MỤC LỤC

LỜI NÓI ĐẦU.

CHƯƠNG I.TỔNGQUAN.

1.1. GIỚI THIỆU CHUNG VỀ XE CƠ SỞ.

1.1.1. Giới thiệu chung về xe Ford Everest 4x4 2008.

1.1.2.  Thông số kỹ thuật chính của xe Ford Everest 4x4 2008.

1.2. TỔNG QUAN VỀ HỆ THỐNG PHANH.

1.2.1. Công dụng của hệ thống phanh.

1.2.2. Phân loại hệ thống phanh.

1.2.3. Yêu cầu của hệ thống phanh.

CHƯƠNG II. KẾT CẤU HỆ THỐNG PHANH.

2.1. CẤU TẠO CHUNG HỆ THỐNG PHANH.

2.2. CƠ CẤU PHANH.

2.3. DẪN ĐỘNG PHANH.

2.4. ĐIỀU KHIỂN PHANH ABS.

CHƯƠNG III. THIẾT KẾ HỆ THỐNG PHANH.

3.1. LỰA CHỌN PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG PHANH.

3.2. THIẾT KẾ CƠ CẤU PHANH.

3.3. THIẾT KẾ DẪN ĐỘNG PHANH.

CHƯƠNG IV. KHAI THÁC KĨ THUẬT HỆ THỐNG PHANH.

4.1. NHỮNG CHÚ Ý KHI SỬ DỤNG HỆ THỐNG PHANH. 58

4.2. MỘT SỐ DẠNG HỎNG, NGUYÊN NHÂN VÀ BIỆN PHÁP KHẮC PHỤC.

4.3. BẢO DƯỠNG HỆ THỐNG PHANH.

KẾT LUẬN.

TÀI LIỆU THAM KHẢO.

LỜI NÓI ĐẦU

     Ngành giao thông vận tải là một trong số những ngành rất quan trọng của đất nước. Trong thời chiến cũng như trong thời bình, giao thông vận tải luôn gắn với sự phát  triển của đất nước. Và đặc biệt trong vài năm gần đây khi chúng ta đã gia nhập WTO thì ngành giao thông vận tải càng đóng vai trò quan trọng hơn.

     Ở nước ta giao thông đường bộ đóng vai trò chủ đạo và phần lớn lượng hàng và người được vận chuyển trong nội địa bằng ô tô. Cùng với sự phát triển của khoa học kỹ thuật, ngành công nghiệp ô tô đã có sự phát triển vượt bậc nhằm đáp ứng những yêu cầu của con người về mặt tiện nghi, kinh tế, giảm thiểu ô nhiễm môi trường,… trong đó vấn đề an toàn là một yêu cầu quan trọng và được đặt lên hàng đầu.Từ vấn đề đó, với những kiến thức đã học và sự hướng dẫn tận tình của giáo viên hướng dẫn, em quyết định thực hiện đề tài: “Thiết kếhệ thống phanh dựa trên cơ sở ô tô Ford Everest (Phần thiết kế cơ cấu phanh)”.

     Trong thời gian thực hiện đề tài do thời gian có hạn và kiến thức còn hạn chế nên trong quá trình thực hiện không thể tránh khỏi những thiếu sót nhất định. Em rất mong sự giúp đỡ, ý kiến đóng góp của quý thầy cô cùng tất cả các bạn để đề tài được hoàn thiện hơn.

     Cuối cùng em xin gửi lời cảm ơn chân thành đến Thầy: Th.S…………….…..  đã tận tình hướng dẫn em trong suốt thời gian làm đồ án, cùng các Thầy, các bạn sinh viên trong Bộ môn cơ khí ô tô, khoa cơ khí của trường ĐH Giao Thông Vận Tải đã góp ý để em hoàn thành đồ án này.

                                                                                        ……,ngày……,tháng…..năm 20….

                                                                                       Sinh viên thực hiện

                                                                                         …………………

CHƯƠNG I

TỔNG QUAN

1.1.GIỚI THIỆU CHUNG VỀ XE CƠ SỞ

1.1.1.Giới thiệu chung về xe Ford Everest 4x4 2008

Ford Everest là loại ô tô đa dụng 7 chỗ cho gia đình. Ford Everest là sản phẩm chiến lược của Ford tại thị trường châu Á, sản xuất theo nghiên cứu nhu cầu khách hàng trong khu vực Châu Á- Thái Bình Dương. Khi thiết kế nó được chú ý nhiều đến việc đảm bảo chất lượng động lực học tốt, tính ổn định chuyển động tốt, điều khiển nhẹnhàng, đảm bảo độ tin cậy cao và thuận tiện cho việc chăm sóc bảo dưỡng. Với giá thành phù hợp với thu nhập của người dân Việt Nam nên xe Ford Everest được nhiều gia đình sử dụng để đi lại và du lịch.

Hình 1.1Hình vẽ sơ bộ xe Ford Everest

Ford Everest có 3 loại: 2.5L, 4x2 (truyền động cầu sau, động cơ diezel); 2.6L, 4x2 (truyền động cầu sau, động cơ xăng); 2.5L, 4x4 (hai cầu chủ động, động cơ diezel).

Điều nổi bật về công nghệ của Ford Everest 4x2 và 4x4 động cơ diezel là được trang bị động cơ Turbo diezel 2.5, 4 xy lanh, trục cam đơn có hệ thống làm mát khí nạp intercooler. Cũng Ford Everest 4x2 động cơ xăng là trang bị động cơ xăng 2.6 lít, trục cam đơn với hệ thống phun xăng điện tử EFI.

Ford Everest được trang bị động cơ khoẻ mang lại sự  hài lòng cao nhất khi vận hành trong các điều kiện đường xá và địa hình, nhưng lại rất tiết kiệm nhiên liệu. Xe Ford Everest 4x4 trung bình tiêu hao khoảng 8 lít diezel/100km. Trang bị 5 số tay, ly hợp được thiết kế với đĩa ma sát đơn, điều khiển bằng thuỷ lực, lò xo đĩa mang đến hiệu quả động cơ cao nhất và đảm bảo vận hành êm ái ở mọi tốc độ.

Động cơ:

Động cơ Turbo diesel 2.5L,trục cam kép 16 van có làm mát khí nạp

Dung tích xilanh 2499 cc

Đường kính x Hành trình là 93x92

Công suất cực đại (Hp/rpm)là  80/3500

1.1.2. Thông số kỹ thuật chính của xe Ford Everest 4x4 2008

Bảng 1. Thông số xe Ford Everest 4x4 2008

1.2.TỔNG QUAN VỀ HỆ THỐNGPHANH

1.2.1. Công dụng của hệ thống phanh

Hệ thống phanh dùng để giảm tốc độ ô tô đến một giá trị cần thiết nào đó hoặc dừng hẳn ô tô.

Giữ ô tô dừng hoặc đỗ trên nhiều địa hình khác nhau.

1.2.2.Phân loại hệ thống phanh

Hệ thống phanh được phân loại theo các cách sau:

a) Theo đặc điểm điều khiển:   

Hệ thống phanh chính (phanh chân)

Hệ thống phanh phụ (phanh tay)

Hệ thống phanh bổ trợ (phanh bằng động cơ, thủy lực hoặc điện tử)

b) Theo kết cấu của cơ cấu phanh:

Hệ thống phanh với cơ cấu phanh guốc

Hệ thống phanh với cơ cấu phanh đĩa

Hệ thống phanh với cơ cấu phanh dải

c) Theo phương thức dẫn động phanh:

CHƯƠNG II

KẾT CẤU HỆ THỐNG PHANH

2.1.CẤU TẠO CHUNG HỆ THỐNG PHANH

Hệ thống phanh trên ô tô gồm có phanh chính (thường gọi là phanh chân) và hệ thống phanh dừng (thường gọi là phanh tay). Sở dĩ phải làm cả phanh chính và phanh dừng là để đảm bảo an toàn khi ô tô chuyển động. Phanh chính và phanh dừng có thể có cơ cấu phanh và dẫn động phanh hoàn toàn riêng rẽ hoặc có thể có cơ cấu phanh (đặt ở bánh xe) nhưng dẫn động hoàn toàn riêng rẽ.

Hệ thống phanh công tác bao gồm: cơ cấu phanh và dẫn động phanh (có thể phanh có trợ lực hoặc phanh không có trợ lực):

Cơ cấu phanh: được bố trí ở các bánh xe nhằm tạo ra momen hãm trên bánh xe khi phanh ô tô. Cơ cấu phanh thường dùng loại phanh tang trống (phanh guốc) và phanh đĩa. Trong đó phanh tang trống thường được dùng cho xe có trọng tải vừa và lớn, còn đĩa phanh thường được dùng cho xe con.

Dẫn động phanh: dùng để truyền và khuếch đại lực điều khiển bàn đạp phanh đến cơ cấu phanh. Dẫn động phanh chính thường dùng truyền động thủy lực (gọi là phanh dầu) hoặc truyền động loại khí (phanh hơi). Khi dùng phanh dầu thì lực tác dụng lên bàn đạp phanh sẽ lớn hơn so với phanh hơi, vì lực này là để sinh ra áp suất của dầu trong xi lanh dầu của hệ thống phanh, còn ở phanh khí lực này chỉ cần thắng lực cản lò xo để mở van phân phối của hệ thống phanh. Vì vậy phanh dầu thường được dùng ở ô tô du lịch, vận tải cỡ nhỏ và trung bình vì ở các loại ô tô này momen phanh ở các bánh xe nhỏ, do đó lực trên bàn đạp cũng nhỏ. Ngoài ra phanh dầu thường gọn gàng hơn phanh khí vì nó không có các bầu chứa khí kích thước lớn và độ nhạy khi phanh tốt. Phanh khí thường sử dụng trên ô tô vận tải trung bình và lớn. Ngoài ra các loại ô tô vận tải trung bình và lớn còn dùng dẫn động phanh thủy khí. Dùng dẫn động phanh này ta có thể kết hợp ưu điểm của phanh khí và phanh dầu là lực bàn đạp phanh nhỏ, độ nhạy tốt, tạo ra momen phanh lớn.

Hình 2.1.  Sơ đồ hệ thống phanh.

