MỤC LỤC

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

Lời nói đầu…………………………………………………………….    2

Chương 1: Tổng quan về hệ thống phanh của xe ôtô……………....    4

1.1. Công dụng phân loại, yêu cầu của hệ thống phanh………….   4

1.2. Kết cấu của hệ thống phanh…………………………………   5

Chương 2: Lựa chọn phương án thiết kế …………………………..   20

2.1. Sơ đồ dẫn động phanh điển hình ……………………………   20

2.2. Kết cấu một số cụm chi tiết…………………………………..23

2.3.Chọn phương án thiết kế……………………………………… 30

Chương 3: Thiết kế tính toán hệ thống phanh……………………….32

3.1. Thông số của xe tham khảo…………………………………..32

3.2. Tính toán xây dựng hoạ đồ …………………………………  32

3.3. Tính bền cơ cấu phanh………………………………………   41

3.4. Tính dẫn động ………………………………………………  53

Chương 4: Tính toán khảo sát quá trình phanh …………………….69

4.1. Cơ sở lí thuyết về điều hoà lực phanh………………………    69

4.2. Tính toán khảo sát quá trình phanh ôtô trọng tải lớn………..   71

Kết luận chung………………………………………………………..  91

Tài liệu tham khảo………………………………………………….... 92

LỜI NÓI ĐẦU

    Ngành ôtô - máy kéo chiếm một vị trí quan trọng trong nền kinh tế quốc dân nói chung và giao thông vận tải nói riêng, nó quyết định một phần không nhỏ về tốc độ phát triển của nền kinh tế của một quốc gia. Ngày nay các phương tiện vận tải ngày càng phát triển hoàn thiện và hiện đại, đặc biệt là ngành ôtô đã có những vượt bậc đáng kể. Các thành tựu kỹ thuật mới như điều khiển tự động, kỹ thuật điện tử, kỹ thuật bán dẫn cũng như các phương pháp tính toán hiện đại đều được áp dụng trong ngành ôtô.

    Ở nước ta hiện nay, các xe ô tô đang lưu hành chủ yếu là của nước ngoài, được lắp ráp tại các nhà máy liên doanh và cũng có một phần là xe nhập cũ, các loại xe trên rất đa dạng về chủng loại mẫu mã cũng như chất lượng. Trong các loại xe trên thì xe tải đóng một vai trò quan trọng trong việc phát triển kinh tế đất nước. Xe tải phục vụ chủ yếu trong các ngành khai khoáng, xây dựng,vận tải hàng hoá. Với đặc thù của địa hình Việt Nam với 70% diện tích là đồi núi. Đường xá thường là khó khăn có nhiều dốc cao và dài, trong khi đó xe lại thường xuyên chở quá tải. Do đó yêu cầu phải có một hệ thống phanh tốt đảm bảo an toàn quá trình vận tải, đồng thời nâng cao được hiệu quả phanh và độ ổn định khi phanh.

   Trên cơ sở đó em được giao đề tài:"Thiết kế tính toán hệ thống phanh cho ôtô tải tám tấn". Nội dung đề tài bao gồm:

 - Tìm hiểu kết cấu hệ thống phanh trên ôtô.

- Tính toán, thiết kế hệ thống phanh.

- Tính toán khảo sát quá trình phanh ôtô.

Đề tài được tiến hành tại bộ môn Ô tô trường Đại học Bách Khoa. Sau hơn ba tháng thực hiện, với sự cố gắng, nỗ lực của bản thân em đã hoàn thành công việc yêu cầu của đồ án tốt nghiệp. Em xin chân thành cảm ơn ………….. và các Thầy trong bộ môn đã giúp đỡ, hướng dẫn tận tình và tạo mọi điều kiện tốt nhất để em hoàn thành đồ án tốt nghiệp của mình.

                                                                           ……., Ngày….tháng….năm 20….

                                                                                Sinh viên thực hiện       

                                                                         ……………………

CHƯƠNG 1

TỔNG QUAN VỀ HỆ THỐNG PHANH

1.1. CÔNG DỤNG, PHÂN LOẠI, YÊU CẦU

1.1.1. Công dụng

- Hệ thống phanh dùng để giảm tốc độ của ôtô đến một giá trị cần thiết nào đấy hoặc dừng hẳn ôtô;

- Giữ ôtô dừng hoặc đỗ trên các đường dốc.

1.1.2 Phân loại

a). Theo công dụng

Theo công dụng hệ thống phanh được chia thành các loại sau:

- 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, thuỷ lực hoặc điện từ).

b). Theo kết cấu của cơ cấu phanh

Theo kết cấu của cơ cấu phanh hệ thống phanh được chia thành hai loại sau:

- Hệ thống phanh với cơ cấu phanh guốc;

- Hệ thống phanh với cơ cấu phanh đĩa.

c). Theo dẫn động phanh

Theo dẫn động phanh hệ thống phanh được chia ra:

- Hệ thống phanh dẫn động cơ khí;

- Hệ thống phanh dẫn động thuỷ lực;

- Hệ thống phanh dẫn động khí nén;

- Hệ thống phanh dẫn động kết hợp khí nén - thuỷ lực;

- Hệ thống phanh dẫn động có cường hoá.

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 hoà lực phanh

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

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

1.1.3. Yêu cầu

Hệ thống phanh trên ôtô cần đảm bảo 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 mọi trường hợp để đảm bảo sự ổn định chuyển động của ôtô;

- 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 để sử dụng hoàn toàn trọng lượng bám khi phanh ở những cường độ khác nhau;

- Không có hiện tượng tự xiết khi phanh;

- Cơ cấu phanh thoát nhiết tốt;

- Có hệ số ma sát giữa trống phanh và má phanh cao và ổn định trong điều kiện sử dụng;

- Giữ được tỉ lệ thuận giữa lực trên bàn đạp với lực phanh trên bánh xe;

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

1.2. Kết cấu của hệ thống phanh

Hệ thống phanh ôtô gồm có phanh chính và phanh dừng trong đó phanh chính thường là phanh bánh xe hay còn gọi là phanh chân còn phanh dừng thường là phanh tay, phanh tay thường được bố trí ở ngay sau trục thứ cấp của hộp số hoặc bố trí ở các bánh xe.

Việc dùng cả hai phanh, phanh chính và phanh phụ đảm bảo độ an toàn của ôtô khi chuyển động và dừng hẳn. Hệ thống phanh có hai phần cơ bản đó là cơ cấu phanh và dẫn động phanh.

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

- Dẫn động phanh: dẫn động phanh dùng để truyền và khuyếch đại lực điều khiển từ bàn đạp phanh đến cơ cấu phanh. Tuỳ theo dạng dẫn động: cơ khí, thuỷ lực, khí nén hay kết hợp mà trong dẫn động phanh có thể bao gồm các phần tử khác nhau. Ví dụ nếu là dẫn động cơ khí thì dẫn động phanh bao gồm bàn đạp và các thanh, đòn cơ khí. Nếu là dẫn động thuỷ 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.

1.2.1. Cơ cấu phanh

a). Cơ cầu phanh đĩa

Cấu tạo của cơ cấu phanh đĩa được thể hiện trên hình 1. 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 xi lanh bánh xe;

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

* 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 phía 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.

Khi đạp phanh, dầu từ xi lanh chính qua ống dẫn đến các xi lanh bánh xe đẩy pittông mang các má phanh ép vào hai phía của đĩa phanh thực hiện phanh bánh xe.

Khi thôi phanh dưới tác dụng của lò xo hồi vị bàn đạp phanh được trả về vị trí ban đầu, dầu từ xi lanh bánh xe sẽ hồi trở về xi lanh chính, tách má phanh khỏi đĩa phanh kết thúc quá trình phanh.

* 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 với 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 trên giá đỡ.

Bình thường khi chưa phanh do giá đỡ có thể di trượt ngang trên chốt nên nó tự lựa để chọn một vị trí sao cho khe hở giữa các má phanh với đĩa phanh hai bên là như nhau. Khi đạp phanh dầu từ xi lanh chính theo ống dẫn vào xi lanh bánh xe. Pittông sẽ dịch chuyển để đẩy má phanh ép vào đĩa phanh. Do tính chất của lực và phản lực kết hợp với kết cấu tự lựa của giá đỡ nên giá đỡ mang má phanh còn lại cũng tác dụng một lực lên đĩa phanh theo hướng ngược với lực của má phanh do pittông tác dụng. Kết quả là đĩa phanh được ép bởi cả hai má phanh và quá trình phanh bánh xe được thực hiện.

b).Cơ cấu phanh guốc

* Cấu tạo

a. Cơ cấu phanh đối xứng qua trục mở guốc phanh bằng cam

1 - Guốc phanh; 2 - Lò xo phanh; 3 - Bầu phanh; 4 - Giá đỡ bầu phanh; 5 - Đòn trục cam; 6 - Cam ép; 7 - Lò xo lá; 8 - Má phanh; 9 - Trống phanh; 10 - Chốt guốc phanh.

b. Cơ cấu phanh đối xứng qua trục mở guốc phanh bằng xi lanh thuỷ lực

1 - Chụp cao su chắn bụi; 2- Xi lanh; 3 - Mâm phanh; 4 - Lò xo; 5 - Tấm kẹp; 6 - Guốc phanh; 7 - Má phanh

* Nguyên lí hoạt động

Khi đạp phanh lên bàn đạp phanh, qua hệ thống đòn bẩy dẫn động sẽ làm quay cam phanh (6) đẩy các guốc phanh ép sát vào trống phanh, do đó giữa trống phanh và má phanh sẽ xuất hiện lực ma sát, tạo ra mô men phanh cản trở sự quay của bánh xe. Vì vậy giữa bánh xe và mặt đường xuất hiện lực phanh.Khi thôi tác dụng lên bàn đạp phanh, cam phanh (6) xoay về vị trí ban đầu, lò xo (2) sẽ kéo guốc phanh tách khỏi trống phanh. Quá trình phanh kết thúc.

1.2.2. Các dạng dẫn động phanh

a). Dẫn động phanh cơ khí

Dẫn động phanh cơ khí gồm hệ thống các thanh, các đòn bẩy và dây cáp. Dẫn động phanh cơ khí ít dùng để điều khiển nhiều cơ cấu phanh vì nó khó đảm bảo phanh đồng thời tất cả các bánh xe, vì độ cứng vững của các thanh dẫn động phanh không như nhau, khó đảm bảo sự phân bố lực phanh cần thiết giữa các cơ cấu phanh. Do những đặc điểm trên nên dẫn động cơ khí không sử dụng cho hệ thống phanh chính mà sử dụng ở hệ thống phanh dừng.

Các chi tiết của cơ cấu phanh dừng

Đòn quay một đầu được liên kết bản lề với phía trên của một guốc phanh, đầu dưới liên kết với cáp dẫn động. Thanh nối liên kết một đầu với đòn quay một đầu với guốc phanh còn lại.

Khi điều khiển phanh tay thông qua hệ thống dẫn động, cáp kéo một đầu của đòn quay quay quanh liên kết bản lề với phía trên của guốc phanh bên trái. Thông qua thanh nối mà lực kéo ở đầu dây cáp sẽ chuyển thành lực đẩy từ chốt bản lề của đòn quay vào guốc phanh bên trái và lực đẩy từ thanh kéo vào điểm tựa của nó trên guốc phanh bên phải. Do đó hai guốc phanh được bung ra ôm sát trống phanh thực hiện phanh bánh xe.

Để điều khiển cơ cấu phanh hoạt động cũng cần phải có hệ thống dẫn động. Hệ thống dẫn động của cơ cấu phanh dừng loại này thông thường bao gồm: một cần kéo hoặc tay kéo (hình 5.a và 5.b); các dây cáp và các đòn trung gian (5.c).

b).Dẫn động phanh thuỷ lực

* Cấu tạo chung

Sơ đồ cấu tạo hệ thống dẫn động phanh chính bằng thuỷ lực được thể hiện trên

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 lực phanh sinh ra bị hạn chế phụ thuộc vào lực tác dụng lên bàn đạp của người lái. Vì vậy hệ thống phanh dẫn động thuỷ lực thường được sử dụng trên ôtô du lịch hoặc ôtô tải nhỏ.

*Ưu điểm của hệ thống phanh dẫn động thuỷ lực

Có thể đảm bảo phanh đồng thời các bánh xe với sự phân bổ lực phanh giữa các bánh xe hoặc giữa các má phanh theo yêu cầu, tuỳ theo kích thước kích thước xi lanh công tác, có kích thước nhỏ gọn hiệu suất truyền động cao, độ nhạy tốt.

*Nhược điểm của hệ thống phanh dẫn động thuỷ lực

Khi lực đẩy lên guốc phanh lớn thì áp suất thuỷ lực phải cao, do tỷ số kích thước giữa piston ở xi lanh công tác và xi lanh chính bị hạn chế dẫn tới làm tăng lực tác dụng lên bàn đạp, vì vậy phanh dầu không dùng cho xe vận tải cỡ lớn, nếu muốn dùng thì phải bố trí thêm trợ lực

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.

c).Dẫn động phanh thuỷ lực một dòng

* Cấu tạo (hình vẽ)

Hình 1. Dẫn động phanh thuỷ lực một dòng

1.Xi lanh phanh trước; 2.Xi lanh chính; 3.Trợ lực chân không;

4.Bàn đạp phanh; 5.Xi lanh phanh sau.

* Nguyên lí làm việc

Khi phanh người lái tác dụng vào bàn đạp (4) một lực sẽ đẩy piston của xilanh chính (2), do đó dầu được ép và áp suất dầu tăng lên trong xilanh và các đường ống dẫn dầu, chất lỏng với áp suất lớn ở các xilanh bánh xe sẽ thắng lực lò xo và tiến hành ép guốc phanh vào với trống phanh.

Khi không phanh nữa, người lái không tác dụng vào bàn đạp, các lò xo hồi vị của bàn đạp, của piston làm cho piston trở về vị trí cũ, lò xo hồi vị cũng kéo guốc phanh trở về vị trí ban đầu.

* Ưu điểm của dẫn động phanh thuỷ lực một dòng

- Có thể phân bố lực phanh giữa các bánh xe hoặc giữa các guốc phanh theo đúng yêu cầu thiết kế.

- Có hiệu suất cao.

- Có độ nhạy tốt.

- Kết cấu đơn giản, gọn nhẹ và có khả năng dùng trên nhiều loại xe ôtô khác nhau mà chỉ cần thay đổi cơ cấu.

