ĐỒ ÁN TỐT NGHIỆP THIẾT KẾ HỆ THỐNG PHANH TRÊN XE TOYOTA INNOVA 2.0G 2020
NỘI DUNG ĐỒ ÁN
ĐỒ ÁN TỐT NGHIỆP THIẾT KẾ HỆ THỐNG PHANH TRÊN XE TOYOTA INNOVA 2.0G 2020THIẾT KẾ HẸ THỐNG PHANH Ô TÔ
MỤC LỤC
TÓM TẮT ............................................................................................................................ i
NHIỆM VỤ ĐỒ ÁN TỐT NGHIỆP .................................................................................ii
LỜI NÓI ĐẦU .................................................................................................................... iv
CAM ĐOAN ........................................................................................................................ v
MỤC LỤC .......................................................................................................................... vi
DANH SÁCH CÁC BẢNG BIỂU, HÌNH VẼ VÀ SƠ ĐỒ ............................................ ix
DANH SÁCH CÁC KÝ HIỆU, CHỮ VIẾT TẮT .........................................................xii
CHƯƠNG 1: TỔNG QUAN VỀ HỆ THỐNG PHANH TRÊN Ô TÔ .......................... 1
1.1. Công dụng và yêu cầu của hệ thống phanh ô tô ....................................................... 1
1.1.1. Công dụng................................................................................................................... 1
1.1.2. Yêu cầu ....................................................................................................................... 1
1.2. Phân loại hệ thống phanh ô tô: ................................................................................... 2
1.3. Kết cấu của hệ thống phanh và các dạng cơ cấu phanh .......................................... 3
1.2.1. Cơ cấu phanh trống guốc ............................................................................................ 3
1.2.2. Cơ cấu phanh đĩa. ....................................................................................................... 8
1.4. Dẫn động phanh ......................................................................................................... 10
1.4.1. Dẫn động phanh thủy lực ......................................................................................... 12
1.4.2. Dẫn động thủy lực có trợ lực chân không ................................................................ 13
1.4.3. Dẫn động thủy lực trợ lực khí nén ............................................................................ 14
1.4.4. Dẫn động phanh thủy lực dùng bơm và bộ tích năng ............................................... 15
1.4.5. Dẫn động phanh bằng khí nén .................................................................................. 17
1.4.6. Dẫn động liên hợp thủy khí ...................................................................................... 18
1.4.7. Dẫn động liên hợp điện khí nén................................................................................ 19
1.5. Giới thiệu về xe Toyota Innova 2.0G 2020 .............................................................. 21
1.5.1. Động cơ .................................................................................................................... 23
1.5.2. Hệ thống treo ............................................................................................................ 24
vii
1.5.3. Hệ thống truyền lực .................................................................................................. 25
1.5.4. Hệ thống lái .............................................................................................................. 26
1.5.5. Hệ thống Phanh ........................................................................................................ 27
CHƯƠNG 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG PHANH XE ............................ 29
2.1. Tính toán và thiết kế cơ cấu phanh. ......................................................................... 29
2.1.1. Tính toán momen phanh yêu cầu của cơ cấu phanh. ................................................ 29
2.1.2. Hệ số phân bố lực phanh lên các trục bánh xe: ........................................................ 33
2.1.3. Xác định momen phanh và lực phanh mà cơ cấu phanh sinh ra. ............................. 34
2.1.4. Tính toán cơ cấu phanh. ........................................................................................... 38
2.1.5. Tính toán dẫn động phanh. ....................................................................................... 42
2.2. Tính toán thiết kế hệ thống phanh dừng ................................................................. 48
2.2.1. Sơ đồ tác dụng lên phanh dừng ................................................................................ 48
2.2.2. Tính toán phanh dừng ............................................................................................... 49
CHƯƠNG 3: KẾT CẤU CÁC CỤM CHI TIẾT CHÍNH CỦA HỆ THỐNG PHANH THIẾT KẾ ......................................................................................................................... 52
3.1. Sơ đồ dẫn động phanh ............................................................................................... 52
3.2. Kết cấu cái cụm chi tiết ..........
THIẾT KẾ ......................................................................................................................... 52
3.1. Sơ đồ dẫn động phanh ............................................................................................... 52
3.2. Kết cấu cái cụm chi tiết ............................................................................................. 52
3.2.1 Cơ cấu phanh trước.................................................................................................... 52
3.2.2. Cơ cấu phanh sau ...................................................................................................... 54
3.2.3. Xylanh chính ............................................................................................................ 56
3.2.4. Bầu trợ lực chân không ............................................................................................ 57
3.3. Hệ thống chống hãm cứng bánh xe ABS ................................................................. 59
3.3.1. Cấu tạo của hệ thống chống hãm cứng bánh xe (ABS). ........................................... 59
3.3.2. Sơ đồ tổng quát dẫn động hệ thống phanh ABS ....................................................... 60
3.3.3. Sơ đồ nguyên lý ABS ............................................................................................... 61
CHƯƠNG 4: CÁC HƯ HỎNG VÀ BIỆN PHÁP KHẮC PHỤC TRONG HỆ THỐNG PHANH. ............................................................................................................. 67
4.1. Hư hỏng, cách khắc phục, quy trình lắp ráp và kiểm tra hệ thống phanh. ......... 67
4.1.1. Một số hư hỏng thường gặp và cách khắc phục trong hệ thống phanh. ................... 67
viii
4.1.2. Quy trình bảo dưỡng hệ thống phanh ....................................................................... 69
4.1.3. Quy trình lắp ráp hệ thống phanh chính và hệ thống phanh tay ............................... 70
4.1.4. Quy trình điều chỉnh hệ thống phanh ....................................................................... 78
KẾT LUẬN ....................................................................................................................... 80
TÀI LIỆU THAM KHẢO ................................................................................................ 81
Mục đích của việc thiết kế hệ thống phanh ôtô là nhằm xác định các thông số cơ bản của cơ cấu phanh cũng như hệ thống điều khiển truyền động phanh cho ôtô theo tiêu chí hiệu quả phanh là cao nhất.
Để thực hiện được mục đích này, nội dung thiết kế bao gồm việc tính toán và phân tích để xác định kiểu, loại và kích thước các bề mặt ma sát của cơ cấu phanh, xác định kiểu/loại và kích thước của cơ cấu ép, xác định kiểu/loại và kích thước của hệ thống điều khiển truyền động phanh nhằm bảo đảm các yêu cầu đối với hệ thống phanh trang bị trên ôtô.
1.1 THIẾT KẾ CƠ CẤU PHANH:
1.1.1 Mô-men phanh yêu cầu ở các cơ cấu phanh :
Để bảo đảm hiệu quả phanh cao nhất với gia tốc chậm dần lớn nhất mà các bánh xe không bị trượt thì trước hết cơ cấu phanh ở các bánh xe phải có khả năng tạo ra mô-men phanh lớn nhất được xác định bằng:
Mbx = Gbx.jbx.Rbx (1.1)
trong đó :
Gbx : Trọng lượng bám của bánh xe khi phanh, [N].
jbx : Hệ số bám giữa lốp với mặt đường của bánh xe khi phanh.