1.Bánh xe; 2.Đĩa phanh; 3. Xy lanh phanh tước, 4.Xy lanh phanh chính;5.Bầu trợ lực; 6.Bàn đạp phanh;7.Cụm phanh sau; 8.Bộ điều hòa lực phanh

Khi người lái tác động vào bàn đạp phanh, thông qua hệ thống đòn bẩy và bộ trợ lực phanh khuếch đại lực đạp phanh, lực này tác dụng lên xy lanh phanh chính. Xy lanh phanh chính biến đổi lực đạp phanh thành áp suất dầu trong xy lanh phanh chính, áp suất dầu thông qua các đường ống dẫn tới van nhánh và van điều hòa theo tải trọng, rồi thông qua các đường ống dẫn tới các xy lanh phanh bánh xe, đẩy piston ép các má phanh vào đĩa phanh (hoặc tang trống). Ma sát sinh ra tại đó tạo nên mô men phanh làm giảm tốc độ quay của các bánh xe bắt chặt với đĩa phanh( hoặc tang trống).

2.2. CƠ CẤU PHANH

2.2.1. Cơ cấu phanh tang trống

2.2.1.1. Cơ cấu phanh tang trống đối xứng trục

Cơ cấu phanh đối xứng qua trục là cơ cấu phanh có hai guốc đối xứng qua trục thẳng đứng.

Cơ cấu phanh tang trống có điểm đặt riêng rẽ về một phía lực dẫn động bằng nhau.

Hình 2.2.Sơ đồ cơ cấu phanh có lực dẫn động bằng nhau

1. Xy lanh làm việc; 2. Trống phanh; 3. Lò xo; 4.Guốc phanh; 5.Má phanh; 6. Tấm kẹp; 7. Ốc xoay cam; 8. Lò xo; 9. Cam lệch tâm; 10. Đệm vênh; 11.Bu lông điều chỉnh

Ưu điểm:  Kết cấu phanh đơn giản, lực phanh mở 2 guốc bằng nhau.

Nhược điểm: Cơ cấu phanh không được cân bằng, các ổ trục bánh xe sẽ chịu các tải trọng phụ phát sinh khi phanh xe, khi xe tiến hoặc lùi thì hiệu quả phanh chỉ đạt 50% lực tác dụng.

Phạm vi sử dụng: Cơ cấu phanh guốc loại này thường được sử dụng trên cầu sau ô tô con và ô tô tải nhỏ với dẫn động phanh thủy lực.

Cơ cấu phanh tang trống có điểm đặt cố định về một phía, dịch chuyển góc như nhau.

Ưu điểm:

Hiệu quả phanh chiều tiến và lùi là như nhau.

Sự cân bằng của cơ cấu phanh và mômen phanh do guốc trước vàsau tạo ra sự ổn định chất lượng phanh.

Nhược điểm: Do cam phanh có biên dạng là đường cycloit hoặc acsimet nên điểm đặt lực đẩy không ổn định. Do đó trong quá trình phanh cam sẽ chóng mòn.

Phạm vi sử dụng: Sử dụng rộng rãi trên cầu trước ô tô tải vừa và nặng với dẫn động phanh khí nén.

Hình2.3. Cơ cấu phanh guốc có dịch chuyển góc như nhau

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.

2.2.1.2. Cơ cấu phanh tang trống có điểm đặt cố định về hai phía lực dẫn động bằng nhau(đối xứng qua tâm).

Hình 2.4. Cơ cấu phanh guốc đối xứng qua tâm

1. Ống nối; 2.Vít xả khí; 3. Xy lanh bánh xe; 4. Má phanh;

5. Phớt làm kín; 6. Pitton; 7. Lò xo guốc phanh;

Sự đối xứng qua tâm ở đây được thể hiện trên mâm phanh cùng bố trí  2 chốt guốc phanh, 2 xy lanh bánh xe, 2 guốc phanh hoàn toàn đối xứng với nhau qua tâm. Mỗi guốc phanh được lắp trên 1 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 piston luôn tì vào xy 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 piston của xy lanh bánh xe. Cơ cấu phanh đối xứng qua tâm thường có dẫn động bằng thủy lực và được bố trí ở cầu trước của ô tô du lịch hoặc ô tô tải nhỏ.

Ưu điểm:

Cơ cấu phanh cân bằng, độ mài mòn các má là như nhau.

Hiệu quả phanh theo chiều tiến lớn hơn cơ cấu phanh đối xứng trục.

Nhược điểm: Hiệu quả phanh giảm khi lùi.

2.2.1.3. Cơ cấu phanh tang trống loại bơi.

                                           Hình 2.5.Cơ cấu phanh guốc loại bơi

Ưu điểm: Hiệu quả phanh chiều tiến và lùi là như nhau.

Nhược điểm: Lực phanh tăng mạnh khi bánh xe trượt lết. Chất lượng phanh giảm khi phanh liên tục do hệ số ma sát giảm khi bị đốt nóng. Các tấm ma sát mòn không đều.Kết cấu phức tạp, gây khó khăn cho bảo dưỡng sửa chữa.

2.2.1.4. Cơ cấu phanh guốc tự cường hóa.

 Có 2 loại cơ cấu phanh tự cường hóa

Cơ cấu phanh tự cường hóa tác dụng đơn(hình 1.5a): 2 đầu của 2 guốc phanh được liên kết với nhau qua 2 mặt tựa di trượt của 1 cơ cấu điều chỉnh di động. 2 đầu còn lại của 2 guốc phanh thì 1 được tựa vào mặt tựa di trượt trên vỏ xy lanh bánh xe còn 1 thì tựa vào mặt tựa di trượt của piston xy lanh bánh xe. Cơ cấu điều chỉnh dùng để điều chỉnh khe hở giữa má phanh và trống phanh của cả 2 guốc phanh. Cơ cấu phanh loại này thường được bố trí ở các bánh xe trước của ô tô du lịch và ô tô tải nhỏ đến trung bình.

Cơ cấu phanh tự cường hóa tác dụng kép(hình 1.5b): 2 đầu guốc phanh được tựa trên 2 mặt tựa di trượt của 2 piston trong 1 xy lanh bánh xe. Cơ cấu phanh loại này thường được bố trí ở các bánh xe sau của ô tô du lịch và ô tô tải nhỏ đến trung bình.

a.                                                       b.

Hình 2.6. Cơ cấu guốc phanh tự cường hóa.

Ưu điểm: Lực ép guốc phanh vào trống phanh đều.

Nhược điểm:Tính chất ổn định momen kém.

2.2.2. Cơ cấu phanh đĩa

Cơ cấu phanh đĩa sử dụng trên ô tô bao gồm cơ cấu phanh đĩa có giá đỡ di động và loại có giá đỡ cố định.

Cơ cấu phanh đĩa có giá đỡ di động

Hình 2.7. Cơ cấu phanh đĩa loại giá đỡ di động.

1. Má phanh; 2. Má kẹp; 3. Piston;4. Vòng làm kín; 5. Đĩa phanh.

Ưu điểm:

Do cơ cấu bố trí một xylanh công tác nên chỉ có một dòng dầu thủy lực được đưa vào xylanh. Từ đó tạo điều kiện thuận lợi cho dòng không khí luồn vào làm mát đĩa phanh và má phanh tránh hiện tượng sôi dầu khi phanh liên tục.

Kết cấu đơn giản, giảm giá thành các cụm chi tiết cơ cấu phanh.

Không gian rộng để bố trí cho các cơ cấu khác.

Nhược điểm:

 Hai má phanh không mòn đều vì lực ép do dầu thủy lực tạo ra ở piston chỉ tác động vào một bên má phanh.

Cơ cấu phanh đĩa có giá đỡ cố định

Ưu điểm: Hai má phanh mòn đều vì lực ép do dầu thủy lực tạo ra đều ở hai piston

Nhược điểm:Phải cần xylanh bánh xe có thể tích bằng nhau, không gian bố trí trật, không khí vào làm mát đĩa kém, giá thành cao.

Hình 2.8.  Cơ cấu phanh đĩa loại giá đỡ cố định

1. Má phanh; 2. Má kẹp; 3. Piston;4. Vòng làm kín; 5.Đĩa phanh

2.3. DẪN ĐỘNG PHANH

2.3.1. Dẫn động phanh cơ khí

Ưu điểm:Kết cấu đơn giản nhưng không tạo ra mômen phanh lớn do hạn chế lực điều khiển của người lái. vì vậy nó ít được sử dụng ở hệ thống phanh chính mà chỉ sử dụng ở hệ thống phanh dừng. Độ tin cậy làm việc cao, độ cứng vững dẫn động không thay đổi khi phanh làm việc không lâu dài.

Nhược điểm: Dẫn động phanh cơ khí có hiệu suất truyền lực không cao, thời gian phanh lớn.

Hình 2.9.  Sơ đồ dẫn động phanh cơ khí

1. Dây cáp; 2. Cơ cấu phanh; 3.Cần điều khiển.

2.3.2. Dẫn động phanh thủy lực

Dẫn động một dòng:

Hình 1.10.Sơ đồ hệ thống phanh dẫn động thủy lực một dòng

1. Bánh xe; 2. Đĩa phanh; 3.Xy lanh bánh xe;4. Xy lanh chính; 5. Bàn đạp.

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

Dẫn động hai dòng:

Hình 2.11. Sơ đồ hệ thống phanh dẫn động thủy lực hai dòng

1. Bánh xe; 2. Đĩa phanh; 3.Xy lanh bánh xe;4. Xy lanh chính; 5. Bàn đạp.

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

Hiện nay dẫn động hai dòng được dùng nhiều do có những ưu điểm hơn hẳn loại dẫn động một dòng.

Hệ thống phanh thủy lực dẫn động hai dòng có các dạng sơ đồ sau

Hệ thống phanh thủy lực dẫn động hai dòng phân chia trục bánh trước/trục bánh sau

Hệ thống phanh thủy lực dẫn động hai dòng phân chia chéo

Ưu điểm: Khi thực hiện phanh êm dịu, dễ bố trí, độ nhạy cao (do dầu không bị nén).

