẫn dầu lên xilanh của bộ trợ lực, qua van bi 12 mở dầu đi đến xilanh bánh xe khắc phục khe hở giữa trống phanh và má phanh. Đồng thời áp suất này tác dụng piston 11 và tác dụng lên piston phản hồi 10 . Khi áp suất dầu đạt khoảng 1,3 Mpa sẽ đẩy piston phản hồi 10 thắng được lực lò xo côn 8' và đi lên, nó mở van không khí  7 ra và đóng van điều khiển 8 lại. Lúc này áp suất khí trời là 1 KG/cm² đi vào ống 15 để vào buồng IIa, còn buồng IIb vẫn là buồng chân không. Do sự chênh áp ở buồng IIa và buồng IIb, piston màng 4 dịch chuyển sang phải qua thanh đẩy, đẩy piston 11 của bộ trợ lực đi sang phải, áp suất sau piston này được tăng lên và dẫn đến các xi lanh bánh xe để tiến hành đẩy các má phanh ra tiếp xúc với trống phanh để hãm bánh xe lại.

Khi dừng chân phanh ở vị trí nào đó, piston 11 sẽ tiếp tục dịch chuyển một chút sang phải vì màng trợ lực 4 còn tiếp tục bị uốn. Do vậy mà ở khoang dưới piston phản hồi 10, áp suất sẽ giảm bớt và màng van 9 sẽ hạ xuống cùng pison phản hồi 10 cho đến khi van không khí đóng lại trong khi van điều khiển vẫn đóng. Độ chênh áp giữa 2 khoang II_a và II_b không đổi, màng 4 và piston 11 không dịch chuyển nữa, áp suất dầu trong đường ống giữ giá trị không đổi, mômen phanh ở các bánh xe giữ nguyên giá trị .

Khi nhả bàn đạp phanh lò xo ở bàn đạp kéo bàn đạp về vị trí ban đầu, lò xo hồi vị màng trợ lực đẩy piston 11 của xi lanh chính về vị trí cũ, lò xo côn 8' đẩy piston của bộ trợ lực về vị trí cũ, van 8 mở ra, van không khí 7 đóng lại, áp suất buồng IIa, IIb lại bằng nhau và bằng áp suất chân không (0,5 kG/cm²). Ở các bánh xe thì các lò xo kéo má phanh về vị ban đầu để nhả má phanh tách ra khỏi trống phanh .

 b.Ưu điểm:

Tận dụng được độ chênh áp giữa khí trời và đường ống nạp. Bảo đảm được quan hệ tỷ lệ giữa lực bàn đạp với lực phanh.

          c. Nhược điểm:

Kết cấu phức tạp, phải cần thêm xilanh thuỷ lực.

1.3. Phương án 3:

 Hệ thống dẫn động phanh thuỷ lực điều khiển bằng điện tử:

a. Nguyên lý làm việc:

Phần trợ lực điện gồm lõi thép 2 được đặt trong ống thép, phía trên ống thép là cuộn dây từ hoá 3. Khi cuộn dây được cấp những chuỗi xung điện từ khác nhau từ bộ điều khiển thì dòng điện trung bình trong cuộn dây cũng thay đổi, nó từ hoá ống thép làm cho ống thép trở thánh một nam châm điện hút lõi thép tiến về phía phải, thông qua cần đẩy 4 đẩy các piston di chuyển tạo áp lực dầu trong hệ thống phanh. Khi chân phanh dừng lại ở một vị trí nào đó thì cảm biến sẽ xác định vị trí của lõi thép, đồng thời một cảm biến thứ 2 trên đường áp suất dầu gửi tín hiệu về hộp điều khiển để hộp điều khiển xác định mức chuỗi xung đã được xác lập giữ nguyên lực phanh hiện thời. Nếu tiếp tục đạp phanh thêm nữa, thì 2 cảm biến trên thay đổi tín hiệu và hộp điều khiển sẽ tạo ra một chuỗi xung khác để tăng thêm dòng điện vào cuộn dây.

b. Ưu điểm:

     - Có thể thiết kế đồng hoá cho nhiều loại xe chỉ cần thay đổi phần lập trình.

c. Nhược điểm:

    - Giá thành cao.

1.4. Phương án 4:

 Bộ cường hoá khí nén:

	Hình 4.4 Cường hoá khí nén 1 - Bàn đạp; 2 - Lò xo hồi vị; 3, 4 - Đòn; 5 – Piston; 6 – Lò xo hồi vị; 7 – Piston; 8 – Bình chứa khí nén; 9 – Van; 10 – Piston;                   11 – Thanh dạng ống

a. Nguyên lý làm việc:

Khi tác dụng một lực lên bàn đạp phanh, qua các đòn dẫn động, ống 11 đẩy van 9 mở ra, khí nén từ bình chứa 8 qua van 9 vào khoang A và B tạo ra lực đẩy piston 5 của xilanh lực, đồng thời đẩy piston 7 của xilanh chính về phía phải áp suất dầu được tăng lên và dẫn đến các xi lanh làm việc ở các bánh xe. Trong khi đó ở khoang A áp suất cũng tăng lên, tác dụng lên piston 10 đến một giá trị nào đó thì cân bằng với lực đẩy của cánh tay đòn 3, piston tuỳ động 10 sẽ dịch chuyển sang trái làm cho van 9 đóng lại (khi người lái đạp phanh giữ nguyên ở vị trí nào đó thì van 9 được đóng lại, khi lại đạp tiếp thì ống 11 lại đi về phía phải van 9 lại mở ra, khi nén lại tác dụng lên piston 5, đẩy sang phải, áp suất dầu lại tăng lên dẫn đến các xilanh bánh xe).

Khi nhả bàn đạp phanh, piston 10 và ống 11 được lò xo kéo sang trái trở về vị trí ban đầu, van 9 được đóng lại, khi đó áp suất cao đi qua ống 11 và xả ra ngoài không khí. Toàn bộ hệ thống phanh ở trạng thái không làm việc.

b.Ưu điểm:

Lực cường hoá lớn vì áp suất khí nén có thể từ 5 - 7 KG/cm².

c. Nhược điểm:

Số lượng các cụm trong hệ thống phanh nhiều, kết cấu phức tạp. Đối với các loại xe không lắp máy nén khí thì không sử dụng bộ cường hoá kiểu này.

