Thiết kế dẫn động phanh

4. THIẾT KẾ HỆ THỐNG PHANH

4.5. Thiết kế dẫn động phanh

Trên hình 1 − 27 là sơ đồ tính toán dẫn động phanh thủy lực.

r1 r2

dc

Pc

Pbâ

2 2

1

3

4

dk

P P

Hình 4 − 11 Sơ đồ tính toàn dẫn động thủy lực.

1- Bàn đạp phanh; 2- Xi lanh chính; 3- Xi lanh bánh xe; 4- Đường ống dẫn.

4.5.1. Đường kính xy lanh chính và xy lanh công tác.

4.5.1.1. Đường kính xy lanh công tác.

Theo [4] ta có:

Đường kính xy-lanh công tác dk ở các cơ cấu phanh được xác định từ lực ép yêu cầu tương ứng Pk.

dk =

d k

p P . . 4

 (1.39)

Trong đó:

Pk- là lực ép yêu cầu ở cơ cấu phanh thứ k.

pd- là áp suất làm việc của dầu phanh trong hệ thống. Khi phanh với lực phanh lớn nhất thì áp suất dầu phanh trong hệ thống hiện nay nằm trong khoảng:

pd ≈ 5 :10[MN/m2] (hệ thống phanh không có bơm dầu hỗ trợ).

Với cơ cấu phanh trước, có lực ép P = 17662,05 [N] và chọn áp suất dầu pd = 8 . 106 [ N/m2] thì ta có đường kính xy-lanh công tác ở cơ cấu phanh trước bằng:

dkt = 6 10 . 8 . 17662,05 .

4

 ≈ 0,05 [m].

Với cơ cấu phanh sau, có lực ép P = 1765,89 [N] và chọn áp suất dầu pd = 8 .106 [ N/m2] thì ta có đường kính xy-lanh công tác ở cơ cấu phanh trước bằng:

dkt = 6 10 . 8 .

89 , 1765 . 4

 ≈ 0,02 [m].

4.5.1.2. Đường kính xy lanh chính.

Theo [2] ta có:

Đường kính xylanh chính nói chung không khác dk nhiều.Với hệ thống phanh cầu trước trang bị phanh đĩa, cầu sau – phanh guốc thì:

dkt / dc = 2,1 : 2,4 ; dks / dc = 1,0 : 1,2 và dkt / dks = 1,7 : 2,4.

Ta chọn : dks / dc = 1→ dc = dks = 0,02 [m].

4.5.2. Tỷ số truyền bàn đạp.

Theo [4] : đòn bàn đạp phanh có nhiệm vụ truyền lực đạp của lái xe lên piston của xy-lanh chính. Vì vậy dịch chuyển của đầu bàn đạp phanh có thể được xác định:

Sbd . (h + δ.K ).ibd (1.40)

Trong đó:

h- là hành trình dịch chuyển của piston xy-lanh chính;

δ- là khe hở cần thiết giữa cần đẩy và piston xy-lanh chính;

ibd- là tỷ số khuếch đại lực từ bàn đạp đến piston xy-lanh chính; và thường được gọi là tỷ số truyền bàn đạp.

Hành trình dịch chuyển của piston xy-lanh chính.

Theo [4] hành trình dịch chuyển của piston xy-lanh chính được xác định theo công thức:

h = ((

c kt

d d n x

2 2 1 1. . .

2 +

c ks

d d n x

2 2 2 2. . .

2 ).2+ δ1 + δ2 + δdk.

c dk

d d

2 2

).K (1.41) Ở đây:

x1, x2- hành trình dịch chuyển của piston công tác ở cơ cấu phanh cầu trước/sau.

x1 = δ0 = 0,3 : 0,5. Chọn x1 = 0,5, δ0- khe hở hướng trục.

x2 =

' ) ' )(

( 0 h

h

m h



 = 3 [mm]; 0- khe hở hướng kính trung bình giữa má phanh và trống phanh, 0= 0,5 : 0,6, chọn 0= 0,5 [mm]; m- độ mòn

hướng kính cho phép của má phanh và tang trống, m= 1 : 1,2 [mm], chọn m = 1 [mm]; h,h' = 0,8.rt = 0,124 [mm].

n1, n2- số lượng trục bánh xe của cầu trước/sau. Với xe con thì n1 = n2= 1.

dkt, dks- đường kính xi-lanh công tác ở cơcấu phanh cầu trước/sau.

ddk- đường kính xi-lanh dầu điều khiển đóng mở van của bộ trợ lực phanh bằng chân, ddk = dc = 0,02 [m].

δ1, δ2- lần lượt là khe hở thông dầu trong xy-lanh chính ở trạng thái không phanh ứng với các dòng trước/sau. Có thể chọn: δ1 = δ 2 = 1,5 [mm].

δdk- là khoảng dịch chuyển của piston trợ lực để điều khiển đóng mở van của bộ trợ lực. Chọn δdk = 1,0 [mm]. Còn K là hệ số tính đến độ đàn hồi của hệ thống. Thường K ≈ 1,05 : 1,07. Chọn K = 1,07.

Thế các số liệu ta chọn và tính toán được vào (1-41) ta có : h = ((

c kt

d d n x

2 2 1 1. . .

2 +

c ks

d d n x

2 2 2 2. . .

2 ).2+ δ1 + δ2 + δdk.

c dk

d d

2 2

).K = (( 2

2

02 , 0

05 , 0 . 1 . 5 , 0 .

2 + 2

2

02 , 0

02 , 0 . 1 . 3 .

2 ).2+ 1,5 + 1,5 + 1. 2

2

02 , 0

02 ,

0 ).1,07 = 30,5 [mm].