* Nhược điểm của dẫn động phanh thuỷ lực một dòng

- Không tạo được lực đẩy guốc phanh lớn, vì thế phanh dầu không có cường hoá chỉ dùng cho ôtô có trọng lượng toàn bộ nhỏ.

- Lực tác dụng lên bàn đạp lớn.

- Khi có sự rò rỉ hoặc bị thủng trên đường ống hoặc ở các xi lanh con thì hệ thống phanh không làm việc.

d).Dẫn động phanh thuỷ lực hai dòng

* Cấu tạo (hình vẽ)

Hình 1.2. Dẫn động phanh thuỷ lực hai dòng

1. Xi lanh phanh trước; 2. Bộ chia dòng; 3. Xi lanh chính; 4. Bàn đạp phanh; 5. Xi lanh phanh sau; I. Đường dầu ra phanh trước;

II. Đường dầu ra phanh sau.

* Nguyên lý làm việc

- Khi người lái xe tác dụng lên bàn đạp phanh (4), sẽ tác dụng đến piston ở xilanh chính (3)làm việc, đẩy dầu vào bộ chia dòng (2), từ bộ chia dòng (2) này sẽ phân chia ra hai đường dầu I và II.

+ Đường dầu I sẽ dẫn động các cơ cấu phanh trước.

+ Đường dầu II sẽ dẫn động các cơ cấu phanh sau.

* Ưu điểm dẫn động phanh thuỷ lực hai dòng

- Ngoài các ưu điểm như dẫn động phanh một dòng. Trong quá trình sử dụng hệ thống phanh, nếu như có một đường ống nào đó bị rò rỉ hoặc bị hư hỏng thì đường ống kia vẫn hoạt động bình thường để điều khiển xe dừng.

* Nhược điểm dẫn động phanh thuỷ lực hai dòng

- Kết cấu cồng kềnh phức tạp hơn so với dẫn động phanh thuỷ lực một dòng.

e).Dẫn động phanh 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 bị hạn chế.

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.

* Cấu tạo

1 - máy nén khí; 2 - bầu lọc khí; 3 - bộ điều chỉnh áp suất; 4 - đồng hồ áp suất; 5 - bàn đạp phanh; 6 - van an toàn; 7 - bình chứa khí;

8 - van phân phối (tổng phanh); 9 - bầu phanh; 10 - cam phanh;

11 - lò xo cơ cấu phanh; 12 - guốc phanh.

Qua sơ đồ cấu tạo của dẫn động phanh khí nén chúng ta thấy hệ thống bao gồm các phần tử chính sau:

- Máy nén khí, van áp suất và các bình chứa khí: là bộ phận cung cấp nguồn khí nén có áp suất cao (6-7 KG/cm²) để hệ thống phanh hoạt động.

- Van phân phối: là cơ cấu phân phối khí nén từ các bình chứa khí đến các bầu phanh để tạo lực tác dụng lên cam ép thực hiện phanh các bánh xe.

- Bầu phanh: thực chất là một bộ pittông xi lanh khí nén, nó là cơ cấu chấp hành có nhiệm vụ biến áp suất khí nén thành lực cơ học tác dụng lên cam ép để thực hiện quá trình phanh.

* Đặc điểm nguyên lý

+Đặc điểm

- Lực tác động lên bàn đạp phanh chỉ để mở van phân phối nên giảm nhẹ sự làm việc của lái xe khi phanh.

-  Áp suất khí nén trong dẫn động thường bằng (6-7 KG/cm²).

- Khi cần dùng hệ thống phanh rơmoóc có thể bố trí thêm một số cụm van, như van phanh rơ moóc, bầu phanh, bình khí nén.

+ Nguyên lý

 - Khi đạp lên bàn đạp phanh khí nén từ bình chứa qua van phân phối đến các bầu phanh, qua màng phanh tác động lên ty đẩy, ty đẩy tác động lên đòn quay làm xoay cam phanh của cơ cấu phanh, ép sát guốc phanh vào trống phanh thực hiện quá trình phanh xe.

f).Dẫn động phanh khí nén một dòng

* Cấu tạo

Hình 1.3. Dẫn động phanh khí nén một dòng

1. Máy nén khí          2. Van điều chỉnh áp suất      3. Bình chứa khí nén

4. Van điều khiển       5. Đường ống dẫn khí           6. Các bầu phanh.

* Nguyên lý làm việc

- Khí trời được hút vào máy nén khí (1), qua van điều chỉnh áp suất (2) và tới bình chứa khí nén (3), sau đó khí nén được dẫn tới túc trực ở van điều khiển (4).

- Khi người lái xe tác dụng vào bàn đạp phanh sẽ điều khiển mở van (4), dòng khí nén từ van (4) đi theo đường ống dẫn (5) tới các bầu phanh (6) để thực hiện quá trình phanh.

- Khi nhả bàn đạp van (4) đóng, ngắt liên hệ giữa bình chứa khí với các bầu phanh, đồng thời mở đường ống ở van (4) thông với không khí bên ngoài, khí nén từ bầu phanh thoát ra ngoài và lò xo hồi vị kéo guốc phanh trở về vị trí ban đầu kết thúc quá trình phanh.

* Ưu điểm dẫn động phanh khí nén một dòng

- Điều khiển nhẹ nhàng, kết cấu đơn giản, gọn nhẹ.

- Có khả năng cơ khí hoá quá trình điều khiển ôtô.

- Có thể sử dụng không khí nén cho các bộ phận làm việc như hệ thống treo loại khí.

* Nhược điểm dẫn động phanh khí nén một dòng

- Độ chậm tác dụng lớn so với dẫn động thuỷ lực.

- Số lượng các cụm khá nhiều, kích thước và trọng lượng của chúng khá lớn, giá thành cao.

- Không đảm bảo độ an toàn và tin cậy vì nếu có một chỗ nào đó trên đường ống của cơ cấu bị rò rỉ thì toàn bộ hệ thống phanh sẽ không làm việc được.

g).Dẫn động phanh khí nén hai dòng

* Cấu tạo

Hình 1.4. Dẫn động phanh khí nén hai dòng

1. Máy nén khí; 2.Bộ chia dòng; 3,4.Các bình chứa; 5.Van điều khiển;

6,7.Đường ống dẫn khí nén; 8,9.Các bầu phanh trước và sau.

* Nguyên lý làm việc

Khí nén từ máy nén khí (1) đi tới bộ chia dòng (2) và được đưa tới bình chứa (3, 4) sau đó túc trực nằm ở van điều khiển (5). Khi người lái xe tác dụng vào bàn đạp phanh (10) thì khí nén từ van điều khiển (5) được chia làm hai dòng:

+ Một dòng khí nén đi theo đường ống dẫn (6) để tới các bầu phanh (9) (dùng để phanh các bánh xe trước).

+ Một dòng khí nén đi theo đường ống dẫn (7) để tới các bầu phanh (8) (dùng để phanh các bánh xe sau).

* Ưu điểm dẫn động phanh khí nén hai dòng

Đảm bảo độ an toàn và tin cậy cao vì một trong hai dòng khí nén bị rò rỉ thì ta vẫn có thể sử dụng dòng khí nén còn lại.

* Nhược điểm dẫn động phanh khí nén hai dòng

Phương án này có kết cấu phức tạp, van bảo vệ hai ngả, van phân phối hai tầng, trang thiết bị cồng kềnh hơn.

h).Dẫn động phanh liên hợp

Dẫn động phanh liên hợp là kết hợp giữa thuỷ lực và khí nén, trong đó phần thuỷ lực có kết cấu nhỏ gọn trọng lượng nhỏ, đồng thời đảm bảo cho độ nhạy của hệ thống cao, phanh cùng một lúc được tất cả các bánh xe. Phần khí nén cho phép điều khiển nhẹ nhàng và khả năng tuỳ động, điều khiển phanh rơ moóc.

* Cấu tạo

Hình 1.5. Hệ thống phanh liên hợp

1. Máy nén khí; 2.Bộ điều chỉnh áp suất; 3.Bộ lọc khí; 4.Bình khí; 5.Bàn đạp;

6.Van phân phối; 7,9,11.Xilanh công tác; 8,10.Cụm xilanh piston tổng phanh.

* Nguyên lý làm việc

Khi phanh người lái điều khiển tác động một lực vào bàn đạp phanh (5) để mở van phanh, lúc này khí nén từ bình chứa (4) đi vào hệ thống qua van phân phối đến các xilanh chính.

Tại xilanh chính, lực tác động của dòng khí có áp suất cao (8 - 10 KG/cm²) đẩy piston thuỷ lực tạo cho dầu phanh trong đường ống có áp suất cao đi vào xilanh bánh xe thực hiện quá  trình phanh, van bảo vệ hai ngả có tác dụng tách dòng khí thành hai dòng riêng biệt và tự động ngắt một dòng khí nào đó bị hỏng để duy trì sự làm việc của dòng không hỏng.

Trong hệ thống phanh dẫn động liên hợp, cơ cấu dẫn động là phần khí nén và cơ cấu chấp hành là phần thuỷ lực, trong cơ cấu thuỷ lực thì được chia làm hai dòng riêng biệt để điều khiển các bánh trước và sau.

* Ưu điểm của hệ thống phanh khí nén - thuỷ lực

- Kết hợp được nhiều ưu điểm của hai hệ thống phanh thuỷ lực và khí nén, khắc phục được nhược điểm của từng loại khi làm việc độc lập.

* Nhược điểm của hệ thống phanh khí nén – thuỷ lực

- Kích thước của hệ thống phanh liên hợp là rất cồng kềnh và phức tạp, rất khó khăn khi bảo dưỡng và sửa chữa.

- Khi phần dẫn động khí nén bị hỏng thì dẫn đến cả hệ thống ngừng làm việc. Cho nên trong hệ thống phanh liên hợp ta cần chú ý đặc biệt tới phần dẫn động khí nén.

- Khi sử dụng hệ thống phanh liên hợp thì giá thành rất cao và có rất nhiều cụm chi tiết đắt tiền.

k).Nhận xét chung

Qua phần giới thiệu tổng quan hệ thống phanh của xe ôtô chúng ta rút ra một số nhận xét sau.

* Ưu điểm của hệ thống phanh thuỷ lực

- Có kích thước và trọng lượng nhỏ gọn.

- Thời gian chậm tác dụng phanh nhỏ.

- Thay đổi lực phanh bánh xe bằng cách thay đổi đường kính xilanh công tác bánh xe.

- Hiệu suất truyền lực dẫn động phanh thuỷ lực cao.

* Nhược điểm của hệ thống phanh thuỷ lực

- Lực phanh sinh ra phụ thuộc lực tác động vào bàn đạp của người lái. Lực phanh này là nhỏ, nên chỉ dùng cho các xe ôtô con.

- Khi sử dụng ở các xe cỡ lớn cần thiết phải sử dụng thêm trợ lực.

* Ưu điểm của hệ thống phanh khí nén

- Lực tác dụng lên bàn đạp nhỏ.

- Dẫn động phanh khí nén thuận tiện, tin cậy hơn những dẫn động khác với việc phanh rơ moóc bằng cách nối trực tiếp hệ thống phanh của rơ moóc với hệ thống phanh của xe kéo, mặt khác còn đảm bảo chế độ phanh của xe kéo và rơ moóc khác nhau để đảm bảo ổn định xe khi phanh.

* Nhược điểm của hệ thống phanh khí nén

- Cấu tạo phức tạp, đắt tiền, độ nhạy kém, trọng lượng và kích thước lớn.

CHƯƠNG 2

LỰA CHỌN PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ

2.1. Sơ đồ dẫn động

Sơ đồ nguyên lý xem hình vẽ

Nguồn khí nén trong cơ cấu này là do máy nén khí cung cấp. Máy nén khí 3, Bộ điều chỉnh áp suất 5, bộ bảo hiểm chống đông đặc 6, là phần nguồn của cơ cấu dẫn động, không khí được lọc sạch trong phần này rồi đi vào các phần còn lại của cơ cấu dẫn động phanh bằng khí nén và các nguồn tiêu thụ khác.

Cơ cấu dẫn động được chia thành các nhánh độc lập, tách biệt nhau bằng các van bảo vệ. Tác động của nhánh này không phụ thuộc vào nhánh kia.

Nhánh I: dẫn động phanh chân của bánh xe trước; gồm có: van bảo vệ ba nhánh 10, bình khí 22, phần dưới van phân phối 24, van hạn chế áp suất 25, hai bầu phanh trước 27, đồng hồ manômét hai kim, các cơ cấu phanh trước và các ống dẫn. Ngoài ra, nhánh này còn có một ống dẫn nối phần dưới của van phân phối 24 với van 21 điều khiển rơ mooc.

Nhánh II: dẫn động phanh chân của bánh xe sau, gồm có: van bảo vệ ba nhánh 10, bình khí nén 9, đồng hồ manômét 28 hai kim, phần trên của van phân phối 24, bộ điều chỉnh lực phanh 13, bốn bầu phanh 20 của cơ cấu phanh sau và các ống dẫn. Ngoài ra, nhánh này còn có ống dẫn nối phần trên của van phân phối 24 với van 21 điều khiển rơ mooc.

Nhánh III: dẫn động phanh tay, phanh dự phòng và dẫn động tổng hợp phanh rơ mooc, gồm có: van bảo vệ kép 8, hai bình khí 7; 11, van phanh tay 2, van tăng tốc 12, bốn binh tích năng lò xo 20, van điều khiển phanh

rơ mooc 21, van điều khiển phanh rơ mooc có dẫn động hai dòng, Bình khí 15, van điều khiển rơ mooc có dẫn động một dòng 19, ba van tách 17, ba đầu nối 18, các ống dẫn.

Nhánh IV: dẫn động phanh phụ và các nguồn tiêu thụ khác, gồm có: van bảo vệ kép 8, bình khí nén 11, hai xi lanh dẫn động bướm điều tiết của phanh khí động lực, xi lanh 4 dẫn động ngừng cung cấp nhiên liệu, các ống dẫn. Từ nhánh IV dẫn động phanh phụ, khí nén còn đến các nguồn tiêu thụ: cơ cấu gạt nước mưa ở kính chắn gió, còi hơi, trợ lực khí nén thuỷ lực của ly hợp, các tổ hợp truyền động.

2.2. Phân tích kết cấu

2.2.1 Van phân phối

Hình 2.2.1 Van phân phối

1. Càng; 2. Nắp cao su; 3. Thân trên; 4. Tấm tỳ; 5. Thân dưới

Van phân phối dùng để điều khiển các cơ cấu dẫn động hai nhánh của hệ thống phanh chính (phanh chân).

