thiết kế hệ thống phanh đĩa của ô tô c1
NỘI DUNG ĐỒ ÁN
1. MỤC ĐÍCH , YÊU CẦU của ĐỀ RA:
1.1. Mục đích:
đồ án ôtô là một môn học quang trọng, không thể thiếu được đối với sinh viên ngành động lực. Nó giúp cho chúng ta nắm vững chắc hơn các kiến thức đã được học, rèn luyện kỹ năng, tự tiềm tòi, học hỏi. Hiểu biết sâu hơn về ôtô,và các môn liên quan đến nó, mỡ rộng hơn cho kiến thức của mình.
1.2. yêu cầu :
theo yêu cầu đề ra, sinh vin phải thực hiện đúng quy định của khoa, của giáo viên hướng dẩn về thiết minh, bản vẽ.
- theo số liệu yêu cầu đề ra.
1.2.1Các thông số kỹ thuật của xe thiết kế:
1.2.1.1. bảng thông số kỹ thuật:
STT Tên thông số Ký hiệu Giá trị Đơn vị
1 Chiều dài cơ sở L0 1500 mm
2 Chiều cao trọng tâm Hg 300 mm
3 Trọng lượng toàn bộ Ga 1200 KG
4 Trọng lượng cầu trước G1 600 KG
5 Trọng lượng cầu sau G2 600 KG
6 Bán kính bánh xe rbx 30 mm
7 Đường kính trống phanh D 240 mm
8 Khoảng cách hai điểm tỳ guốc phanh h 200 mm
2.Phân tích và chọn dẫn động phanh YÊU CẦU XE THIẾT KẾ:
2.1. Công dụng của cơ cấu phanh:
Hệ thống phanh dùng để :
-Giảm tốc độ của ôtô , máy kéo cho đến nay khi dừng hẵn hoặc đến một tốc đô cần thiết nào đó.
-Ngoài ra , hệ thống phanh còn có nhiệm vụ giữ cho ôtô đứng yên tại chỗ trên các mặt dốc nghiên hay trên mặt nằm ngang .
-Hệ thống phanh là một hệ thống đặc biệt quan trọng.
-Nó đảm bảo cho ôtô chuyển động an toàn ở mọi chế độ làm việc.
-Nhờ đó mới có thể phát huy hết khả năng động lực, nâng cao tốc độ và năng suất vận chuyển của xe máy.
2.2. Phân tích và chọn dẫn động:
Đối với xe du lịch: làm việc với vận tốc lớn cần phải tính ổn định cao, vì vậy yêu cầu đối với hệ thống phanh phải:
- Làm việc bền vững, tin cậy
- Hiệu quả phanh khi phanh đột ngột lớn trong trường hợp nguy hiểm
- Phanh công dụng trong những trường hợp khác, để đảm bảo tiện nghi cho khách hàng
- Đảm bảo tính ổn định và điều khiển của ôtô khi phanh
- Không có hiện tượng tự phanh khi các bánh xe dịch chuyển thẳng và khi quay vòng.
- Hệ số ma sát giữa má phanh và trống phanh cao và ổn định trong mọi điều kiện sử dụng
- Có khả năng thoát nhiệt tốt.
- Điều khiển nhẹ nhàn thuận tiện, lực cần thiết tác dụng lên bàn đạp hay đòn điều khiển nhỏ.
- Kết cấu gọn nhẹ, lắp đặt sửa chữa, bảo dưỡng dễ dàng.
- Giá thành hạ.
- Dựa trên điều kiẹn này ta tién hành chọn dẫn động phanh.Có rất nhiều kiểu dẫn động phanh.Chủ yếu ta phân ra các loại dẫn động như sau:
+ Dẫn động cơ khí.
+ Dẫn động thuỷ lực.
+ Dẫn động khí nén.
+ Dẫn động điện
Đối với dẫn động cơ khí loại này có:
- Ưu điểm:
+ giá thành rẻ, kết cấu đơn giản.
- Nhược điểm:
+ Hiệu suất thấp, hiệu quả phanh không cao, không tiện nghi.
+ Khó thực hiện việc phanh đồng thời giữa các bánh xe do các khe hở điều chỉnh khó đều nhau, độ mòn cũng khác nhau, không có cơ cấu tự điều chỉnh được nên khi phanh xe dẽ gây mất ổn định.