Kết luận:

Trong 4 phương án trợ lực nói trên, phương án nào cũng đảm bảo được quan hệ tỷ lệ giữa lực tác dụng lên bàn đạp và lực phanh, như vậy là đã đảm bảo được yêu cầu trước tiên đối với bộ trợ lực. Vấn đề còn lại là ta phải chọn ra một phương án phù hợp với bố trí trên xe và đạt hiệu quả về kinh tế. Trên thực tế, hệ thống phanh được thiết kế cho xe Minibus 16 chỗ có kích thước ở trên. Với kích thước đó thì cả 4 phương án trợ lực trên đều có thể bố trí được trên xe và đều có thể tạo ra được lực phanh yêu cầu. Như vậy 4 phương án trên trong trường hợp này chỉ khác nhau hiệu quả kinh tế. Từ những phân tích ưu nhược điểm đã nói ở trên nhận thấy, phương án 1 là phương án có tính kinh tế hơn hẳn vì những lí do sau:

     - Bộ trợ lực chân không mà phương án đưa ra có kết cấu đơn giản nhất, Không phức tạp như trợ lực khác với quá nhiều các cụm chi tiết như van phanh, bộ ECU...., chỉ có một xilanh thuỷ lực so với 2 xilanh thuỷ lực của trợ lực chân không kết hợp thuỷ lực. Điều này cho phép hạ giá thành sản xuất và tạo thuận lợi cho việc bảo dưỡng sửa chữa, dễ chế tạo.

    - Với lực phanh yêu cầu như đã tính toán ta hoàn toàn có thể thiết kế được một bộ trợ lực có kích thước nhỏ, từ đó có thể có nhiều phương án bố trí

Do sử dụng độ chênh áp giữa khí trời và đường ống nạp khi động cơ làm việc nên không ảnh hưởng đến công suất của động cơ. Hơn nữa việc sử dụng độ chân không còn làm tăng hiệu quả phanh, khi phanh sẽ làm hệ số nạp giảm do đó công suất của động cơ có giảm, lúc đó tốc độ của ôtô sẽ chậm lại một ít.

2. THIẾT KẾ BỘ TRỢ LỰC :

2.1. Hệ số trợ lực:

Từ công thức xác định lực trên bàn đạp:

Trong đó:

Q_bđ - Lực do người lái sinh ra tại bàn đap. Chọn: Q_bđ = 30 (KG)

D - Đường kính xilanh chính: D = 26 (mm) = 2,6 (cm)

p_i - Áp suất dầu sinh ra trong hệ thống: p_i = 70 (KG/cm²)

l, l’ - Kích thước các đòn của bàn đạp phanh.

 - Hiệu suất dẫn động: = 0,92

Khi có  bộ trợ lực ta chọn lực bàn đạp cực đại của người lái 30 (KG). Kết hợp với lực của bộ trợ lực sinh ra trên hệ thống phanh tạo ra áp suất cực đại ứng với trường hợp phanh gấp vào 70 ().

Do đó áp suất dầu do người lái sinh ra là:

Áp suất do bộ cường hóa sinh ra là:

      - áp suất tổng cực đại cần thiết sinh ra khi phanh ngặt. =70(KG/cm²)

Hệ số cường hoá:

Ta xây dựng được đường đặc tính của bộ trợ lực như sau:

            2.2. Xác định kích kích thước màng trợ lực:

Lực do bộ cường hoá sinh ra là:

Xét sự cân bằng của màng cường hoá:

Trong đó:

- Lực do bộ cường hóa sinh ra.

- Áp suất khí quyển.

- Áp suất chân không.

- Độ chênh áp giữa buồng trước và buồng sau. =0,5(KG/cm²)

- Diện tích màng trợ lực.

- Đường kính màng trợ lực.

- Lực lò xo hồi vị. =3(KG)

Do đó:

2.3. Tính lò xo bộ cường háo :                                                                                                                                                                                                                                                                                               

   a. Đường kính dây lo xo:

Trong đó:

D_tb- Đường kính trung bình của vòng lò xo

P_lx- Lực ép lò xo. P_lx= 3 (KG)

k- Hệ số tập chung ứng suất. k = 1,11

- Ứng suất soắn cho phép. =6000(KG/cm²)

Vậy ta có:

Do đó chọn d = 3 (mm).

b. Tính số vòng làm việc của lò xo:

Trong đó:

 - Độ chuyển vị của lò xo. = 1,5 (cm)

G -Mô đun đàn hồi của vật liệu. G = 8,5.10⁵ (KG/cm²)

Suy ra:

c. Tính số vòng toàn bộ của lò xo:      

d. Tính bước của lò xo:

e. Chiều dài toàn bộ của lò xo:

        f. Tính bền lò xo côn:

Do  nên lò xo đảm bảo yêu cầu kỹ thuật.

PHẦN III: THIẾT KẾ BỘ ĐIỀU HOÀ LỰC PHANH

Trong quá trình phanh, có sự phân bố lại tải trọng : tải tác dụng lên cầu trước tăng, lên cầu sau giảm do có lực quán tính. Gia tốc chậm dần của xe càng lớn thì sự phân bố này càng khác biệt. Do vậy, phải có bộ điều hoà lực phanh để phân bố áp suất dầu vào các xilanh làm việc sao cho phù hợp với trọng lượng bám ở các bánh xe trong quá trình phanh.

Bộ điều hoà lực phanh có nhiệm vụ tự điều chỉnh áp lực phanh ở các bánh xe cho thích hợp để tăng hiệu quả phanh, nó phụ thuộc vào hai thông số:

- Cường độ phanh ôtô

- Sự thay đổi tải trọng lên cầu sau làm thay đổi độ võng của hệ thống treo.

Bộ điều hoà lực phanh sẽ tiếp nhận các tín hiệu trên để điều khiển áp suất đưa vào các xi lanh ở bánh xe cầu trước và cầu sau sao cho phù hợp với trọng lượng bám ở mỗi bánh xe và như vậy hiệu quả phanh sẽ cao hơn rất nhiêù khi không bố trí bộ phận này.

1. CƠ SỞ ĐỂ ĐIỀU CHỈNH ÁP LỰC PHANH :

1.1. Vấn đề sử dụng trọng lượng bám:

Đa số các loại phanh dầu dùng trên các ôtô hiện nay có áp suất dầu phân bố về các bánh xe trước và bánh xe sau như nhau, hoặc sự phân bố chia theo một tỷ lệ tuỳ theo trọng lượng ở các bánh xe thay đổi.