2.2.2. Van điều khiển phanh tay

Hình 2.2.2 Van điều khiển phanh tay

1. Thân; 2. Nắp; 3. Tay gạt

Van điều khiển phanh tay dùng để điều khiển bình tích năng lò xo của cơ cấu dẫn động hệ thống phanh tay và phanh dự  phòng.

2.2.3. Van bảo vệ kép

Dùng để phân nhánh chính đi từ máy nén khí thành hai nhánh độc lập và tự động ngắt một trong hai nhánh trong trường hợp một nhánh bị hở và giữ khí nén trong nhánh còn tốt.

2.2.4. Van bảo vệ ba nhánh

Dùng để phân khí nén từ máy nén khí vào hai nhánh chính và một nhánh phụ, tự động ngắt nhánh bị hở để đảm bảo khí nén trong các nhánh còn kín và để cung cấp cho nhánh phụ từ hai nhánh chính.

2.2.5. Van hạn chế áp suất

Van hạn chế áp suất dùng để giảm áp suất trong các bầu phanh của trục trước ôtô khi phanh với cường độ thấp (nhằm tăng mức độ điều khiển ôtô trên đường trơn), cũng như để xả nhanh không khí ra khỏi bầu phanh khi nhả phanh. Cấu tạo van được trình bày dưới hình vẽ

Hình 2.2.5 - Van hạn chế áp suất

Cửa ra khí quyển III ở phần dưới của thân 8 được đóng bằng van cao su 7 nhằm ngăn không cho bụi bẩn lọt vào thiết bị và được bắt chặt lên thân bằng đinh tán. Khi phanh, khí nén từ van phân phối được dẫn vào cửa II và tác động lên piston nhỏ 3 để dịch chuyển nó xuống dưới cùng với các van 4 và 6. Piston 2 nằm yên ở vị trí cũ cho đến khi nào áp suất trên cửa II đạt đến mức được xác định với độ dôi sơ bộ do điều chỉnh của lò xo cân bằng 1, thì piston 3 dịch chuyển xuống dưới, van xả 6 đóng lại, van nạp 4 thì mở ra và khí nén từ cửa II đi đến cửa I, cho đến khi nào áp suất của nó trên mặt mút dưới của piston 3 (piston này có diện tích lớn hơn piston trên) cân bằng với áp suất không khí từ cửa II tác động lên mặt mút trên và van 4 cũng chưa đóng lại. Như thế ở cửa I áp suất được xác định tương ứng với tỷ lệ diện tích của mặt mút trên và mặt mút dưới của piston 3.

Sự liên hệ này được duy trì cho đến khi nào áp suất ở cửa II chưa đạt đến mức quy định ,sau đó, piston 2 cũng bắt đầu hoạt động, piston này cũng dịch chuyển xuống dưới làm tăng lực tác động lên mặt trên của piston 3. Khi áp suất ở cửa II tiếp tục tăng, độ chênh lệch áp suất trong các cửa II và I giảm xuống, còn khi đạt đến mức quy định,áp suất ở cửa II và I cân bằng nhau. Đó là quá trình hoạt động tuỳ động ở trên toàn bộ phạm vi hoạt động của van hạn chế áp suất.

Khi áp suất ở cửa II giảm xuống (nhả van phân phối), piston 2 và 3 cùng với các van 4 và 6 dịch chuyển lên trên. Van nạp 4 đóng lại, còn van xả 6 mở ra và khí nén từ cửa I, có nghĩa là từ các buồng hãm của trục trước, đi ra ngoài khí quyển qua cửa III.

2.3.6. Bộ điều hoà lực phanh

Bộ điều hoà lực phanh dùng để tự động điều chỉnh áp suất khí nén được dẫn đến các bầu phanh của các cầu thuộc giá đỡ sau của ôtô tải khi phanh tuỳ theo tải trọng trục có ích.

Cấu tạo của bộ điều hoà lực phanh được trình bày dưới hình vẽ

Khi phanh, khí nén từ van phân phối được dẫn đến cửa I của bộ diều chỉnh và tác động lên phần trên của piston 18 buộc nó dịch chuyển xuống dưới. Đồng thời khí nén theo ống 1 đi vào dưới piston 24, piston này được dịch chuyển lên trên và ép lên con đội 19 và ngõng cầu 23, ngõng này cùng với tay đòn 20 nằm ở vị trí phụ thuộc vào giá trị của tải trọng trên trục của giá sau ôtô. Khi piston 18 tiếp tục dịch chuyển, van 17 tách khỏi đế trong piston và khí nén từ cửa I đi vào cửa II và sau đó đến các buồng hãm của các cầu nằm trên giá sau của ôtô.

Hình 2.3.6 - Bộ điều hoà lực phanh

Đồng thời, khí nén đi qua khe hở vòng giữa piston 18 và ống dẫn hướng 22 vào hốc A ở bên dưới màng 21 và màng này bắt đầu ép lên piston từ phía dưới. Khi áp suất ở cửa I tương ứng đến giá trị và tỷ lệ của nó so với áp suất ở cửa I tương ứng với diện tích tích cực của phía trên và phía dưới của piston 18 thì piston này dịch chuyển lên trên trước thời điểm van 17 tiếp xúc lên đế van của piston 18. Khí nén ngừng đi từ cửa I đến cửa II. Như thế diễn ra hoạt động tuỳ động của bộ điều chỉnh. Diện tích tích cực của bề trên piston mà khí nén tác động lên khi đi vào cửa I luôn luôn bất biến.

Diện tích cực của bề dưới piston mà khí nén tác động qua màng 21 đi qua cửa II thì luôn luôn thay đổi vì sự thay đổi của các vị trí tương hỗ giữa gờ nghiêng 11 của piston di động 18 với miếng lót bất động 10. Vị trí tương quan giữa piston 18 và miếng lót 10 phụ thuộc vào vị trí của tay đòn 20 và con đội 19 liên kết với nó qua ngõng 23. Còn vị trí của tay đòn 20 thì phụ thuộc vào độ võng của các nhíp,có nghĩa là phụ thuộc vào vị trí tương hỗ giữa các dầm của các cầu và khung ôtô. Tay đòn 20 cũng như ngõng 23 càng hạ xuống thấp bao nhiêu, có nghĩa là piston 18 càng hạ xuống bao nhiêu thì diện tích của gờ 11 càng tiếp xúc với màng 21 nhiều bấy nhiêu,có nghĩa là diện tích tích cực của piston 18 càng lớn bấy nhiêu. Vì thế khi con đội 19 chiếm vị trí biên dưới (tải trọng trục tối thiểu) thì sự chênh lệch áp suất khí nén trong các cửa I và II là lớn nhất, còn khi con đội 19 chiếm vị trí biên trên (tải trọng trục tối đa) thì hai áp suất này cân bằng nhau. Bằng cách đó, bộ điều chỉnh lực phanh tự động duy trì áp suất khí nén ở cửa II và các buồng hãm liên quan với nó ở mức độ đảm bảo cho lực phanh cần thiết tỷ lệ với tải trọng trục tác dụng khi phanh.

Khi nhả phanh áp suất ở cửa I giảm xuống. Piston 18 dưới áp lực của khí nén tác động lên nó qua màng 21 từ phía dưới mà dịch chuyển lên trên và tách van 17 ra khỏi đế xả của con đội 19. Khí nén từ cửa II qua lỗ của con đội và cửa III đi vào khí quyển sau khi đẩy mép cao su 4.

2.2.7. Van tăng tốc

Dùng để rút ngắn thời gian bắt đầu dẫn động của hệ thống phanh dự phòng, do giảm chiều dài nhánh hút khí nén vào bình tích năng lò xo và xả không khí trực tiếp qua van tăng tốc ra ngoài.

2.2.8. Bầu phanh trước

Hình 2.3.8 Bầu phanh trước

1. Đầu nối; 2. Màng phanh; 3. Thân dưới; 4. Lò xo;

5.Bu lông bắt bầu phanh; 7. Ty đẩy

Dùng để tạo ra năng lượng của khí nén để tác động vào cơ cấu phanh của bánh xe trước.

Khi khí nén vào khoang ở trên màng ngăn 2 thì màng ngăn dịch chuyển và tác động lên cần đẩy 7 của bầu phanh.

Khi nhả phanh, do tác động của lò xo hồi vị 4, cần đẩy và màng ngăn trở về vị trí ban đầu.

2.2.9. Bầu phanh sau

Dùng để truyền động cho các cơ cấu phanh của bánh xe sau khi đạp phanh chân, kéo phanh dự phòng và phanh tay.

Hình 2.2.9. Bầu phanh sau

1. Thân dưới; 2. Đĩa tỳ; 3. Màng phanh; 4. Thân trên

5. Lò xo tích năng; 6. Ống thông; 7. Ty đẩy; 8. Lò xo côn.

2.3. Chọn phương án thiết kế

2.3.1. Cơ cấu phanh:

Ngày nay sử dụng hai cơ cấu phanh là: cơ cấu phanh dạng đĩa và cơ cấu phanh dạng guốc.

Cơ cấu phanh đĩa chỉ sử dụng đối với xe con, vì áp suất sinh ra trên bề mặt má phanh là rất lớn, nếu dùng cho xe tải thi khi phanh mô men phanh sinh ra rất lớn sẽ gây nhanh mòn má phanh

Trên xe tải ngày nay người ta hay sử dụng cơ cấu phanh guốc, vì áp suất sinh ra trên bề mặt má phanh là không lớn lắm, má phanh lâu mòn.

Vì vậy đối với cơ cấu phanh cho xe thiết kế sử dụng cơ cấu phanh guốc là hợp lý nhất.

2.3.2. Dẫn động phanh

Ngày nay trên xe tải người ta sử dụng các dẫn động sau: dẫn động thuỷ lực, dẫn động khí nén, dẫn động liên hợp.

Dẫn động thuỷ lực có nhược điểm là không tạo được lực đẩy guốc phanh lớn, cho nên chỉ sử dụng cho các ôtô cỡ nhỏ.

Dẫn động liên hợp khắc phục được cả hai nhược điểm của hai dẫn động trên, nhưng giá thành của các cụm chi tiết rất đắt, không phù hợp với điều kiện sử dụng của người Việt Nam.

Do vậy sử dụng dẫn động phanh khí nén cho xe thiết kế là phù hơp nhất

CHƯƠNG 3

THIẾT KẾ  TÍNH TOÁN HỆ THỐNG PHANH ÔTÔ

3.1. Các thông số kỹ thuật của xe tham khảo (KAMAZ-5320)

- Trọng lượng xe không tải:                           7080 KG

+ Phân bố trọng lượng ra cầu trước:               3320 KG

+ Phân bố trọng lượng ra cầu sau:                  3760 KG

- Trọng lượng chuyên chở hàng:                     8000 KG 

- Trọng lượng xe khi đầy tải:                           15305 KG

+ Phân bố trọng lượng ra cầu trước:                 4375 KG

+ Phân bố trọng lượng ra cầu sau:                    10930 KG

- Chiều dài cơ sở của xe (L):                             3850 mm

- Chiều rộng cơ sở của xe (B):                           2026 mm

- Chiều cao (H):                                                 2830 mm

- Chiều cao trọng tâm (h_g):                                1360 mm

- Sử dụng lốp xe có ký hiệu:                              260 – 508 P

3.2. Tính toán xây dựng hoạ đồ

3.2.1. Xác định mô men cần có tại 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:                    

Ở cầu giữa và cầu sau là:   

Với:

G - Trọng lượng toàn bộ của ôtô khi đầy tải, G = 15305 (KG)

a, b, h_g - Toạ độ trọng tâm của ôtô (mm).

Ta có:

- Trọng lượng tĩnh trên cầu trước, G₁= 4375 (KG).

L - chiều dài cơ sở của ôtô; L = 3190 + 1320/2 = 3850 (mm).

- trọng lượng tĩnh lên cầu sau, G₂= 10930 (KG).

Thay các thông số vào ta có:

Với các loại xe tải, khi đầy tải có thể lấy chiều cao trọng tâm h_g = 1,4 m

j_max - Gia tốc chậm dần cực đại của ôtô khi phanh,

Theo kinh nghiệm, khi thiết kế lấy: j_max= 5,8 (m/s²).

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

ử - Hệ số bám của bánh xe với mặt đường, khi thiết kế lấy ử = 0,6

r_bx- Bán kính lăn của bánh xe;

 Bán kính bánh xe tính toán. r_bx=  l . r₀

l - Hệ số kể đến sự biến dạng của lốp (với xe thiết kế trang bị lốp có áp suất cao l = 0,93) .

r₀ - bán kính thiết kế,     r₀ = D/2

Xe tham khảo có ký hiệu lốp 260 – 508 P ta có:

d = 508mm

H = B = 260mm

D = d+2H=508+2.260 =1028mm

r₀ = 1028/2 = 514 mm

 r_bx  = 0,93.514 = 478mm = 0,478 (m).

M^/ = 1099 KGm = 10780 Nm.

 M^// =  547 KGm = 5372 Nm.               

3.2.2. Thiết kế tính toán cơ cấu phanh

Đối với xe thiết kế cơ cấu phanh sử dụng là cơ cấu phanh guốc.

a).Xác định góc ọ và bán kính ủ của lực tổng hợp tác dụng lên má phanh

Với:

õ₁- góc tính từ tâm chốt quay của guốc phanh đến chỗ tán tấm ma sát,

õ₁ = 14^º.

õ₀- góc ôm của tấm ma sát. õ₀ ≈ 120^º.

õ₂ = õ₁ + õ₀ = 14^º + 120^º = 134^º

ọ ≈ 9,2⁰ .

Bán kính ủ xác định theo công thức sau:

Với:

r₁ - bán kính của tang trống, với lốp chọn thiết kế có ký hiệu 260 - 508P

Vậy tương ứng với đường kính D = 400 mm. r_t = D/2 = 200 mm

Kết luận:

õ₁ = 14^o                                        õ₂ = 134^o                            õ_o = 120^o

ọ = 9,2^o                                        ủ = 232,5 mm                     r_t = 200 mm

b).Xác định các lực cần thiết tác dụng lên cơ cấu phanh bằng phương pháp hoạ đồ:

Khi tính toán cơ cấu phanh chúng ta cần xác định lực phanh P tác dụng lên guốc phanh để đảm bảo cho tổng mô men phanh sinh ra ở guốc phanh trước (M^/_P1 hoặc M^//_P1) và guốc sau (M^/_P2 hoặc M^//_P2) bằng mô men phanh tính toán của mỗi cơ cấu phanh đặt tại bánh xe.