+ Kết cấu cồng kềnh.
+ Phải thường xuyên chăm sóc do vậy không phù hợp với loại xe du lịch
Đối với dẫn động điện:
- ưu điểm:
+ Kết cấu gọn nhẹ.
+ Hiệu suất phanh cao.
+ Hiệu quả phanh cao.
+ Thời gian chịu tác dụng nhỏ.
- Nhược điểm:
- Khó sửa chữa.
- Phải tốn kém cho bộ phận phát điện, nên ta không chọn loại này.
đối với dẫn động khí nén:
- Ưu điểm:
+ điều khiển nhẹ nhàng, lực điều khiển nhỏ
+ Làm việc tin cậy hơn dẫn động thuỷ lực (khi rò rĩ hệ thống vẫn có thể tiếp tục làm việc được, tuy hiệu quả phanh giảm).
+ Dễ cơ khí hoá, tự động hoá quá trình dẫn động.
- nhược điểm:
+ Độ nhạy thấp, thời gian chịu tác dụng lớn.
+ Do bị hạn chế bởi điều kiện rò rĩ áp suất làm lực khí nén thấp hơn của chất lỏng trong dẫn động thuỷ lực tới 1015 lần.nên kích thước và khối lượng của dẫn động lớn.
+ Số lượng các cụm và chi tiết nhiều.
+ Kết cấu phức tạp, gí thành cao.
+ Dẫn động cồng kềnh, do phải có thêm các bộ tính năng ... do đó không phù hợp với loại xe du lịch nên ta không chọn.
Dẫn động thuỷ lực:
- Có ưu điểm quan trọng là:
+ Độ nhạy lớn, thời gian chịu tác dụng nhỏ ( dưới 0,2 0,45).
+ Luôn luôn đảm bảo phanh đồng thời các bánh xe thì áp suất trong dẫn động chỉ bắt đầu tăng lên khi tất cả các má phanh đã ép sát trống phanh.
+ Hiệu suất cao( = 0,8 0,9)
+ Kết cấu đơn giản, kích thước, khối lượng, giá thành nhỏ.
+ Có khả năng dùng trên nhiều loại xe khác nhau mà chỉ cần thay đổi cơ cấu phanh.
- Bên cạnh đó loại dẫn động này còn có nhược điểm:
+ Yêu cầu độ bền khá cao, khi có một chỗ nào đó bị rò rỉ thì cả dẫn động không làm việc được.
+ Lực cần thiết tác dụng lên bàn đạp lớn nên thường sử dụng các bộ trợ lực để giảm lực đạp, làm cho kết cấu phức tạp.
+ Sự dao động áp suất của chất lỏng làm việc có thể làm cho các đường ống bị rung dộng và mô men phanh không ổn định.
+ Hiệu suất giảm nhiều ở nhiệt độ thấp.
Mặc dù có những nhược điể trên nhưng với công nghệ hiện nay ta có thể khắc phục tương đối. Loại dẫn động thuỷ lực này kích thước nhỏ gọn nhưng áp suất cao vì vậy dễ dàng lắp đặt phù hợp với loại xe du lịch nên chọn loại dẫn động này cho hệ thống phanh xe thiêt kế.
Có nhiều loại dẫn động thuỷ lực, nhưng chủ yếu phân ra bốn loại dẫn động cơ bản theo các sơ đồ sau:
...............................
2.3. Phân tích các sơ đồ dẫn động thuỷ lực và chọn sơ đồ cho dẫn động:
2.3.1.Phân tích các sơ đồ hình 1:1
ta đi phân tích ưu nhược điểm của từng loại sơ đồ dẫn động trên:
Sơ đồ hình (a):
Phân dòng theo hai cầu, mỗi dòng một cầu.
- Ưu điểm:
+ kết cấu đơn giản, gọn nhẹ dễ chế tạo, giá thành rẻ.
- Nhược điểm:
+ độ an toàn không cao, hiệu quả giảm nhiều khi dòng nước hỏng.
* Sơ đồ hình (b):phân chồng chéo.