Trên các xe này sự phân bố áp lực phanh được đánh giá bằng hệ số:

Trong đó:

          P_p1- Lực phanh ở các bánh trước

          P_p - Lực phanh của toàn xe.

Đối với mỗi xe hệ số = Const sẽ được chọn ứng với mỗi loại hệ số bám (theo cường độ phanh) mà tại đó khi phanh sẽ đạt được hiệu quả tốt nhất.

Trong đó:

         L - Chiều dài cơ sở của ôtô

b - Khoảng cách từ trọng tâm của xe đến tâm của các bánh xe sau

h_g- Chiều cao trọng tâm xe.

1.2. Đồ thị quan hệ áp suất p₁- p₂:

Đối với các loại phanh dầu dùng trên ôtô có áp suất dầu phân bố về các bánh trước và các bánh sau như nhau thì trên trục hoành thể hiện áp suất ở các bánh xe trước là p₁, trên trục tung thể hiện áp suất ở các bánh xe sau là p₂, thì quan hệ của nó là đường nghiêng 45⁰ gọi là đường đặc tính thực tế. (Khi chưa đăt bộ điều hoà lực phanh)

Khi xây dựng đường đặc tính lý tưởng ta xây dựng ở hai trường hợp khi xe không chở tải với trọng lượng là G₀ và chở đầy tải với trọng lượng là G_đ, với các cường độ phanh khác nhau thông qua hệ số bám của bánh xe với mặt đường với các hệ số bám khác nhau, thể hiện thông qua áp suất phanh ở các bánh xe trước là p₁ và các bánh sau là p₂ ta có hai đường cong G­₀ và G_đ là các đường đặc tính lý tưởng khi phanh (ứng với các tải trọng khác nhau ta lại có những đường cong khác nhau).

2. CÁC PHƯƠNG ÁN BỐ TRÍ BỘ ĐIỀU HOÀ LỰC PHANH:

     2.1 Phương án 1:

Điều hoà lực phanh bằng van hạn chế áp suất:

Sơ đồ nguyên lý điều hoà lực phanh bằng van hạn chế áp suất

1. ụ hạn chế                3. Phớt

2. piston                      4. Bệ tì

p₁, p₂ : áp suất dầu xilanh chính và ở bánh sau

a. Nguyên lý hoạt động:

Trạng thái không điều chỉnh, nhờ lực F (tuỳ thuộc vào trọng lượng tác dụng, thông qua hệ đàn hồi) piston luôn được đẩy mở ra. Lực đàn hồi này phụ thuộc vào khoảng cách giữa cầu xe và sàn xe (có nghĩa là phụ thuộc vào trọng lượng tác dụng). Khi áp suất tăng đến một giá trị nhất định làm cho piston dịch chuyển sang trái (do diện tích hai mặt của piston khác nhau) tì lên phớt, đóng kín đường dầu dẫn đến bánh sau. Do vậy p₂ không tăng trong khi p₁ vẫn tiếp tục tăng nên bánh xe sau không bị bó cứng.

Khi áp suất ở xi lanh phanh chính (p₁) càng tăng thì van càng đóng chặt, vì vậy họ đường đặc tính làm việc của van giảm áp là những đường nằm ngang song song với trục p₁.

Đồ thị đặc tính điều chỉnh của van hạn chế áp suất

             Oab : Đường điều chỉnh khi xe đầy tải

             Ocd : Đường điều chỉnh khi xe không tải

b. Ưu- nhược điểm:  

- Nâng cao được hiệu quả phanh so với khi không lắp bộ điều hoà lực phanh

- Kết cấu đơn giản.

- Hiệu quả điều chỉnh không cao, chỉ thích hợp cho xe có đường đặc tính lí tưởng cong nhiều. Hiệu quả của phanh sẽ kém khi đi trên đường có độ lồi lõm và nhiều ổ gà.

- Áp suất trong xi lanh làm việc của các cơ cấu phanh ở cầu sau được hạn chế tuỳ theo tải trọng tác dụng lên cầu sau, tải trọng này thể hiện qua lực đàn hồi của lò xo tác dụng lên các van, do đó ứng với mỗi tải trọng khác nhau sẽ cho lực lò xo khác nhau.

Do vậy ta không chọn loại này.

 2.2. Phương án 2: Dùng bộ điều hoà theo tải kiểu piston- vi sai:

Cấu tạo bộ điều hoà kiểu piston- vi sai

1. Piston                         4. Lò xo cảm biến tải

                           2. Phớt                           5. Thân bộ điều hoà

                           3. Lò xo

p₁, p₂ : áp suất dầu ở xilanh chính và xilanh bánh xe sau

a. Nguyên lý hoạt động:

Thân van 5 được gắn trên giá xe có lò xo cảm biến tải 4 tì vào một đầu của piston. Tuỳ theo mức độ chở tải mà lực tác dụng lên piston nhiều hay ít.

Khi chưa hoạt động, lò xo 3 đẩy piston 1 lên trên làm 1 không tiếp xúc với phớt nên đường dầu thông từ xilanh chính ra xilanh bánh sau, lúc này p₁ = p_2.

Khi áp suất dầu tăng cao, lực do áp suất dầu tác dụng lên đầu trên của piston sẽ cân bằng với lực đẩy lên ( lực đẩy của lò xo cảm biến tải, của lò xo 3, của áp suất dầu tác dụng lên đầu dưới của piston) nên piston tiếp xúc với phớt ngăn không cho dầu ra bánh sau do đó p₂ được hạn chế. Sau đó, nếu tiếp tục đạp  phanh, áp suất dầu vào p₁ tăng làm cân bằng trên bị phá vỡ khi đó piston mở ra và p₂ lại tăng lên cho đến khi đạt được sự cân bằng mới.

 Quá trình van đóng mở được lặp đi lặp lại như vậy, ứng với các áp suất dầu thay đổi.       

Đồ thị đặc tính điều chỉnh bộ điều hoà kiểu piston – vi sai

         Oab : Đường điều chỉnh khi xe đầy tải

        Ocd : Đường điều chỉnh khi xe không tải.

b. Ưu- nhược điểm: 

- Hiệu quả điều chỉnh cao hơn loại trên, nó có đường điều chỉnh gần với đường cong lí tưởng hơn.

- Điều chỉnh được mọi chế độ tải trọng từ không tải đến đầy tải và quá tải.

- Thích hợp cho các xe có tải trọng trung bình và lớn.