Khi đã chọn trước thông các số kết cấu (õ₁, õ₂, õ₀, r_t) chúng ta tính được góc ọ và bán kính ủ nghĩa là xác định được hướng và điểm đặt lực N₁ (lực N₁ hướng vào tâm 0). Lực R₁ là lực tổng hợp của N₁, và T₁. Lực R₁ tạo với lực N₁ góc ử₁.

Góc ử₁ 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 đã xác định được góc ử₁ ≈ 16,69⁰,  nghĩa là xác định được hướng của R₁. Góc ử₁ má phanh trước và má phanh sau đều bằng nhau vì có cùng hệ số ma sát như nhau.

Nếu guốc phanh bị ép bằng cam phanh (phanh khí) thì lực P₁, P₂ tác dụng lên hai guốc phanh sẽ khác nhau. Trong trường hợp này khi cam quay, hai guốc phanh sẽ dịch chuyển như nhau, do đó áp suất tác dụng lên hai má phanh bằng nhau và lực R₁ = R₂, vì vậy các thông số của hai guốc phanh là như nhau.

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

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

Vì 2 má phanh có kích thước giống nhau ta có:

  và   

Như vậy khi guốc phanh bị ép bằng cam quay,chúng ta có thể xác định ngay được lực R₁ và R₂.

Đối với cầu trước:                 

Đối với cầu giữa và cầu sau:

Muốn xác định các lực P, U chúng ta dùng phương pháp hoạ đồ bằng cách vẽ đa giác lực của guốc phanh trước và sau. Ta có R₁ = R₂ về giá trị nhưng phương và chiều của chúng khác nhau. Kéo dài lực P, lực R₁, lực R₂ các lực này cắt nhau ở O^/ và O^//, từ O^/ và O^// ta nối tới tâm chốt quay má phanh, ta có các phản lực U₁ và U₂. Như vậy trên mỗi guốc phanh có ba lực P₁; R₁; U₁ và P₂; R₂; U₂. Ta xây dựng hai đa giác lực này bằng cách lấy hai đoạn bằng nhau để thể hiện hai lực R₁; R₂; trượt chúng song song với , , nối tiếp với   là   bằng cách trượt thước kẻ song song với  và lại nối tiếp với P₁ cũng kẻ song song với  , ta sẽ có tam giác khép kín, má sau cũng làm tương tự. Sau đó dùng thước kẻ đo đoạn R₁ và đoạn U₁ ta được tỷ số:

tương tự như vậy đối với P₁.

Làm như thế đối với guốc sau ta cũng tìm được P₂ ,U₂ ,R₂ .

Hình 3.2.2. Hoạ đồ lực phanh

Biết được lực P chúng ta có cơ sở để đi tính toán truyền động phanh, có nghĩa là xác định được các kích thước của cam phanh, bầu phụ…

Sau quá trình đo đạc và tính toán ta có được kết quả sau:

* Cầu trước:

Guốc trước:          ;          

Guốc sau:             ;          

* Cầu giữa và cầu sau:

Guốc trước:         ;          

Guốc sau:             ;          

c).Kiểm tra hiện tượng tự xiết:

Khi thiết kế và tính toán cơ cấu phanh cần phải tránh hiện tượng tự xiết. Hiện tượng tự xiết xảy ra khi má phanh bị ép sát vào trống phanh chỉ bằng lực ma sát mà không cần tác động lực P của dẫn động lên guốc phanh.

Đối với guốc trước phanh 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 = 165 (mm).

ọ, ủ - góc đặt và bán kính lực tổng hợp đặt trên guốc phanh trước,

Thay các thông số trên vào công thức ta có:

Vậy là không có hiện tượng tự xiết xảy ra với guốc trước.

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.

* Kết luận: Hiện tượng tự xiết không xảy ra đối với các cơ cấu phanh đã thiết kế.

d).Xác định các kích thước má phanh

Bề rộng  b = 120 mm.

Bán kính tang trống  r_t = 200 mm.

Góc ôm tấm ma sát õ₀ = 120⁰ .

Diện tích một má phanh:

Tổng diện tích tất cả các má phanh:

F_ể = 12.F = 12.45000 = 540000 mm² = 5400 cm².

Đối với phanh guốc, kích thước má phanh được xác định dựa trên các điều kiện:

- Công ma sát riêng

- áp suất lên bề mặt má phanh

- Tỷ số p

- Chế độ làm việc của cơ cấu phanh.

* Công ma sát riêng:

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 thành công ma sát L tại các cơ cấu phanh:

Đối với phanh khí nén các thông số của má phanh trước và má phanh sau giống nhau, cho nên   F_ể = 5400 cm².

Với:

G = 15305 (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.

g - Gia tốc trọng trường .g = 9,81 m/s² .

Công ma sát riêng sẽ là

Vậy thỏa mãn điều kiện: .

*Kết luận: Công ma sát riêng nằm trong giới hạn cho phép.

* Áp suất giới hạn trên bề mặt

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

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

r_t - Bán kính trống phanh.r_t = 200 mm = 0,2 m.

F_ể - Diện tích má phanh tại nơi có M_P .

F_ể = 2.F = 1080000 mm² = 1,08 m².

+ Cầu trước: M_P = 10780 Nm

+ Cầu giữa và cầu sau: M_P = 5372 Nm

* Kết luận: Vậy áp suất trên bề mặt má phanh nằm trong giới hạn cho phép.

* Thời hạn làm việc của má phanh còn được đánh giá bằng tỉ số :

M - Khối lượng toàn bộ của ôtô, M = 15305 KG .

F_S - Tổng diện tích của bề mặt ma sát của các má phanh ở tất cả các cơ cấu phanh. F_ể = 602880 mm² = 0,6 m².

* Kết luận: Vậy giá trị P nằm trong giới hạn cho phép.

* Kiểm tra nhiệt độ tang trống

Trong quá trình phanh động năng của ôtô chuyển thanh nhiệt năng ở trống phanh và một phần thoát ra môi trường không khí, phương trình cân bằng năng lượng là :

Khi phanh ngặt ở thời gian ngắn, số hạng thứ hai có thể bỏ qua. Do đó ta có thể xác định sự tăng nhiệt độ trống phanh như sau:

Sự tăng nhiệt độ của trống phanh khi phanh với V₁= 30 km/h, V₂ = 0 km/h, không quá 15⁰.

ụ - Độ gia tăng nhiệt độ.

G - Trọng lượng toàn bộ của ôtô khi đầy tải: G = 15305 KG .

g - Gia tốc trọng trường . g = 9,81 m/s².

C - Nhiệt dung riêng của trống phanh làm bằng gang.

C = 500 J/kg độ trong khoảng t = 273^o K ¸ 573^o K.

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

m_t = 6.m_0i = 6.ó.V

ó - Khối lượng riêng.ó = 6,8 ¸ 7,4 g/cm³ .

V - Thể tích trống phanh

Thay các thông số vào ta có:

m_t = 6.7,2.2929,6 = 126558,7 g = 126,5  Kg.

* Kết luận: Sự thoát nhiệt của cơ cấu phanh đã thiết kế là tốt.

3.3. Tính bền cơ cấu phanh

3.3.1. Tính bền guốc phanh

Guốc phanh dùng để tán má phanh.

Đối với các xe tải lớn, guốc phanh được làm theo hình chữ é.

Xem hình

Hình 3.3.1 – Kích thước guốc phanh

a).Tính kích thước đến trọng tâm G:

+ Y₂ - Kích thước chế tạo guốc phanh (khoảng cách từ trọng tâm phần trên đến trọng tâm của phần dưới).Y₂ = 27,5 mm.

+ Y_C1 - Kích thước của trọng tâm phần trên đến đường trung hoà.

+ Y_C2 - Kích thước của trọng tâm phần dưới đến đường trung hoà.

+  - Bán kính trọng tâm của phần diện tích trên tính đến tâm tang trống.

+  - Bán kính trọng tâm của phần diện tích dưới tính đến tâm tang trống.

+ R_G - Kích thước từ tâm bánh xe đến trọng tâm của guốc phanh.

* Tính Y_C1

Y₂- Kích thước chế tạo guốc phanh, Y₂= 27,5 (mm).

F₁ - Diện tích phần trên chữ é. F₁ = 5.120 = 600 (mm²).

F₂ - Diện tích phần dưới chữ é. F₂ = 2.5.50 = 500 (mm²).

=>Y_C2=Y₂ - Y_C1= 27,5 - 15 = 12,5 (mm).

* Tính bán kính đường trung hòa:

Với:

R’₁ - bán kính trọng tâm của phần diện tích trên, tính đến tâm tang trống, R’₁=185,5 (mm).

R’₂ - bán kính trọng tâm của phần diện tích dưới, tính đến tâm tang trống, R’₂= 158 (mm).

* Tính kích thước từ tâm bánh xe đến trọng tâm của guốc phanh.

R_G = R₂^¢ + Y_C2 = R₁^¢ - Y_C1

R_G = 185,5 – 15 = 170,5 mm.

b).Kiểm tra bền guốc phanh

Đây là bài toán thanh cong phẳng trong sức bền vật liệu.

Các bước giải:

+ Xác định lực cắt,mô men uốn,vẽ biểu đồ nội lực.

+ Tính ứng suất pháp trên mặt cắt ngang.

+ Tính ứng suất tiếp trên mặt cắt ngang.

+ Kiểm tra điều kiện bền:

- Theo thuyết bền ứng suất tiếp lớn nhất.

- Hoặc theo thuyết bền thế năng biến đổi hình dáng.

*1.Xác định lực cắt, mô men uốn, vẽ biểu đồ nội lực:

Nếu tính toán chính xác guốc phanh thì rất phức tạp. Bởi vì áp lực phân bố trên bề mặt guốc phanh không đều mà theo quy luật hình sin.

Vì vậy ta áp dụng phương pháp tính gần đúng. Để xác định tiết diện nguy hiểm của guốc phanh ta phải vẽ được biểu đồ nội lực.

Ở phần trên khi xây dựng hoạ đồ lực phanh tác dụng lên guốc phanh ta đã xác định được lực P₁ ,U₁ ,R₁. Đặt các giá trị lực P₁ ,U₁, R₁ vào guốc phanh. Tại điểm đặt lực tổng hợp R₁ ta phân tích thành hai thành phần lực N₁ và T₁. 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 N₁ và Q₁, M_U1 ở nửa dưới là các lực N₂và Q_2, M_U2 ngược với các thành phần lực và mômen ở phần trên .

+ Xét sự cân bằng đoạn trên ta có:

N₁ + P₁. cos(ử + ó) = 0

Q₁ + P₁. sin(ử + ó) = 0

 M_U1 + P₁.[a - r_tcos(ử + ó)] = 0

Với:

r_t - Bán kính tang trống, r_t=200(mm).

a - Khoảng cách từ tâm trống phanh đến điểm đặt lực P,

a = 155,6 (mm).

ử = 20,4⁰;  ó = 64,8⁰; ử^/ = 4,8⁰ .

            Hình 3.3.1.b.  Nửa guốc trên

- Xét sự cân bằng tại điểm A: ó = 0.

N₁ + P₁.cosử = 0

Q₁ + P₁.sinử = 0

M_U1  = 0.

Ta có: ử = 20,4⁰ ,P = 24482 N.

N₁ = - P₁.cosử = - 24482.cos20,4⁰ = - 22946 N.

Q₁ = - P₁.sinử = - 24482.sin20,4⁰ = - 8534 N.

M_U1  = 0.

- Xét sự cân bằng tại điểm B: ó = 64,8º, ử= 20,4º ,P = 24482 N.

N₁ = - P₁cos(ử + ó)  

Q₁ = - P₁sin(ử + ó)  

M_U1 = - P₁[a - R_tcos(ử + ó)]

Ta có:

N₁ = - 24482.cos85,2⁰ = - 2048 N.

Q₁ = - 24482.sin85,2⁰ = - 24396 N.

M_U1 = - 24482.(155,6-163,4.cos85,2⁰).10^-3 = - 3475 Nm.

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

+ Xét sự cân bằng cho đoạn dưới ta có:

N₂ + U_1Y.cosọ +U_1X.sinọ = 0

Q₂ - U_1X.cosọ + U_1Y.sinọ = 0

M_U2 + U_1X.C.sinõ + U_1Y.C. [1 -cosõ] = 0

Góc õ + ọ = 90⁰.

N₂ = - U_1Xsinọ - U_1Ycosọ

Q₂ =  U_1Xcosọ  - U_1Ysinọ

M_U2 = -U_1XCsinõ + U_1YC[1 - cosõ]

                Hình 3.3.1c. Nửa guốc dưới

Mặt khác: U₁ = 58600 N .

U_1X = U₁.cos73,6⁰ =  56216  (N).

U_1Y = U₁.sin73,6⁰ =  16545 (N).

- Xét sự cân bằng tại điểm B: ọ = 9,2 ; õ = 80,8 ;C = 165 mm.

N₂ = - U_1Xsinọ - U_1Ycosọ

Q₂ =  U_1Xcosọ  - U_1Ysinọ

M_U2 = -U_1XCsinõ + U_1YC[1 - cosõ]

Thay số vào ta có:

 N₂ = - 56216.sin9,2 - 16545.cos9,2 = - 25320 (N).

 Q₂ = 56216.cos9,2 - 16545.sin9,2 = 52847 (N).

M_U2 = - 56216.0,165.sin80,8+ 116545.0,115.[1- cos80,8]

        = - 6863 (Nm).

- Xét sự cân bằng tại điểm C: C = 0

N₂ = - U_1Xsinọ - U_1Ycosọ

Q₂ =  U_1Xcosọ  - U_1Ysinọ

M_U2 = 0

Thay số vào ta có:

N₂ = - 56216.sin9,2 - 16545.cos9,2 = - 25320 (N).

Q₂ = 56216.cos9,2 - 16545.sin9,2 = 52847 (N).

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. Thể hiện trên hình 3.3.1d.

Hình 3.3.1.d – Biểu đồ nội lực tác dụng lên guốc phanh

Nhìn vào biểu đồ ta thấy, tại vị trí đặt lực tổng hợp R là vị trí nguy hiểm nhất. Ta đi kiểm tra bền tại vị trí này.

N = 27368 N.

Q = 52847 N.

M_U = 10338 Nm.