- Ưu điểm:
+ Kết cấu tương đối đơn giản, hiệu quả phanh luôn luôn còn 50% khi một dòng bị hỏng.
- Nhược điểm:
+ Có sự mất đối xứng lực phanh khi một dòng bị hỏng, nếu mặt đối xứng quá giới hạn cho phép, sẻ gây ra sự mất ổn định.
Sơ đồ hình (c):
Phân dòng: một dòng cho hai cầu;một dòng cho cầu mới.
- Ưu điểm:
+hiệu quả phanh còn 50% khi một dòng bị hỏng, hiệu quả phanh chung khi chưa hỏng dòng khá cao.
+Không có sự mất đối xứng khi mất một dòng hoặc không mất dòng nào.
- Nhược điểm:
+Kết cấu tương đối phức tạp.
Sơ đồ (d):
Phân dòng : hai dòng, mỗi một dòng cầu trước và nửa cầu sau.
- Ưu điểm:
+ Khi một dòng hỏng hiệu quả lớn hơn 50%, hiệu quả phanh cao.
- Nhược điểm:
+ Kếtcấu khá phức tạp.
+ Có sự bất đối xứng về phanh nếu một trong hai dòng bị trục trặc.
* Sơ đồ hình (e)
Có hai dòng, mỗi dòng cho cầu dưới và cho cầu sau.
-Ưu điểm:
+Độ an toàn cao, nếu mất một trong hai dòng hiệu quả phanh còn 100%. Đây là sơ đồ hoàn hảo nhất về hiệu quả cũng như sự mất đối xứng.
-Nhược điểm:
+ kết cấu qua phức tạp, giá thành cao khó chế tạo.
2.3.2. Chọn sơ đồ cho dẫn động:
Đối với loại xe du lịch đang thiết kế, cần chi tiết càng nhỏ gọn càng
tốt, an toàn, ...
Em chọn sơ đồ hình (a) kết cấu rất đơn giản lại rẻ tiền, mặt dù độ an toàn không cao ưu, nhược điểm như đã phân tích ở trên.
- Để khắc phục độ an toàn của dẫn động, ta làm như sau:
Khi chọn khi chọn thiết bị dẫn động ta chọn:
- chọn hoặc thiết kế dẫn động ta chọn hoặc tính độ bền.
- Lắp đặt an toàn, tránh va đập...
Chọn hệ thống dẫn động thuỷ lực thì có thể phải dùng bộ trợ lực, sẽ xét sau.
3. TÍNH TOÁN CÁC THÔNG SỐ CƠ BẢN CỦA HỆ THỐNG PHANH YÊU CẦU XE THIẾT KẾ.
..............................
3.1.3.2. xác định góc góc tạo bởi lực N và trục X-X
quy luật phân bố áp suất trên má phanh là hình sin làm phức tạp cho việc tính toán cơ cấu phanh. Vì góc ôm không lớn lắm và guốc phanh có thể bị biến dạng khi phanh, cho nên sự chênh lệch về phân bố áp suất trên má phanh trong phạm vi góc ôm như thế không lớn lắm. Để dể tính toán ta coi như áp suất phân bố đều trên má phanh.
ô = 900 – DOO1 = 90 - DOE – EOO1
= 900- ()+ 0
= 900 - (+0)/2
Theo tài liệu [1] ta có góc ôm má phanh:
=(900 1100). Chọn =1000
0=250 Góc tương ứng giữa bán kính tuỳ ý O1OE
= 900 - (+1)/2 = 27,50
* Xác định góc â1 góc ôm guốc phanh
1 = 100 + 25 = 1250
Xác định góc ô0 ứng với điểm cố định O1 và trục đứng oy
C =0,85.rT = 0,85.D/2 =0,85.240/2 =102 [mm]
Þ ô0 =10,20 góc tương ứng điểm cố định và trục yy
* xác định khoảng cách S( từ tâm O đến điểm quay cố định O1 )
[mm]
Với h” = 100 mm; ô0 = 10.20
Thay số vào phương trình trên ta có:
S [mm]
3.1.3.3. Tính toán lực ép guốc phanh:
Xét cân bằng guốc phanh với các giả thuyết sau:
-Ap suất phân bố đều theo chiều rộng má phanh
-Quy luật phân bố áp suất theo chiều dài má phanh không phụ thuộc vào giá trị lực ép và có dạng tổng quát sau:
q = qmax.