       2.3. Phương án 3:  Dùng bộ điều hoà theo gia tốc (DSPV):

Cấu tạo bộ điều hoà lực phanh.

Sơ đồ bộ điều hoà áp suất bằng thuỷ lực

1 - Van cắt              2,3 -  Piston

4 -  Xi lanh         5 -  Đòn nối          6 -  Con trượt

a. Nguyên lí làm việc:

Các piston điều chỉnh 2,3 được nối với nhau bởi đòn trung gian 5, đòn này tựa lên con trượt 6. Vị trí của con trượt xê dịch tuỳ thuộc vào mức độ tải trọng của xe.

Khi xe ở trạng thái tĩnh con trượt luôn ở trạng thái xác định. Khi tải trọng tăng lên độ võng f sẽ giảm đi con trượt sẽ dịch chuyển sang phải, L_x tăng lên và khi giảm tải trọng thì ngược lại. Ở phần trên của piston 3 có lắp van cắt 1, van này sẽ đóng kín đường dầu đến các xi lanh làm việc ở các bánh xe sau. Khi không phanh van 1 luôn ở trạng thái mở.

Khi người lái đạp phanh tại xi lanh chính sẽ có áp suất p, áp suất này sẽ tác động lên hai piston 2, 3. Hai piston này có  đường kính phải chọn thích hợp, ứng với một tải trọng nhất định piston 3 phải xuống trước để đóng van 1 lại, làm giới hạn sự tăng áp suất vào các xi lanh ở các bánh xe sau. Sự phối hợp của hai lò xo L_x1, L_x2 và hai piston 2, 3 phải đúng ở một thời điểm nhất định với tải trọng nhất định.

Khi đạp vào bàn đạp phanh áp suất trong xi lanh chính tăng lên đến một giá trị nhất định, áp suất chất lỏng chỉ tác động lên piston 2 (vì van 1 đã đóng). Áp lực này thông qua piston, đòn trung gian, thắng lực lò xo L_x2 tác dụng lên piston 3 di chuyển lên trên làm cho van 1 mở ra. Do đó áp suất chất lỏng ở bánh xe sau tăng lên nhưng tăng chậm hơn so với ở xi lanh chính. Sự tăng chậm hơn này làm cho các bánh xe sau không bị trượt lê khi các bánh xe trươc đã dừng lại.

Đường đặc tính bộ điều hoà dạng tia

b. Ưu- nhược điểm:

- Bộ điều hoà lực phanh theo gia tốc tuy có kết cấu phức tạp nhưng cho đường đặc tính điều chỉnh sát với đường đặc tính lí tưởng nên hiệu quả phanh đạt được khá cao.

- Việc chọn các thông số kết cấu phức tạp và khó bố trí trên xe con

- Bộ điều hoà điều chỉnh loại thủy lực thì cứ ứng với mỗi  chế độ tải trọng sẽ tạo ra một đồ thị tia áp suất có quan hệ với trục p₁ một góc do vậy phạm vi điều chỉnh của loại này rộng hơn.

3. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ ĐIỀU HOÀ LỰC PHANH KIỂU PISTON VI SAI:

     3.1. Xây dựng đồ thị quan hệ áp suet :

          a. Xác định các giá trị:

Áp suất trong hệ thống phanh ở bánh xe trước và bánh xe sau là:

Trong đó :

p₁, p₂-  Áp suất dầu ở cơ cấu phanh trước và sau

r_bx- Bán kính làm việc của bánh xe, r_bx= 32,5 (cm)

r_t2- Bán kính trống phanh cầu sau, r_t2= 13 (cm)

R_tb- Bán kính trung bình của má phanh, R_tb= 10,5 (cm)

m - Số đôi bề mặt ma sát, m = 2

- Hệ số ma sát, = 0,3

G - Trọng lượng của ôtô

d₁, d₂- Đường kính xi lanh bánh xe trước và bánh xe sau:

             d₁= 5,3 (cm); d₂= 3 (cm)

- Hệ số bám thay đổi theo G,

a, b, h_g- Toạ độ trọng tâm của xe

L- Chiều dài cơ sở của xe: L = 2450 (mm)

p_10H, p_20H - Áp suất dư trong hệ thống phanh:  p_10H = p_20H = 2 (KG/cm²)

C₂- Hệ số chuyển đổi với cơ cấu phanh cầu trước và cầu sau

Với các má phanh đều là má xiết thì:

Với các má phanh đều là má nhả thì:

Với cơ cấu phanh có một má xiết và một má nhả thì:

Để xác định áp suất cần thiết trong xi lanh bánh xe ta lập bảng xác định cho từng trường hợp cụ thể khi xe không tải và đầy tải.

   * Khi xe không tải:

Theo phần trên ta có:

                 a = 110 (cm), b = 135 (cm), h_g=70 (cm), G = 1780 (KG)

Do đó:

* Khi xe đầy tải:

                 a = 131 (cm), b = 114 (cm), h_g=800 (cm), G = 3000 (KG)

Do đó:

b. Bảng trị số áp suất khi hệ số bám thay đổi:

Thực tế khi xe chạy trên đường khác nhau sẽ cho ta hệ số bám khác nhau, áp suất tạo nên trong dẫn động phanh ở các cơ cấu phanh sẽ có giá tri khác nhau. Ta có bảng giá trị các áp suất cần thiết trong xi lanh bánh xe tác dụng lên má phanh và guốc phanh của các cơ cấu phanh trong từng trường hợp cụ thể khi xe không tải và đầy tải theo hệ số bám  khác nhau:

Từ những giá trị trên ta vẽ được đường biểu diễn mối quan hệ giữa áp suất p₁, p₂ ứng với hệ số bám  khác nhau. Đây chính là đường đặc tính lý tưởng của quá trình phanh.

3.2. Chọn đường đặc tính điều chỉnh :

- Vẽ đường đặc tính thực tế khi không có bộ điều hoà lực phanh (đặc tính không điều chỉnh) bằng cách vẽ một đường thẳng nghiêng với trục hoành một góc 45⁰.

- Qua đồ thị ta có thể xác định được điểm bắt đầu làm việc của bộ điều hoà lực phanh ở chế độ không tải và đầy tải:

      + Điểm a’: Là điểm bắt đầu làm việc của bộ điều hoà lực phanh ở chế độ không tải.

+ Điểm a : Là điểm bắt đầu làm việc của bộ điều hoà lực phanh ở chế độ đầy tải.