*2. Tính ứng suất pháp do N và M_U gây ra:

Ứng suất pháp được tính theo công thức kinh nghiệm sau:

Với:

F - Diện tích của tiết diện tính toán,  F = F₁ + F₂ = 1100 (mm²).

S - Mô men tĩnh của mặt cắt ngang đối với trục trung hoà.

R₀ – Bán kính cong của trục thanh. R₀ = 170,5 mm.

Vậy: S = 1100.(170,5 - 172) = 1650 mm³.

R_th- Bán kính đường trung hòa.

R_i- Bán kính tại điểm đang xét.

Xét tại ba điểm.

Xem hình

           Hình 3.3.1e. Mặt cắt guốc phanh

+ Điểm 1: R₁ = 188 mm

+ Điểm 2: R₂ = 183 mm

+ Điểm 3: R₃ = 133 mm

*3.Tính ứng suất tiếp trên mặt cắt ngang

Ứng suất tiếp do lực Q gây ra được tính theo công thức kinh nghiệm sau:

Với:

b - Chiều dầy phần bị cắt, b = 10 (mm)

Q - Lực cắt tại vị trí đặt lực tổng hợp R₁.Q = 52847 (N).

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

j_X- Mômen quán tính của tiết diện,

+ Tính j_X

- Trọng tâm mặt cắt ngang cách mép trên.

- Mô men quán tính trung tâm của mặt cắt.

+ Xác định mômen tĩnh tại tiết diện cắt S_X:

Với:

F_c  -  Diện tích phần bị cắt, F_c = 1100 (mm²)

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

Trên hình vẽ guốc phanh chữ ẽ, thì tại điểm 1 và 3 có dF = 0, do đó S_X = 0.

+ Điểm 1:     ụ = 0

+ Điểm 2:      S_C = Y₂.F_C

Ta có:

Y₂ - Khoảng cách từ toạ độ trọng tâm phần 2 đến đường trung hoà.

Y₂ = 12,5 mm.

F_C - Diện tích phần hai,F_C = 500 mm².

Vậy: S_C = 12,5.500 = 6250 mm³.

+ Điểm 3:      ụ = 0

Với kết quả tính toán ta lập được bảng sau:

*4.Kiểm tra điều kiện bền

Theo thuyết bền ứng suất tiếp lớn nhất:

Tại điểm 1 là:  

Tại điểm 3 là:  

Tại điểm 2 là:  

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

*Kết luận: Guốc phanh thiết kế đủ bền.

3.3.2. Tính bền trống phanh

+ Đây là bài toán tính ống dày.

+ Trình tự như sau:

- Tính áp suất q tác dụng lên trống phanh

- Tính ứng suất hướng tâm và ứng suất hướng kính

- Kiểm tra bền

a). Tính áp suất q tác dụng lên trống phanh

Áp suất trong trống phanh tính theo công thức kinh nghiệm sau:

Với:

M_p - Mômen phanh do guốc phanh trước và guốc phanh sau sinh ra.

M_p = 1099 KGm = 10780 Nm.

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

b -  Chiều rộng má phanh, b = 120 (mm).

r_t -  Bán kính trống phanh, r_t= 200 (mm).

õ₀- Góc ôm của tấm ma sát, õ₀ = 2.120⁰ = 240⁰ .

.

b).Tính ứng suất hướng tâm và ứng suất tiếp tuyến

ứng suất hướng tâm tính theo công thức kinh nghiệm sau:

ứng suất tiếp tuyến tính theo công thức kinh nghiệm sau:

Với:

a’ - Bán kính trong của trống, a’ = 200 (mm).

b’ - Bán kính ngoài của trống, b’ = 210 (mm).

r - Khoảng cách từ tâm đến điểm cần tính, khi r = a’ thì ú_n và ú_t đạt giá trị cực đại.

Ta có ứng suất tương đương bằng:

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

Trống phanh được làm bằng gang CX18-36 có [ú_k] = 1800 (kG/cm²).

So sánh thấy ú_td= 561,6 (KG/cm²) < [ú_k]

*Kết luận: Trống phanh thiết kế đủ bền.

3.3.3. Tính bền chốt phanh (Trục lệch tâm)

- Má phanh quay quanh trục lệch tâm.

- Tính toán chính xác độ bền chi tiết này là rất khó. Ta có thể tính theo bài toán: Tính toán các mối ghép bằng đinh tán và bu lông. Phương pháp tính trình bày trong mục này chỉ là gần đúng và có tính quy ước.

a).Thân chốt phanh chịu cắt ở hai mặt phẳng

Điều kiện bền của chốt phanh làm việc theo hai mặt là, công thức kinh nghiệm:

Với:

d - Đường kính của chốt, d = 2,2 (cm).

U₁- Lực tác dụng lên chốt đã xác định ở phần trên.

U₁= 58600 N = 5973,5 KG

n - Số chốt phanh chịu lực, n = 2

Thay số ta có:

b).Tính chốt phanh theo dập

Điều kiện bền khi dập, công thức kinh nghiệm:

d - Đường kính của chốt, d = 2,2 (cm).

U₁- Lực tác dụng lên chốt đã xác định ở phần trên.

U₁= 58600 N = 5973,5 KG

l - Chiều dài của tấm truyền sức ép vào thân chốt, l = 50 mm.

Thay các giá trị vào ta có:

*Kết luận: Chốt phanh thiết kế đủ bền.

3.4. Thiết kế tính toán dẫn động

3.4.1. Thiết kế tính toán bầu phanh trước

Bầu phanh trứơc có kết cấu đơn giản gồm hai nửa vỏ dập định hình bằng thép dày từ 3 - 5 mm, một đĩa tỳ phanh đẩy màng cao su, áp suất tác dụng lên màng (pít tông) được chuyển thành lực trên ty đẩy tác động lên thanh dẫn động lên trục cam như thể hiện trên sơ đồ tính toán hình 3.4.1

Hình 3.4.1. Sơ đồ tính toán lực tác dụng lên thanh đẩy

+ Xét cân bằng tại cam ép

Phương trình cân bằng lực:

Q₁.L.ỗ_T = (P₁^/ + P₂^/).h/2                (*)

Trong đó:

L - cánh tay đòn, chọn theo xe tham khảo: L = 159 mm.

ỗ_T - hiệu suất truyền động của cam. ỗ_T = 0,85

P₁^/, P₂^/ - lực đẩy của cam lên guốc trước và guốc sau.

Từ hoạ đồ lực phanh ta có:

P₁^/ = 24482 N = 2496 KG.

P₂^/ = 55596 N = 5667 KG.

h - khoảng cách giữa hai lực P₁^/ và P₂^/,

chọn theo xe tham khảo: h = 46 mm.

Thay số vào công thức (*) ta được:

+ Xét sự cân bằng của màng phanh

Trong đó:

Q₁ - Lực tác dụng lên thanh đẩy của bầu phanh. Q₁ = 1389 KG.

P_j - Áp suất trong của bầu phanh, P_j = 7 KG/cm².

D₁ - Đường kính hiệu dụng của màng phanh.

ỗ₁ - Hệ số tính đến độ nạp khí vào bầu phanh, ỗ₁ = 1.

ỗ_2­ - Hệ số tính đến tổn hao do ma sát, ỗ₂ = 0,95

P_lx - Lực ép lò xo, theo kinh nghiệm lấy: P_lx = 14 KG.

Thay các giá trị trên vào công thức ta có:

+ Diện tích hiệu dụng của bầu phanh

+ Diện tích bao kín của bầu phanh: F_B = F_A / K

K - hệ số dự trữ năng lượng,lấy K = 0,8.

Vậy: F_B = 20602 / 0,8 = 25753 mm².

+ Đường kính bao kín của bầu phanh

* Kết luận: Bầu phanh trên đảm bảo yêu cầu đặt ra. Kiểm tra thấy phù hợp với loại buồng phanh kiểu 24.

3.4.2. Thiết kế tính toán bầu phanh sau

Ngày nay các bầu phanh trên xe ôtô trọng tải lớn thường sử dụng loại bầu phanh tích năng, để nâng cao độ an toàn cho xe khi chạy trên đường.

a). Lực tác dụng lên thanh đẩy

Hình 3.4.2.  Sơ đồ kết cấu bầu phanh sau

+ Xét cân bằng tại cơ cấu cam ép

Phương trình cân bằng lực:

Q₂.L.ỗ_T = (P₁^// + P₂^//).h/2                (*)

Trong đó:

Q₂ -  Lực tác dụng vào thanh đẩy bầu phanh sau.

L - Cánh tay đòn,xác định trong bản vẽ: L = 159 mm.

ỗ_T - Hiệu suất truyền động của cam. ỗ_T = 0,85

P₁^//, P₂^// - Lực đẩy của cam lên guốc trước và guốc sau.

Từ hoạ đồ lực phanh ta có:

P₁^// = 12200 N = 1244 KG.

P₂^// = 27705 N = 2824 KG.

h - khoảng cách giữa hai lực P₁^/ và P₂^/,

chọn theo xe tham khảo: h = 46 mm.

Thay số vào công thức (*) ta được:

+ Xét sự cân bằng của màng phanh

Trong đó:

Q₂ - Lực tác dụng lên thanh đẩy của bầu phanh. Q₂ = 692 KG.

P_j - Áp suất trong của bầu phanh. P_j = 7 KG/cm².

D₂ - Đường kính hiệu dụng của màng phanh.

ỗ₁ - Hệ số tính đến độ nạp khí vào bầu phanh, ỗ₁ = 1.

ỗ_2­ - Hệ số tính đến tổn hao do ma sát, ỗ₂ = 0,95

P_lx - Lực ép lò xo, theo kinh nghiệm lấy: P_lx = 14 KG.

Thay các giá trị trên vào công thức ta có:

+ Diện tích hiệu dụng của bầu phanh

+ Diện tích bao kín của bầu phanh.F_B = F_A / K

K -  Hệ số dự trữ năng lượng, lấy K = 0,8.

Vậy: F_B = 10563 / 0,8 = 13204 mm².

+ Đường kính bao kín của bầu phanh

b). Tính toán lò xo của bộ tích luỹ năng lượng

* Công dụng: Đẩy màng phanh và ty phanh để phanh xe lại trong trường hợp bình chứa khí bị rò rỉ, và khi phanh dừng.

* Yêu cầu: Lò xo chế tạo có độ cứng đủ lớn để đẩy màng phanh và ty đẩy phanh xe lại ngay trong trường hợp khẩn cấp. Nhưng cũng phải thu nhanh trong trường hợp nhả phanh tay. Phải có đủ độ bền và độ cứng theo yêu cầu.

Hình 3.4.2.b.  Sơ đồ tính toán bầu phanh tích năng

- Khi tính toán lò xo của bộ tích luỹ năng lượng ta chú ý một số điểm sau:

+ Theo tiêu chuẩn Việt Nam (đang lưu hành trong các trung tâm đăng kiểm), khi tiến hành thử phanh tay trên bệ thử, yêu cầu lực phanh do phanh tay sinh ra phải đạt được bằng 16% trọng lượng toàn bộ của xe.

+ Khi nhả phanh tay chỉ cần áp suất khí nén P_j = 4 KG/cm² cũng đủ để nén lò xo trở về vị trí ban đầu.

- Tính lực ép lò xo của bộ tích luỹ năng lượng (P_lx2)

Để lò xo của bộ tích luỹ năng lượng thoả mãn các yêu cầu trên thì phải thoả mãn bất phương trình sau:

                     (*)

     (**)

Trong đó:

Q₂^/- Lực của màng phanh tác dụng lên thanh đẩy.

P_lx1 - Lực ép lò xo 1, theo kinh nghiệm lấy P_lx1 = 14 KG.

D₃ - Đường kính của bộ tích luỹ năng lượng,

chọn theo xe tham khảo D₃ = 150 mm

ỗ₁ - Hệ số tính đến độ nạp khí vào bầu phanh, ỗ₁ = 1.

ỗ_2­ - Hệ số tính đến tổn hao do ma sát, ỗ₂ = 0,95

P_j - Áp suất khí nén, yêu cầu với P_j = 4 KG/cm² phải nén lại được lò xo tích năng khi nhả phanh.

ÄP - Lực ép lò xo từ vị trí đang làm việc trở về vị trí ban đầu.

Xét bất phương trình (*):

Ta có: Lực phanh do phanh tay sinh ra (P_P) bằng 16% trọng lượng toàn bộ của xe (G): P_P = 0,16.G   

Vậy lực phanh sinh ra tại mỗi bánh xe (T) là (Khi sử dụng phanh tay thì chỉ có bốn bánh xe cầu sau được phanh):

T = P_P/4 = 0,04.G

Mô men sinh ra tại mỗi cơ cấu phanh cầu giữa và cầu sau sẽ là:

M_P^// = T.r_bx = 0,04.G.r_bx

Thay số vào ta có:

M_P^// = 0,04.15305.0,478 = 292.6 KGm

Dựa vào hoạ đồ lực phanh ta tính lại các giá trị R₁^//; R₂^//:

+ Đối với cầu giữa và cầu sau:

Làm tương tự như tính toán P₁^// và P₂^// trong hoạ đồ lực phanh ta có:

P₁^// = 664 KG

P₂^// = 1508 KG.

+ Xét cân bằng tại cơ cấu cam ép

Phương trình cân bằng lực:

Q₂^/.L.ỗ_T = (P₁^// + P₂^//).h/2              

Trong đó:

Q₂^/ - Lực tác dụng vào thanh đẩy bầu phanh sau.

L - Cánh tay đòn, xác định trong bản vẽ: L = 159 mm.

ỗ_T - Hiệu suất truyền động của cam. ỗ_T = 0,85

P₁^//, P₂^// - Lực đẩy của cam lên guốc trước và guốc sau.

h - Khoảng cách giữa hai lực P₁^//; P₂^//

Chọn theo xe tham khảo: h = 46 mm.

Thay số vào công thức trên ta được:

P_lx2 > Q₂^/ + P_lx1 = 369 + 14 = 383 KG. 

Xét bất phương trình (**) ta có:

Tính ÄP: ÄP = C.Äl

C - Độ cứng của lò xo.

Äl - Hành trình của ty đẩy bầu phanh

Chọn theo xe tham khảo: Äl = 20 mm = 2 cm.

Độ cứng lò xo được tính như sau:

Trong đó:

d - Đường kính của dây lò xo. Chọn theo xe tham khảo d = 10 mm

D_lx - Đường kính vòng lò xo. Chọn theo xe tham khảo D_lx = 100 mm

G - Mô đun đàn hồi của vật liệu. Chọn vật liệu Thép 65

Ta có: G = 8.10⁵ KG/cm².

n - Số vòng làm việc của lò xo, theo xe tham khảo chọn: n = 7 vòng

Thay vào công thức trên ta có:

Vậy: ÄP = 143.2 = 286 KG.