Rbx : Bán kính làm việc trung bình của bánh xe; lấy theo số liệu cho trước của đề bài, hoặc tra bảng về bán kính thiết kế Rtk theo kí hiệu lốp mà nhiệm vụ thiết kế đã cho, rồi tính bán kính Rbx theo công thức kinh nghiệm như sau:
Rbx = Rtk.lb (1.2)
ở đây lb là hệ số kể đến sự biến dạng của lốp khi làm việc so với bán kính thiết kế; và có thể được chọn theo số liệu kinh nghiệm như sau:
+ Với lốp áp suất thấp: pl = (0,08 ¸ 0,5) [MN/m2] thì lb = 0,930 ¸ 0,935
+ Với lốp áp suất cao: pl > 0,5 [MN/m2] có thể chọn lb = 0,945 ¸ 0,950
Hệ số bám jbx giữa lốp với mặt đường của bánh xe khi phanh phải là “giá trị lớn nhất có thể có” nhằm nâng cao hiệu quả hệ thống phanh. Tuy nhiên hệ số bám không được chọn lớn quá giá trị giới hạn mà tại đó khi phanh bánh xe có thể bắt đầu bị trượt lết hoàn toàn. Nếu vượt quá giới hạn thì các bánh xe bị trượt lết, bánh xe sẽ bị mất dẫn hướng và do đó xe dễbị lệch khỏi hướng chuyển động; xe có thể bị xoay và quay đầu xe, thậm chí có thể bị lật xe rất nguy hiểm.
Hệ số bám jbx giữa lốp với mặt đường của bánh xe thường được xác định bằng thực nghiệm. Với các kiểu lốp hiện nay, trên các loại đường nhựa hoặc bê-tông tốt và khô ráo thì hệ số bám lớn nhất jmax có thể đạt đến giá trị 0,75¸0,85. Tuy vậy hệ số bám hình thành giữa lốp với mặt đường trong quá trình phanh bị thay đổi theo trạng thái và độ trượt lgiữa lốp với mặt đường (hình 1.1).
Trên hình 1.1 thể hiện quan hệ giữa hệ số bám jvà độ trượt tương đối giữa lốp với mặt đường l. Giá trị cực đại của hệ số bám đạt được khi trị số độ trượt tương đối l khoảng 25%. Khi độ trượt tương đối l đạt đến giới hạn trượt 100% bên trái (lốp bắt đầu có xu hướng bị trượt hoàn toàn) thì hệ số bám giảm khoảng 20% - 25% so với giá trị cực đại của nó. Vượt qua giới hạn này thì lốp sẽ trượt hoàn toàn và gây nguy hiểm cho xe.
Vì vậy khi chọn hệ số bám jbx để tính toán thiết kế cho hệ thống phanh phải xét đến khả năng bám của các bánh xe đối với mặt đường. Khả năng bám lớn nhất của các bánh xe đối với mặt đường phụ thuộc vào khả năng điều chỉnh về độ trượt của bánh xe so với mặt đường của hệ thống phanh được thiết kế.
Với hệ thống phanh có trang bị hệ thống kiểm soát và điều chỉnh độ trượt bánh xe (xe có trang bị hệ thống chống hãm cứng bánh xe ABS – Anti-lock Brake System, hay trang bị hệ thống phanh điều khiển điện tử EBS - Electronic Brake System) thì hệ số bám có thể đạt đến giá trị cực đại; tức là jbx»jmax = 0,75 ¸0,85 ứng với độ trượt tương đối l = 20% ¸ 30% (hình 1.1). Ngược lại, với hệ thống phanh thông thường; không có khả năng điều chỉnh độ trượt giữa lốp và mặt đường thì hệ số bám khi phanh chỉ có thể đạt jbx» (0,75¸0,80)jmax» 0,56¸0,68.
Trong công thức (1.1) thì trọng lượng bám ở mỗi bánh xe Gbx chính bằng phản lực pháp tuyến Zi tại bánh xe khi phanh (hình 1.2). Khi ôtô được phanh khẩn cấp với tốc độ bất kỳ cho đến khi dừng hẳn (v = 0) thì gia tốc phanh sẽ đạt cực đại và sẽ được xác định từ phương trình cân bằng lực quán tính lớn nhất khi phanh Pj như được thể hiện trên hình 1.2.
Viết phương trình cân bằng mô-men lần lượt đối với tâm O1 và O2 ta có:
Gbx1 = (1.3)
Gbx2 = (1.3b)
trong đó Ga là trọng lượng toàn bộ của xe thiết kế [N], giá trị này được lấy (hoặc tính) theo số liệu đã cho của nhiệm vụ thiết kế; Jpmax là gia tốc chậm dần cực đại khi phanh và g là gia tốc trọng trường [m/s2]; hg là chiều cao trọng tâm xe và Lo là chiều dài cơ sở của xe thường được cho trước theo đề bài. Còn a và b là khoảng cách tính từ trọng tâm O đến các trục bánh xe trước và sau [m].
Chú ý trong hai công thức (1.3) thì số 2 là hệ số tính cho mỗi vị trí lắp bánh xe trên mỗi trục (theo sơ đồ tính ở hình 1.2); nếu xe có cầu kép (kiểu công thức bánh xe 6x4 hoặc 8x4) với hai trục sau hoặc hai trục trước giống nhau hoàn toàn về phương diện liên kết và chịu tải đối với khung xe thì thay số 2 bằng số 4 (có bốn cơ cấu phanh ứng với 4 vị trí lắp bánh xe – không phân biệt lốp đơn hay kép).
Tại thời điểm ôtô thực hiện phanh vừa dừng hẳn (v = 0), từ phương trình cân bằng lực suy ra gia tốc phanh cực đại được xác định gần đúng bằng:
Jpmax »jbx.g (1.4)
hay jbx» Jpmax/g là hệ số bám giữa lốp với mặt đường khi phanh; nó cũng chính là giá trị đặc trưng cho lực phanh riêng (lực phanh lớn nhất có thể đạt được tính trên mỗi đơn vị trọng lượng ở mỗi vị trí lắp bánh xe - có tài liệu còn gọi là cường độ phanh). Để ý rằng trong thực té thì hệ số bám khi phanh jbx tại mỗi vị trí bánh xe có thể là khác nhau; tuy nhiên nếu thừa nhận rằng tất cả các lốp trước/sau của ôtô đều như nhau về kích thước, về hoa lốp, về biến dạng và có cùng trạng thái tiếp xúc với mặt đường khi phanh thì có thể coi hệ số bám của chúng là bằng nhau và đều bằng jbx. Lúc này các phương trình ở (1.3) có thể được viết lại:
Gbx1 = (1.5)
Gbx2 = (1.5b)
Khi đó mô-men phanh yêu cầu của mỗi cơ cấu phanh ở các bánh xe trước được xác định bằng:
Mbx1 = Pbx1.Rbx1 = Gbx1.jbx.Rbx1 (1.6)
Mbx1 = .jbx.Rbx (1.6b)
Và mô-men phanh ở bánh xe sau:
Mbx2 = Pbx2.Rbx2 = Gbx2.jbx.Rbx2 (1.6c)
Mbx2 = .jbx.Rbx (1.6d)
Trong đó Pbx chính là lực phanh yêu cầu ở mỗi cơ cấu phanh bánh xe và được xác định bằng:
Pbx1 = Gbx1.jbx = .jbx (1.7)
Pbx2 = Gbx2.jbx = .jbx (1.7b)
Chú ý: các khoảng cách a, b có thể được cho trước theo yêu cầu của đề bài xe thiết kế hoặc được tính thông qua trọng lượng phân bố trên trục trước Ga1, trục sau Ga2 (được cho trước theo nhiệm vụ thiết kế) như sau.