Với : Hàm phân bố áp suất = 1
q: áp suất phân bố trên má phanh
-Phân bố áp suất giữa trống và má phanh không phụ thuộc vào dẫn động phanh (nặng hay nhẹ).
Xét một phân tố vô cùng bé d khi phanh chịu tác dụng của lực pháp tuyến dN .
dN = qbrd
- lực ma sát :
dFms = dN. = qmax brd
từ lực ma sát tạo ra mômen phanh
dMp= dFmsr = qbr2d
dMp = qmax br2d (2.8)
tích phân biểu thức (2.8) từ 0 đến 1 ta được mômen phanh tổng do các guốc phanh tương ứng tạo ra
Mp1 = qmax br2 (2.9)
Để xác định qmax ta viết phưong trình cân bằng mômen đối với điểm quay cố định O1 của guốc
± (2.10)
mặt khác : l = (r - Scos)
Trong đó :
: góc ứng với điểm quay cố định O1OD đang xét
P : lực phanh
h: khoảng cách giửa hai điểm tỳ guốc phanh
: hệ số masát giửa trống và má phanh. theo tài liệu [1] chọn:
= 0.3
S: khoảng cách từ tâm đến điểm cố định guốc phanh O1
Thay dFms và dN vào (2.10) ta có:
Ph ± qmax brd - qmax brd = 0
qmax =
qmax = (2.11)
thay biểu thức (2.9) vaò (2.11) rồi chia cho ta được phương trình xác định mômen phanh cho từng cầu:
M1,2 =
M1,2 = (2.12)
Đặt : A=
B = 1-
Thay A và B vào (2.12) ta được phương trình mômen phanh như sau:
Mp1,2 = (2.13)
Dấu (-) ở mẫu số biểu thức (2.13) tương ứng với guốc tự siết, còn dấu (+) ứng với guốc tự tách. Vậy mô men phanh hai guốc là
Mp = Mp1 =Mp2= (2.14)
+ xét áp suất phân bố đều trên má phanh = 1
A =
B = 1-
Trong đó:
S =102 mm khoảng cách từ tâm đến điểm cố định guốc phanh O1r = D/2n = 240/2 = 120 (mm) bán kính trống phanh
â1 = 1250 góc ôm guốc phanh
0=250 Góc tương ứng giữa bán kính tuỳ ý O1OE
Ta được :
A =
B = 1- (mm)
Do hệ thống phanh dẩn động bằng thuỷ lực nên lực ép trên các xi lanh công tác là như nhau, dẩn đến lực ép trên các guốc phanh bằng nhau.
P = P1 = P2
Từ phương trình (2.13)
Mp =
Tính lực ép của cơ cấu phanh:
+ Đối với cầu trước các guốc đều tự siết
Mp1 = Mpt = Mpph =
P1 = Mp1(A-B)/(2..h)
Các thông số đã được chú thích trước
Với M1 = 1313,755 [Nm] ;
A = 0,721
B = 0,806
µ = 0.3
h = 0.2 [m]
thay số vào phương trình ta có
P1 = 1313.755. (N)
+ đối với phanh sau một guốc tự tách một guốc tự siết
Mps= Mpt + Mpph =
Mps = P2 = Ps
P2 = Mps
Thay số vào biểu thức trên ta có:
P2 = 805,2 (N)
3.2. xác định các kích thước cơ bản của cơ cấu phanh:
các kích thước guốc phanh, má phanh được xác định trên cơ sở đảm bảo công ma sát riêng, tỷ số trọng lượng toàn bộ của ôtô trên diện tích toàn bộ của các má phanh và chế độ làm việc của phanh.
+ Ap suất sinh ra trên toàn bộ bề mặt má phanh phải thoả mản điều kiện sau:
q = (2.15)
theo tài liệu [1]
Ap suất cho phép trên má phanh cực đại [q]max =[1,52,0]MN/m2
Chọn [q] = 2 MN/m2
Từ biểu thức (2.15) ta suy ra
b
Vì mô men phanh trước lớn hơn mômen phanh sau nên ta chỉ cần chọn bề rộng má phanh theo má phanh trước là được.
+ Bề rộng má phanh trước :
b1 (mm)
Theo số liệu đã có:
Mp1 = 1313,755 Nm
=1000
q = 2.106 N/m2
µ = 0,3
thay số vào biểu thức trên ta có:
b1 (m)
b1 = 29 (mm)
Chọn b = 40 mm chung cho tát cả các guốc trước và sau.
3.3. Kiểm tra điều kiện tự siết .
để điện kiện tự siết không xảy ra khi.
A - B 0
Với :
A = 0,721
B = 0,806
= 0,3
Thay số vào ta có:
0,721/(0,3.0,806) = 2,98 > 0
Vậy thoã điều kiện tự siết trên.
3.4. tính toán nhiệt và mài mòn trống phanh.
tính toán nhiệt và mài mòn, được tiến hành theo các chỉ tiêu gián tiếp, là áp suất trung bình trên bề mặt ma sát của guốc tự siết,và công ma sát riêng. Xác định nhịêt độ đốt nóng trống phanh và cường độ mài mòn như sau:
Ap suất trung bình trên má phanh:
qtb = [2.16]
với :
[qtb] : áp suất trung bình cho phép. Theo tài liệu [1] [qtb] = 2,0 Mpa- đối với má phanh bằng vật liệu atbét thông thường.
Mp1 = 1313,755 Nm
= 0,3
b = 40 mm
r = 120 mm
= 1000
thay số vào công thức [2.16] trên
qtb = [N/m2]
qtb < [qtb] thoã mãng [2.16]
- Công ma sát riêng (lms) bằng tỷ số giữa công ma sát sinh ra khi phanh ôtô từ tốc độ cực đại đến khi dừng và tổng diện tích (F) của tất cả các má phanh:
lms = [2.17]
theo tài liệu [1] [lms] = 400015000 KN.m/m2
Trong đó:
Ga : trọng lượng toàn bộ xe khi đầy tải Nm
V0 : vận tốc ôtô bắt đầu phanh m/s
Gg : gia tốc trọng trường g = 9,81 m/s2
F: diện tích toàn bộ má phanh ở tất cả các cơ cấu phanh của ôtô (m2)
F = 8.r.b.
Trong đó :
R,b, : đã được giải thích trên
Thay số vào công thức trên ta có:
F = 8.0,12.0,04.100.3,14/180 = 0,067
Để kiểm tra công ma sát ta xét xe chạy với tốc độ cực đại V0 = 140 km/g tương đương với V0= 38,89 m/s
Thay số vào công thức (2.17)
lms = [Nm/m2]
lms = 13544,168 [KNm/m2]
lms < [lms] thoã mảng công thức (2.17)
3.4.1. Tính toán nhiệt đốt nóng trống phanh:
trong quá trình phanh, động năng của ôtô biến thành nhiệt năng ở trống phanh và một phần thoát ra không khí.
Theo tài liệu [1] ta có phương trình cân bằng năng lượng :
trong đó :
Ga : trọng lượng ôtô tác dụng lên hai cầu khi phanh
g : gia tốc trọng trường g = 9,81 m/s2
V1,V2 : ứng với vận tốc khi xe bắt đầu phanh V1= 8,33 m/s đến lúc xe dừng hẳn V2 = 0 m/s :
C : nhiệt dung riêng chi tiết bị nung nóng đối với vật liệu làm tang trống bằng hợp kim nhôm C = 950 J/kg.độ
∆t : sự tăng nhiệt độ của trống phanh so với môi trường không khí 0K
t : thời gian phanh (giây)
Ft : diện tích làm mát trống phanh (m2)
mt : khối lượng các trống phanh (kg)
Lượng là phần năng lượng truyền ra môi trường không khí. Khi phanh ngặt thời gian phanh ngắn năng lượng truyền ra môi trường không đáng kể, có thể bỏ qua, trên cơ sở đó xác định sự tăng nhiệt độ trống phanh trong khi phanh như sau:
∆t =
mt = [2.18]
sự tăng nhiệt độ của trống phanh khi phanh, với tốc độ V1 = 8,33 m/s cho đến khi dừng hoàn toàn V2 = 0 m/s không được vượt qúa 150C:
Chọn [∆t] = 80
G = 1200 [KG]
g = 9.81 m/s2 gia tốc trọng trường
Thay số vào [2.18] ta có:
mt ⋝ [kg]
mặt khác :
mt = [kg]
trong đó:
: khối lượng riêng vật liệu làm trống phanh, theo trên đã chọn vật liệu là hợp kim nhôm có = 2,8.103 kg/m2
bt bề rộng trống phanh ta chọn dựa trên cơ sở bề rộng má phanh đã tính, chọn bt bằng b cộng với độ dôi ra hai bên má phanh, mổi bên khoảng 10mm :
bt = b + 20 = 40 + 20 = 60 [mm]
* đường kính ngoài trống phanh :
D = [m]
D = [m]
D = 260,7 [mm]
4. TÍNH TOÁN DẪN ĐỘNG phanh.
..........................................
Hình 3.1 Sơ đồ dẫn động phanh
D :đường kính xi lanh chính; d1 : đường kính xi lanh bánh trước
d2 : đường kính xi lanh bánh sau; r1, r2 kích thước ghi trên sơ đồ trên
4.2. xác định đường kính xi lanh trong hệ thống phanh:
4.2.1. Đường kính xi lanh công tác:
theo tài liệu [1]
D = [mm]
Trong đó:
P lực ép cần thiết của cơ cấu phanh đang xét:
pmax : áp suất cực đại cho phép trong dòng dẩn động. Theo tài liệu [1] pmax = 812 Mpa.
Chọn : pmax = 9 Mpa.
P1=4116,16: lực ép cần thiết của cơ cấu phanh bánh trước
P2=3429,38: lực ép cần thiết của cơ cấu phanh bánh sau
Thay số vào phương trình trên ta có:
- đường kính xi lanh cầu trước:
d1 = [mm]
lấy: d1 = 24 [mm]
- đường kính xi lanh cầu sau:
d2 = [mm]
Lấy: d2 = 23 [mm]
4.2.2. Đường kính xi lanh chính:
Theo tài liệu [1] dựa vào đường kính xi lanh công tác, ta chọn đường kính xi lanh chính như sau:
d1/dc = 11,5
Hoặc : ds/ dc = 0,9 1,2
Chọn: dc = d2 = 23 [mm]
4.3. xác định tỷ số truyền bàn đap:
theo tài liệu [1]ta có phương trình bàn đạp:
Sbđ = ≤[ Sbđ] [mm]
Trong đó:
di : đường kính xi lanh công tác.
dc : đường kính xi lanh chính
: khe hở giửa pitông xi lanh chính và thanh đẩy bàn đạp
theo tài liệu [1] = (1,5 2,5) mm. Chọn: =2 mm
, ” : hành trình không tải pitông xi lanh chính. theo tài liệu [1] ,” = (1.5 2.5) mm
Chọn , ” = 2 mm .
n: số xi lanh các bánh xe được điều khiển bởi xi lanh chinh.
xi : hành trình không tải xi lanh thứ I:
xi = (0 + m ) (h” + h)/h” [mm]
với:0 - khe hở hướng kính giữa trống phanh và má phanh . theo tài liệu [1]
: = (0,50,6) mm
chọn : = 0,5 mm
m :độ mòn hướng kính cho phép có thể bỏ qua khi tính xi:
thay số vào phương trình xi ta có:
xi = 0,5.2.2 = 2 [mm]
Theo tài liệu [1] ta có [Sbđ] không vược quá 150 mm đối với xe du lịch.
Chọn Sbđ = 150 mm.
-Tỷ số truyền bàn đạp :
r1/r2 =
Chọn: ibđ = 8,4
4.4. Xác định lực cần thiết tác dụng bàn đạp:
pbđ =
- trong đó:
ibđ, pi, dc : đã được giải thích trước:
: hiệu suất theo hệ thốnh. Theo tài liệu [1] = 0,92
...................................
5. PHÂN TÍCH ,CHỌN VÀ TÍNH TOÁN TRỢ LỰC YÊU CẦU CỦA XE THIẾT KẾ :
5.1. phân tích và chọn trợ lực:
đối với loại xe du lịch thiết kế, có động cơ xăng tốc độ cao phù hợp với trợ lực chân không nó có ưu điểm là:
không cần sử dụng nguồn năng lượng bên ngoài, mà sử dụng ngay độ chân không tạo bởi trên đường nạp động cơ để tạo lực.
Bên cạnh đó trợ lực chân không có các nhược điểm sau:
- hiệu quả bộ trợ lực thấp, để tăng lực trợ lực lớn phải tăng kích thước của bầu trợ lực lên.
Ngoài trợ lực chân không ra còn có trợ lực khí nénnhưng ta không chọn loại này cho xe thiết kế vì:
Sử dụng trợ lực khí nén phức tạp, phải có hệ thống tạo khí nén như máy nén khí, hệ thống dẫn...và phải mất công suất động cơ kéo máy nén..cồng kềnh không phù hợp với xe du lịch thiết kế.
5.2. sơ đồ và đặc tính của trợ lực:
5.2.1. Xác định đặc tính của bộ trợ lực:
- hệ số trợ lực Ky
Ky =
Pmax, Pmax :Ap suất cực đại tương ứng trong hệ thống trợ lực có làm việc và không có làm việc.
Ky = 1+ Pbđtt/Pbđch
với: Pbđtt = 507.8 [N] lực bàn đạp tính toán
Pbđch = 150 [N] lực bàn đạp chọn
Thay số vào phương trình trên ta có:
Ky = 1+ 507,8/150 = 4,385
5.2.2. đặc tính của bộ trợ lực:
Hình 4:2 Sơ đồ trợ lực chân không
1: Xi lanh công tác; 2: van nối thông giữa khoang A và khoang B
3: thanh đẩy; 4: bàn đạp; 5: van nối giữa khoang A và không khí; 6: màn
7: xi lanh chính ; 8: Bàn đạp ; 9: cần đẩy
5.2.4. nguyên lý hoạt động:
khi chưa phanh thì khoang A và B của bộ trợ lực thông với nhau và thông với đường nạp động cơ, lúc này thì van không khí đóng. Động cơ làm việc có độ chân không cao, áp suất trong khoang A và B bằng nhau và bằng áp suất trong đường nạp động cơ.
Khi đạp phanh thanh đẩy dịch sang phải, cho phép lò xo trong van 2 đóng đường thông giữa khoang A và B lại, đồng thời mỡ đường qua ống 5, nối A với khí quyển. Độ chênh áp giữa 2 khoang tạo nên áp lực đẩy piston 6 sang phải và tác dụng lên đòn 7 một lực Q, dưới tác dụng của lực Q và lực từ bàn đạp tạo thành lực Q1 trên thanh đẩy đẩy piston để phanh. Trong quá trình phanh người lái đạp phanh và giữ lại ở vị trí cố định, do chênh áp giữa A và B lớn hút màn đi sang phải, làm hở van 2 ra khoang A và B thông nhau, áp suất giữa 2 khoang bằng nhau, thanh đẩy cùng với màn dừng lại (đây là cơ cấu tỷ lệ). Nếu tiếp tục đạp phanh thì quá trình diễn ra như trên cho đến khi lực đạp lớn nhất như thiết kế.
Khi nhả phanh lò xo hồi vị cộng với áp suất dầu đẩy thanh đẩy đi ra, van 2 mở ra, A và B thông nhau và thông với đường nạp động cơ đồng, thời đóng đường ống nối 5 lại, cơ cấu về lại vị trí ban đầu
5.3. Xác định lực các thông số của cơ bản trợ lực:
công thức tính lực trợ lực:
pbđc.ibđ + ptl.tl = ptt
ptl = ( ptt - pbđc.ibđ )/tl
ptl =
pbđc : lực bàn đạp đã chọn trứơc
ptl : lực trợ lực
tl : hiệu suất trợ lực. Chọn theo tài liệu [1] tl = 0,92
các thông số còn lại đã được giải thích trước:
thay số vào ta được:
ptl = [n]
mặt khác :
ptl =
trong đó :
Dtl : đường kính xi lanh trợ lực.
p : độ giảm áp suất cực đại trong buồng xi lanh.
Theo tài liệu [1] ta có: p = 0,05 Mpa