Ta có thể xác định được điểm a, a’ bằng cách lấy giao điểm của đường đặc tính thực tế và hai đường đặc tính lý tưởng khi xe không tải và đầy tải.

Với mục đích của bộ điều hoà lực phanh là điều chỉnh áp suất dầu dẫn đến cơ cấu phanh sau khi tải trọng phân bố lên cầu sau thay đổi trong quá trình phanh. Điểm bắt đầu làm việc của bộ điều hoà lực phanh là điểm mà áp suất dầu dẫn đến cơ cấu phanh sau trên đường đặc tính lý tưởng bắt đầu giảm xuống và nhỏ hơn áp suất dẫn đến cơ cấu phanh trước.

Các điểm b, b’ là những với áp suất dầu cực đại p₁, p₂ ở ống dẫn dầu đến cơ cấu phanh cầu trước và cầu sau khi xe không tải và đầy tải. Áp suất này được lựa chọn trước theo từng loại xe khác nhau ở chế độ không tải và đầy tải.

Như vậy đặc tính của bộ điều hoà lực phanh nằm trong khoảng ab và a’b’.

Ứng với tải trọng khác nhau sẽ có những đường tương tự với những đường xiên khác nhau xen kẽ giữa hai đường đặc tính điều chỉnh a, b và ứng với một hệ số K_đ nhất định. (K_đ là hệ số độ dốc của đường quan hệ: p₂= f(p₁))

Từ đồ thị quan hệ ta có:

p_1a = p_2a

p_1a’ = p_2a’

Trong đó: p_1a, p_2a- Áp suất trong dẫn động phanh của cơ cấu phanh cầu trước và cầu sau khi bộ điều hoà lực phanh bắt đầu làm việc khi đầy tải.

p_1a’, p_2a’- Áp suất trong dẫn động phanh của cơ cấu phanh cầu trước và cầu sau khi bộ điều hoà lực phanh bắt đầu làm việc khi không tải.

3.3. Xác định hệ số bám  đạt hiệu quả phanh cao nhất () :

Từ quan hệ p_1a = p_2a ta lập được một biểu thức quan hệ áp suất trong dẫn động phanh của cơ cấu phanh cầu trước và cầu sau.

+ Giá trị là hệ số bám của xe với mặt đường ở thời điểm bộ điều hoà lực phanh bắt đầu làm việc ở chế độ đầy tải tức là điểm a nằm trên đường đặc tính.

Do đó:

 + Tương tự ta xác định được  ở chế độ không tải:

Do đó:

Vậy tại các giá trị và thay vào các phương trình p₁, p₂ và p₀₁, p₀₂ ta có:

     + Tại :

p₁ = p₂ = 64,4 (KG/cm²)

    + Tại :

p₀₁= p₀₂ = 21,2 (KG/cm²)

Như vậy:

-   Ở chế độ không tải khi xe chạy trên đường có hệ số bám  thì  phanh đạt hiệu quả cao nhất.

-   Ở chế độ đầy tải khi xe chạy trên đường có hệ số bám  thì  phanh đạt hiệu quả cao nhất.

3.4. Xác định hệ số K_đ:

K_đ là hệ số góc của đường quan hệ p₂ = f(p₁)

Trong đó:

-   p_1max, p_2max - Áp suất cực đại trong dẫn động phanh của cầu trước và cầu sau tại điểm b trên đường đặc tính

-   p_1a, p_2a - Áp suất trong dẫn động phanh của cơ cấu phanh cầu trước và cầu sau tại điểm a trên đường đặc tính.

-   - Góc tạo bởi đường đặc tính điều chỉnh và đường biểu diễn áp suất.

Thay số vào ta có:

* Ở chế độ không tải:

* Ở chế độ đầy tải:

3. 5. Phương trình quan hệ áp suất p₁- p_2­ của đường đặc tính điều chỉnh :

 Đường đặc tính điều chỉnh của bộ điều hoà lực phanh là những đường xiên tạo với đường biểu diễn áp suất p₁ những góc  (ứng với những tải trọng khác nhau từ không tải đến đầy tải) ta có thể lập phương trình cho đường xiên như sau:

p₂ = A.p₁ + B

Trong đó:

   A - Hệ số góc:    

 Thay các giá trị vào ta có:

* Khi không tải:

                 B = 17,6

* Khi đầy tải:

                 B = 53,6

Do đó ta vẽ được đường đặc tính điều chỉnh của bộ điều hoà lực phanh:

3.6. Chọn và xác định các thông số kết cấu :

a. Cấu tạo:      

- Vỏ bộ điều hoà lực phanh cố định với khung nhờ hai bulông. Trong vỏ và xi lanh có chứa piston 2 thường xuyên tỳ vào thanh đàn hồi 7 và được dẫn hướng nhờ vào phần dưới của vỏ 1. Phần trên của piston có dạng tán nấm, bề mặt đỉnh có tiết diện tròn chịu áp suất của dầu, bề mặt dưới của tán nấm có tiết diện hình vành khăn cũng chịu áp suất của dầu đồng thời là một phần của van. Phớt làm kín 5 có nhiệm vụ chặn dầu và bao kín phần dưới piston. Nắp  bắt với vỏ nhờ có ren, tán nấm của piston ngăn cách dầu ra 2 khoang A và B.

Khi phanh áp suất dầu tăng đến một giá trị nhất định piston đi xuống ngắt đường dầu ra cầu sau. Vừa tiếp tục tăng cường độ phanh áp suất dầu dưới tán nấm tăng lên làm mở đường dầu ra cầu sau. Tỷ lệ phân bố áp suất duy trì ở một trạng thái nhất định nhờ việc thường xuyên đóng mở đường dầu ra cầu sau.

Sự làm việc của piston còn phụ thuộc vào lực tỳ của thanh đàn hồi vào piston vì vậy việc điều hoà áp suất còn phụ thuộc vào tải trọng.