Ga2.Lo - Ga.a = 0 (1.8)
a + b = Lo (1.8b)
Cũng vậy, chiều cao trọng tâm xe hg thường được cho trước theo đề bài thiết kế hoặc có thể tính gần đúng theo chiều rộng cơ sở Bo theo công thức kinh nghiệm sau (đối với xe vận tải hàng hóa cũng như hành khách):
hg » (0,6¸0,8).Bo (1.9)
Riêng xe con (xe du lịch) do được thiết kế với sàn xe thấp nhằm nâng cao tính ổn định khi chạy với tốc độ cao, nên chiều cao trọng tâm có thể lấy bằng một nửa chiều rộng cơ sở B, tức là hg = 0,5.Bo
1.1.2 Hệ số phân bố lực phanh lên các trục bánh xe:
Thực tế mô-men phanh sinh ra ở các bánh xe là do cơ cấu phanh được lắp đặt ở các bánh xe của ôtô. Cơ cấu phanh ở các bánh xe có nhiều kiểu/loại và vì vậy nói chung trên một chiếc xe có thể có các cơ cấu phanh khác nhau đối với các trục bánh xe trước và trục bánh xe sau. Ngay cả khi kiểu cơ cấu phanh giống nhau nhưng kết cấu và kích thước cụ thể vẫn có thể khác nhau tùy theo mô-men phanh yêu cầu phân bố trên các trục như đã trình bày ở mục 1.1 nêu trên.
Vì vậy, để có cơ sở chọn cơ cấu phanh hợp lý, trước hết cần tính toán đánh giá tỷ số phân bố mô-men phanh (hay lực phanh) lên trục trước và trục sau theo hệ số phân bố lực phanh K12 như sau:
K12 = (1.10)
Tùy theo giá trị của hệ số phân bố lực phanh K12 và dựa vào đặc điểm các kiểu cơ cấu phanh để chọn kiểu/loại cơ cấu phanh cho hợp lý.
FVới xe vận tải, thông thường có sự phân bố tải trọng tĩnh lên cầu trước và cầu sau theo tỷ lệ trung bình tương ứng vào khoảng 30% và 70%. Khi phanh có sự phân bố lại tải trọng; làm tăng tải phân bố lên cầu trước đồng thời giảm tải phân bố lên cầu sau và được xác định cụ thể theo các công thức (1.6) và (1.7) đã chỉ ra. Trong thiết kế, cố gắng phân bố trọng lượng sao cho khi phanh hiệu quả, thì hệ số phân bố lực phanh K12 thường dao động quanh giá trị một đơn vị (K12 » 1). Với giá trị đó thì các cơ cấu phanh ở trục trước và trục sau của xe vận tải có thể chọn giống nhau (với xe có trục đơn) thiết kế được đơn giản và thuận lợi cho việc thay thế sữa chửa sau này khi chúng hư hỏng.
FCòn với các loại xe con và khách cỡ nhỏ, thường có phân bố tải trọng tĩnh lên trục trước và trục sau bằng nhau, do có sự phân bố lại khi phanh nên hệ số phân bố lực phanh K12 lớn hơn hẳn giá trị một (K12 > 1). Vì vậy loại cơ cấu phanh trước/sau thường khác nhau rõ rệt: chẳng hạn nếu dùng kiểu cơ cấu phanh trống guốc thì cơ cấu phanh sau có thể dùng loại một guốc có tính chất tự siết và một guốc có tính tự tách; trong khi cơ cấu phanh trước dùng loại hai guốc đều có tính tự siết; hoặc có thể dùng kiểu cơ cấu phanh khác như cơ cấu phanh đĩa cho cầu trước (còn trục sau thì vẫn dùng cơ cấu phanh kiểu trống guốc).
1.1.3 Mô-men phanh do cơ cấu phanh sinh ra và lực ép yêu cầu:
Sau khi đã chọn được kiểu/loại cơ cấu phanh hợp lý theo mục 1.2 nêu trên, chúng ta có thể bắt tay tính toán để xác định các thông số cơ bản của cơ cấu phanh thiết kế.
Các thông số cơ bản của cơ cấu phanh bao gồm mô-men phanh do cơ cấu phanh tạo ra, cơ cấu ép để tạo lực ép cho cơ cấu phanh. Cách tính mô-men phanh và do đó công thức tính lực ép yêu cầu của cơ cấu ép phụ thuộc vào kiểu/loại cơ cấu phanh cụ thể. Vì vậy để xác định lực ép yêu cầu ở mỗi cơ cấu phanh phải xét cụ thể từng kiểu/loại cơ cấu phanh dưới đây.
1.1.3.1 Cơ cấu phanh trống guốc loại 1 (loại trống guốc có cơ cấu ép bằng xy lanh kép và có hai điểm tựa cố định của guốc được bố trí cùng phía):
Đây là loại cơ cấu phanh tang trống đơn giản nhất, có tính đối xứng qua mặt phẳng đối xứng thẳng đứng về phương diện kết cấu (hình 1.3). Tuy nhiên mô-men ma sát được tạo ra bởi các guốc có giá trị khác nhau do tính chất tách/siết của các guốc đối với tang trống phụ thuộc chiều quay của bánh xe.
Cụ thể cơ cấu phanh loại 1 có các đặc điểm về kết cấu đáng chú ý:
+ Hai guốc của cơ cấu phanh có điểm tựa tâm quay cố định của guốc được bố trí về cùng một phía đối với cơ cấu phanh (cùng một tâm quay chung phía dưới ở hình 1.3).
+ Hai guốc sử dụng chung một cơ cấu ép là xy lanh kép (một xy lanh với hai piston thường có cùng đường kính nhưng chiều tác dụng là trái chiều nhau), nên mô-men ma sát do hai guốc tạo ra cho tang trống là khác nhau do tính chất tách/siết mặc dầu lực ép do xy lanh kép tạo ra là giống nhau hoàn toàn.
Công thức xác định mô-men ma sát do hai guốc tác dụng lên tang trống khác nhau được xác định như sau.
- Với guốc tự siết (lực ép P1 từ piston tạo ra mô-men quay là cùng chiều với chiều quay của tang trống – xem hình 1.3):
Mg1 = (1.11)
- Với guốc tự tách (lực ép P2 từ piston tạo ra mô-men quay là ngược chiều với chiều quay của tang trống – xem hình 1.3):
Mg2 = (1.11b)
Vậy mô-men phanh do hai guốc tạo ra cho tang trống được xác định bằng mô-men tổng như sau.
Mp = (1.12)
Trong đó h1, h2 là khoảng cách từ tâm quay của điểm tựa cố định đến phương lực ép tương ứng P1 và P2. Nếu đường kính hai piston trong xy-lanh kép là như nhau thì các lực ép P1 và P2 bằng nhau và bằng lực ép P do áp suất dầu trong xy-lanh kép tạo ra cho hai piston như nhau.