Nhược điểm:Khi bị rò rỉ chảy mất dầu thì hệ thống phanh sẽ mất tác dụng. Phải sử dụng lực lớn tác động lên bàn đạp của người lái để truyền cho cơ cấu phanh một lực, lực này thường khá lớn. Để giảm nhẹ lực của người lái tác dụng nên bàn đạp phanh thì ta phải bố trí trợ lực phanh, mà các phương án bố trí trợ lực đều có những hạn chế riêng.

2.3.3. Dẫn động phanh khí nén

Hình 2.12. Cấu tạo chung của dẫn động phanh khí nén

1. Máy nén khí; 2.Bình lắng nước và dầu; 3.Bình nén khí; 4.Van phanh; 5,6.Bầu phanh cho cơ cấu phanh trước sau; 7.Bàn đạp phanh; 8.Đồng hồ áp suất;

9.Cam quay; 10.Guốc phanh; 11.Tang trống.

Ưu điểm: Giảm lực điều khiển trên bàn đạp phanh,không phải sử dụng dầu phanh, có ưu điểm đặc biệt khi bố trí trên đoàn xe, dễ dàng cơ khí hóa trong điều khiển và dễ dàng cung cấp cho các bộ phận khác sử dụng khí nén.

Nhược điểm: Độ nhạy kém(thời gian chậm tác dụng lớn) do không khí bị nén khi chịu lực, khối lượng các chi tiết nhiều, kích thước lớn, giá thành cao.

2.3.4. Dẫn động phanh theo kiểu hỗn hợp (khí nén-thủy lực)

Ưu điểm: Lực tác dụng lên bàn đạp bé, độ nhạy cao, hiệu suất lớn và có thể sử dụng cơ cấu phanh nhiều loại khác nhau.

Nhược điểm: Ở nhiệt độ thấp hiệu suất giảm, bảo dưỡng kĩ thuật phức tạp như khi kiểm tra mức dầu và thoát không khí khỏi truyền động.

Hình 2.13. Sơ đồ hệ thống phanh khí nén thủy lực

2.4. ĐIỀU KHIỂN PHANH ABS

Hệ thống chống bó phanh (ABS viết tắt của Anti-lock Braking System được dịch từ tiếng Đức Antiblockiersystem) là một hệ thống trên ô-tô giúp cho bánh xecủa phương tiện luôn quay và bám đường trong khi phanh (phanh trượt), chống lại việc bánh xe bị trượt trên mặt đường do má phanh bó cứng tang phanh hoặc đĩa phanh.

Hệ thống ABS được phát minh bởi hãng Robert Bosch GmbH và hiện nay là một hệ thống bắt buộc của xe ở một số nước.

2.4.1. Cấu tạo

Hình 2.14. Sơ đồ cấu tạo chung của hệ thống ABS

Hệ thống phanh ABS có các bộ phận chính sau đây:

ECU điều khiển trượt: Bộ phận này xác định mức trượt giữa bánh xe và mặt đường dựa vào các tín hiệu từ các cảm biến và điều khiển bộ chấp hành của phanh. Gần đây, một số kiểu xe có ECU điều khiển trượt lắp trong bộ chấp hành của phanh.

Bộ chấp hành của phanh: Bộ chấp hành của phanh điều khiển áp suất thuỷ lực của các xilanh ở bánh xe bằng tín hiệu ra của ECU điều khiển trượt.

Cảm biến tốc độ: Cảm biến tốc độ phát hiện tốc độ của từng bánh xe và truyền tín hiệu đến ECU điều khiển trượt.

Ngoài ra, trên táp lô điều khiển còn có:

Đèn báo táp-lô: Đèn báo của ABS, khi ECU phát hiện thấy sự trục trặc ở ABS hoặc hệ thống hỗ trợ phanh, đèn này bật sáng để báo cho người lái. Đèn báo hệ thống phanh, khi đèn này sáng lên đồng thời với đèn báo của ABS, nó báo cho người lái biết rằng có trục trặc ở hệ thống ABS và EBD. Công tắc đèn phanh: Công tắc này phát hiện bàn đạp phanh đã được đạp xuống và truyền tín hiệu đến ECU điều khiển trượt. ABS sử dụng tín hiệu của công tắc đèn phanh. Tuy nhiên dù không có tín hiệu công tắc đèn phanh vì công tắc đèn phanh bị hỏng, việc điều khiển ABS vẫn được thực hiện khi các lốp bị bó cứng. Trong trường hợp này, việc điều khiển bắt đầu khi hệ số trượt đã trở nên cao hơn (các bánh xe có xu hướng khoá cứng) so với khi công tắc đèn phanh hoạt động bình thường.

Cảm biến giảm tốc: Chỉ có ở một số loại xe. Cảm biến giảm tốc cảm nhận mức giảm tốc của xe và truyền tín hiệu đến ECU điều khiển trượt. Bộ ECU đánh giá chính xác các điều kiện của mặt đường bằng các tín hiệu này và sẽ thực hiện các biện pháp điều khiển thích hợp.

2.4.2.Nguyên lý làm việc

Đây là một hệ thống sử dụng các cảm biến điện tử để nhận biết một hoặc nhiều bánh bị bó cứng trong quá trình phanh của xe. Hệ thống này giám sát tốc độ của các bánh khi phanh. Khi một hoặc nhiều lốp có hiện tượng bó cứng, hệ thống này sẽ điều chỉnh áp lực phanh đến từng bánh, loại bỏ khả năng lốp trượt - duy trì khả năng điều khiển xe. Thông thường hệ thống máy tính trên xe có trang bị ABS sẽ thay đổi áp lực phanh khoảng 30 lần/giây, từ mức áp lực tối đa lên một bánh xe đến áp lực bằng 0.

Các thiết bị chống bó cứng phanh ABS hiện đại gồm một máy tính, 4 cảm biến tốc độ trên từng bánh và các van thủy lực. Khi CPU nhận thấy một hay nhiều bánh có tốc độ quay chậm hơn mức quy định nào đó so với các bánh còn lại, nó sẽ tự động giảm áp suất tác động lên phanh. Tương tự, nếu một trong các bánh quay quá nhanh, Chíp điện tử cũng tự động tác động lực trở lại, đồng thời tạo độ rung giật ở bàn đạp phanh để báo cho người lái biết ABS đang hoạt động. Khi hoạt động, ABS nhả - nhấn piston khoảng 15 lần mỗi giây. Nhờ đó khi xảy ra các tình huống khẩn cấp hệ thống ABS sẽ giúp người lái có thể khiểm soát chu trình chuyển động trong suốt quá trình phanh.

Các cảm biến tốc độ bánh xe nhận biết tốc độ góc của các bánh xe và đưa tín hiệu đến ABS ECU.

ABS ECU theo dõi tình trạng các bánh xe bằng cách tính tốc độ xe và sự thay đổi tốc độ bánh xe từ tốc độ góc của bánh xe. Khi phanh gấp, ABS ECU điều khiển các bộ chấp hành để cung cấp áp suất tối ưu cho mỗi xy lanh phanh bánh xe.

Bộ chấp hành ABS làm việc theo sự điều khiển của ABS ECU, tăng, giảm hay giữ nguyên áp suất dầu khi cần để đảm bảo hệ số trượt tốt nhất (15-20%), tránh bó cứng bánh xe.

CHƯƠNG III

THIẾT KẾ HỆ THỐNG PHANH

3.1. LỰA CHỌN PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG PHANH

3.1.1. Cơ cấu phanh trước

        Chọn cơ cấu phanh đĩa có giá đỡ di động.

3.1.2. Cơ cấu phanh sau

      Chọn cơ cấu phanh guốc loại có điểm đặt cố định riêng rẽ về một phía, có lực dẫn động bằng nhau.

3.1.3. Dẫn động phanh

        Dẫn động thủy lực hai dòng thẳng, trợ lực chân không đồng trục và bộ điều hòa lực phanh 2 thông số kiểu piston - vi sai.

3.2. THIẾT KẾ CƠ CẤU PHANH

3.2.1. Xác định momen phanh cần thiết

          Mô men phanh sinh ra ở các cơ cấu phanh phải đảm bảo giảm được tốc độ hoặc dừng hẳn ô tô với gia tốc chậm dần trong giới hạn cho phép. Mômen phanh cần sinh ra được xác định từ điều kiện đảm bảo hiệu quả phanh lớn nhất, tức là sử dụng hết lực bám để tạo lực phanh. Muốn đảm bảo điều kiện đó lực phanh sinh ra cần phải tỷ lệ thuận với các phản lực tiếp tuyến tác dụng lên bánh xe.

Hình 3.1. Sơ đồ các lực tác dụng lên xe

Trong đó:

G_a – Trọng lượng toàn bộ của ô tô, điểm đặt tại tọa độ trọng tâm của xe, phương chiều như hình vẽ.

G₁ – Trọng lượng toàn bộ của ô tô tác dụng lên cầu trước.

G₂ – Trọng lượng toàn bộ của ô tô tác dụng lên cầu sau.

Z₁ – Phản lực pháp tuyến từ mặt đường lên bánh trước của xe.

Z₂ – Phản lực pháp tuyến từ mặt đường lên bánh sau của xe.

L – Chiều dài cơ sở của xe.

h_g – Chiều cao trọng tâm của xe.

a  – Khoảng cách từ cầu trước đến tọa độ trọng tâm của xe.

b  – Khoảng cách từ cầu sau đến tọa độ trọng tâm của xe.

     Trọng lượng toàn bộ: G_a = 2603 (kg)

     Trọng lượng phân bố lên cầu trước G₁ và cầu sau G₂ là:

G₁=G₂= G_a . 0,5 = 2603.0,5 = 1301,5 (kg)

     Xác định tọa độ trọng tâm: a, b, h_g

          Do  G₁ =G₂nên ta có a = b = =  = 1430 (mm)

          h_g – Chiều cao trọng tâm xe với xe du lịch nhỏ chọn hg = 650 (mm)

          Theo tài liệu sản xuất của xe tham khảo Ford Everest ta có kí hiệu lốp:    265/70R15

Số 265 là bề rộng của lốp:  B=265 (mm)

Số 70 là chỉ chiều cao lốp bằng 70% chiều rộng lốp

Số 15 là  đường kính vành bánh xe được tính bằng inch. d = 15 (inch)

λ   - Hệ số kể đến sự biến dạng của lốp.