Thay các giá trị vào bất phương trình (**) ta được:

Hay: 669 KG < 680 KG

Như vậy: bất phương trình (**) được thoả mãn.

* Kết luận: Lò xo của bộ tích luỹ năng lượng đã thiết kế đảm bảo các yêu cầu đề ra.

+ Độ biến dạng của lò xo (ở)

Độ biến dạng lò xo được tính theo công thức sau:

Trong đó:

n₀ - số vòng lò xo làm việc, chọn n₀ = 7 vòng.

[ụ] - mô men xoắn tác dụng lên lò xo, lấy theo kinh nghiệm:

[ụ] = 260 N/mm² = 26 KG/mm²

D_lx- Đường kính vòng lò xo,

G - Mô đun đàn hồi vật liệu.

Thay các giá trị vào ta có:

+ Số vòng toàn bộ của lò xo

Theo công thức kinh nghiệm: n = n₀ + (1 – 2) vòng = 7 + 2 = 9 vòng.

+ Bước của lò xo (t)

Theo công thức: t = (0,15 – 0,3)D_lx

Lấy: t = 0,3.100 = 30 mm.

+ Chiều dài toàn bộ của lò xo (H)

Theo công thức kinh nghiệm: H = n.t = 9.30 = 270 mm.

* Kết luận: Bầu phanh sau khi thiết kế, kiểm tra thấy phù hợp với buồng phanh kiểu 20/20.

3.4.3. Tính toán lượng khí nén

* Nhiệm vụ: cung cấp khí nén và nén khí vào các bình chứa để cung cấp cho hệ thống phanh.

* Các yêu cầu:

Máy nén khí được chọn sao cho đảm bảo các yêu cầu sau:

- Nạp nhanh các bình chứa sau khi khởi động động cơ.

- Giữ được áp suất trong hệ thống gần với áp suất tính toán khi phanh liên tục.

Trên thực tế máy nén khí chỉ làm việc khoảng 10 – 20% thời gian làm việc của ôtô, khi các bình chứa được nạp đầy thì máy nén được chuyển sang chạy ở chế độ không tải.

Khi tính toán thiết kế máy nén khí có hai phương án:

- Phương án 1: Tự thiết kế ra một cái máy nén khí mới.

- Phương án 2: Mua một cái máy đã có sẵn trên thị trường, kiểm tra xem có đạt yêu cầu không.

Hiện nay máy nén khí có bán trên thị trường rất nhiều, vì vậy chọn phương án hai là tốt nhất.

a).Các thông số kỹ thuật của máy nén khí

Chọn máy nén loại Pít tông hai xi lanh trên thị trường có các thông số sau:

- Số lượng xi lanh: i = 2 đặt thẳng hàng.

- Đường kính xi lanh: d = 6 cm.

- Hành trình piston: S = 3,8 cm.

- Số vòng quay của máy nén khí: n = 1700 v/p.

- Tỷ số truyền của đai: i_tđ = 2.

- Hiệu suất truyền khí của máy nén: ỗ = 0,6.

b).Năng suất của máy nén khí (lưu lượng)

Xe thiết kế sử dụng năm bình khí nén, dung tích mỗi bình 140 (l).

Vậy tổng lượng khí nén trong các bình là: 5x140 = 700 (l).

Năng suất của máy nén khí được tính theo công thức kinh nghiệm sau:

Trong đó:

i - Số lượng xi lanh: i = 2 đặt thẳng hàng.

d - Đường kính xi lanh: d = 6 cm.

S - Hành trình piston: S = 3,8 cm.

n - Số vòng quay của máy nén khí: n = 1700 v/p.

i_tđ - Tỷ số truyền của đai: i_tđ = 2.

ỗ - Hiệu suất truyền khí của máy nén: ỗ = 0,6.

Thay các giá trị trên vào công thức ta được:

* Kết luận: Sau 4 phút máy nén nạp được 4x219 = 876 (l) khí nén đảm bảo nạp đầy tất cả các bình chứa.

c).Tính toán lượng tiêu hao nhiên liệu sau mỗi lần phanh

Lượng tiêu hao không khí cho mỗi lần phanh chính bằng lượng không khí dãn nở ra các đường ống từ van phân phối đến các bầu phanh.

* Thể tích khí trong các đường ống

Chọn đường ống có đường kính = 13 mm.

Chiều dài đường ống l = 24 m = 24000 mm.

Do đó thể tích trong toàn bộ đường ống là:

* Thể tích khí trong các bầu phanh

Ta coi độ dịch chuyển của guốc phanh lại phụ thuộc vào góc xoay của trục cam và càng nối trục cam.

Công thức xác định độ dịch chuyển của màng:

Trong đó:

ỏ - Độ xoay của càng bắt vào trục cam. ỏ = 7⁰.

l - Chiều dài của càng bắt vào trục cam, l = 159 mm.

Thay các giá trị vào công thức ta được:

S = 7/180.3,14.159 = 19,4 mm.

- Thể tích khí bị tiêu hao trong sáu bầu phanh.

Trong đó:

d_bt ,d_bs - Đường kính hiệu dụng của các bầu phanh trước và sau.Lấy tỷ số hiệu dụng = 0,8.

Ở bầu phanh trước: d_t = 181.0,8 = 145 mm.

Ở bầu phanh sau: d_s = 130.0,8 = 104 mm.

Thay vào công thức trên ta được:

* Thể tích tiêu hao trong bầu phanh tự hãm sau mỗi lần phanh.

Theo thiết kế bầu tự hãm phanh bằng lò xo và ép lên ty đẩy, khi không phanh khí nén ép lò xo tích năng, có bốn bầu tự hãm lắp ở bốn bánh xe của cầu giữa và cầu sau được thiết kế cùng với bốn bầu phanh công tác. Do vậy ta coi lượng không khí tiêu hao trong bốn bầu tự hãm sau mỗi lần đạp phanh là:

* Lượng tiêu hao khí ở van phân phối

Lấy gần đúng V_PP = 0,05 (l).

Vậy tổng cộng lượng không khí tiêu hao cho toàn bộ hệ thống sau mỗi lần đạp phanh là:

V_ể = V₀ + V_b + V_h + V_PP = 3,18 + 1,3 + 0,66 + 0,05 = 5,18 (l).

* Kết luận: Với dung tích toàn bộ các bình chứa là 700 (l). Lượng tiêu hao trên là không đáng kể, đảm bảo cho các lần phanh tiếp theo.

d).Tính bền đường ống dẫn động phanh

Trong tính toán có thể coi đường ống là loại vỏ mỏng bịt kín hai đầu và có chiều dài lớn. (Đây là bài toán vỏ mỏng tròn xoay chịu tải trọng phân bố đối xứng tính theo lý thuyết không mô men).

Theo công thức sau:

;

Trong đó:

P - Áp suất bên trong của đường ống, P = 7 KG/cm².

R - Bán kính trong của ống dẫn, R = 6,5 mm = 0,65 cm.

S - Chiều dày đường ống, S = 0,7 mm = 0,07 cm.

Đối với ống dẫn làm bằng hợp kim đồng thì:

Thay vào công thức trên ta được:

;

Ứng suất tương là:

* Kết luận: Đường ống dẫn động phanh thiết kế đủ bền.

3.4.4. Tính toán van điều khiển

a).Sơ đồ tính toán

Hình 3.4.4.  Sơ đồ tính toán van phân phối

A,B - Khí nén đi ra các cầu.

D,E - Khí nén từ bình chứa đến.

b).Tính toán buồng trên

Lực tác dụng lên piston 2 là lực của người lái xe tác dụng lên bàn đạp Q_bđ thông qua hệ thống dẫn động cơ khí.

P = Q_bđ .i_bđ .ỗ

Trong đó:

Q_bđ - Lực của người lái tác dụng lên bàn đạp.

i_bđ - Tỷ số truyền của cơ cấu dẫn động.

ỗ - Hiệu suất của cơ cấu dẫn động.

Mặt khác ta có:

P = P_j .S₂ + P_lx1 + P_lx2

P = P_j .S₂ + C₁.ọ₁ + C₂.ọ₂

Trong đó:

P_j - Áp suất khí nén, P_j­  = 7 KG/cm².

S₂ - Diện tích mặt piston 2.

C₁,C₂ - Độ cứng của lò xo 1 và 2.

ọ₁,ọ₂ - Độ dịch chuyển của lò xo 1 và 2.

Khi đạp phanh: P_j tăng ; C tăng ; ọ tăng dẫn đến P tăng.

* Tính S₂

            Hình 3.4.4.b. Kết cấu Piston 2

Khi thiết kế, chọn các thông số về đường kính của Piston 2 theo xe tham khảo.

Chọn: D = 70mm, d = 25 mm.

Độ cứng của lò xo 1 và lò xo 2 phải đảm bảo đóng mở dứt khoát tránh các trường hợp đóng mở cưỡng bức khi chưa có lực tác dụng.Tránh các trường hợp cộng hưởng.

Khi thiết kế chọn P_lx1 và P_lx2 theo xe tham khảo: P_lx1 = 30 KG; P_lx2 = 15 KG

* Vậy lực tác dụng lên Piston 2 là:

P = 7.33,5 + 30 +15 = 280 KG.

* Tính lực tác dụng lên bàn đạp Q_bđ

Trong đó:

i_dđ - Tỷ số truyền dẫn động từ bàn đạp đến Piston 2,

Theo xe tham khảo lấy i_dđ = 8.

ỗ - Hiệu suất truyền lực của bàn đạp, ỗ = 0,95 .

* Kết luận: Các kích thước của buồng trên đảm bảo giá trị lực bàn đạp nằm trong giới hạn cho phép.

c).Tính toán buồng dưới

Kết cấu của Piston 1:

                Hình 3.4.4.c. Kết cấu Piston 1

Piston 1 được điều khiển bằng khí nén lấy từ khoang trên.

Ta có phương trình cân bằng lực:

P_j .S_1t = P_j .S_1d + P_lx3 + P_lx4                         (*)

Trong đó:

P_j - Áp suất khí nén , P_j = 7 KG/cm².

S_1t - Diện tích phần trên của Piston 1.

S_1d - Diện tích phần dưới của Piston 1.

P_lx3 ,P_lx4 - Lực lò xo 3 và 4

Theo xe tham khảo chọn:

P_lx3 = P_lx1 = 30 KG.

P_lx4 = P_lx2 = 15 KG.

Từ Piston 2 ta xác định được kích thước sau của Piston 1

D_1t = 12cm, d = 2,5 cm.

Ta có: 

Từ công thức (*) ta có:

Do đó: 

* Kết luận: Van phân phối đã thiết kế đảm bảo hoạt động tốt cho hệ thống phanh của xe cơ sở.

CHƯƠNG 4

TÍNH TOÁN KHẢO SÁT QUÁ TRÌNH PHANH ÔTÔ DỰA TRÊN CƠ SỞ TIÊU CHUẨN E/ECE/324, E/ECE/TRAN/505

4.1. Sự phân bố tải trọng khi phanh và nhu cầu điều hoà lực phanh

Khi thiết kế hệ thống phanh người ta luôn mong muốn có được hiệu quả phanh cao nhất, nhưng lực phanh cực đại có thể phát huy tại các bánh xe bị giới hạn bởi lực bám. Vì khi lực phanh đạt được giá trị của lực bám thì bánh xe bắt đầu trượt và không còn khả năng truyền lực lớn hơn nữa. Do vậy, trong khi thiết kế tính toán hệ thống phanh cần phải tận dụng tối đa khả năng bám tại các bánh xe để có được hiệu quả phanh cao nhất, nhưng đồng thời cũng phải tránh xảy ra hiện tưọng trượt lết gây mất ổn định và mất an toàn chuyển động. Để thoả mãn các yêu cầu trên, trong khi tính toán người ta lấy:

P_Pmax = P_ử = ử.G_ử

ử – hệ số bám

G_{ử –} trọng lượng bám

Tuy nhiên, trong quá trình phanh do có sự phân bố lại tải trọng trên các cầu, nên lực bám trên các cầu cũng thay đổi theo. Trong công thức tính toán mô men phanh thiết kế các cầu:

Cầu trước: M_P1 = m₁.G_1..ử.r_bx

Cầu sau:    M_P2 = m₂.G_2..ử.r_bx

   - hệ số phân bố lại tải trọng cầu trước khi phanh

   - hệ số phân bố lại tải trọng cầu sau khi phanh

Do mức độ phân bố lại tải trọng phụ thuộc vào cường độ phanh, thể hiện qua gia tốc chậm dần j, nên các hệ số này có sự thay đổi. Trong quá trình thiết kế người ta chỉ có thể chọn một giá trị để tính, chẳng hạn nếu lấy j = j_T (gia tốc tính toán) mô men phanh trên các cầu được tính như sau:

Cầu trước:

Cầu sau:   

Hệ thống phanh được thiết kế tính toán trên cơ sở các công thức trên đảm bảo tận dụng tối đa khả năng bám tại các bánh xe và không gây trượt lết với điều kiện ôtô được phanh với gia tốc chậm dần đúng bằng j_T .

Nhưng trong thực tế ôtô có thể được phanh với cường độ khác với cường độ tính toán (j_P ≠ j_T), khi đó sự phân bố lại trọng lượng lên các cầu khi phanh sẽ khác với điều kiện thiết kế. Trong trường hợp này mô men bám tại các cầu có thể được tính như sau:

Cầu trước:

Cầu sau:    

Có thể xảy ra hai trường hợp sau đây:

* Trường hợp 1: ôtô được phanh với cường độ lớn hơn tính toán j_P > j_T

So sánh các mô men phanh và mô men bám trong trường hợp này ta thấy:

M_P1 < M_ử1

M_P2 > M_ử2

Điều này có nghĩa là,tại cầu trước khả năng bám của bánh xe không được tận dụng hết do mô men phanh có được trên cầu trước theo thiết kế nhỏ hơn mô men bám. Nhưng tại cầu sau mô men phanh có được trên cầu lớn hơn mô men bám. Vì vậy, trong trường hợp này các bánh xe cầu sau sẽ bị trượt lết.

* Trường hợp 2: ôtô được phanh với cường độ nhỏ hơn tính toán j_P < j_T

So sánh các mô men phanh và mô men bám trong trường hợp này ta thấy:

M_P1 > M_ử1

M_P2 < M_ử2

Điều này có nghĩa là, tại cầu trước mô men có được trên cầu lớn hơn mô men bám. Có nghĩa là, trong trường hợp này các bánh xe cầu trước sẽ bị trượt lết. Ngược lại, tại cầu sau mô men phanh trên cầu theo thiết kế nhỏ hơn mô men bám và khả năng bám của bánh xe không được tận dụng hết.

Để tránh hiện tượng trượt lết các bánh xe cầu sau khi phanh với cường độ lớn, trong hệ thống dẫn động phanh thường có bố trí bộ điều hoà lực phanh tại dòng dẫn động phanh cầu sau. Bộ điều hoà có nhiệm vụ thay đổi áp suất trong dẫn động phanh cầu sau tương ứng với tải trọng phân bố lên cầu.

Tương tự như vậy, để tránh hiện tượng trượt lết các bánh xe cầu trước khi phanh ở cường độ trung bình và thấp (j_P < j_T), trong dẫn động cầu trước có thể bố trí van giảm áp. Van này có nhiệm vụ hạn chế áp suất dẫn tới các cơ cấu phanh cầu trước để giới hạn mô men phanh không vượt quá mô men bám.

Tuy nhiên các loại van trên đều không thể phản ứng với điều kiện mặt đường. Chẳng hạn, nếu mặt đường có hệ số bám khác với hệ số bám đã chọn để tính toán hoặc hệ số bám tại các bánh xe không giống nhau, thì van giảm áp và bộ điều hoà lực phanh không thể tránh cho các bánh xe khỏi bị trượt lết. Vì vậy trên các ôtô hiện đại, người ta sử dụng hệ thống tự động điều khiển lực phanh tại các bánh xe để tránh hiện tượng trượt lết, gọi là hệ thống chống hãm cứng bánh xe ABS.

Nhưng với điều kiện kinh tế nước ta hiện nay thì việc sử dụng hệ thống ABS là rất khó khăn, vì giá thành của nó rất cao. Vì vậy trong đồ án này hướng thiết kế của em vẫn là sử dụng van giảm áp cho dẫn động cầu trước và bộ điều hoà lực phanh cho dẫn động cầu sau.

4.2. Tính toán khảo sát quá trình phanh ôtô trọng tải lớn

4.2.1. Cơ sở lý thuyết

Bài toán nghiên cứu khảo sát quá trình phanh có nhiệm vụ xác định các thông số tối ưu cho các cơ cấu và dẫn động phanh, đảm bảo hiệu quả phanh và độ ổn định khi phanh, đồng thời chỉ ra được sự cần thiết phải bố trí bộ điều hoà lực phanh cùng với các thông số của nó.

Phương trình chuyển động của ôtô khi phanh có thể được viết như sau:

         (1)

Trong đó:

ọ^/ - Hệ số kể đến ảnh hưởng của các khối lượng quay; ểT - Tổng các lực phanh tại các bánh xe; f - Hệ số cản lăn; S - Quãng đường xe chạy; k - Hệ số cản không khí; F - Diện tích cản chính diện.

Khi phanh ngắt động cơ hệ số ảnh hưởng của các khối lượng quay có thể coi bằng 1 (ọ^/ = 1,02 - 1,04 ).

Để đánh giá hiệu quả phanh ôtô người ta sử dụng hệ số lực phanh ó_T :

                                          (2)

trong khi tính toán xác định gia tốc chậm dần và quãng đường phanh, người ta có thể bỏ qua lực cản không khí.

Như vậy phương trình (1) có dạng:

Khi phanh ngặt hệ số ó_T  gần bằng hệ số bám ử,mà trên đường tốt khô ráo ta có: ử >> f, vì vậy khi phanh ngặt ta có thể bỏ qua lực cản lăn. Khi đó:

Gọi gia tốc chậm dần là J,ta có thể viết:

                                  (3)

Công thức trên cho thấy gia tốc chậm dần khi phanh tỷ lệ thuận với hệ số lực phanh. Để đánh giá mức độ sử dụng khả năng bám tại các bánh xe khi phanh người ta đưa ra khái niệm hệ số sử dụng trọng lượng bám ử_i :

                                              (4)

Hiệu quả phanh cực đại đạt được khi hệ số sử dụng trọng lượng bám tại tất cả các bánh xe bằng nhau:

ử₁ = ử₂ = ….= ử_n = T_i / G_i

Như vậy, để có được hiệu quả phanh cực đại cần thoả mãn điều kiện là lực phanh tác dụng trên các cầu ôtô tỷ lệ thuận với tải trọng tác dụng lên các cầu đó trong khi phanh.

Với sự phân bố lực phanh lý tưởng ta có được gia tốc cực đại:

J_max = g. ó_Tmax = g.ử

Trong trường hợp các hệ số sử dụng trọng lượng bám tại các cầu không bằng nhau,ta có biểu thức sau:

      (5)

      (6)

Khi phanh tới giới hạn lết tại một cầu nào đó trong khi tại cầu khác không sử dụng hết khả năng bám thì hệ số sử dụng trọng lượng bám sẽ nhỏ hơn hệ số bám, còn gia tốc phanh sẽ gia tốc đạt được trong trường hợp phân bố lực phanh lý tưởng.

Việc phanh lết các bánh xe làm cho lốp bị mòn nhanh chóng và không đảm bảo an toàn. Khi phanh lết sự trượt giữa lốp và mặt đường tăng lên, hệ số bám giảm làm ôtô mất ổn định và mất khả năng điều khiển.

Hiện nay vấn đề hiệu quả phanh và phân bố lực phanh giữa các cầu sao cho đảm bảo chuyển động ôtô khi phanh đang nhận được sự quan tâm ngày càng lớn.

Theo quy định N⁰13, tiêu chuẩn E/ECE/324, E/ECE/TRANS/505, các loại ôtô loại N₃ không trang bị hệ thống chống hãm cứng bánh xe ABS cần đáp ứng các yêu cầu sau:

·        Đối với ử = 0,2 - 0,8 cần đạt được: ó_T ≥ 0,1 + 0,85(ử - 0,2);

·        Đối với mọi chế độ tải trọng đường cong hệ số sử dụng trọng lượng bám của cầu trước phải nằm trên đường cong hệ số sử dụng trọng lượng bám của cầu sau với mọi giá trị của ó_T = 0,15 - 0,30. Điều này được coi là đạt yêu cầu nếu với các giá trị đó các đường cong hệ số sử dụng trọng lượng bám của mỗi cầu nằm giữa hai đường thẳng song song với đường lý tưởng,được thể hiện bởi phương trình sau:

 ử = ó_T ≥ 0,1 + 0,08                                                   (7)

và nếu với ó_T ≥0,30 đường cong hệ số sử dụng trọng lượng bám của cầu sau thoả mãn:

ó_T ≥ 0,3 + 0,74(ử – 0,38)

Các miền phân bố các đường cong hệ số sử dụng trọng lượng bám được thể hiện trên hình 31.

Hình 4.2.1. Các vùng giới hạn của các đường cong hệ số sử dụng trọng lượng bám.

1 - đường lý tưởng ử = ó_T ;

2 - đường ranh giới giới hạn các giá trị nhỏ nhất của hệ số lực phanh:

  ;

3 và 4 - các đường thẳng giới hạn miền phân bố của đường cong hệ số sử dụng trọng lượng bám: ử = ó_T ± 0,08;

5 - đường thẳng giới hạn vị trí của đường cong hệ số sử dụng trọng lượng bám cầu sau:   

  ;

Trong khi tính toán chấp nhận một số giả thiết sau:

·        Áp suất khí nén trong dẫn động phanh tại cửa vào của các bộ điều hoà lực phanh là bằng nhau vào thời điểm phanh.

·        Ma sát giữa các lá nhíp và đặc tính của hệ thống treo không gây ảnh hưởng lớn tới quá trình phanh.

Sơ đồ tính toán và các lực tác dụng lên ôtô trong quá trình phanh thể hiện trên hình 4.2.1b.

Các ký hiệu sử dụng trong quá trình tính toán:

G_a - Trọng lượng toàn bộ của ôtô;

G₁ và G₂ - Trọng lượng tác dụng lên cầu trước và cầu sau ôtô;

L - Chiều dài cơ sở của ôtô;

a,b,h_g - Toạ độ trọng tâm của ôtô;

r_k - Bán kính lăn bánh xe;

T₁ và T₂ - Lực phanh trên cầu trước và cầu sau;

J -- Gia tốc chậm dần khi phanh;

ó_T - Hệ số lực phanh;

ểT - Tổng các lực phanh tại các bánh xe;

M_T1 và M_T2 - Mô men phanh trên các bánh xe trước và sau;

M_T – Mô men phanh trên bánh xe;

Q - Lực trên ty đẩy bầu phanh;

p - Áp suất khí nén trong hệ thống phanh;

p₁ và p₂ - Áp suất khí nén trong các bầu phanh trước và sau;

ử₁ và ử₂ - Hệ số sử dụng trọng lượng bám trên các cầu trước và sau;

K - Hệ số mô đun áp suất;

l_p - Độ dài cần nối của điều hoà lực phanh;

õ – Góc nghiêng tức thời của cần nối của điều hoà lực phanh;

õ₀ và õ₀₁ – Góc nghiêng cần nối của điều hoà lực phanh tương ứng với trường hợp ôtô đầy tải và ôtô không tải ở trạng thái tĩnh;

f₀ và f₀₁ - Độ võng nhíp gây nên bởi tải tác dụng lên hai bánh sau trong trạng thái tĩnh tương ứng với các trường hợp ôtô đầy tải và ôtô không tải;

Äf - Biến thiên độ võng tĩnh của nhíp.

Các số liệu tính toán:

4.2.2.Quá trình phanh với tỷ lệ phân bố lực phanh lý tưởng

Với hệ số lực phanh ó_T = J/g

- Tải trọng tác dụng lên bánh xe cầu trước:

                              (8)

Tải trọng tác dụng lên một bánh xe cụm cầu sau:

                             (9)

Thay các số liệu vào ta được:

+ Khi đầy tải:

G₁ = 2186 + 2942( J/g )

G₂ = 2733 - 1471( J/g )

+ Khi không tải:

G₁ = 1660 + 1238( J/g )

G₂ = 996 -619( J/g )

- Giá trị lực phanh tối ưu:       ểT = G_a(J/g)              (10)

Thay số liệu vào tính toán ta được:

+ Khi đầy tải:             ểT = 15305(J/g)                     

+ Khi không tải:         ểT = 7305(J/g)                   

- Từ điều kiện phân bố lực phanh lý tưởng, ta xác định các giá trị lực phanh tối ưu

+ Khi đầy tải:       

+ Khi không tải:   

- Các giá trị mô men phanh tối ưu:    M_T1 = T₁.r_k = 0,478.T₁

M_T2 = T₂.r_k = 0,478.T₂             (11)

Kết quả tính toán được cho trong bảng 1.

Việc lựa chọn các kích thước của bầu phanh và áp suất khí nén trong dẫn động phanh để đảm bảo được hiệu quả phanh đã định được tiến hành trên cơ sở:

- Lực phanh tại các bánh sau phải đảm bảo tận dụng được lực bám tại các bánh sau của ôtô đầy tải ở trạng thái tĩnh trên đường có hệ số bám không nhỏ hơn 0,65;

- Lực phanh trên các bánh trước cần phải không nhỏ hơn giá trị tối ưu của nó khi phanh ôtô đầy tải với gia tốc 0,6g.

Từ các điều kiện trên ta có:

T₂ ≥ G₂.ử = 2733.0,65 = 1776,5 KG.

T₁ ≥ (2186 + 2942.0,6).0,6 = 2370,7 KG.

Từ các tính toán động lực học cơ cấu phanh ta tìm được biểu thức quan hệ giữa mô men phanh M_T tại bánh xe với lực Q đặt trên ty đẩy của bầu phanh

                                    (12)

Trong đó: A - Hệ số phụ thuộc vào kết cấu của cơ cấu phanh; l_k - Chiều dài cần tác động cam ép; d_k - Đường kính quy ước của cam ép; ỡ - Hệ số ma sát giữa má phanh và trống phanh; h₁,h₂ - Cánh tay đòn tính từ điểm đặt lực lên đầu guốc phanh tới tâm cam ép.

Hệ số A được xác định theo công thức sau:

         (13)

Trong đó: r_T - Bán kính tang trống; l - Khoảng cách từ tâm trống phanh tới tâm quay của guốc phanh; ỏ₀ -Tọa độ góc xác định điểm bắt đầu của má phanh; õ₀ - Góc ôm của má phanh.

Lực phanh tại bánh xe:

                                   (14)

Khi đó: Q = 0,478.T/1,7 = 0,281T                           (15)

Thay các giá trị T₁ và T₂ vào biểu thức trên ta được:

Tại cầu sau:  Q₂ ≥ 0,281.1776,5 = 499,2 KG.

Tại cầu trước:  Q₁ ≥ 0,281.2370,7 = 666,2 KG.

Sau khi lựa chọn kích thước các bầu phanh theo các dãy tiêu chuẩn, người ta thấy đối với loại ôtô đang xét có thể chọn bầu phanh loại 24.

Đặc tính của bầu phanh kiểu 24:  Q = 146,67p - 35.       (16)

Khi đó thay giá trị Q vào công thức (12) ta được:

M_T = 1,7(146,67p - 35) = 249,33p - 59,5.

Biến đổi công thức trên ta xác định được áp suất khí nén cần cấp vào các bầu phanh để đảm bảo được sự phân bố lực phanh lý tưởng với các thông số của cơ cấu phanh và bầu phanh đã chọn:

   ;              

Trong đó: M_T1 và M_T2 là các giá trị tối ưu của các mô men phanh trên các cầu trước và sau (bảng 1).

Kết quả tính toán áp suất p₁ và p₂ cũng được cho trong bảng 1.

4.2.3. Quá trình phanh với tỷ lệ lực phanh giữa các cầu không đổi

Giá trị tối ưu của tổng lực phanh (đáp ứng được hệ số lực phanh theo yêu cầu) được tính theo công thức (10). Mặt khác, tổng lực phanh bằng tổng lực phanh tác dụng trên các bánh xe cầu trước và cụm cầu sau:

ểT = 2T₁ + 2T₂               (17)

Sử dụng các công thức (14) và (16) (bầu phanh loại 24) ta tìm được quan hệ giữa lực phanh tại các bánh xe cầu trước và cầu sau với áp suất khí nén trong các bầu phanh:

                            (18)

                           (19)

Để đảm bảo điều kiện tỷ lệ lực phanh giữa cầu trước và cầu sau không đổi, áp suất trong các bầu phanh cầu trứơc và cầu sau phải bằng nhau, nghĩa là p₁ = p₂, và như vậy T₁ = T₂ = T. Khi đó sử dụng công thức (17),(18) và (19) ta có:

Biến đổi công thức trên bằng cách thay ểT bằng G_a(J/g) (xem công thức (10)), ta được biểu thức quan hệ giữa áp suất khí nén trong dẫn động phanh và hệ số lực phanh:

                             (20)

Hệ số sử dụng lực bám, thể hiện sự phân bố lực phanh giữa các cầu trong quá trình phanh:

                                              (21)

                                             (22)

Giá trị của các lực T₁ và T₂ được xác định theo các công thức (18) và (19), trong đó áp suất được tính theo công thức (20).

Giá trị của các tải trọng trên các cầu G₁ và G₂ được tính theo các công thức (8) và (9).

Kết quả tính toán các thông số theo hệ số lực phanh được cho trong bảng 2.

Trên hình 4.2.3 là đồ thị thể hiện quan hệ giữa hệ số sử dụng trọng lượng bám tại cầu trước và cụm cầu sau với hệ số lực phanh với điều kiện tỷ lệ phân bố lực phanh giữa các cầu là không đổi.

Hình 4.2.3 - Đồ thị quan hệ giữa hệ số sử dụng trọng lượng bám tại cầu trước và cụm cầu sau của ôtô khi đầy tải (đường liền) và không tải (đường đứt) của ôtô đang xét với điều kiện tỷ lệ phân bố lực phanh giữa các cầu là không đổi.

Phân tích các kết quả tính toán thể hiện trên bảng 2 và đồ thị hình 4.2.3. Ta rút ra một số kết luận sau:

- Trong trường hợp tỷ lệ mô men giữa cầu trước và cầu sau không đổi, hệ thống phanh chính của ôtô tải đang xét khi đầy tải đáp ứng các tiêu chuẩn của Liên Xô cũ về hiệu quả phanh (với áp suất khí nén trong hệ thống bằng 6 KG/cm², gia tốc chậm dần đạt 0,65g) và các tiêu chuẩn của quy định N⁰13, tiêu chuẩn E/ECE/324 về phân bố lực phanh giữa các cầu (các đường cong hệ số sử dụng trọng lượng bám phụ thuộc vào hệ số lực phanh và quan hệ giữa hệ số lực phanh với áp suất không vượt ra khỏi các miền giới hạn).

- Đối với ôtô không tải hệ thống phanh chính không đáp ứng các tiêu chuẩn về hiệu quả phanh (khi gia tốc đạt 5 m/s² các bánh xe cầu sau trượt lết trên đường khô) và không đáp ứng các tiêu chuẩn của quy định N⁰13,tiêu chuẩn

E/ECE/324 về phân bố lực phanh giữa các cầu (các đường cong hệ số sử dụng trọng lượng bám phụ thuộc vào hệ số lực phanh và quan hệ giữa hệ số lực phanh với áp suất không nằm hoàn toàn trong các miền giới hạn).

Các kết luận trên cho thấy hệ thống phanh cần được trang bị bộ điều hoà lực phanh có khả năng thay đổi một cách tự động tỷ lệ giữa áp suât trong bầu phanh cầu trước và áp suất trong các bầu phanh cầu sau theo sự phân bố lại tải trọng tác dụng lên cụm cầu sau trong khi phanh.

4.2.4. Quá trình phanh với tỷ lệ mô men phanh giữa cầu trước và cầu sau thay đổi

Để điều chỉnh tỷ lệ lực phanh người ta sử dụng bộ điều hoà lực phanh loại tia. Bộ điều hoà được lắp trên dẫn động phanh cầu sau và điều chỉnh áp suất khí nén dẫn tới các bầu phanh cầu sau theo tải trọng tác dụng lên cụm cầu sau.

Sơ đồ bố trí bộ điều hoà được thể hiện trên hình 34, còn đặc tính của nó được trình bày trên hình 35.

           Hình 4.2.4a. Sơ đồ bố trí bộ điều hoà lực phanh

    Hình 4.2.4b. Đặc tính tĩnh của bộ điều hoà lực phanh:

0 - vị trí nằm ngang của cần điều khiển.

Bộ điều hoà được lắp trên khung ôtô. Thanh kéo 1 (hình 4.2.4b) có đầu trên nối với cần điều chỉnh 2, còn phần dưới nối với phần tử đàn hồi 3 lắp trên cầu ôtô. Khi tải tác dụng lên cụm cầu sau thay đổi khung xe dịch chuyển theo phương thẳng đứng làm cần 2 quay quanh tâm O. Nhờ đó mà bộ điều hoà điều chỉnh tỷ lệ giữa áp suất vào và áp suất ra khỏi điều hoà.

Trước tiên cần xác định các thông số lắp ráp của bộ điều hoà lực phanh (chiều dài thanh đòn l_P và góc õ). Sau đó phải xác định hệ số K - hệ số điều chỉnh áp suất khí nén cấp từ bộ điều hoà đến các bầu phanh khi ôtô ở trạng thái tĩnh, đầy tải và không tải với các điều kiện sau: lực phanh các bánh sau cần đảm bảo tận dụng khả năng bám tại cầu sau ở trạng thái tĩnh đầy tải và không tải trên đường có hệ số bám ử = 0,65 - 0,8, nghĩa là :

0,65G₂ ≤ T₂ ≤ 0,8G₂ .

Thay các giá trị của G₂ ta có:

- Khi đầy tải : G₂ = 2733KG ; 1776,45 KG ≤ T₂ ≤ 2186,4 KG.

- Khi không tải: G₂ = 996KG; 647,4 KG ≤ T₂ ≤ 796,8 KG.

Biến đổi công thức (19) ta được biểu thức quan hệ giữa lực phanh và áp suất khí nén cấp vào bầu phanh:

Thay các giá trị của T₂ vào ta được:

- Ôtô đầy tải:      3,64 KG/cm² ≤ p₂ ≤ 4,43 KG/cm².

                          Ta chọn: p₂ = 4 KG/cm².

- Ôtô không tải: 1,48 KG/cm² ≤ p₂ ≤ 1,76 KG/cm².

                          Ta chọn: p₂ = 1,6 KG/cm².

Hệ số điều chỉnh áp suất:

                                             (25)

Trong đó: p - Áp suất dẫn vào bộ điều hoà lực phanh; p₂ - Áp suất ra khỏi bộ điều hoà lực phanh.

Thay các giá trị của p và p₂ ta được:

- Ôtô đầy tải:    K = 7/4 = 1,75.

- Ôtô không tải: K = 7/1,6 = 4,375.

Theo đặc tính tĩnh của bộ điều hoà lực phanh (hình 35) ta xác định các góc đặt của cần điều chỉnh:

- Ôtô đầy tải:    K = 1,75; õ₀ = 0⁰.

- Ôtô không tải: K = 4,375; õ₀ = - 40⁰.

Độ dài cần điều chỉnh l_P có thể được tính theo sơ đồ lắp đặt (hình 34).

Äf₀ = l_Psin õ₀ - l_Psin õ₀₁.

Từ đó:

                        (26)

Trong đó: Äf₀ = f₀ – f₀₁

Giá trị độ võng f của nhíp theo tải trọng P được xác định dựa trên đặc tính tĩnh của nhíp sau ôtô, thể hiện trên hình 36.

   Hình 4.2.4c . Đặc tính đàn hồi tĩnh của nhíp sau ôtô đang xét

Khi ôtô đầy tải, một bên của cụm cầu sau phải chịu 2G₂ = 2.2733 = 5466 KG và độ võng nhíp là f₀ = 41 mm.

Khi ôtô không tải 2G₂ = 2.996 = 1992 KG và f₀₁ = 6,5 mm.

Như vậy:  Äf₀ = 41 - 6,5 = 34,5 mm.

Thay các giá trị õ₀ , õ₀₁ và Äf₀ vào công thức (26) ta được:

Tiếp theo cần xác định các giá trị tức thời của góc õ và hệ số điều chỉnh áp suất K theo hệ số lực phanh cho các trường hợp ôtô đầy tải và không tải.

Khi phanh do sự phân bố lại trọng lượng giữa các cầu nên tải trọng đặt lên cầu sau giảm đi, góc õ giảm theo, điều này dẫn đến sự thay đổi hệ số điều chỉnh áp suất K.

Biến đổi công thức (26) và thay õ₀₁ bằng õ, Äf₀ bằng Äf ta được:

          (27)

Trong đó: Äf - Giá trị tức thời của biến dạng nhíp, nghĩa là hiệu số giữa độ võng nhíp ở trạng thái tĩnh khi ôtô đầy tải và độ võng ở chế độ tải đang xét (phụ thuộc vào hệ số lực phanh).

Thay giá trị l_P và õ₀ vào công thức (27) ta được:

Các giá trị Äf được xác định theo đồ thị đặc tính tĩnh của nhíp theo tải đặt lên cụm cầu sau (hình 4.2.4c).

Các giá trị của hệ số K phụ thuộc vào góc õ được lấy theo đồ thị đặc tính tĩnh của bộ điều hoà lực phanh (hình 4.2.4b).

Các kết quả tính toán xác định các thông số phụ thuộc vào hệ số lực phanh ó_T được cho trong bảng 3.

Ta xác định hệ số sử dụng trọng lượng bám của các bánh xe với mặt đường.Tổng lực phanh cần thiết tính theo hệ số lực phanh được xác định theo các công thức (10) và (17).

Các giá trị lực phanh T₁ và T₂ phụ thuộc vào áp suất khí nén trong các bầu phanh được xác định theo các công thức (18) và (19).

Áp suất khí nén trong các bầu phanh của các cầu sau:

P₂ = P₁/K                                            (28)

Khi đó:                                   (29)

Thay các giá trị T₁ và T₂ từ các công thức (18) và (19) vào công thức (17)

Ta có: 

Biến đổi công thức trên và thay ểT = G_a.(J/g), ta được quan hệ giữa áp suất trong dẫn động phanh với hệ số lực phanh của ôtô:

                                 (30)

Thay các giá trị của G_a và K lấy từ bảng 3 vào công thức (30) ta xác định được P₁ và sau đó theo (28) ta tính được P₂.

Các giá trị lực phanh được tính theo các công thức (18) và (19) bằng cách thay vào đó các giá trị P₁ và P₂.

Hệ số sử dụng trọng lượng bám ử₁ và ử₂ được tính theo các công thức (21) và (22), bằng cách thay vào đó các giá trị T₁ và T₂ tính theo các công thức (18) và (19) và các giá trị G₁ và G₂ tính theo các công thức (8) và (9).

Các kết quả tính toán xác định các thông số theo hệ số lực phanh trong trường hợp có điều chỉnh tỷ lệ lực phanh giữa các cầu được cho trong bảng 3.

Trên hình  thể hiện đồ thị quan hệ giữa hệ số sử dụng trọng lượng bám trên cầu trước và cụm cầu sau với hệ số lực phanh trong trường hợp tỷ lệ lực phanh giữa các cầu được điều chỉnh.

Hình 4.2.4d. Đồ thị quan hệ giữa hệ số sử dụng trọng lượng bám cầu trước và cụm cầu sau của ôtô không tải (đường đứt) và đầy tải (đường liền) của ôtô đang xét với tỷ lệ lực phanh giữa các cầu được điều chỉnh.

Kết luận: Như vậy sau khi sử dụng bộ điều hoà lực phanh có khả năng thay đổi một cách tự động tỷ lệ mô men phanh cầu trước và cầu sau đã đáp ứng được các yêu cầu của quy định N⁰13, tiêu chuẩn E/ECE/324, E/ECE/TRANS/505.

KẾT LUẬN CHUNG

Được giao đề tài tốt nghiệp là: Thiết kế hệ thống phanh cho xe tải tám tấn. Ngay sau khi nhân được đề tài em đã bắt tay ngay vào công việc tính toán thiết kế. Hệ thống phanh cho xe tải ngày nay ngoài đảm bảo các yêu cầu về hiệu quả phanh còn phải đáp ứng các yêu cầu của quy định N⁰13, tiêu chuẩn E/ECE/324, E/ECE/TRANS/505. Do vậy hệ thống phanh do em thiết kế có thêm bộ điều hoà lực phanh có khả năng thay đổi một cách tự động tỷ lệ mô men phanh cầu trước và cầu sau đáp ứng các yêu cầu của quy định N⁰13, tiêu chuẩn E/ECE/324 và E/ECE/TRANS/505.

Sau thời gian ba tháng em đã hoàn thành đồ án, qua việc thực hiện đồ án đã giúp em hiểu hơn và biết thiết kế tính toán một hệ thống cụ thể trên xe. 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 ôtô hiện nay của nước ta.

Trong quá trình thực hiện đồ án em cũng được sự giúp đỡ của các thầy,cô giáo trong Bộ môn ôtô - Trường Đại Học Bách Khoa và đặc biệt là sự hướng dẫn tận tình của ……………. đã giúp em hoàn thành đồ án này.

Qua đồ án này em kính mong nhân được sự đóng góp ý kiến của các Thầy,cô giáo và các bạn đồng nghiệp để đề tài tốt nghiệp của em được hoàn thiện hơn.

Em xin chân thành cảm ơn …………….. cùng toàn thể các Thầy, cô giáo trong Bộ môn ôtô - Trường Đại Học Bách Khoa.

TÀI LIỆU THAM KHẢO

1. Hướng dẫn thiết kế hệ thống phanh ô tô máy kéo

          Dương Đình Khuyến (1995).

2. Thiết kế và tính toán ô tô máy kéo

          Nguyễn Hữu Cẩn - Phan Đình Kiên (1987).

3. Lý thuyết ô tô máy kéo

Nguyễn Hữu Cẩn, Dư Quốc Thịnh, Phạm Minh Thái,

Nguyễn Văn Tài, Lê Thị Vàng (1998).

4. Bài tập sức bền vật liệu

Nguyễn Văn Vượng, Bùi Trọng Lựu (2004).

5. Dung sai và đo lường cơ khí

An Hiệp - Trần Vĩnh Hưng (1999).

6. Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí

Trịnh Chất - Lê Văn Uyển (2000).

7. Các tài liệu sử dụng của xe KAMAZ.

"TẢI VỀ ĐỂ XEM ĐẦY ĐỦ ĐỒ ÁN"