P = (1.13)
ở đây Dxl là đường kính xy lanh kép, pxl là áp suất dầu phanh trong xy lanh.
Trong thiết kế, áp suất dầu phanh trong hệ thống có thể chọn trong khoảng pxl » 8¸12[MN/m2]; còn hệ số ma sát có thể chọn m» 0,30¸0,33.
Từ hình 1.3 dễ dàng thấy rằng khoảng cách từ tâm quay của điểm tựa cố định đến phương lực ép P đối với hai guốc là như nhau; tức là h1 = h2 = h = (a+b). Trong tính toán thiết kế có thể chọn h » 0,8 đường kính trống phanh (h » 0,8Dt).
Và nếu hai guốc phanh được gắn các má phanh hoàn toàn giống nhau về phương diện kích thước cũng như kết cấu (xem hình 1.4); và giả sử hai má phanh có qui luật phân bố áp suất như nhau; tức là có A1 = A2 = A và B1 = B2 = B thì mô-men phanh do các guốc phanh của cơ cấu phanh tang trống loại 1 sinh ra được xác định bằng:
Mp = (1.14)
hay Mp = (1.14b)
Rõ ràng mô-men phanh do cơ cấu phanh sinh ra Mp phải bằng mô-men phanh yêu cầu đã được xác định ở (1.6) và (1.6b); tức là Mp = Mbx(i) với chỉ số i = 1 để chỉ cho cơ cấu phanh cầu trước, còn i = 2 để chỉ cho cơ cấu phanh cầu sau.
Thay các đại lượng từ (1.14b) bởi (1.6) hoặc (1.6b) ta có công thức tính lực ép yêu cầu đối với cơ cấu phanh kiểu trống guốc loại 1 như sau:
P = (1.15)
trong đó các thông số A và B là các đại lượng đặc trưng cho các thông số kết cấu và qui luật phân bố áp suất trên má phanh của guốc phanh và có thể được xác định theo giả thiết áp suất má phanh phân bố đều: q = const như sau.
A = (1.16)
B = 1 (1.16b)
trong đó các góc a1, a2 là các thông số kết cấu về góc đặt đầu – cuối của tấm ma sát – tính bằng [rad] (xem hình 1.4). Trong tính toán thiết kế, có thể chọn các góc a1, a2 theo kinh nghiệm sao cho hiệu số (a2 - a1) » 900 ¸ 1100. Còn s[m] là khoảng cách từ tâm quay bánh xe đến tâm quay điểm tựa cố định của guốc như được minh họa trên hình vẽ 1.4. Trong tính toán thiết kế, khoảng cách s có thể lấy tính theo khoảng cách b = s.cosa0 với a0 là góc đặt tâm quay điểm tựa cố định của guốc phanh, và b là khoảng cách từ tâm quay bánh xe đến đường thẳng nối hai tâm quay của hai điểm tựa cố định (xem hình 1.4). Còn thông số d là góc đặt của phương hợp lực tổng hợp; khi áp suất phân bố đều có thể được xác định bằng:
(1.17)
1.1.3.2 Cơ cấu phanh trống guốc loại 2 (loại trống guốc có cơ cấu ép bằng xy lanh đơn và có hai điểm tựa cố định của tâm quay guốc được bố trí khác phía):
Đây là loại cơ cấu phanh kiểu tang trống có tính đối xứng hoàn toàn về phương diện kết cấu qua tâm quay bánh xe (xem hình 1.5). Vì vậy mô-men ma sát của tang trống được tạo ra bởi hai guốc có giá trị hoàn toàn giống nhau với các đặc điểm như sau:
+ Hai guốc sử dụng hai cơ cấu ép riêng biệt bởi hai xy lanh đơn bố trí về hai phía khác nhau (hình 1.5).
+ Hai guốc của cơ cấu phanh có tâm quay của điểm tựa cố địnhđược bố trí về hai phía khác nhau (xem hình 1.5).
Do tính chất đối xứng đối với tâm quay bánh xe, nên công thức xác định mô-men ma sát của hai guốc tác dụng lên tang trống có công thức tính hoàn toàn giống nhau.
Mg1 = (1.18)
Mg2 = (1.18b)
Nếu đường kính hai piston trong hai xy-lanh là như nhau thì các lực ép P1 và P2 bằng nhau và bằng lực ép P do áp suất dầu trong xy-lanh tạo ra cho hai piston như nhau (xem công thức 1.13). Và nếu kích thước của hai má phanh trên hai guốc giống nhau (A1 = A2 = A và B1 = B2 = B và h1 = h2) thì mô-men phanh do hai guốc tạo ra cho trống phanh được xác định đơn giản bằng.
Mp = (1.19)
Suy ra công thức tính lực ép yêu cầu đối với cơ cấu phanh kiểu trống guốc loại 2 như sau:
P = (1.20)
- 1.3.3 Cơ cấu phanh trống guốc loại 3 – cường hóa (loại trống guốc có cơ cấu ép bằng xy lanh kép và thanh cường hóa):
Đây là loại cơ cấu phanh kiểu tang trống đặc biệt, có tính đối xứng về phương diện kết cấu qua mặt phẳng đối xứng (xem hình 1.6). Tuy vậy mô-men ma sát của tang trống được tạo ra bởi hai guốc có giá trị tăng lên đáng kể nhờ guốc này cường hóa cho guốc kia mặc dầu các thông số cơ bản của cơ cấu phanh không thay đổi so với hai loại trên.
Cơ cấu phanh loại 3 này có các đặc điểm như sau.
+ Đầu trên của hai guốc sử dụng chung một xy lanh kép để tạo lực ép chính cho hai guốc ( hình 1.6).
+ Đầu dưới của hai guốc được nối với nhau bằng thanh cường hóa tùy động (hình 1.6).
+ Mỗi guốc của cơ cấu phanh đều có thêm một tâm quay tùy động cùng được bố trí cùng phía với xy lanh kép (khoảng cách c trên hình 1.6).
Do tính chất của thanh cường hóa song song với phương lực ép P nên các lực tác dụng lên các guốc là cùng song song nhau (xem hình 1.6). Công thức tính mô-men ma sát của hai guốc tác dụng lên tang trống được xác định như sau.
+ Đối với guốc phía trước (theo chiều quay tiến của bánh xe) ta có:
Mg1 = (1.21)
+ Đối với guốc phía sau (được cường hóa thêm lực đẩy bởi thanh cường hóa do phản lực tỳ của guốc trước truyền qua thanh cường hóa) ta có:
Mg2 = (1.21b)
Trong đó kích thước a, b, c được cho như trên hình 1.6; còn r0 là bán kính vòng tròn cơ sở của lực tổng hợp từ các guốc tác dụng lên trống phanh và được xác định bằng.
r0 = (1.22)
Với m là hệ số ma sát trượt giữa má phanh và trống phanh; còn r là bán kính của điểm đặt lực tổng hợp của guốc phanh tác dụng lên trống phanh và có thể được xác định như sau:
(1.23)
Từ biểu thức (1.21b) ta có > 1 nên Mg2 > Mg1 ; hay nói cách khác guốc sau đã được cường hóa thêm một đại lượng so với guốc tự siết phía trước một lượng chính bằng Kch =.