          Theo tài liệuđối với xe du lịch ta chọn lốp có áp suất thấp λ = 0.93 ÷ 0.935. Chọn λ = 0,93

                        Do vậy:    r_bx = (H+ .25,4).λ        H = 70%B = 0,7.265 = 185,5 (mm)

r_bx = ( 185,5+ .25,4).0,93 = 349,68 (mm) = 0,35 (m)

Cơ cấu phanh đặt trực tiếp ở tất cả các bánh xe cầu trước thì mô men phanh tính toán cần cho mỗi cơ cấu phanh cầu trước là:

                          M_P1  = φ.r_bx   (kg.m)                                    (3. 1)

Cơ cấu phanh đặt trực tiếp ở tất cả các bánh xe cầu sau thì mô men phanh tính toán cần cho mỗi cơ cấu phanh cầu sau là:

                          M_P2 =  φ.r_bx (kg.m)                                    (3. 2)

Trong đó: m_1, m₂ là hệ số phân bố lại trọng lượng khi phanh ở cầu trước và cầu sau.

                          m₁ = 1 +                                                        (3. 3)

                          m₂ = 1 –                                            (3. 4)

J_max- Là gia tốc chậm dần khi phanh. Chọn J_max= 6 ( m/s²)

g- Là gia tốc trọng trường, lấy g = 9,81 ( m/s² ) 

φ- Là hệ số bám của bánh xe với mặt đường. Chọn φ = 0,6

          Thay các giá trị vào ( 3.3 ) và ( 3.4 ) ta được

          1,28

          0,72

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

                            174,9(kg.m)

Mô men phanh cần sinh ra ở mỗi cơ cấu phanh sau là:

                            98,4(kg.m)

3.2.2. Thiết kế cơ cấu phanh trước

3.2.2.1. Bán kính của đĩa phanh R_d

R_d được xác định theo công thức sau đây :

    (3.5)

  Trong đó :

 R_v       -  Bán kính vành bánh xe R_v = 190,5 (mm)

     -  Độ dày vành bánh xe, lấy  = 5 (mm)

 -  Khoảng cách khe hở giữa vành bánh xe và đĩa phanh               

                             = 30 50. Chọn  = 48 (mm)

Thay số vào (3.5) ta được:

                            R_d  = 190,5 – 5 –48 = 137,5 (mm)

  Chọn bán kính của đĩa phanh là : R_d = 140 (mm)

3.2.2.2. Bán kính trung bình của tấm ma sát R_tb

Gọi  R₁: là bán kính trong của tấm ma sát. 

R₂: là bán kính ngoài của tấm ma sát.

          Ta sẽ có:             R₂  =  R_d   = 140 (mm)

                                      R₁ = (0,53 0,85).R₂

                            Lấy R₁ = 0,6.R₂ = 0,6.140 = 84 (mm);

Lúc này công thức tính bán kính trung bình của tấm ma sát được xác định:

          R_tb = 114,3 (mm) = 0,114 (m)

3.2.2.3. Đường kính xy lanh bánh xe.

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

                            M_p = m.µ.Q.R_tb­                                                        (3. 6)

Trong đó:

m -  là số đôi bề mặt ma sát. Chọn m = 2

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

µ -  Hệ số ma sát.  µ = 0,3

R_tb - Bán kính trung bình tấm ma sát, R_tb  = 0,114 (m)

Từ công thức ( 3.6 ) ta có:

                            = 2557 (kg)

 Mặt khác :                                                                 (3. 7)

Trong đó:

          n-  Số lượng xy lanh làm việc. Chọn n = 2

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

          Chọn p₀  = 80 (kg/cm² )

          d₁- Đường kính xy lanh bánh xe.

Từ đó ta có :

                            d₁ = = 4,5 (cm) = 45 (mm)

Chọn đường kính xy lanh bánh trước là : 45 (mm)  

3.2.2.4. Chọn các kích thước khác của cơ cấu phanh

    Độ dày của đĩa phanh: Chọn d = 11 (mm)

Khe hở giữa má phanh và đĩa phanh: Chọn: ₁ = ₂ = 0,2 (mm)

Hình 3. 2: Sơ đồ cơ cấu phanh

Tính bề rộng  e (mm) của má phanh

 Bề rộng của má phanh được xác định gần đúng theo công thức :

                            e  = R₂ - R₁ = 140 - 84 = 56 (mm).

                            Chọn e  = 56 mm                                                                              

          Góc ôm của má phanh ( ) được xác định theo điều kiện bền:

Hình 3.4: Sơ đồ lực tác dụng lên má phanh khi phanh

Phương trình lực ma sát tác dụng lên má phanh theo công thức :

                          M_p1 = 2.F_ms.R_tb  = 2.N. .R_tb                                              (3. 8)

Trong đó:

M_p1  -  Mô men phanh sinh ra ở một cơ cấu phanh bánh trước;     

M_p1  = 174,9 (mm)    

F_ms   -  Lực ma sát sinh ra ở một má phanh.

N     - Phản lực sinh ra khi phanh tại một cơ cấu phanh.

Hệ số ma sát: = 0,3

R_tb    - Bán kính trung bình của má phanh ; R_tb  = 0,114 (m)

Để tính bề rộng má phanh (cơ cấu phanh đĩa trước), ta thừa nhận qui luật phân bố đều áp lực trên má phanh.

Với [q ] : áp suất cho phép

[q ]= 2 (MN/m ) = 2.10 (N/m ) = 2. (kg/m )

Ta có:          N = [q].S                                                                          (3. 9)

Trong đó:

       S: diện tích một má phanh; xác định bằng công thức gần đúng:

S  = e.L_TB = e.R_tb.tga                                                                        (3. 10)

Với   e  - Bề rộng của má phanh.

L_TB- Độ dài trung bình của má phanh.

α- Góc ôm má phanh.

 Thay (3.10), (3.9) vào (3.8) ta có :

M_p1=2.[q].e.R²_tb. tga_.

      Chọn góc ôm má phanh a = 63⁰

3.2.3. Thiết kế cơ cấu phanh sau

3.2.3.1. Xác định quy luật áp suất tác dụng từ trống phanh vào má phanh.

          Khi phanh má phanh áp sát vào trống phanh. Do má phanh có dạng hình tròn cho nên lực tác dụng từ trống phanh vào má phanh (và ngược lại) có thể không phân bố đều mà theo một quy luật nào đó. Để tìm ra quy luật này ta giả thiết như sau:

–   Má phanh khi biến dạng tuân theo định luật Húc : ‘Biến dạng tỉ lệ thuận với lực tác dụng’.

–   Trống và xương guốc phanh cứng tuyệt đối.

–   Khi phanh má phanh áp sát vào trống phanh.

          Các giả thiết trên đây khá gần với thực tế bởi vì má phanh được chế tạo bằng vật liệu ma sát có độ cứng nhỏ hơn nhiều so với trống phanh và guốc phanh (làm bằng kim loại) đồng thời khi lắp má phanh được rà để tiếp xúc đều với trống phanh.

Xét một má phanh như hình dưới :

Hình 3.5: Sơ đồ dịch chuyển má phanh trong trống phanh

          Trên má phanh xét một phần tử A có tọa độ β. Coi điểm A ở thời điểm má phanh vừa mới chạm vào trống phanh. Khi phanh, do biến dạng của má phanh dưới tác dụng của lực P ở ống xy lanh làm việc mà guốc phanh quay 1 góc θ. Giả sử không có trống phanh thì điểm A sẽ đi đến điểm  A’ trên đường tròn tâm O₁, bán kính O₁A. Từ A hạ đường vuông góc xuống  đường kéo dài của OA là B. Lúc này AB chính là biến dạng hướng kính của má phanh tại điểm A khi phanh.

          Vì θ rất nhỏ cho nên coi rằng O₁A AA’, do đó  góc BA’A = góc OAO₁ = γ .Xét ABA’ vuông tại B : AB = AA’sin γ mà AA’ = O₁A.θ → AB = O₁Aθsinγ.

          Trong OO₁A :

          Theo giả thiết má phanh khi biến dạng tuân theo định luật Húc tức áp suất q tác dụng lên má phanh tỉ lệ với biến dạng hướng kính, nghĩa là:

                                      q = k.AB = kOO₁θ.sinβ

          Đặt kOO₁θ = K → q = K.sinβ

          Ở đây:               K – hệ số tỷ lệ

                        β – góc xác định vị trí của điểm cần tính áp suất trên má phanh.

          Áp suất cực tiểu ứng với lúc β = 0⁰ và β = 180⁰, tại đây áp suất bằng không.

          Áp suất cực đại ở điểm C (điểm của má phanh nằm trên trục X- X thẳng góc với trục Y – Y đi qua tâm O và O₁). Khi đó β = 90⁰ ta có q = q_max do đó ta có biểu thức cuối cùng:

                          q = q_max. sinβ                                                           (3. 11)

          Như vậy áp suất tác dụng từ trống phanh lên má phanh phân bố theo quy luật hình sin

          Do áp suất phân bố trên má phanh không đều (theo quy luật đường sin) cho nên các điểm trên má phanh sẽ hao mòn khác nhau, phần gần điểm C sẽ hao mòn nhiều hơn, còn các đầu cuối hao mòn ít hơn.

3.2.3.2. Xác định góc ( ) và bán kính ( ) của lực tổng hợp tác dụng vuông góc lên má phanh.

Hình 3.6. Sơ đồ tính toán góc  ở cơ cấu phanh

Trong trường hợp này áp suất trên má phanh phân bố theo quy luật hình sin.

Theo tài liệu [1] ta có:

                                                             (3. 12)

Trong đó :

Góc  là góc hợp bởi lực pháp tuyến N₁ và trục X₁- X₁

b₀ - góc ôm của tấm ma sát. ₀=100⁰ ÷ 120⁰

b₁ - góc tính từ tâm chốt quay của guốc phanh tới tấm ma sát, ₁ = 14⁰÷16⁰

b₂ = b₁+b₀

a. Xác định góc d của guốc phanh trước:

Chọn: ₁= 15⁰ , ₀= 120⁰= 2,09 (rad), => ₂= 15⁰+120⁰ = 135⁰

Thay các giá trị trên vào công thức (2.12) ta được:

          tg =  = 0,152 => = 9⁰.

b. Xác định góc d của guốc phanh sau:

          Chọn: ₁= 15⁰ , ₀= 100⁰=1,74 (rad), => ₂= 15⁰+100⁰ = 115⁰

          Thay các giá trị trên vào công thức (2.12) ta được:

          tg =  = 0,317 => =18⁰.

c. Xác định bán kính r của lực tổng hợp tác dụng lên má phanh.