Bộ điều hoà ta chọn là bộ điều hoà lực phanh kiểu vi sai, loại này làm việc đảm bảo gần đúng với chế độ tải trọng thẳng đứng trên cầu sau, làm giảm đáng kể hiện tượng lết bánh xe sau, nâng cao hiệu quả phanh, an toàn trong chuyển động, song có nhược điểm như các bộ điều hoà lực phanh khác là không triệt tiêu được hiện tượng lết ở bánh xe cầu trước khi phanh gấp.

b. Chọn các thông số:

Gọi D là đường kính của piston vi sai, chọn: D = 30 (mm)

Ta có:

Trong đó:

A - Hệ số góc hay độ dốc của đường đặc tính điều chỉnh so với đường biểu diễn của áp suất p₁

S₁ - Diện tích của mặt dưới của piston

S₂ - Diện tích của phần đỉnh piston

D - Đường kính piston

d - Đường kính cổ piston

d’ - Đường kính chiết tỳ (tỳ lên ụ hạn chế), chọn: d = 5 (mm)

Thay các giá trị S₁, S₂ vào ta có:

Như ta đã nói ở trên bộ điều hoà lực phanh làm việc theo hai thông số:

-   Áp suất phanh (qua lực tác dụng lên bàn đạp)

-   Tải trọng tác dụng lên cầu sau

Tải trọng tác dụng lên cầu sau là thông số được đánh giá gần đúng thông qua tín hiệu phảnh hồi bằng cách thay đổi khoảng cách f giữa vỏ xe và vỏ cầu. Sự thay đổi này là thông tin tác dụng vào bộ đàn hồi của bộ điều hoà lực phanh từ đây tín hiệu được truyền tới cụm van thuỷ lực dưới tác dụng của lực đàn hồi.

Ngoài đường kính của piston vi sai ta còn xác định thông số kết cấu của bộ điều chỉnh:

Trong đó:

-   K_x- Thông số kết cấu được xác định xuất phát từ điều kiện cân bằng piston của bộ điều chỉnh bắt đầu làm việc tại điểm a

-   C_x - Độ cứng tổng cộng của lò xo bộ điều hoà lực phanh với hai giả thiết phản lực của lò xo hồi vị cho băng 10 (KG) và lực này không đổi trong suốt quá trình làm việc

-      i_x - Tỷ số truyền của cơ cấu dẫn động bộ điều chỉnh (sự chuyển vị của lò xo hồi vị trong khi đóng mở van dầu là không đáng kể)

               hay

Q_a, Q_b - Tải trọng tác dụng lên cầu sau thay đổi khi phanh

S_a, S_b - Hệ số biến dạng của hệ thống treo từ điểm a đến b

F_Lxa, F_Lxa’ - Lực tác dụng của lò xo hay thanh xoắn tác dụng lên piston vi sai tại điểm a và a’

f₁ - Độ dịch chuyển của hệ thống treo tại a và a’

d - Đường kính cổ piston vi sai đã xác định

p_1a - áp suất trong cơ cấu phanh cầu trước tai điểm a

p_1a’ - áp suất trong cơ cấu phanh cầu trước tai điểm a’

Thay các giá trị vào công thức:

-      Để tìm được K_x ta phải xác định được độ biến dạng của hệ thống treo f₁

-      Muốn xác định được f₁ ta phải dựa vào mối quan hệ giữa lực phanh, tải trọng tác dụng lên cầu xe và độ biến dạng của hệ thống treo.

3. 7. Xây dựng đường đặc tính của hệ thống treo phụ thuộc vào tải trọng và lực phanh :

a. Từ công thức:

Trong đó:

g₂ - trọng lượng phần không được treo:

G - Trọng lượng toàn bộ xe

C_p2 - Độ cứng tổng hợp của hệ thống treo sau: C_p2= 5 (KG)

* Khi xe không tải:

G = 1780 (KG)

a = 1100 (mm)

L = 2450 (mm)

h_g = 700 (mm)

C_p2= 5 (KG/mm)

g₂ = 40 (KG)

* Khi xe đầy tải:

G = 3000 (KG)

 a = 1310 (KG)

 L = 2450 (KG)

 h_g = 800 (KG)

 C_p2= 5 (KG/mm)

g₂ = 70 (KG)

b. Từ quan hệ f₀ và f ta tính được độ võng tại các điểm a, a’, b, b’:

    * Khi không tải:

-   Tại điểm a bộ điều hoà bắt đầu làm việc:

p = 21,2 (KG/cm²)

.

-   Tại điểm b là điểm có trị số áp suất cực đại p_1max trên đường đặc tính điều chỉnh:

  * Khi xe đầy tải:

-   Tại điểm a’ có:

p = 64,4 (KG/cm²)

-   Tại điểm b’:

Vậy ta lập được đồ thị quan hệ giữa p₁ và f.

Do đó ta có:

f₁ = f_a - f_a’ = 199 - 116,1 = 82,9 (mm)

f₂ = f_b - f_a’ = 150 - 116,1 = 33,9 (mm)

f₃ = f_a’ - f_b’ = 116,1 - 69,6 = 46,5 (mm)

Thay các giá trị f₁ vào độ cứng K ta được độ cứng tổng hợp của bộ điều hoà áp lực phanh:

3. 8. Kiểm tra lai đường kính D của piston vi sai :

- Ta đã chọn và tính sơ bộ đường kính D và d của piston vi sai theo công thức gần đúng.

- Tới đây ta tính chính xác đường kính của piston vi sai để thoả mãn điều kiện làm việc.

Theo phương trình cân bằng lực tại điểm b:

Trong đó:

 p_1b, p_2b­ - Áp suất trong dẫn động phanh của cơ cấu phanh cầu trước và cầu sau tại b.

S₁- Diện tích tiết diện của piston có đường kính d (cm)

S₂- Diện tích tiết diện của mặt piston D ( cm )

F_LX - Lực đàn hồi của lò xo phụ thuộc vào độ võng f của hệ thống treo sau (KG)

Từ đó ta có:

Trong đó:

Q’_a - Lực ép của lò xo vào piston vi sai tại điểm a

f₂ - Độ biến dạng của điểm b so với điểm a’ của hệ thống treo cầu sau.

Biến đổi và thay vào phương trình trên ta có:

            (cm)

Trên đỉnh piston vi sai có kết cấu làm ụ tỳ hạn chế có đường kính 5 mm, để đảm bảo diện tích tiếp xúc ta tăng kích thước đường kính D lên một giá trị:

3. 9. Kiểm tra đặc tính điều chỉnh của bộ điều hoà áp lực phanh :

Khi lập dường đặc tính điều chỉnh ta cố gắng làm cho đường này càng gần đường đặc tính lý tưởng càng tốt.

Ta tính cho xe đầy tải và xe không tải sai số chỉ nằm trong giới hạn cho phép:

Để kiểm tra sự trùng nhau của đường đặc tính lý tưởng trên khoảng a’b’ và đường đặc tính điều chỉnh ta phải xác định được tung độ điểm b.

Theo công thức:

Trong đó:

Q’_a- Lực ép của lò xo vào piston vi sai tại điểm a’ 

f₃ - Độ biến dạng của hệ thống treo.

D - Đường kính của piston vi sai.

d - Đường kính của cổ piston vi sai.

p’_1b - Áp suất trong đường ống của cơ cấu phanh trước tại b’ phù hợp với đặc tính điều chỉnh.

K_x  - Thông số kết cấu của bộ điều hoà.

Thay các giá trị vào ta có:

Trên đồ thị đặc tính điều chỉnh trị số áp suất của cơ cấu phanh cầu sau khi xe không tải ở vị trí b’=35,7 KG/cm². Sự không trùng nhau của đường đặc tính lý tưởng và đặc tính điều chỉnh thực tế là:

So sánh thấy ta thấy 0,14% <

Kết luận: Vậy sai số này nằm trong giới hạn cho phép.

CHƯƠNG IV:

QUY TRÌNH GIA CÔNG CHI TIẾT

4.1. PHÂN TÍCH KẾT CẤU, CHỌN DẠNG SẢN XUẤT :

4.1.1. Phân tích kết cấu :

- Chi tiết Piston thứ cấp trong xy lanh chính của xe có dạng hình trụ và có các mặt trụ bậc và rãnh.

- Chức năng nhiệm vụ: Piston có nhiệm vụ kết hợp với bát cao su di chuyển theo dọc trục xy lanh, tạo ra lực chiều trục trong xy lanh thẳng được lực lò xo và áp lực dầu đi đến các xy lanh làm việc của các cơ cấu phanh ép tang trống để thực hiện sự phanh xe.

- Khi lắp ghép Piston thứ cấp vào xy lanh chính phải lắp theo mối lỏng H7/g6 để Piston dịch chuyển dễ dạng trong xy lanh.

- Vì Piston làm nhiệm vụ định hướng cho bát cao su làm việc cần phải có các yêu cầu sau:

+ Mặt A, B, C gia công đạt độ chính xác cao về kích thước, vị trí hình dáng hình học và các bề mặt tương quan.

+ Mặt B, C phải đảm  bảo độ bóng cao để dễ dàng dịch chuyển.

4.1.2. Chọn dạng sản xuất :

Do tính chất sản xuất mang tính sửa chữa và cải tiến nhỏ, cho nên ta chọn sản xuất là đơn chiếc.

4.2. LẬP QUY TRÌNH CÔNG NGHỆ :

4.2.1. Phương pháp tạo phôi:

- Do chi tiết có dạng hình trụ bậc, đường kính lớn nhất là 26 mm.

- Do dạng sản xuất là đơn chiếc.

4.2.2. Thiết kế quy trình công nghệ:

4.2.2.1. Nguyên công 1:

- Khỏa mặt đầu

- Khoan lỗ định vị tâm, chiều sâu là 4,5 mm, đường kính

a. Khoả mặt đầu:

* Định vị:

+ Kẹp phôi lên máy tiện T616 bằng mâm cặp 3 trấu.

+ Định vị chi tiết bằng bề mặt trụ của phôi.

*Dụng cụ:

+ Dao khỏa mặt đầu, dao phá (tiện thô) được chế tạo bằng thép P8.

* Chế độ cắt:

+ Tốc độ cắt: V = 145 mm/ph

+ Chiều sâu cắt: t = 1 mm                                  

+ Lượng chạy dao: S = 0,8 mm/vòng

b. Khoan lỗ tâm:

* Định vị:

+ Kẹp phôi lên máy tiện T616 bằng mâm cặp 3 trấu.

+ Định vị chi tiết bằng bề mặt trụ của phôi.

*Dụng cụ:

+ Chọn mũi khoan bằng thép gió P5M5.

* Chế độ cắt:

+ Lượng dư gia công: Z = 1 (mm)

+ Chiều sâu cắt: t = 1 (mm)

+ Lượng chạy dao: S = 0,5 (mm/vòng)

+ Tốc độ cắt: V = 85 (mm/ph)

4.2.2.2. Nguyên công 2:

- Khỏa mặt đầu

- Khoan lỗ định vị tâm, chiều sâu là 4,5 mm, đường kính

a. Khoả mặt đầu:

* Định vị:

+ Kẹp phôi lên máy tiện T616 bằng mâm cặp 3 trấu.

+ Định vị chi tiết bằng bề mặt trụ của phôi.

*Dụng cụ:

+ Dao khỏa mặt đầu, dao phá (tiện thô) được chế tạo bằng thép P8.

* Chế độ cắt:

+ Tốc độ cắt: V = 145 mm/ph                   

+ Chiều sâu cắt: t = 1 mm

+ Lượng chạy dao: S = 0,8 mm/vòng

b. Khoan lỗ tâm:

* Định vị:

+ Kẹp phôi lên máy tiện T616 bằng mâm cặp 3 trấu.

+ Định vị chi tiết bằng bề mặt trụ của phôi.

*Dụng cụ:

+ Chọn mũi khoan bằng thép gió P5M5.

* Chế độ cắt:

+ Lượng dư gia công: Z = 1 (mm)

+ Chiều sâu cắt: t = 1 (mm)

+ Lượng chạy dao: S = 0,5 (mm/vòng)

+ Tốc độ cắt: V = 85 (mm/ph)

4.2.2.3. Nguyên công 3 :

- Tiện thô nửa trục sau

- Tiện tinh nửa trục sau

* Định vị và kẹp chặt:

+ Chi tiết được định vị bằng hai mũi tâm, hạn chế 4 bậc tự do

* Chọn máy:

+ Chọn máy tiện T15K6

* Chọn dao:

+ Chọn dao tiện bằng thép gió có kí hiệu P8

* Chế độ cắt:

a. Tiện thô trục có đường kính:

+ Lượng dư gia công:       

+ Chiều sâu cắt: t = 1 (mm)

+ Lượng chạy dao: Tra bảng 5-11 (Sổ tay công nghệ chế tạo máy) ta có:

S = 0,5 (mm/vòng)

+ Tốc độ cắt:

Trong đó:

T - Trị số trung bình của tuổi bền khi gia công. T = 40

C_v - Hệ số điều chỉnh, tra bảng 5-17(STCNCTM) ta có:

 C_v = 328, x = 0,12, y = 0,5, m = 0,28

Hệ số:

Trong đó:

k_mv- Hệ số phụ thuộc vào vật liệu gia công, tra bảng (5-4): k_mv = 1

k_uv- Hệ số phụ thuộc vào vật liệu dụng cụ cắt, tra bảng (5-6): k_uv =1

k_nv- Hệ số phụ thuộc vào tình trạng bề mặt, tra bảng(5-31): k_lv = 0,9

Do đó:

k_v = 0,9.1.1 = 0,9

Vậy:

b. Tiện tinh trục có đường kính:

+ Chiều sâu cắt: t = 0,1 (mm)

+ Lượng chạy dao: Tra bảng 5-11 (Sổ tay công nghệ chế tạo máy) ta có:

S = 0,25 (mm/vòng)

+ Tốc độ cắt: Tương tự phần trên:

* Dụng cụ đo: Thước cặp

4.2.2.4. Nguyên công 4 :

- Tiện thô nửa trục trước  (tương tự phần trên)

- Tiện tinh nửa trục trước  (tương tự phần trên)

- Tiện thô bậc trục có đường kính

* Định vị và kẹp chặt:

+ Chi tiết được định vị bằng hai mũi tâm, hạn chế 4 bậc tự do

* Chọn máy:

+ Chọn máy tiện T15K6

* Chọn dao:

+ Chọn dao tiện bằng thép gió có kí hiệu P8

* Chế độ cắt:

+ Lượng dư gia công:

+ Chiều sâu cắt: t = 1 (mm)

+ Lượng chạy dao: Tra bảng 5-15 (Sổ tay công nghệ chế tạo máy) ta có:

S = 0,18 (mm/vòng)

+ Tốc độ cắt:

Trong đó:

T - Trị số trung bình của tuổi bền khi gia công. T = 40

C_v- Hệ số điều chỉnh, tra bảng 5-17 (STCNCTM) ta có:

 C_v = 23,7, y = 0,66, m = 0,25

Vậy:

* Dụng cụ đo: Thước cặp

5.2.2.5. Nguyên công 5 :

- Khoan 6 lỗ trên vai piston.

* Định vị và kẹp chặt:

+ Chi tiết được định vị bằng 1 mặt phẳng hạn chế 3 bậc tự do

+ Dùng đòn kẹp liên động kẹp chặt chi tiết từ trên xuống

* Chọn máy:

+ Chọn máy khoan đứng 2A125

* Chọn dao:

+ Chọn dao khoan bằng thép gió có ký hiệu P6M5

* Chế độ cắt:

+ Chiều sâu cắt:

+ Lượng chạy dao: Tra bảng 5-25 (STCNCTM): S = 0,15 (mm/vòng)

+ Tốc độ cắt:

Trong đó:

T - Trị số trung bình của tuổi bền khi gia công. T = 20

C_v -Hệ số điều chỉnh, tra bảng 5-30 (STCNCTM) ta có:

 C_v = 36,3; y = 0,55; m = 0,125; q = 0,25

Hệ số:

Trong đó:

k_mv- Hệ số phụ thuộc vào vật liệu gia công, tra bảng (5-4): k_mv = 1

k_uv-Hệ số phụ thuộc vào vật liệu dụng cụ cắt, tra bảng (5-6): k_uv =1

k_lv- Hệ số phụ thuộc vào chiều sâu khoan, tra bảng (5-31): k_lv = 0,9

Do đó:

k_v =1.1.0,9 = 0,9

Vậy:

5.2.2.6. Nguyên công 6: Kiểm tra chi tiết

- Về kích thước: Chiều dài và đường kính của các bậc không yêu cầu độ chính xác cao nên kiểm tra bằng thước cặp.

- Đường kính kiểm tra bằng Panme.

- Về hình dáng hình học và các bề mặt tương quan dùng:

+ Đồng hồ so

+ Đồ gá

KẾT LUẬN

   Trong thời gian ngắn em được giao nhiệm vụ thiết kế hệ thống phanh xe Minibus gồm có: Dẫn động phanh, trợ lực phanh, bộ điều hoà lực phanh, em đã cố gắng s­ưu tầm tài liệu và vận dụng kiến thức đã được học tập để hoàn thành nhiệm vụ được giao.

   Trong một thời gian ngắn em đã hoàn thành được việc thiết kế một số cơ cấu như: Cơ cấu phanh, trợ lực phanh, bộ điều hoà lực phanh. Qua tính toán thấy rằng các cụm thiết kế đều đảm bảo về thông số làm việc và đủ bền.

   Trong quá trình làm đồ án, với thời gian có hạn nh­ưng bản thân em đã có cố gắng tìm hiểu thực tế và giải quyết các nội dung kĩ thuật hợp lý. Đây là bước khởi đầu quan trọng giúp cho em có thể nhanh chóng tiếp cận với ngành công nghiệp ô tô hiện nay của nước ta. Em rất mong nhận đ­ược những ý kiến đóng góp, bổ sung của các thầy, và các bạn để đề tài của em được hoàn thiện hơn, góp phần nhỏ bé vào nhu cầu sử dụng xe ở Việt Nam hiện nay.

   Một lần nữa em xin cảm ơn sự hướng dẫn, chỉ bảo tận tình của thầy:…...……… cùng các thầy trong môn ôtô đã giúp em hoàn thành đồ án này.

TÀI LIỆU THAM KHẢO

1. Tập bài giảng thiết kế tính toán Ôtô.

Tác giả: PGS.TS. Nguyễn Trọng Hoan

2. Bài giảng cấu tạo Ôtô.

Tác giả: Phạm Vỵ -Dương Ngọc Khánh

Xuất bản: Hà Nội - 2004.

3. Hướng dẫn thiết kế hệ thống phanh Ôtô máy kéo.

Tác giả:  Dương Đình Khuyến

Xuất bản: Hà Nội - 1985.

4. Thiết kế và tính toán động cơ đốt trong.

Tác giả: Đặng Tấn Cường - Nguyễn Tử Dũng

Nguyễn Đức Phú

6. Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 và 2.

Tác giả: Trịnh Chất - Lê Văn Uyển.

Xuất bản: ĐHBK in 2000.

7. Hướng dẫn làm bài tập dung sai.

Tác giả: Ninh Đức Tốn - Đỗ Trọng Hùng.

"TẢI VỀ ĐỂ XEM ĐẦY ĐỦ ĐỒ ÁN"