Mô-men phanh tổng cộng do hai guốc tạo ra cho trống phanh kiểu cường hóa được xác định bằng:
Mp = Mg1. (1.24)
Hay Mp = (1.24b)
Suy ra công thức tính lực ép yêu cầu P đối với cơ cấu phanh kiểu trống guốc loại 3 (loại cường hóa) như sau:
P = (1.25)
Ở đây Kch chính là hệ số cường hóa với Kch = .
- 1.3.4 Cơ cấu phanh trống guốc loại 4 (loại trống guốc với cam ép):
Đây cũng là một loại cơ cấu phanh kiểu tang trống đặc biệt, có tính đối xứng về phương diện kết cấu đối với hai guốc qua mặt phẳng đối xứng (xem hình 1.7). Mô-men ma sát của tang trống được tạo ra bởi hai guốc có giá trị hoàn toàn bằng nhau Mp1 = Mp2 (hai guốc được ép cưỡng bức với cùng hành trình nâng cam làm cho chúng có cùng biến dạng và do đó có cùng áp lực và cùng mô-men ma sát). Dĩ nhiên lực ép từ cam ép lên các guốc P1 và P2 là khác nhau do tính chất siết/tách của guốc phụ thuộc vào chiều quay.
Cơ cấu phanh loại 4 này có các đặc trưng như sau.
+ Hai guốc sử dụng chung một cam ép cùng kiểu và hành trình nâng để tạo lực ép cho hai guốc (xem hình 1.7).
+ Hai guốc có tâm quay của điểm tỳ cùng bố trí về một phía (xem hình 1.7).
Do tính chất bố trí tâm quay của hai điểm tựa cố định cùng phía nên biểu thức xác định mô-men ma sát của hai guốc tác dụng lên tang trống hoàn toàn khác nhau theo tính chất tách/siết mặc dầu kích thước hoàn toàn giống nhau.
Mg1 = (1.26)
Mg2 = (1.26b)
Nếu xem các thông số khác là như nhau (A1 = A2 = A và B1 = B2 = B) thì mô-men phanh do hai guốc tạo ra cho tang trống được xác định bằng:
Mp = (1.27)
Suy ra công thức tính các lực ép yêu cầu P1 và P2 đối với cơ cấu phanh kiểu trống guốc với cam ép được xác định như sau:
P1 = (1.28)
P2 = (1.28b)
Nếu xem h1 » h2 thì tỷ lệ giá trị lực ép P1/P2 chính bằng:
(1.29)
1.1.3.5 Cơ cấu phanh kiểu đĩa:
Với cơ cấu phanh kiểu đĩa thì việc hình thành mô-men ma sát hoàn toàn tương tự như ly hợp ma sát cơ khí (xem hình 1.8). Mô-men ma sát của đĩa được tạo ra bởi hai guốc có giá trị hoàn toàn bằng nhau Mp1 = Mp2 nhờ ép bởi hai piston bằng nhau bố trí đối xứng qua đĩa có cùng áp lực dầu.
Do bố trí cơ cấu ép có tính chất đối xứng, cả phương diện kết cấu lẫn tính chất tạo lực bởi hai cơ cấu ép nên biểu thức xác định mô-men ma sát của hai má phanh tác dụng lên đĩa hoàn toàn bằng nhau và có thể được xác định bằng biểu thức quen thuộc như sau:
Mg1 =
Mg2 = (1.30b)
Nếu xem các lực ép P1 và P2 là như nhau và bằng lực ép P của các piston (xem biểu thức 1.13) thì mô-men phanh tổng cộng do hai má phanh tạo ra cho đĩa phanh được xác định bằng:
Mp = (1.31)
Trong đó R2 là đường kính ngoài của đĩa và có thể được xác định tương tự bán kính tang trống (xem mục 1.3.1); còn R1 là bán kính trong của đĩa phanh, chúng có thể được phân tích và chọn theo kinh nghiệm từ 0,55R2 đến 0,73R2.
Suy ra công thức tính các lực ép yêu cầu P đối với cơ cấu phanh kiểu đĩa được xác định như sau:
P = . (1.32)
1.1.4 Tính toán xác định bề rộng má phanh:
Bề rộng má phanh sẽ xác định diện tích làm việc của má phanh ép lên tang trống. Bề rộng má phanh tăng làm cho diện tích làm việc tăng; điều này nói chung có lợi cho sự mài mòn của tấm ma sát vì diện tích làm việc tăng đồng nghĩa với áp lực tác dụng trên một đơn vị diện tích giảm, dẫn đến mức độ mài mòn giảm trong mỗi lần phanh (mỗi lần phanh diễn ra là một lần quá trình trượt giữa má phanh và tang trống diễn ra mảnh liệt, vừa làm mài mòn má phanh vừa sinh nhiệt lớn làm nung nóng tang trống cũng như má phanh và các chi tiết liên quan đến truyền nhiệt với chúng). Tuy vậy bề rộng má phanh không nên tăng lớn quá vì như vậy sẽ làm giảm tính đồng đều của áp lực phân bố trên toàn bộ diện tích má phanh, dẫn đến mòn má phanh không đều và giảm hiệu quả phanh.
Khi các thông số khác đã được chọn và xác định theo mô-men yêu cầu nêu trên thì bề rộng má phanh sẽ được xác định theo áp suất cho phép [q] hình thành đối với má phanh trong quá trình phanh.
+ Với kiểu cơ cấu phanh tang trống, bề rộng má phanh b được xác định theo mô-men phanh Mg do mỗi guốc tạo ra cho tang trống như sau:
b = (1.33)
trong đó rt là bán kính tang trống, a = (a2 - a1) là góc ôm của má phanh, còn q[N/m2] là áp lực sinh ra trên các bề mặt má phanh trong quá trình phanh.
+ Với kiểu cơ cấu phanh đĩa, bề rộng má phanh có thể được xác định theo lực ép P tạo ra cho đĩa phanh như sau:
P = = (1.34)
trong đó R1, R2 là đường kính trong và ngoài của đĩa, a là góc ôm của tấm ma sát theo chu vi hình vành khăn của đĩa – đặc trưng cho bề rộng má phanh của cơ cấu phanh đĩa – tính bằng [rad], còn q là áp lực [N/m2] làm việc trung bình hình thành giữa má phanh và đĩa phanh trong quá trình phanh.
Từ (1.34) suy ra góc ôm đặc trưng cho bề rộng má phanh kiểu đĩa:
a = (1.35)
Nếu thay P theo mô-men phanh Mp từ (1.31) thì bề rộng má phanh a của cơ cấu phanh đĩa có thể được tính theo mô-men phanh của cơ cấu phanh như sau:
a = (1.35b)
Bề rộng má phanh đĩa tính theo chiều dài cung qua đường kính trung bình.
Cc = Rtb.a (1.36)
Ở đây, bán kính trung bình của hình vành khan đĩa phanh Rtb được tính:
Rtb = (1.36b)
Để bảo đảm nâng cao tuổi thọ má phanh, thì áp lực làm việc trung bình của má phải nhỏ. Theo kinh nghiệm, áp lực làm việc lớn nhất cho phép của má phanh hiện nay nằm trong khoảng q £ [q] = 1,5 ¸ 2,0 [MN/m2].