Theo công thức:            

                                                         (3. 13)

Trong đó:

r_t : bán kính trống phanh.

 Với r_bx =350 (mm) thì theo kinh nghiệm có thể chọn D_t = 0,8.r_bx =280 (mm)

→ r_t =  140 (mm) = 0,14 (m)

 Đối với guốc phanh trước:

Đối với guốc phanh sau:

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

Khi tính toán cơ cấu phanh chúng ta cần phải xác định lực P tác dụng lên guốc phanh để đảm bảo cho tổng mô men sinh ra ở các guốc phanh trước và guốc phanh sau bằng tổng mô men tính toán của mỗi cơ cấu phanh đặt ở bánh xe.

Khi đã chọn các thông số kết cấu ở trên ta đã tính được góc và bán kính  nghĩa là xác định được hướng và điểm đặt lực N (Lực hướng vào tâm O).

 Xác định gócj hợp bởi lực tổng hợp và lực pháp tuyến  của cơ cấu phanh.

          Góc jđược xác định như sau:                                     (3. 14)

Trong đó:  là hệ số ma sát giữa tấm ma sát với tang trống,  = 0,3.      

Vì tất cả các má phanh của cơ cấu phanh đều được làm từ một loại vật liệu nên: j= j_T= j_­S

=> tg j= 0,3 =>j= j_T= j_­S = 17⁰

          Xác định bán kính từ tâm quay đến điểm đặt lực: 

          Theo công thức :                                                   (3. 15)

          Đối với guốc phanh trước:

                            r_0t = = 0,163.  = 0,047 (m)

          Đối với guốc phanh sau:

                            r_0s = = 0,156.  = 0,045 (m)

          Khoảng cách từ tâm quay bánh xe đến phương lực ép P có thể được xác định :

                                                a = 0,8.r_t = 0,8.0,14 = 0.112 (m)

Khoảng cách từ tâm quay bánh xe đến điểm tựa làm tâm quay cố định của guốc được tính bằng :

          α₀ : là góc đặt quay tâm điểm tựa cố định của guốc phanh. Chọn α₀ = 11⁰

Vậy : c = (m)

Xác định các lực riêng rẽ bằng phương pháp họa đồ.

Vẽ đường tròn tâm O bán kính r_t                                                     

Từ tâm chốt quay O₁ ta kẻ đường qua tâm O ta được trục Y₁ Y₁.

Từ tâm chốt quay O₂ ta kẻ đường qua tâm O ta được trục Y₂ Y₂.

Từ tâm O của trống phanh ta kẻ đường thẳng X₁X₁ vuông góc Y₁Y₁.

Từ tâm O của trống phanh ta kẻ đường thẳng X₂X₂ vuông góc Y₂Y₂.

Từ tâm O của trống quay ta dựng đường thẳng hợp với trục X₁X₁ một góc d_t ta xác định được phương của lực pháp tuyến N₁.

Từ tâm O của trống quay ta dựng đường thẳng hợp với trục X₂X₂  một góc d_s ta xác định được phương của lực pháp tuyến N₂.

Quay hai vòng tròn có bán kính  và  kết hợp với các góc  và  xác định được điểm đặt lực R₁ và R₂.

Vẽ hai vòng tròn có bán kính r_0t và r_0s.

Kẻ tiếp tuyến của hai đường tròn đi qua hai điểm đặt lực của R₁ và R₂. Đó là phương của R₁ và R₂.

Từ điểm đặt lực P ta kéo dài lực P cắt hai đường tiếp tuyến này tại O₁’ và O₂’’.

Từ O₁’ nối với tâm chốt quay của má trước O₁  ta có phản lực U₁ và nối O₂’’ với tâm chốt quay của má sau O₂ ta có phản lực U₂. Như vậy trên mỗi guốc phanh có có ba lực P₁, R₁, U₁ và P­­­­₂, R₂, U₂.

Khi má phanh áp sát vào tang trống và cân bằng nên tổng hợp các lực tác dụng lên má phanh bằng 0, do đó đa giác lực U₁ , R₁ , P₁ và U₂ , R₂ , P₂  khép kín

Ta xây dựng hai đa giác lực này bằng cách lấy hai đoạn bằng nhau để thể hiện lực P, nối tiếp P₁ là R₁ bằng cách trượt thước kẻ theo đường // với đường R₁ và lại nối tiếp với U₁ cũng kẻ // với đường U₁ ta sẽ có tam giác khép kín . Tương tự ta có tam giác thứ hai đối với má sau.

ta có hoạ đồ lực tác dụng lên cơ cấu phanh :

Hình 3.7. Họa đồ lực tác dụng lên cơ cấu phanh sau

Theo công thứcmô men sinh ra ở cơ cấu phanh của một bánh xe :

                          M_P = R₁.r_0t+ R₂.r_0s                                                                    (3. 16)

Với:  r_0t = 0,047 (m)

          r_0s = 0,045 (m)

         M_P: mô men phanh, M_PS = 98,4 (kg.m) =984 (N.m)

Từ đồ hoạ ta dùng thước kẻ ly đo được:

          Thay vào (2.16) ta được:

                            984 = (2,1.R₂.0,047 + R₂.0,045)

  => R₂ = 6847,6 (N)

Trên đồ thị ta đo được R₂ = 114 (mm)

Vậy ta có tỷ lệ xích là:

                             = = 60

Trên hoạ đồ ta đo được:

R₁= 244 (mm).                   P₁= P₂= 71 (mm)

     U₁= 179 (mm).                  U₂= 56 (mm).

Từ đó ta tính được:

     R₁ =  244 . 60 = 14640 (N)

     U₁ = 179. 60 = 10740 (N)

     U₂ = 56. 60  = 3360 (N)

     P₁ = P₂ = P = 71.60 = 4260 (N)

Mặt khác:

    R₁ =   (T₁ = .N₁)

    N₁ = 14022,6 (N)

    T₁ = 0,3. 14022,6 = 4206,78 (N)

Bảng thông số kết cấu và giá trị các lực của cơ cấu phanh bánh sau:

3.2.3.4. Tính toán xy lanh bánh xe.

Ta có:            P = [ p ].S                                                                                  (3. 17)

          Trong đó:  P: Lực tác dụng của xy lanh vào guốc phanh (N).

                   [ p]: áp lực dầu cực đại trong đường ống.

                   Chọn [ p ] = 80 (kg/cm²)  = 800(N/cm²)

                   S: Tiết diện của piston.

Với:                    

                   d₂: Đường kính xy lanh bánh sau.

Thay số vào ta được:

                            2,7 (cm) = 27 (mm)

Chọn đường kính xy lanh d = 30 (mm).

3.2.3.5. Kiểm tra hiện tượng tự xiết.

Hiện tượng tự xiết trong quá trình phanh là hiện tượng khi má phanh ép sát vào trống phanh chỉ bằng lực ma sát mà không cần tác động lực P của truyền động lên guốc phanh. Trong trường hợp như vậy mô men phanh đứng về phương diện mà nói sẽ tiến tới vô hạn.

Hiện tượng tự xiết sẽ gây ra bó cứng bánh xe, làm mất ổn định khi phanh, nhất là trong trường hợp xe tiến. Do đó trong tính toán thiết kế cần kiểm tra hiện tượng tự xiết khi xe tiến.

Để kiểm tra hiên tượng tự xiết, ta thiết lập mối quan hệ giữa mô men phanh M_P và lực ép P.

Xảy ra hiện tượng tự xiết khi: <=> R₁ đi qua tâm O₁.

Trong đó:

C: là khoảng cách từ tâm bánh xe đến tâm chốt quay của má phanh

C = 110 (mm)

Trường hợp xe tiến: Khi xe tiến về phía trước, hiện tượng tự xiết chỉ có thể xảy ra ở guốc phanh trước.

Với = 0,3; = 163 (mm); = 9⁰

      => tg  = = 0,74 > = 0,3

Như vậy không xảy ra hiện tượng tự xiết ở bánh xe khi xe tiến.

Trường hợp xe lùi:

    Với = 0,3; = 156 (mm); = 18⁰

      => tg  = 0,86 > = 0,3

Như vậy không xảy ra hiện tượng tự xiết ở bánh xe khi xe lùi.

3.2.3.6. Xác định kích thước của má phanh.

Kích thước làm việc của má phanh guốc được lựa chọn trên cơ sở đảm bảo công ma sát riêng, áp suất trên má phanh, tỷ số trọng lượng của ô tô trên toàn bộ diện tích làm việc của các má phanh và chế độ làm việc của phanh.

a. Kiểm tra công ma sát riêng.

Công ma sát riêng L xác định trên cơ sở má phanh thu toàn bộ động năng của ô tô chạy với vận tốc độ V₀ trước khi phanh.

                          L=  [L] = 300 – 700 (J/cm²)                               (3. 18)

Trong đó:

G: trọng lượng toàn bộ của ô tô khi đầy tải.

V₀: tốc độ của ô tô khi bắt đầu phanh, chọn V₀ = 60 Km/h = 16,67(m/s)

g: Gia tốc trọng trường, lấy g = 10 m/s²

: Diện tích toàn bộ của các má phanh ở tất cả các cơ cấu phanh của ô tô.

                                                                                  (3. 19)

F₁: Diện tích các má phanh của phanh trống.

Ta có  F₁ = 2.r_t.b.β₀₁.  + 2.r_t.b.β₀₂.

F₁ = 2.r_t.b.(                                                         (3. 20)

Với  b- Chiều rộng má phanh trống, b = 60 (mm)

r_t- Bán kính của tang trống phanh, r_t = 140 (mm)

b₀₁,b₀₂ - góc ôm của tấm ma sát trước và sau : b₀₁ = 120⁰, b₀₂ = 100⁰

                   =>F₁ = 2.140.60.(120⁰ + 100⁰). = 64474,6 (mm²)

          F₂: Diện tích các má phanh của phanh đĩa.

                                                                                    (3. 21)

a- Góc ôm của má phanh đĩa, a = 63⁰

b- Chiều rộng má phanh đĩa, b = 56 (mm)

r_tb- Bán kính trung bình má phanh, r_tb = 114 (mm)          

                   => F₂ = 4.114.56.63.  = 28064,1(mm²)

                   => = 64474,6 + 28064,1 =92538,7 (mm²) = 925,4 (cm²)

Vậy    L= 39,1 (kg.m/cm²) = 391 (J/cm²)

          Ta có L = 391 (J/cm²) nằm trong khoảng 300 ÷ 700(J/cm²) đảm bảo điều kiện về công ma sát riêng.

b.Kiểm tra áp suất trên bề mặt ma sát.

Do guốc trước có áp suất lớn nên tính cho guốc trước. Nếu guốc trước thoả mãn thì guốc sau sẽ thoả mãn yêu cầu.

           q = (3. 22)

M_P- Mô men phanh tác dụng lên guốc trước.

R₁ = 14640(N) ; r_0t = 0,047 (m); = 120⁰ = 2,09 (rad);

r_t = 0,14 (m); b = 0,06 (m).

Thay các giá trị trên vào công thức ta được:

q = 0,93.10⁶ (N/m²) = 0,93 (MN/m²) (MN/m²)

          Vậy guốc phanh trước đảm bảo áp suất riêng, do đó guốc phanh sau cũng đảm bảo áp suất riêng.

3.2.3.7. Tính toán nhiệt phát ra trong quá trình phanh.

Trong quá trình phanh động năng của ô tô chuyển thành nhiệt năng ở trống phanh và một phần thoát ra môi trường không khí. Nếu nhiệt độ cơ cấu phanh lớn sẽ làm hệ số ma sát giữa má và trống giảm, dẫn đến giảm hiệu quả phanh.

Phương trình cân bằng năng lượng:

                                                           (3. 23)

Trong đó:

G- trọng lượng toàn bộ của ô tô khi đầy tải

g- Gia tốc trọng trường, lấy g = 10 (m/s²)

V_1, V₂- Tốc độ đầu và cuối khi phanh

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

C- Nhiệt dung riêng của các chi tiết bị nung nóng, ( C = 500 J/ Kg.độ).

t⁰- Sự tăng nhiệt độ của trống phanh so với môi trường không khí.

F_t- Diện tích làm mát của trống phanh.

k_t- Hệ số truyền nhiệt giữa trống phanh và không khí.

t- Thời gian phanh.

Trong công thức trên số hạng thứ nhất là phần năng lượng làm nung nóng trống phanh; số hạng thứ 2 là phần năng lượng truyền ra ngoài không khí. Khi phanh ngặt ở thời gian ngắn, số hạng thứ hai có thể bỏ qua. Do đó ta có thể xác định được sự tăng nhiệt độ của trống phanh như sau:

                           t⁰ =                                 (3. 24)

Sự tăng nhiệt độ của trống phanh khi phanh với V₁= 30 Km/h = 8,33 (m/s) cho đến khi xe dừng hẳn V₂= 0 ta có:

                            t⁰ = (Với m_t = 8 Kg)

Vậy đảm bảo nhiệt độ làm việc của má phanh.

3.2.4. Kiểm tra khả năng làm việc của cơ cấu phanh

3.2.4.1. Kiểm bền xy lanh bánh sau.

Giả thiết coi xy lanh bánh sau như một ống dày chịu lực. Khi đó ta có:

        Ứng suất pháp tuyến tác dụng lên xy lanh bánh sau:

                                                                      (3. 25)

Ứng suất tiếp tuyến tác dụng lên xy lanh bánh sau:

                                                                                  (3. 26)

Trong đó:

d- đường kính trong của xy lanh bánh sau. d = 30 (mm).

D- đường kính ngoài của xy lanh bánh sau. D = 38(mm)

p- áp suất dầu trong xy lanh phanh. p = 100 (kg/cm² )

r- Khoảng cách từ tâm xy lanh đến điểm cần tính áp suất.

Ta thấy σ_n, σ_t đạt giá trị lớn nhất khi và chỉ khi r = d. Khi đó ta có:

Vậy ứng suất tương đương của xy lanh bánh sau là:

Để đảm bảo an toàn, ta tính tính thêm hệ số an toàn n = 1,5. Khi đó:

Ta chọn vật liệu làm xy lanh bánh xe là gang СЧ18-36 với

                            [σ_td] = 1800 (KG/cm²).

Ta thấy σ_td< [σ_td] nên xy lanh bánh sau đủ bền.

3.2.4.2. Kiểm bền trống phanh.

Ta cũng giả thiết trống phanh là một ống dày chịu lực. Khi đó ta có:

Ứng suất pháp tuyến tác dụng lên trống phanh:

                                                                                (3. 27)

   Ứng suất tiếp tuyến tác dụng lên trống phanh:

                                                                                (3. 28)

Trong đó:

d- đường kính trong trống phanh. d = 2.r_t = 2.140 = 280(mm) = 28 (cm)

r_t- Khoảng cách từ tâm trống phanh đến điểm cần tính áp suất

D- đường kính ngoài của trống phanh. D = 300 (mm) = 30 (cm)

q- áp suất tác dụng lên má phanh. q = 10 (kg/cm²).

r- Khoảng cách từ tâm xy lanh đến điểm cần tính áp suất.

Ta thấy σ_n, σ_t đạt giá trị lớn nhất khi và chỉ khi r = d. Khi đó ta có:

Vậy ứng suất tương đương của trống phanh là:

Để đảm bảo an toàn, ta tính tính thêm hệ số an toàn n = 1,5. Khi đó:

Ta chọn vật liệu làm xy lanh bánh xe là gang СЧ18-36 với

                            [σ_td] = 1800 (KG/cm²).

Ta thấy σ_td< [σ_td] nên trống phanh đủ bền.

3.2.4.3. Tính chốt phanh.

Má phanh quay quanh chốt phanh được tính theo cắt và chèn dập :

                                                                     (3. 29)

                                                                    (3. 30)

Trong đó:

      U₁- Phản lực tại tâm chốt guốc phanh trước. U₁ = 10740 (N) = 1074(kg)

               d - Đường kính của chốt.

               l - Chiều dài tiếp xúc của chốt với guốc phanh.

Từ (2.29) suy ra :

                            . Chọn d = 2 (cm)

=> Đường kính của chốt là d = 2 (cm)

Từ (2.30) suy ra :

                            . Chọn l = 1 (cm)

=> Chiều dài tiếp xúc của chốt với guốc phanh là l = 1 (cm).

3.3. THIẾT KẾ DẪN ĐỘNG PHANH.

3.3.1. Xác định đường kính xi lanh chính.

   Xy lanh phanh chính có nhiệm vụ sinh ra áp suất cần thiết để bảo đảm lượng dầu cung cấp cho toàn bộ hệ thống.

Hình 3.8: Thông số hình học của bàn đạp phanh

Xét điều kiện cân bằng tại xi lanh chính:

   Trong đó:

   +  : Lực sinh ra tại bàn đạp chọn =70 (KG)

   + : Hiệu suất truyền động thủy lực =0,92

  +  : Cánh tay đòn dẫn động bàn đạp, theo xe tham khảo

+ D: Đường kính xi lanh chính.

Ta có.

Chọn D=22(mm)

Vậy đường kính xi lanh chính  là D=22(mm).

3.3.2. Thiết kế trợ lực chân không.

            Sơ đồ cấu tạo :

Hình 3.9: Sơ đồ bộ trợ lực chân không.

            Khi người lái đạp vào bàn đạp phanh sẽ tạo ra áp suất dầu truyền đến xi lanh phanh bánh xe. Do đó người lái phải dùng một lực khá lớn để có thể tạo ra áp suất cần thiết trong đường ống. Để giảm nhe lực bàn đạp của người lái, đảm bảo an toàn chuyển động.do đó việc thiết kế bộ trợ lực phanh là cần thiết trên ôtô.

3.3.2.1.Hệ số cường hóa.

Khi có đặt bộ cường hoá ta chọn lực bàn đạp cực đại của người lái khoảng 300 (N), kết hợp với lực của cường hoá sinh ra trên hệ thống phanh tạo ra áp suất cực đại ứng với trường hợp phanh gấp vào khoảng

            Từ công thức  xác định lực bàn đạp :

                              (3.31)

            Với Q_đ = 300( N) ta xác định được áp suất p_i do người lái sinh ra lúc đạp phanh là:

(3.32)

Trong đó :

                            D - đường kính xylanh chính , D =22(mm)

                            l , l' - kích thước đòn bàn đạp .

h_tl - hiệu suất truyền lực , h_tl = 0,92.

            Thay số vào công thức ( 3.832) ta được

Þ

            Như vậy , áp suất còn lại do bộ cường hoá sinh ra là  :

p_c = p_t - p_i = 80-37,2=43( )

            Hệ số cường hoá được tính như sau :

     Yêu cầu của bộ cường hóa thiết kế là luôn phải đảm bảo hệ số cường hoá trên 

            Ta xây dựng được đường đặc tính của  bộ cường hoá như  sau:

Hình 3.10: Đường đặc tính bộ cường hóa

3.3.2.2.Xác định kích thước màng cường hóa.

       Để tạo được lực tác dụng lên thanh đẩy piston thuỷ lực phải có độ chênh áp giữa buồng A và buồng B tạo nên áp lực tác dụng lên piston 1.

       Xét sự cân bằng của màng 4 ta có phương trình sau :

Q_c = F₄ (p_B - p_A ) - P_lx = F_4­ . D_p - P_lx

            Trong đó :

             +  D_p - độ chênh áp phía trước và phía sau màng 3, lấy bằng   

    0,5( ) ứng với tốc độ làm việc không tải của động cơ khi  phanh .

            + F₄ - diện tích hữu ích của màng 3  .

            + P_lx - lực lò xo ép màng 3 .

             + Q_c - lực tác dụng lên piston thuỷ lực được tính theo công thức :

                              (3.33)

           + Với F₁₁- diện tích của piston xy lanh chính

            + p_c - áp suất do trợ lực phanh tạo ra, p_c = 43( )

           +h - hiệu suất dẫn động thuỷ lực , h = 0,95.

Thay số vào công thức ( 3.33 ) ta được

Þ

       Từ phương trình cân bằng màng 3 ta có :

Tham khảo các xe có trợ lực chân không. Chọn P_lx = 30 (N)=3(KG)

            Vậy ta có đường kính màng 3 là :

            Chọn = 20(cm)

            Như vậy màng 3 của bộ cường hoá có giá trị bằng 20( cm)  để đảm bảo áp suất cường hoá cực đại p_c

3.3.2.3.Tính lò xo màng cường hóa.

Lò xo màng cường hoá được tính toán theo chế độ lò xo trụ chịu nén.

Hình 3.11: Thông số hình học cơ bản của lò xo

Đường kính dây lò xo

                              (3.34)

            Trong đó :

                    d - đường kính dây lò xo

                        F_lx - lực lớn nhất tác dụng lên lò xo (tham khảo các xe có dẫnđộng phanh dầu), F_lx  = 30(N)=3(KG).

            c - hệ số đường kính,

     D - đường kính vòng lò xo.

             Chọn c = 15 .          

                          k - hệ số tập trung ứng suất, được tính theo công thức:

                         [t] - ứng suất giới hạn, với lò xo làm bằng thép 65,

[t] = 330( MPa).

Thay số vào công thức ( 3.34) ta được:

                      chọn d=4(mm)

        Từ đó tính được đường kính trung bình của lò xo :

                       D_tb = c.d = 15.4= 60( mm)

Tính độ cứng của lò xo.

            Trong đó:

: Độ nén lò xo ban đầu, chọn =5(mm).

: Độ nén lò xo cực đại.

Hình 3.12:  Thông số hình học quá trình nén lò xo  

            Vậy độ cứng của lò xo bộ trợ lực là.

Tính số vòng làm việc của lò xo.

            Trong đó:

λ: Độ chuyển vị của lò xo  λ=  =1,962(cm).

G: Mô đum đàn hồi của vật liệu. G=

    Chọn (vòng).

Tính số vòng toàn bộ của lò xo.

Tính bước của lò xo.

=0,25.6=1,5

Vậy chiều dài toàn bộ của lò xo.

H=n.t=7.1,5=10,5(cm)

Ứng suất của lò xo:

            Trên thực tế chiều dài nén của lò xo bằng với tổng hành trình của 2 piston thứ cấp và sơ cấp. Khi đó lực tác dụng lên lò xo P_lx  được tính từ tổng hành trình S của piston như sau :

Þ                               (3.35)

         Trong đó :

                      S - tổng hành trình dịch chuyển của các piston, S = 10,9( mm).

                      G - mođun đàn hồi, G = 8.10⁴ (Mpa).

                      d - đường kính dây lò xo, d = 4(mm).

                      c - tỉ số đường kính, c = 15.

                      n - số vòng lò xo, n = 7 (vòng).

                      F_min - lực lắp lò xo, F = 80(N).

Thay số vào công thức ( 3.35 ) ta được:

( N)

Từ đó ta kiểm tra được ứng suất xoắn sinh ra ở thớ biên lò xo là:

 (Mpa)

            Lò xo làm bằng thép 65 có [t] = 330(Mpa)so sánh thấy t< [t] . Vậy điều kiện bền xoắn dược đảm bảo.

3.3.3. Tính toán thiết kế bộ điều hòa lực phanh.

3.3.3.1.Xây dựng đường đặc tính lý tưởng của bộ điều hòa lực phanh.

a) Xác định các giá trị.

Từ công thức mômen phanh ở một bánh xe cầu trước.

Trong đó:

        n=1(có 1 xi lanh  ở bánh xe cầu trước)

Từ đó ta có áp suất dầu trong cơ cấu phanh bánh sau.

Trong đó :

,  : Áp suất dầu ở cơ cấu phanh trước và sau.

                          : bán kính làm việc của  bánh xe, =257(mm)=25,7(cm)

 : Bán kính tang trống phanh sau =130(mm)=13(cm)

 : Bán kính trung bình của má phanh, =9,8(cm)

 m : Số đôi bề mặt ma sát, m=2

μ : Hệ số ma sát, μ=0,3

 G: Tải trọng của ô tô

: Đường kính xi lanh bánh trước và sau,

φ: Hệ số bám, φ=0,3- 0,7

 a,b, : Tọa độ trọng tâm của xe.

a : Khoảng cách từ trọng tâm xe đến tâm bánh trước

 b: Khoảng cách từ trọng tâm xe đến tâm bánh sau

: Chiều cao trọng tâm xe

 L : Chiều dài cơ sở của xe

                  C : Hệ số chuyển đổi áp suất đối với cơ cấu phanh sau. Căn cứ vào xe tham khảo ta chọn C= 2,46

Để xây dựng được dường đặc tính lý tưởng của bộ điều hòa phanh ta lập bảng xác định cho từng trường hợp cụ thể  khi xe dầy tải và không tải.

Khi xe đầy tải.

Ta có a= 1066(mm)= 106,6(cm); b= 1304(mm)= 130,4(cm); G= 1397KG; = 0,65m= 65 cm ;

Thay số

Khi không tải.

      Ta có G= 897KG

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

Các giá trị được tính theo công thức trên, ta lập được bảng sau:

P₁, P₂ : Khi xe chở đủ tải

P₁₀, P₂₀:  Khi xe không chở tải

Từ các kết quả tính ở bảng trên ta vẽ đồ thị các đường đặc tính biểu diễn giữa áp suất tác dụng lên cơ cấu phanh cầu trước p₁  và cơ cấu phanh sau p₂ có hệ số bám φ khác nhau.

Hình 3.13: Đồ thị các đường đặc tính

3.3.3.2. Xác định điểm mà bộ điều hòa bắt đầu làm việc.

Giá trị φ là hệ số bảm của xe với mặt đường ở thời điểm bộ điều hòa lực phanh bắt đầu làm việc tức là điểm a nằm trên đường dặc tính. =

φ ≈0,4

   thay vào pt ta có:  = =38( )

          Vậy khi xe chạy trên đường có hệ số bám φ=0,4 thì điều hòa lực phanh bắt đầu hoạt động.

3.3.3.3.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:

3.3.3.4.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 đường xiên tạo với đường biểu diễn áp suất p₁ góc , 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:

= 0,37

B= 50,4- 74,73.0,37= 22,75

Từ đó ta có phương trình quan hệ áp suất giữa p₁ và p₂ là :

                             p₂ = 0,37.p₁ + 22,75

Hình 3.14: Đồ thị đường đặc tính điều chỉnh của bộ điều hòa lực phanh

3.3.3.5.Chọn và xác định thông số kết cấu.

Như trên hệ số góc

=

Là độ dốc của đường đặc tính điều chỉnh so với đường biểu diễn áp suất P₁

S₁=ð(D²-d²)/4   Là diện tích mặt dưới của piston visai

S₂=ð(D²-d^,2)/4  Là diện tích mặt trên của piston visai

    Chọn sơ bộ:

Đường kính piston của piston vi sai chọn: D­= 30(mm)

Đường kính chốt tỳ (tỳ lên ụ tỳ hạn chế) chọn :d^,=5(mm)

Đường kính cổ piston vi sai:d

 Suy ra:d=25(mm)

3.3.4. Kiểm nghiệm dẫn động phanh thiết kế.

3.3.4.1.Kiểm  tra bền xi lanh bánh trước.

 Giả thiết coi xi lanh bánh trước như một ống dầy chịu lực. Ta có:

Ứng suất pháp tuyến tác dụng lên xi lanh bánh trước:

Ứng suất tiếp tuyến tác dụng lên xi lanh bánh trước:

Trong đó:

d: đường kính trong của xi lanh bánh trước. d = 52(mm).

D: đường kính ngoài của xi lanh bánh trước.

D = 1,2d = 1,2 . 52= 62,4(mm)

p: áp suất dầu trong xi lanh phanh. p =  8( )

r: Khoảng cách từ tâm xi lanh đến điểm cần tính áp suất.

Ta thấy σ_n, σ_t đạt giá trị lớn nhất khi và chỉ khi r = d. Khi đó ta có:

Để đảm bảo an toàn, ta tính tính thêm hệ số an toàn n = 1,5. Khi đó:

Ta chọn vật liệu làm xi lanh bánh xe là gang СЧ 18-36 với:

                   [σ_td] = 180 (MN/m²).

Ta thấy σ_td< [σ_td] nên xi lanh bánh trước đủ bền.

3.3.4.2.Kiểm  tra bền xi lanh bánh trước.

Giả thiết coi xi lanh bánh sau như một ống dày chịu lực. Khi đó ta có:

Ứng suất pháp tuyến tác dụng lên xi lanh bánh sau:                     

Ứng suất tiếp tuyến tác dụng lên xi lanh bánh sau:

Trong đó:

d: đường kính trong của xi lanh bánh sau. d = 16 (mm).

D: đường kính ngoài của xi lanh bánh sau. D = 26(mm)

p: áp suất dầu trong xi lanh phanh. p = 6(MN/m²).

r: Khoảng cách từ tâm xi lanh đến điểm cần tính áp suất.

Ta thấy σ_n, σ_t đạt giá trị lớn nhất khi và chỉ khi r = d. Khi đó ta có:

Vậy ứng suất tương đương của xi lanh bánh sau là.

Để đảm bảo an toàn ta tính thêm hệ số an toàn n=1,5.Khi đó:

Ta chọn vật liệu làm xi lanh bánh sau là gang СЧ 18-36

[σ_td] = 180 (MN/m²).

   Ta thấy σ_td< [σ_td] nên xi lanh bánh sau đủ bền.

3.3.4.3.Kiểm  tra hành trình bàn đạp.

Hành trình làm việc của piston trong xi lanh ở cơ cấu phanh sau được xác định như sau:

          Trong đó:

δ₀  : Khe hở trung bình giữa má phanh và tang trống. δ₀  =0.25(mm)

: Độ mòn đường kính cho phép của má phanh

a : Khoảng cách từ tâm tang trống đến điểm đặt lực P.

a = 80(mm)                             (Tính ở phần cơ cấu)

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

c =70(mm)                                  (Tính ở phần cơ cấu)

Hành trình làm việc của bàn đạp ( S_bđ ) đối với dẫn động phanh dầu được tính trên cơ sở bỏ qua biến dạng đàn hồi của chất lỏng và trên cơ sở tính thể tích chất lỏng cần ép ra khỏi xi lanh. 

          Đối với ôtô có cơ cấu phanh đặt ở tất cả các bánh xe hành trình bàn đạp S_bđ được tính như sau :

          Trong đó :

  d₁: Đường kính xi lanh bánh xe ở cơ cấu phanh trước; d₁ = 52 (mm).

  d₂: Đường kính xi lanh bánh xe ở cơ cấu phanh sau; d₂ = 16 (mm)

  δ₀: Khe hở giữa thanh dẩy với piston ở xi lanh chính

δ₀ = 1,5÷2(mm), chọn δ₀  = 1,5(mm).

  D: Đường kính xilanh phanh chính; D = 22 (mm).

 : Hệ số bổ xung tính đến trường hợp phanh ngặt thể tích của dẫn động dầu tăng lên.

Cơ cấu phanh trước là phanh đĩa,khe hở giữa má phanh và đĩa phanh nhỏ nên chọn

 Thay số vào công thức ( 2.5 ) ta được :

< [S_bđ]

   [S_bđ] Hành trình đạp giới hạn,đối với ô tô con không quá 150 (mm).Thỏa mãn yêu cầu.

3.3.4.4.Tính bền đường ống dẫn động phanh.

Đường ống dẫn động phanh chịu áp suất khá lớn tới 80 (KG/cm²).

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

Ứng suất được tính như sau:

Với:    p - áp suất bên trong đường ống: p = 80( kG/cm²).

        R - Bán kính bên trong đường ống dẫn,

              chọn R = 3 (mm) = 0,3 (cm).

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

Thay số vào công thức ( 2.17) ta được:

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 điều kiện bền.

CHƯƠNG IV

KHAI THÁC KĨ THUẬT HỆ THỐNG PHANH

4.1. NHỮNG CHÚ Ý KHI SỬ DỤNG HỆ THỐNG PHANH.

Như đã biết hệ thống phanh là 1 hệ thống quyết định đến sự an toàn của người lái cũng như hành khách và hàng hóa trên xe. Do đó người sử dụng xe cần chú ý kiểm tra sơ bộ hệ thống phanh trước khi cho xe hoạt động, bằng mắt thường có thể kiểm tra đường ống dẫn, cơ cấu phanh, hoặc mức dầu thông qua đèn báo…

Người sử dụng cần nắm rõ lịch trình bảo dưỡng xe và hệ thống phanh do nhà sản xuất quy định, tuy nhiên nên chú ý mức độ sử dụng hệ thống phanh thực tế của xe mà có chế độ và thời gian bảo dưỡng hợp lý.

Trong quá trình vận hành xe lưu thông trên đường thì việc người lái chủ động trong các tình huống tránh phanh gấp sẽ giúp hệ thống phanh làm việc ở chế độ nhẹ nhàng cũng giúp tăng tuổi thọ cho hệ thống phanh.

Tránh để dính dầu mỡ vào đĩa phanh.

Khi xe đi qua nước làm ướt cơ cấu phanh thì cần rà phanh ngay sau đó để tránh hiện tượng phanh không ăn.

Duy trì áp suất lốp các bánh theo quy định và để áp suất các bánh bằng nhau.

Trong quá trình sử dụng, không được thay đổi kết cấu của hệ thống phanh nếu không được cơ quan có thẩm quyền cho phép.

Trong quá trình sử dụng, khi có chi tiết bị hư hỏng phải thay thế bằng các chi tiết tương tự do nhà máy chế tạo ô tô đó sản xuất hoặc do cơ sở chế tạo được cơ quan có thẩm quyền cho phép, không được thay thế bằng các chi tiết chế tạo tùy tiện.

Dầu phanh phải dùng đúng loại do nhà máy sản xuất hoặc loại tương tự do cơ quan có thẩm quyền cho phép.

4.3.  BẢO DƯỠNG HỆ THỐNG PHANH.

a.      Kiểm tra tổng hợp hệ thống phanh

Kiểm tra tổng hợp khi xe dừng

Kiểm tra hệ thống cần bẩy chuyển động có dễ dàng không, không được vướng các nắp tôn ở buồng lái.

Kiểm tra hành trình tự do của bàn đạp (đối với phanh tay) và tay kéo (đối với phanh dừng) có đúng tiêu chuẩn không.

Kiểm tra các khe hở của các bạc và trục của hệ thống đòn bẩy.

Kiểm tra các chốt hãm, chốt chẻ...đã đầy đủ chưa.

Kiểm tra các đường ống dẫn dầu và chứa hơi có bị hở không.

Kiểm tra áp lực dầu có phanh không và đủ áp suất không  6-7 [kg/cm2.]

Ðạp bàn đạp phanh khi đã có dầu, giữ nguyên bàn đạp xem áp xuất dầu ở đồng hồ có xuống không. Nếu có tức là hệ thống có chỗ hở, cần phát hiện và sửa chữa kịp thời.

Sau khi kiểm tra kỹ lưỡng hệ thống phanh khi xe đứng rồi và thấy các yêu cầu kỹ thuật đã bảo đảm thì mới tiến hành kiểm tra hệ thống phanh bằng cách cho xe chạy.

Kiểm tra tổng hợp cho xe chạy

Trước khi cho xe chạy chính thức trên mặt đường để điều chỉnh và thử hệ thống phanh cần cho xe chạy chậm (tốc độ 10 – 15[km/h]) đạp thử phanh chân bỏ hờ tay lái xem hệ thống phanh chân có ăn tốt không hệ thống tay lái có làm lệch xe khi phanh không.

Sau khi hai yêu cầu trên đã đảm bảo rồi tiến hành thử xe trên mặt đường.

Kiểm tra hệ thống phanh chân:

Cho xe chạy một quãng dài khoảng 15 - 20 km rồi từ từ dừng lại (không sử dụng phanh chân). Xuống sờ các đĩa phanh nếu thấy nóng tức là điều chỉnh khe hở bị bó sát cần điều chỉnh lại khe hở giữa má phanh và đĩa phanh.

Cho xe chạy với tốc độ 35 - 40 [km/h] rồi phanh đột ngột hãm xe nếu xe dừng lại hẳn với khoảng cách 5 - 8 [m] hai bánh sau ăn cháy mặt đường độ dài cháy 1 - 2[m] và đều nhau hai bánh trước cũng ăn đều nhau nhưng mờ hơn.

Kiểm tra hệ thống phanh tay:

Cho xe chạy lên dốc dùng phanh chân hãm cho xe dừng lại trả về số không, kéo phanh tay, nhả phanh chân nếu xe không bị trôi xuống dốc thì đạt yêu cầu.

Ðể kiểm tra lại cho xe xuống dốc dùng phanh chân hãm cho xe dừng lại trả về số không kéo phanh tay và nhả phanh chân nếu xe không bị trôi xuống dốc là bảo đảm yêu cầu.

b.      Bảo dưỡng thường xuyên

Nội dung này được thực hiện hàng ngày trước khi xe hoạt động, hay khi dừng nghỉ. Do lái xe trực tiếp thực hiện.

–        Làm sạch bên ngoài các cụm chi tiết của hệ thống.

–        Kiểm tra độ kín khít của hệ thống dẫn động chân không và thủy lực.

–        Kiểm tra độ tin cậy và sự làm việc linh hoạt của hệ thống.

c.      Bảo dưỡng định kỳ

Với xe Ford Everest có 4 cấp bảo dưỡng sau:

   Bảo dưỡng cấp nhỏ 5000 [km]

   Bảo dưỡng cấp trung bình 10000 [km]

   Bảo dưỡng cấp trung bình lớn 20000 [km]

    Bảo dưỡng cấp lớn 40000 [km]

Quy trình bảo dưỡng cấp 40000 [km] như sau:

KẾT LUẬN

     Sau hơn hai tháng, được sự giúp đỡ tận tình của thầy Th.S…………….….. và các thầy giáo trong bộ môn Cơ khí ô tô - Trường Đại Học Giao Thông Vận Tải, cùng các bạn trong lớp và sự nỗ lực của bản thân, em đã hoàn thành đề tài: “Thiết kế ô tô dựa trên cơ sở ô tô Ford Everest. (Phần thiết kế cơ cấu phanh)”.

     Đồ án của em đạt được kết quả sau:

    Giới thiệu tổng quan về cơ cấu phanh, trong đó đã phân loại được các bộ phận cơ bản trong cơ cấu phanh như phanh đĩa, phanh tang trống, xy lanh phanh bánh xe…Từ đó nêu lên cấu tạo và nguyên lý hoạt động, ưu nhược điểm của từng bộ phận trong các cơ cấu phanh.

    Thiết kế hệ thống phanh cụ thể được sử dụng trên xe ô tôdu lịch nhỏ phù hợp với điều kiện khai thác ở Việt Nam. Hệ thống phanh thiết kế đảm bảo được hiệu quả phanh cao nhất, thời gian phanh ngắn nhất, làm việc êm dịu, lực tác dụng lên bàn đạp nhỏ tạo điều kiện cho người lái điều khiển thuận tiện, dễ dàng. Ngoài ra, hệ thống phanh còn đảm bảo được tính kinh tế.   

    Tuy nhiên do thời gian làm đề tài có hạn, thời gian thực tế còn quá ít nên không thể tránh khỏi những sai sót trong khi tính toán, cũng như hiểu sâu về kết cấu về hệ thống phanh cần thiết kế. Em kính mong các thầy, cùng các bạn đóng góp ý kiến để đồ án của em được hoàn thiện hơn.

TÀI LIỆU THAM KHẢO

1. Cao Trọng Hiền – Đào Mạnh Hùng(2010), Lý thuyết ô tô, Nhà xuất bản Giao thông vận tải.

2. Trương Mạnh Hùng (2006), Bài giảng cấu tạo ô tô, Trường đại học Giao thông vận tải.

3. Một số tài liệu trên mạng.

4. http://www.oto-hui.com

5. http://www.fordeverest.fordvn.com/

"TẢI VỀ ĐỂ XEM ĐẦY ĐỦ ĐỒ ÁN"