Giá trị hành trình bàn đạp lớn nhất ứng với lúc má phanh mòn đến giới hạn phải hiệu chỉnh không được vượt quá giá trị cho phép đối với hành trình cực đại [Sbd]:

(h + δ.K ).ibd [Sbd] (1.42)

Đối với ôtô du lịch : [Sbd] = 150 : 160 [mm], chọn Sbd = 150 [mm] với khe hở δ = 0,5 [mm].

Thay số vào (1.40) ta có:

ibd = Sbd/ (h + δ.K ) = 150/ (30,5 + 0,5.1,07) = 4,83.

4.5.3. Lực cần tác dụng lên bàn đạp ( Pbd ).

Theo [4] lực cần thiết phải tác dụng lên bàn đạp phanh (khi chưa tính đến trợ lực) để thực hiện quá trình phanh khẩn cấp với lực phanh lớn nhất yêu cầu như sau:

Pbd =

xl bd bd

xl d

i p d





 . . . 4

. . 2

(1.43) Trong đó:

dxl - là đường kính xy-lanh cung cấp dầu cho các xy-lanh công tác; khi không có trợ lực hoặc dùng kiểu trợ lực trực tiếp thì dxl = dc. Thông số pd là áp suất làm việc của dầu trong hệ thống; đã chọn pd = 8 [MN/m2].

bd - là hiệu suất của bàn đạp, kể đến tổn thất truyền lực tính từ bàn đạp đến piston xy-lanh chính và hiệu suất thủy lực d xét đến tổn thất truyền lực do ma sát của piston với xy-lanh chính; có thể chọn theo kinh nghiệm sau:

Hiệu suất truyền động cơ khí: bd ≈ 0,85 : 0,90; chọn bd = 0,9.

Hiệu suất của piston-xylanh: xl ≈ 0,92 : 0,95; chọn xl = 0,95.

Hình 1 − 28 là sơ đồ tính lực bàn đạp.

r2

1 Pb â

Pc r1

dc

2 2

Hình 4 − 12 Sơ đồ tính lực bàn đạp.

1- Bàn đạp phanh; 2- Xilanh chính; dc- Đường kính xilanh chính; Pbd- Lực bàn đạp;

Pc- lực cần; r1, r2- kích thước cần.

Thế số ta có lực đạp cần phải tác dụng khi chưa tính đến trợ lực:

Pbd =

95 , 0 . 9 , 0 . 83 , 4 . 4

10 . 8 . 02 , 0

. 2 6

 = 608,59 [N].

Giá trị tính toán về lực bàn đạp này lớn hơn so với yêu cầu cho phép nhằm bảo đảm điều khiển nhẹ nhàng cho lái xe đối với các ôtô hiện nay đối với xe du lịch nằm trong khoảng [Pbd] ≈ 200300 [N] nên cần thiết phải trợ lực.

4.5.4. Thiết kế bộ trợ lực.

4.5.4.1. Chọn loai bộ trợ lực.

Hệ thống phanh thiết kế dùng loại dẫn động thủy lực nên ta chọn bộ trợ lực là bộ trợ lực chân không. Bộ trợ lực chân không là bộ phận cho phép lợi dụng độ chân không trong đường nạp của động cơ để tạo lực phụ, tác dụng lên dẫn đọng hỗ trợ người lái.

4.5.4.2. Lực cần thiết của bộ trợ lực.

Theo [4] khi có bộ phận trợ lực (trực tiếp hay gián tiếp) thì công thức tổng quát tính các lực cần thiết phải có để thực hiện quá trình phanh khẩn cấp với lực phanh lớn nhất yêu cầu như sau:

Pbd . ibd.bd + Ptl.itl.tl ≥

xl xl pd

d



 . 4

. . 2

(1.44) Trong đó :

Đại lượng itl - là tỷ số truyền khuếch đại lực, tính từ xy-lanh trợ lực (trợ lực chân không) đến piston của xy-lanh cung cấp dầu cho các xy-lanh công tác.

Đại lượng tl- là hiệu suất của bộ phận trợ lực, kể đến tổn thất truyền lực tính từ xy-lanh trợ lực đến piston xy-lanh cung cấp dầu cho các xy-lanh công tác.

Trong trường hợp trợ lực trực tiếp thì itl = 1; còn hiệu suất

tl có thể chọn bằng 0,95. Lực bàn đạp cần phải tác dụng lên bàn đạp trong trường hợp có trợ lực có thể chọn theo giới hạn nhỏ [Pbd] = 200[N].

Khi đó lực yêu cầu của bộ trợ lực Ptl được xác định bằng:

Ptl ≥ (

xl xl pd

d



 . 4

. . 2

- Pbd . ibd.bd) / (itl.tl) Thế số ta có :

Ptl ≥ (

95 , 0 . 4

10 . 8 . 02 , 0 . 1416 .

3 2 6

- 200.4,83.0,9) / (1.0,95) Ptl ≥ 1869,63 [N].

4.5.4.3. Đường kính xy lanh của bầu trợ lực.

Theo [4] để giảm nhẹ lực điều khiển phanh cho hệ thống phanh trên xe du lịch, chúng ta thường dùng bộ trợ lực kiểu chân không với độ chênh lệch chân không Δp = 0,05 [MN/m2]. Lực trợ lực được tạo ra nhờ nguyên lý chênh lệch áp suất giữa hai ngăn của bầu trợ lực được xác định như sau:

Ptl = 4

. .D2bp

 (1.45)

Suy ra đường kính bầu trợ lực Db: Db =

p Ptl

 . . 4

 (1.46)

Thế số ta có : Db =

05 , 0 .

63 , 1869 . 4

 = 218,2 [mm].

Kích thước bầu trợ lực của các loại xe hiện nay thường nằm trong khoảng giá trị từ Db ≈ 200[mm] đến 400[mm].

Vậy chọn Db = 220[mm] .