Khi áp lực làm việc trung bình của má phanh p nhỏ, công thức (1.35b) cho thấy góc ôm đặc trưng cho bề rộng má phanh sẽ tăng và do đó chiều dài cung Cc cũng tăng theo. Do đường kính xy lanh ép má phanh không vượt quá bề rộng vành khăn; tức là dxl £ bvk = (R2 – R1), nên chiều dài cung Cc cũng không được lớn quá. Kinh nghiệm cho thấy để má phanh ép đều, thì chiều dài cung má phanh Cc không nên vượt quá hai lần (R2 – R1). Nếu chiều dài cung Cc vượt quá hai lần (R2 – R1) thì phải dùng xy lanh kép nhằm bảo đảm ép đều cho má phanh; lúc này chiều dài má phanh thường nằm trong khoảng:
3.(R2 – R1) ³Cc > 2.(R2 – R1) (1.37)
Nghĩa là nếu dùng xy lanh kép khi góc ôm má phanh anằm trong khoảng:
3.(R2 – R1)/Rtb ³a ³2.(R2 – R1)/Rtb (1.38)
Với các cơ cấu phanh đĩa hiện nay, thì góc ôm má phanh tính theo [độ] nằm trong khoảng 20¸75o. Còn bề rộng má phanh kiểu cơ cấu phanh guốc b nằm trong khoảng từ 20¸150[mm] phụ thuộc cỡ xe lớn nhỏ.
1.1.5 Tính toán kiểm tra các thông số liên quan khác của cơ cấu phanh:
1.1.5.1 Tính toán kiểm tra công trượt riêng.
Kích thước má phanh không chỉ xác định theo tiêu chí áp suất làm việc phải nhỏ hơn hoặc bằng áp lực cho phép [q] đã nêu ở trên nhằm bảo đảm tuổi thọ cho má phanh; mà còn được xác định theo tiêu chí công ma sát trượt riêng nhằm bảo đảm cho má phanh làm việc trong thời gian lâu dài. Bởi vì với cùng áp suất làm việc của má phanh trong quá trình phanh như nhau nhưng tốc độ xe khi bắt đầu phanh càng lớn thì má phanh sẽ càng mau mòn.
Theo định nghĩa công ma sát trượt riêng chính là công ma sát trượt của má phanh trong quá trình phanh tính trên một đơn vị diện tích làm việc của má phanh. Giả sử công ma sát trượt L trong quá trình phanh sẽ thu toàn bộ động năng của ôtô khi bắt đầu phanh với vận tốc v1 cho đến khi ôtô dừng hẳn (v2 = 0); tức là:
L = (1.39)
Suy ra công trượt riêng là:
Lr = (1.40)
Trong đó: ma là khối lượng toàn bộ của ôtô đầy tải khi phanh [kg], Ga là trọng lượng của ôtô [N], v1 là tốc độ ôtô khi bắt đầu phanh [m/s], g là gia tốc trọng trường (g = 9,81[m/s2]), Aå là tổng diện tích làm việc của tất cả các má phanh trong hệ thống phanh [m2].
Trong mỗi cơ cấu phanh, diện tích làm việc có thể được xác định như sau:
+ Với cơ cấu phanh đĩa:
Aå = 2.p.= (1.41)
+ Với cơ cấu phanh guốc:
Aå = 2. (1.42)
Ở đây, góc ôm a đều tính bằng [rad].
Trị số công ma sát riêng tính theo các công thức trên khi bắt đầu phanh với tốc độ trung bình (v1 = vtb = 0,5vmax) cho đến khi xe dừng hẳn (v2 = 0) phải nằm trong giới hạn cho phép [Lr] như sau:
F Đối với ôtô du lịch: [Lr] = 4¸15[MJ/m2] (1.43)
F Đối với ôtô vận tải: [Lr] = 3¸7[MJ/m2] (1.43b)
1.1.5.2 Tính toán kiểm tra nhiệt độ hình thành ở cơ cấu phanh.
Trong quá trình ôtô bị phanh, động năng ôtô bị tiêu tán bởi công ma sát trượt và biến thành nhiệt năng, làm nung nóng má phanh - trống phanh (hoặc đĩa phanh) và một phần truyền ra môi trường không khí. Tuy nhiên khi phanh ngặt trong thời gian ngắn, năng lượng nhiệt không kịp truyền ra cho môi trường không khí hoặc truyền ra không đáng kể nên trong tính toán thiết kế, để an toàn về nhiệt chúng ta có thể coi tang trống (hoặc đĩa phanh) nhận hết nhiệt năng này trong quá trình phanh. Vì vậy ta có phương trình cân bằng nhiệt như sau:
(1.44)
Trong đó: mp là tổng khối lượng của các tang trống (hoặc đĩa phanh); C là nhiệt dung riêng của vật liệu làm tang trống (hoặc đĩa phanh) – đối với thép hoặc gang thì C » 500[J/kg] – còn với hợp kim xi-lu-min thì C có thể lấy lên tới 950[J/kg]. Còn DT là độ tăng nhiệt độ của tang trống (hoặc đĩa phanh).
Độ tăng nhiệt độ của tang trống (hoặc đĩa phanh) khi phanh với tốc độ của ôtô v1 = 8,33[m/s] cho đến khi dừng hẳn (v2 = 0) không được vượt quá 150. Khi phanh ngặt với tốc độ trung bình (khoảng 50% so với tốc độ cực đại) thì độ tăng nhiệt độ cũng không được vượt quá 1250. Để ý rằng trong thực tế khi phanh liên tục trên dốc dài thì nhiệt độ của trống phanh có thể vượt quá giới hạn cho phép làm nóng quá mức má phanh, tang trống cũng như dầu dẫn động; có thể dẫn đến mất an toàn hệ thống phanh, gây nguy hiểm cho ôtô. Vì vậy để hổ trợ cho hệ thống phanh chính khi ôtô qua dốc dài mà phải phanh liên tục thì ôtô phải được trang bị thêm hệ thống phanh chậm dần không sử dụng nguyên lý tiêu tán năng lượng bằng ma sát cơ khí như dùng van chắn đường thải động cơ (phanh động cơ), dùng phanh điện từ.v.v...
Chú ý 1: Từ bài tóan tính bề rộng má phanh (mục 1.4), bài toán kiểm tra công trượt riêng ở mục 1.5.1 nếu không thỏa mãn giá trị cho phép thì phải tính lại để tăng bề rộng tấm ma sát sao cho thỏa mãn các điều kiện (1.40).
Chú ý 2: Cùng với bài toán kiểm tra nhiệt, bài toán tính toán thiết kế bề dày d tang trống (hoặc bề dày đĩa phanh) có thể được suy ra từ công thức khối lượng (1.41) như sau.
+ Đối với tang trống:
+ Đối với đĩa phanh:
trong đó: r là khối lượng riêng của vật liệu làm tang trống hoặc đĩa phanh. Với gang hoặc thép thì r = 7800[kg/m3].
1.2. THIẾT KẾ ĐIỀU KHIỂN TRUYỀN ĐỘNG PHANH.
1.2.1 Tính toán thiết kế điều khiển truyền động phanh dầu.
1.2.1.1 Hành trình dịch chuyển đầu piston xy lanh công tác của cơ cấu ép.
Trong truyền động phanh dầu, để tạo ra lực ép cho cơ cấu phanh chúng ta thường dùng piston để truyền lực ép P lên guốc phanh hoặc ép trực tiếp lên đĩa phanh (đối với cơ cấu phanh đĩa).
+ Đối với kiểu cơ cấu phanh guốc: hành trình dịch chuyển của piston công tác x [mm] của cơ cấu ép được xác định:
x = (1.46)
trong đó do là khe hở hướng kính trung bình giữa má phanh và trống phanh (xem hình 1.9). Khe hở hướng kính trung bình thường do được điều chỉnh theo kinh nghiệm từ 0,5 đến 0,6[mm]. Còn dm là độ mòn hướng kính cho phép của má phanh và tang trống. Khi lượng mòn hướng kính đạt đến giá trị cho phép nằm trong khoảng 1,0¸1,2[mm] thì hành trình bàn đạp sẽ đạt giá trị cực đại cho phép [Sbd] mà tại đó cần phải điều chỉnh lại khe hở hướng kính trung bình do.
Giá trị cực đại cho phép của hành trình bàn đạp ôtô ứng với giới hạn mòn phải điều chỉnh khe hở nằm trong giới hạn kinh nghiệm sau.
F Đối với ôtô vận tải hàng hóa và hành khách: [Sbd] = 170¸180[mm]
F Đối với ôtô du lịch: [Sbd] = 150¸160 [mm] (1.47)
Chú ý rằng, giá trị hành trình thực tế của bàn đạp khi không tính đến lượng mòn dm chỉ nằm trong khoảng [Sbd] = 60¸90[mm] đối với xe du lịch và khoảng [Sbd] = 70¸100[mm] đối với xe vận tải hàng hóa cũng như hành khách.
+ Đối với kiểu cơ cấu phanh đĩa: hành trình dịch chuyển của piston công tác x [mm] của cơ cấu ép phanh đĩa được xác định bằng:
x = do (1.48)
Với cơ cấu phanh đĩa, khe hở hướng trục do thường khá nhỏ với giá trị vào khoảng 0,3¸0,5[mm]. Chú ý trong kiểu cơ cấu phanh đĩa thì khe hở hướng trục do thường được tự điều chỉnh bằng chính ma sát giữa đĩa phanh và má phanh hoặc bởi cơ cấu tự điều chỉnh cưỡng bức khe hở do, vì vậy trong công thức (1.45) không có thông số về lượng mòn cho phép dm. Chính vì vậy cơ cấu phanh đĩa có ưu điểm nổi bậc hơn hẳn cơ cấu phanh trống guốc là “độ chậm tác dụng” nhỏ.
1.2.1.2 Hành trình dịch chuyển của piston xy lanh chính.
Piston chính có nhiệm vụ truyền lực từ bàn đạp và bộ trợ lực phanh (nếu có) để tạo ra áp suất cao trong hệ thống khi phanh. Áp suất cao trong hệ thống chỉ bắt đầu hình thành khi tất cả các khe hở trong hệ thống phanh đã được khắc phục, nên hành trình dịch chuyển của piston xy-lanh chính h [mm] được xác định.
h = (1.49)
trong đó:
x1, x2 là hành trình dịch chuyển của piston công tác ở cơ cấu phanh cầu trước/sau. Còn số 2 đi theo thông số x để xác định số lượng hai piston công tác trong mỗi cơ cấu phanh.
n1, n2 tương ứng là số lượng trục bánh xe của cầu trước/sau.
d1, d2 lần lượt là đường kính xy-lanh công tác ở cơ cấu phanh cầu trước, cầu sau. Chỉ số 2 bên ngoài ngoặc đơn xác định có hai cơ cấu phanh trên mỗi trục bánh xe trước/sau.
Dc là đường kính xy lanh chính.
ddk là đường kính xy lanh dầu điều khiển đóng mở van của bộ trợ lực kiểu trợ lực gián tiếp (đối với kiểu điều khiển trực tiếp thì ddk/Dc)
d1, d2 lần lượt là khe hở thông dầu trong xy-lanh chính ở trạng thái không phanh ứng với các dòng trước/sau.
ddk là khoảng dịch chuyển của piston trợ lực để điều khiển đóng mở van của bộ trợ lực. Còn K là hệ số tính đến độ đàn hồi của hệ thống. Thường K » 1,05¸1,07. Trong tính toán thiết kế, các khe hở d1, d2 và ddk thường được chọn theo kinh nghiệm với giá trị nằm trong khoảng 1,0¸2,0[mm].
1.2.1.3 Đường kính xy lanh chính và xy lanh công tác.
Đường kính xy-lanh công tác dk ở các cơ cấu phanh kiểu trống guốc được xác định từ lực ép yêu cầu tương ứng Pk.
(1.50)
trong đó Pk là lực ép yêu cầu ở cơ cấu phanh thứ k; pd là áp suất làm việc của dầu phanh trong xy lanh thứ k.
Đối với cơ cấu phanh đĩa:
(1.50b)
Trong đó nk là số xy lanh ép của cơ cấu phanh đĩa thứ k.
Khi phanh với lực phanh lớn nhất thì áp suất dầu phanh trong hệ thống hiện nay nằm trong khoảng:
F Hệ thống phanh không có bơm dầu hổ trợ: pd » 5¸10[MN/m2]
F Hệ thống phanh có bơm dầu hổ trợ: pd » 15¸25[MN/m2]
trong đó, giới hạn thấp được chọn cho cơ cấu phanh đĩa; còn giới hạn cao được chọn cho cơ cấu phanh trống guốc.
Đường kính xy lanh chính Dc sẽ được xác định từ tỷ số khuếch đại thủy lực ik như sau:
(1.51)
trong đó ik là tỷ số khuếch đại thủy lực của xy-lanh công tác thứ k so với xy-lanh chính. Thực tế kinh nghiệm đối với hệ thống phanh dầu thì tỷ số khuếch đại thủy lực đối với cơ cấu phanh guốc thường nằm trong khoảng ik = 0,75¸1,50. Còn tỷ số khuếch đại thủy lực đối với cơ cấu phanh đĩa nằm trong khoảng id = 1,00¸3,00.
Vì vậy trong tính toán thiết kế có thể tính đường kính xy-lanh chính theo giá trị trung bình gần đúng như sau:
+ Đối với cơ cấu phanh trống guốc:
+ Đối với cơ cấu phanh đĩa:
Ở đây dkmin là giá trị nhỏ nhất của các đường kính xy-lanh công tác; dkmax là giá trị lớn nhất của các đường kính xy-lanh công tác; n1,2 là số nguyên 1 hoặc 2 để chỉ số xy-lanh công tác ở cơ cấu phanh đĩa trước hoặc sau; còn các số 0,75¸1,50 và 1,00¸3,00 là các hệ số khuếch đại, được chọn theo kinh nghiệm đã nêu ở trên.
1.2.1.4 Hành trình và tỷ số truyền bàn đạp phanh.
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 = (1.53)
trong đó h là hành trình dịch chuyển của piston xy-lanh chính; d 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.
Thay công thức tính hành trình dịch chuyển của piston xy-lanh chính h (1.46) vào công thức (1.50) với điều kiện 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 đã cho ở (1.44) thì ta có:
Chú ý rằng trong công thức (1.54) sử dụng dấu “thuộc về” (Î) để xác định rằng giá trị hành trình bàn đạp phải nằm trong giới hạn thuộc tầm với dễ chịu cho lái xe (chứ không dùng dấu bằng = hoặc dấu bất đẳng thức £ .v.v...).
Nếu gọi i1 = (d1/Dc)2, i2 = (d2/Dc)2, idk = (ddk/Dc)2 là các tỷ số khuếch đại thủy lực thì từ điều kiện (1.54) ta có thể tính được tỷ số truyền của bàn đạp ibd :
Đặc biệt nếu d1 = d2 = ddk = Dc; tức là i1 = i2 = idk = 1 thì công thức tính tỷ số truyền của bàn đạp ở (1.52) được viết lại đơn giản hơn:
Trong các công thức trên thì khe hở cần thiết giữa cần đẩy và piston xy-lanh chính d thường có giá trị trong khoảng 0,3¸0,5[mm]. Giá trị tỷ số truyền bàn đạp có thể nằm trong khoảng ibd »4,5¸10. Các thông số khác đã được giải thích.
Chú ý rằng, khi không xét đến lượng mòn giới hạn cho phép dm, thì hành trình thực tế của bàn đạp chỉ nằm trong khoảng [Sbd] = 60¸100[mm]. Giới hạn lớn áp dụng cho xe vận tải hàng hóa cũng như hành khách hoặc các loại xe dùng kiểu cơ cấu phanh trống guốc. Còn tỷ số giữa hành trình bàn đạp thực tế (tính theo công thức (1.53) khi dm = 0) so với hành trình có ích của bàn đạp (không tính các khe hở tự do: d1 = d2 = d= 0 khi dm = 0) thường nằm trong khoảng từ 1,4¸1,6 đối với cơ cấu phanh trống guốc; và khoảng 1,6¸2,0 đối với cơ cấu phanh đĩa.
1.2.1.5 Lực cần thiết tác dụng lên bàn đạp phanh khi chưa tính trợ lực.
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:
trong đó: Dxl là đường kính xy-lanh cung cấp dầu cho các xy-lanh công tác; khi dùng kiểu trợ lực trực tiếp thì Dxl là xy-lanh chính Dc. Thông số pd là áp suất làm việc yêu cầu của dầu trong hệ thống. Đại lượng ibd là tỷ số truyền bàn đạp đã được xác định theo các công thức (1.55). Thông số hbd là hiệu suất của bàn đạp, kể đến tổn thất truyền lực tính từ bàn đạp đến piston xy-lanh chính. Còn hxl là hiệu suất xét đến tổn thất do ma sát của piston với xy-lanh chính. Trong tính toán, các hiệu suất có thể chọn theo kinh nghiệm sau:
F Hiệu suất truyền động cơ khí : hbd» 0,85¸0,90
F Hiệu suất của piston-xylanh: hxl » 0,92¸0,95 (1.56b)
Giá trị tính toán về lực bàn đạp theo công thức (1.56) yêu cầu phải nhỏ hơn giá trị cho phép nhằm bảo đảm điều khiển nhẹ nhàng cho lái xe đối với các ôtô hiện nay như sau:
F Với xe du lịch, tải và khách cỡ nhỏ: [Pbd]»200¸300[N]
FVới xe tải và khách cỡ trung bình và lớn : [Pbd] »300¸400[N]
Nếu giá trị tính toán về lực bàn đạp theo công thức (1.56) mà lớn hơn giới hạn cho phép đã nêu thì phải tính toán thiết kế thêm bộ phận trợ lực cho hệ thống điều khiển nhằm giảm nhẹ lực điều khiển cho lái xe như mục 2.1.6 dưới đây.
1.2.1.6 Lực trợ lực cần thiết của bộ trợ lực.
Khi có bộ phận trợ lực phanh (trực tiếp hay gián tiếp) thì công thức tổng quát nhằm xác định các lực cần thiết phải có để thực hiện điều khiển quá trình phanh khẩn cấp với lực phanh lớn nhất yêu cầu như sau:
(1.57)
trong đó Dxl là đường kính xy-lanh cung cấp dầu cho các xy-lanh công tác; còn pd là áp suất làm việc của dầu trong hệ thống, đại lượng itl là tỷ số truyền khuếch đại của trợ lực, tính từ xy-lanh trợ lực (trợ lực chân không hoặc trợ lực khí nén) đến piston của xy-lanh cung cấp dầu cho các xy-lanh công tác (xem hình 1.10), đại lượng htl 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.
Chú thích hình 1.10 : 1- là xy-lanh chính kiểu kép, 2- các piston, 3- các bình chứa dầu, 4- bầu trợ lực chân không, 5- piston (hoặc màng) của bầu trợ lực chân không, 6- cơ cấu đàn hồi tỷ lệ, 7- cụm lò xo và nắp van kết hợp (vừa là nắp van không khí – đang đóng kín với đế van không khí gắn ở đầu cần đẩy; vừa là nắp van chân không – đang mở đối với đế van chân không 11), 8- lọc không khí, 9- bàn đạp, 10- lò xo hồi vị cần đẩy từ bàn đạp kiêm chức năng đóng kín đế van không khí với nắp van 7, 11- đế van chân không, 12- bình chân không (thông với họp nạp động cơ xăng – hoặc thông với bơm chân không nếu xe dùng động cơ diezel), 13- van một chiều, 14 và 15 – các đường dẫn dầu đến các xy-lanh bánh xe sau/trước.
Trong trường hợp trợ lực trực tiếp (xem hình 1.10) thì itl = 1; hiệu suất htl có thể chọn tương tự (1.56b). Còn trường hợp trợ lực gián tiếp thì tùy sơ đồ nguyên lý trợ lực để xác định cụ thể giá trị itl và htl cũng bị giảm đi từ 5¸10%.
Khi thiết kế hệ thống điều khiển phanh có trợ lực thì lực bàn đạp thường được chọn trước sao cho bảo đảm được yêu cầu điều khiển nhẹ nhàng cho lái xe. Lúc này lực bàn đạp Pbd trong công thức (1.57) có thể được chọn bằng gía trị đã cho [Pbd] như ở (1.56c), khi đó lực yêu cầu của bộ trợ lực Ptl xác định theo công thức (1.57) sẽ phải thỏa mãn điều kiện sau:
(1.58)
trong công thức (1.58) này, các thông số đã được chú thích.
1.2.1.7 Đường kính xy-lanh của bầu trợ lực.
Để giảm nhẹ lực điều khiển phanh cho lái xe, thường dùng bộ trợ lực kiểu chân không hoặc bộ trợ lực kiểu khí nén. Lực trợ lực được tạo ra nhờ nguyên lý chênh lệch áp suất giữa hai ngăn của bầu trợ lực và được xác định như sau:
