Chơng 3: Tính toán thiết kế hệ thống phanh.
3.1. Tính toán thiết kế cơ cấu phanh.
3.1.1. Thông số ban đầu dùng để tính toán thiết kế phanh.
- Trọng lợng bản thân: G0 = 785 KG
- Trọng lợng toàn bộ: G = 1645 KG
+ Cầu trớc:

G1 = 495 KG

+ Cầu sau:

G2 = 1150 KG

- Chiều dài cơ sở:

L = 1810 mm

- Hệ số bám giữa bánh xe và mặt đờng: = 0,75
- Kích thớc bao : LxBxH = 3613x1400x1825 mm
- Gia tốc phanh yêu cầu : Jpmax= 5 (m/s2)
- Kích thớc lốp : 5.00- 12 (inch)
- Chiều dài thùng : Lth= 2190 mm
3.1.2. Xác định tọa độ trọng tâm của ô tô.
Căn cứ vào vị trí số trọng lợng các thành phần và tọa độ trọng tâm của chúng, ta xác
định chiều cao trọng tâm toàn ô tô theo phơng pháp cân ô tô trên mặt phẳng nghiêng (
theo lý thuyết ô tô):
h g=

(G .h
i

gi

)/G

Trong đó: hg : Chiều cao trọng tâm của ô tô khi đủ tải
hgi: Chiều cao của các thành phần trọng lợng
+ Chiều cao trọng tâm của ô tô khi không tải, hg1=560 ( mm)
+ Chiều cao trọng tâm kíp lái, hg2 = 1050 (mm)
+ Chiều cao trọng tâm hàng hoá khi đầy tải, hg3 =1160 (mm)
Gi : Các thành phần trọng lợng
+ Trọng lợng ô tô khi không tải, G1 = 785 KG
+ Trọng lợng của kíp lái, G2 = 110 KG
+ Trọng lợng của hàng hoá khi đủ tải, G3 = 750 KG
G : Trọng lợng toàn bộ của ô tô, G = 1645 KG


Vậy:
hg= (785.560 + 110.1050 + 750.1160) / 1645 = 870 (mm)
- Khoảng cách trọng tâm đến tâm trục trớc:
a = Z2. L/ G = 1150.1810/1645 = 1265 (mm)
- Khoảng cách trọng tâm đến tâm trục sau:
b = L- a = 1810- 1265 =545 (mm)
3.1.3. Xác định mô men cần thiết sinh ra ở cơ cấu phanh.
Mô men sinh ra ở các cơ cấu phanh của ô tô phải đảm bảo giảm tốc độ hoặc dừng ô
tô hoàn toàn với gia tốc chậm dần trong giới hạn cho phép.

Pj

Z1 Pp1


hg

G1

G2

G
b

a

Z2

Pp2

L

Hình 3.1: Các lực tác dụng lên ô tô khi phanh
Ta có hệ số phân bố tải trọng lên cầu trớc và cầu sau tơng ứng là:
m1= 1+
m2= 1-

J p max .hg
g .b
J p max .hg
g.a

Trong đó:
hg: Chiều cao trọng tâm của xe, hg= 870 (mm)
g: Gia tốc trọng trờng, g = 9,81 (m/s2)

Jpmax: Gia tốc phanh cực đại, Jpmax= 6 (m/s2)
Thay số vào ta đợc:
m1= 1+

6.0,87
= 1,98
9,81.0,545


m2= 1-

6.0,87
= 0,58
9,81.1,265

Với cơ cấu phanh đặt trực tiếp ở tất cả các bánh xe thì mô men phanh tính toán cần
sinh ra ở mỗi cơ cấu phanh ở hai cầu tơng ứng là:
+ ở cầu trớc là:
Mp1=

G1 .m1 .
.rbx (N.m)
2

Mp2=

G2 .m2 .
.rbx (N.m)
2


+ ở cầu sau là:

Trong đó:
G1, G2 : Tải trọng tơng ứng tác dụng lên các bánh xe ở cầu trớc và sau ở
trạng thái tĩnh trên mặt đờng nằm ngang.
: Hệ số bám của bánh xe với mặt đờng, = 0,7

rbx : bán kính bánh xe
rbx= r0.
r0= (d0 +2.B).25,4/2 = (12 +2.5).25,4/2 = 279,4(mm)
: Hệ số biến dạng của lốp, chọn = 0,945

vậy: rbx = 279.0,945 = 264 (mm) = 0,264 (mm)
Thay số vào ta đợc:
Mp1=

4950.1,98.0,7
.0,264 = 906 (N.m)
2

Mp2=

11500.0,58.0,7
.0,264 = 616 (N.m)
2

3.1.4. Tính toán cơ cấu phanh
1. Tính toán cơ cấu phanh sau:
Trên xe tải nhỏ có cơ cấu phanh sau là dạng tang trống. Cơ cấu này có lực đẩy guốc
phanh P1= P2 do đờng kính piston xilanh công tác bằng nhau. Để đánh giá đợc sự làm

việc của cơ cấu phanh trên sơ đồ đa ra phản lực pháp tuyến X1, X2 tác dụng từ trống


phanh lên guốc phanh và các lực ma sát tơng ứng Y1, Y2. Để đơn giản chúng ta giả thiết
rằng các phản lực pháp tuyến và lực ma sát là lực tập trung và đặt chính giữa bề mặt làm
việc của guốc phanh. Trên sơ đồ không vẽ các phản lực tại các gối tựa. Nếu chúng ta khảo
sát tổng mô men của các lực đối với các chốt tựa tính cho từng guốc thì mô men phanh do
guốc trớc tạo ra Mp1 sẽ lớn hơn mô men phanh do guốc sau tạo ra Mp2. Điều này có thể
giải thích là do mô men của lực Y1 tác dụng lên guốc trớc cùng chiều với mô men của lực
đẩy P1, do vậy mà sự ép của guốc trớc vào trống phanh sẽ lớn hơn so với guốc sau. Vì
vậy nếu kích thớc của hai guốc phanh nh nhau thì guốc trớc sẽ mòn nhiều hơn.
a) Xác định góc ( ) và bán kính ( ) của lực tổng hợp tác dụng lên má phanh
Trong trờng hợp này coi áp suất trên má phanh phân bố theo qui luật hình sin.
Ta có: tg =

cos 2 1 cos 2 2
2 0 + sin 2 1 sin 2 2

(1)

Góc là góc hợp bởi lực pháp tuyến N1 và trục X1- X1
1: Góc tính từ tâm chốt quay của guốc phanh đến chỗ tán tấm ma sát,

1=140- 160

0: Góc ôm của tấm ma sát, 0=1000- 1200
2 = 1+ 0

Ta có: =


2.rt .(cos 1 cos 2 )

+ sin 0 2. 0 . cos( 1 + 2 ). sin 0
2
0

2

(2)

Trong đó:
: Bán kính điểm đặt của tổng phản lực tác dụng lên guốc phanh khi phanh.

rt: Bán kính của tang trống, xe tham khảo có rt=140(mm) = 0,14(m)
+ Đối với guốc phanh trớc:
Chọn: 1= 150 , 0= 1200=2,09 (rad), => 2= 150+1200 = 1350
Thay các giá trị trên vào công thức (1), (2) ta đợc:
tg t =
t =

cos 30 0 cos 270 0
= 0,1525 => t =8,70.
0
0
2.2,09 + sin 30 sin 270

2.0,14.(cos15 0 cos135 0 )
2,09 2 + sin 2 120 0 2.2,09. cos(15 0 + 135 0 ). sin 120 0

+ Đối với guốc phanh sau:


= 0,17 (m)


Chọn: 1= 150 , 0= 1000=1,74 (rad), => 2= 150+1000 = 1150
Thay các giá trị trên vào công thức (1), (2) ta đợc:
tg s =
s =

cos 30 0 cos 230 0
= 0,32 => t =180.
2.1,74 + sin 30 0 sin 230 0

2.0,14.(cos15 0 cos115 0 )
1,74 2 + sin 2 100 0 2.1,74. cos(15 0 + 115 0 ). sin 100 0

= 0,15 (m)

b) Xác định các lực cần thiết tác dụng lên guốc phanh bằng phơng pháp hoạ 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 trớc và sau bằng 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 đợc góc và bán kính nghĩa là
xác định đợc hớng và điểm đặt lực N (Lực hớng vào tâm O)
Lực R là lực tổng hợp của N và T, lực R tạo với N một góc
Góc đợc xác định nh sau:
tg =

T
=à

N

Với à là hệ số ma sát giữa tấm ma sát với tang trống, à = 0,3.
=> tg = 0,3 => = t = s = 170
Mô men sinh ra ở cơ cấu phanh của một bánh xe là:
MP = R1.r0t+ R2.r0s
Với : r0t = t .
r0s = s .

à
1+ à

2

à
1+ à 2

(3)
= 0,17.
= 0,15.

0,3
1 + 0,3 2
0,3
1 + 0,3 2

= 0,049 (m)
= 0,044 (m)

MP : mô men phanh, MP = 616 (N.m)

Muốn xác định R1, R2 ta dùng phơng pháp hoạ đồ bằng cách vẽ đa giác lực của
guốc phanh trớc và sau. Thông thờng để cho dễ dàng tính toán ta chọn đờng kính của
các xilanh làm việc trên các bánh xe là nh nhau, lúc đó lực đẩy P tác dụng lên hai má
phanh là nh nhau.


Từ điểm đặt lực P ta kéo dài lực P, quay hai vòng tròn có bán kính t và s kết hợp
với các góc t và s xác định đợc điểm đặt lực R1 và R2, vẽ hai vòng tròn có bán kính r0t
và r0s , kẻ tiếp tuyến của hai đờng tròn đi qua hai điểm đặt lực của R1 và R2. Đó là
phơng của R1 và R2, hai đờng tiếp tuyến này cắt đờng kéo dài của lực P tai O và O.
Từ O nối với tâm chốt quay của má trớc ta có phản lực U1 và nối O với tâm chốt quay
của má sau ta có phản lực U2. Nh vậy trên mỗi guốc phanh có có ba lực P, R1, U1 và P,
R2, U2. Ta xây dựng hai đa giác lực này bằng cách lấy hai đoạn bằng nhau để thể hiện lực
P, nối tiếp P là R1 bằng cách trợt thớc kẻ theo đờng // với đờng R1 và lại nối tiếp với
U1 cũng kẻ // với đờng U1 ta sẽ có tam giác khép kín . Tơng tự ta có tam giác thứ hai đối
với má sau.
0''

0'

P1

P1 P2

X1
U1

T1

R1


R2

X2

r01
0

8,6

N1
R1

R2

0

r02

0

18

U1

U2

P2

U2


Y1

Y2

Hình 3.2: Hoạ đồ lực tác dụng lên cơ cấu phanh sau
Từ đồ hoạ ta dùng thớc kẻ ly đo đợc:
R1
= 2,16 => R1 = 2,16.R2
R2

Thay vào (3) ta đợc:
616 = (2,16.R2.0,045 + R2.0,04)
=> R2 = 4520 (N)
Trên đồ thị ta đo đợc R2 = 62 (mm)
Vậy ta có tỷ lệ xích là:
à =

4520
62

= 73 (N/mm)

N2

T2


Trên hoạ đồ ta đo đợc:
R1= 136 (mm).


P1= P2= 40 (mm)

U1= 103 (mm).

U2= 25 (mm).

Từ đó ta tính đợc:
R1 = 136 . 73 = 9928 (N)
U1 = 103 . 73 = 7519 (N)
U2 = 25 . 73 = 1825 (N)
P1 = P2 = 40 . 73 = 2920 (N)
Mặt khác:
R1 =
N1 =

N 12 + T12 = N 1 + ( à .N 1 ) 2
R1
1+ à 2

=

9928
1 + 0,3 2

(T1 = à .N1)

= 9509 (N)

T1 = 0,3. 9509 =2853 (N)

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

Các thông số

Cơ cấu phanh
Guốc trớc

Guốc sau

8,60

180

(độ)

(m)

0,17

0,15

r0 (m)

0,049

0,044

R (N)

9928


4520

U (N)

7519

1825

P (N)

2920

2920

c) Tính toán xilanh bánh xe:
Ta có:

P = p.s


Trong đó: P: Lực tác dụng của xilanh vào guốc phanh. (N)
p: áp lực dầu trong đờng ống, chọn p = 60 (KG/cm2)
s: Tiết diện của piston
Với:

s=

.d 22
4


=

P
=> d2 =
p

4.P
.p

d2: Đờng kính xilanh bánh sau.
Thay số vào ta đợc:
d2 =

4.2920
= 2,5 (cm) = 25 (mm)
3,14.600

d) Kiểm tra hiện tợng tự xiết.
Hiện tợng tự xiết trong quá trình phanh là hiện tợng 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 trờng hợp nh vậy mô men phanh đứng về phơng diện mà nói sẽ tiến tới vô hạn.
Hiện tợng tự xiết sẽ gây ra bó cứng bánh xe, làm mất ổn định khi phanh, nhất là
trong trờng hợp xe tiến. Do đó trong tính toán thiết kế cần kiểm tra hiện tợng tự xiết khi
xe tiến.
Để kiểm tra hiên tợng tự xiết, ta thiết lập mối quan hệ giữa mô men phanh MP và lực
ép P.
Xảy ra hiện tợng tự xiết khi: à =

C. cos

= tg <=> R1 đi qua tâm O1.
C. sin

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

C=115

(mm) (tham khảo xe tiêu chuẩn)
+Trờng hợp xe tiến: Khi xe tiến về phía trớc, hiện tợng tự xiết chỉ có thể xảy ra ở
guốc phanh trớc.
Với à = 0,3; t = 170 (mm); t = 8,60
=> tg =

115. cos 8,6 0
= 0,744 > à = 0,3
170 115. sin 8,6 0

Nh vậy không xảy ra hiện tợng tự xiết ở bánh xe khi xe tiến.


+ Trờng hợp xe lùi:
Với à = 0,3; s = 150 (mm); s = 180
=> tg =

115. cos18 0
= 0,96 > à = 0,3
150 115. sin 18 0

Nh vậy không xảy ra hiện tợng tự xiết ở bánh xe khi xe lùi.

e) Xác định kích thớc của má phanh.
Kích thớc làm việc của má phanh guốc đợc chọn trên cơ sở đảm bảo công ma sát
riêng, áp suất trên má phanh, tỷ số trọng lợng của ô tô trên toàn bộ diện tích làm việc của
các má phanh và chế độ làm việc của phanh.
* 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 trớc khi phanh.
L=

G.V02
[L] = 400 1000 (J/cm2)
2.g.F

Trong đó:
G: trọng lợng toàn bộ của ô tô khi đầy tải.
V0: Tốc độ của ô tô khi bắt đầu phanh, chọn V0 = 60 Km/h = 16,66 (m/s)
g: Gia tốc trọng trờng, lấy g = 10 m/s2
F : Diện tích toàn bộ của các má phanh ở tất cả các cơ cấu phanh của ô tô
F = F1 + F2

Với

F1: Diện tích các má phanh của phanh trống.
F2: Diện tích các má phanh của phanh đĩa.

Ta có:

F1 = 2.rt.b.( 01 + 02 ).
F2 = 4.


Với


180

.R22 R12 0
.x .
2
180

b: Chiều rộng má phanh trống, b =60 (mm)
rt: Bán kính trống phanh, rt =140 (mm)
x0 : Góc ôm tấm ma sát, x0= 600

R1, R2 : Bán kính trong và ngoài tấm ma sát, chọn R1= 85 (mm), R2= 130(mm)


Thay số vào ta đợc:
F1 = 2.140.60.( 120 + 100).
F2 = 2.( 130 2 85 2 ).60.

3,14
= 645 (cm2)
180

3,14
= 220 (cm2)
180

=> F = 645 + 220 = 865 (cm2)

Vậy

1645.16,66 2
=26,4 (KG/cm2) = 264 (J/cm2) [L] = 400 1000 (J/cm2)
L=
2.10.865

Với kích thớc má phanh đã chọn đảm bảo công ma sát riêng do đó đảm bảo má phanh
thu toàn bộ động năng của ô tô với tốc độ V0.
* Kiểm tra áp suất trên bề mặt ma sát.
Do guốc trớc có áp suất lớn nên tính cho guốc trớc. Nếu guốc trớc thoả mãn thì
guốc sau sẽ thoả mãn yêu cầu.
q=

R1 .r0t
MP
=
1,5 2( MN / m 2 )
2
à .b.rt . 0 à .b.rt 2 . 0

MP: mô men phanh tác dụng lên guốc trớc.
R1= 9928 (N), r0t= 0,049 (m), 0 = 1200 = 2,09 (rad);
rt = 0,14 (m), b = 0,06 (m).
Thay các giá trị trên vào công thức ta đợc:
q=

9928.0,049
= 0,66.10 6 ( N / m 2 ) = 0,66( MN / m 2 ) 1,5 2( MN / m 2 )
2

0,3.0,06.0,14 .2,09

Vậy guốc phanh trớc đảm bảo áp suất riêng, do đó guốc phanh sau cũng đảm bảo áp
suất riêng.
f. 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 trờng 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.
Phơng trình cân bằng năng lợng:
t
G V12 V22
0
.
= mt .C.t + Ft . k t .d t
g
2
0


G: trọng lợng toàn bộ của ô tô khi đầy tải
g: Gia tốc trọng trờng, lấy g = 10 (m/s2)
V1, V2: Tốc độ đầu và cuối khi phanh
mt: Khối lợng của các trống phanh và các chi tiết bị nung nóng
(Khối lợng mỗi tang trống = 4 KG)
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 trờng không khí.
Ft: Diện tích làm mát của trống phanh.
kt: 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 lợng làm nung nóng trống phanh;

số hạng thứ là phần năng lợng 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 đợc sự tăng nhiệt độ của
trống phanh nh sau:
t0 =

G.(V12 V22 )
15 0
2.g.mt .C

Sự tăng nhiệt độ của trống phanh khi phanh với V1= 30 Km/h = 8,3 (m/s) cho đến khi
xe dừng hẳn V2= 0 ta có:
t0 =

1645.8,3 2
= 1,42 0 15 0 (Với mt = 8 Kg)
2.10.8.500

Vậy đảm bảo nhiệt độ làm việc của má phanh.
2. Tính toán cơ cấu phanh trớc.
Trên xe tải nhỏ sử dụng phanh đĩa có giá đặt xilanh di động và bố trí hai xilanh.
Phanh đĩa có giá xilanh di động chỉ bố trí xilanh thuỷ lực một bên. Giá xilanh có thể di
động đợc trên các trục nhỏ dẫn hớng bắt trên moay ơ. Khi phanh, dầu cao áp đẩy piston
ép một bên, má phanh ép sát vào đĩa phanh, đồng thời đẩy giá đặt xilanh trợt trên trục
dẫn hớng đến ép má phanh còn lại áp sát vào trống phanh. Khi cả hai má phanh đều ép
sát vào đĩa phanh, phanh mới đợc thực hiện.
a) Xác định kích thớc tấm ma sát:


+ Chọn tấm ma sát của phanh có dạng là một phần của hình vành khăn, có bán kính
trong R1 = 85 (mm) và bán kính ngoài R2 = 130 (mm).

Bán kính trung bình tấm ma sát đợc tính theo công thức:
Rtb=

R1 + R2
2

Thay số vào ta đợc: Rtb=

85 + 130
= 107,5 (mm) =0,1075 (m)
2

+ Hệ số ma sát giữa má phanh và đĩa quay à = 0.3
+ Số lợng đôi bề mặt ma sát: m = 2
b) Tính toán đờng kính xilanh bánh xe.
Mô men phanh sinh ra trên cơ cấu phanh đĩa là:
MP = Q .à.m.Rtb
Trrong đó:

(5)

+ à : Là hệ số ma sát, à = 0.3
+ m: Số lợng đôi bề mặt ma sát, m =2
+ Q: Lực ép tác dụng lên má phanh.
+ Rtb: Bán kính trung bình tấm ma sát, Rtb= 0,1075 (m)
+ MP : Mô men phanh của bánh trớc, MP= 906 (N.m)
M 'P
906
=
= 1510 (KG)

à.m.Rtb 0,3.2.0,1075

Từ (5) ta có:

Q=

Mặt khác ta có:

Q = p0 .

.d1
4

(6)

(7)

.n

Trong đó: + p0: áp suất trong hệ thống, p0 = 80(KG/cm2)
+ d1: Đờng kính xilanh bánh trớc
+ n: Số lợng ống xilanh, n = 1
Từ (7) ta có:

d1 =

4.Q
=
p 0 . .n


4.1510
= 5 (cm) = 50(mm).
80.3,14.1

Vậy đờng kính xilanh bánh trớc là: d1 = 50 (mm).
c. Kiểm tra áp suất tác dụng lên má phanh.
áp suất tác dụng lên má phanh đĩa đợc tính theo công thức:


q=

Q
[q] = 3- 5 (MN/m2)
2.F

( F: Diện tích một tấm ma sát)
và

F=

=> q =

F2
220
=
= 55 (cm2) = 5,5.10-3 (m2)
4
4

1510

= 14.104 (KG/m2) = 1,4 (MN/m2) < [q]
3
2.5,5.10

Vậy áp suất má phanh nằm trong giới hạn cho phép.
d) Tính toán nhiệt phát ra trong quá trình phanh.
Trong quá trình phanh động năng của ô tô chuyển thành nhiệt năng ở đĩa phanh và
một phần thoát ra môi trờng không khí.
Phơng trình cân bằng năng lợng:
t
G V12 V22
0
.
= mt .C.t + Ft . k t .d t
g
2
0

G: trọng lợng toàn bộ của ô tô khi đầy tải
g: Gia tốc trọng trờng, lấy g = 10 (m/s2)
V1, V2: Tốc độ đầu và cuối khi phanh
mt: Khối lợng của các đĩa phanh và các chi tiết bị nung nóng
(Khối lợng mỗi đĩa phanh = 3 KG)
C: Nhiệt dung riêng của các chi tiết bị nung nóng, ( C = 500 J/ Kg.độ).
t0: Sự tăng nhiệt độ của đĩa phanh so với môi trờng không khí.
Ft: Diện tích làm mát của đĩa phanh.
kt: Hệ số truyền nhiệt giữa đĩa phanh và không khí.
t: Thời gian phanh.
Trong công thức trên số hạng thứ nhất là phần năng lợng làm nung nóng đĩa phanh;
số hạng thứ là phần năng lợng 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 đợc sự tăng nhiệt độ của
đĩa phanh nh sau:
t0 =

G.(V12 V22 )
15 0
2.g.mt .C


Sự tăng nhiệt độ của trống phanh khi phanh với V1= 30 Km/h = 8,3 (m/s) cho đến khi
xe dừng hẳn V2= 0 ta có:
1645.8,3 2
= 1,9 0 15 0 (Với mt = 6 KG)
t =
2.10.6.500
0

Vậy đảm bảo nhiệt độ làm việc của má phanh.

3.2. Tính toán thiết kế dẫn động phanh.
1. Xác định các kích thớc cơ bản.
a) Xác định lực tác dụng lên bàn đạp.
Để tạo nên áp suất p = 80 KG/cm2 trên đờng ống thì cần phải tác dụng lực Q lên bàn
đạp. Công thức xác định lực Q:
Q=
Với

.D 2

l' 1

. p. .
l
4

(N)

(8)

+ D: Đờng kính xilanh tổng phanh, D = 21 (mm) = 2,1 (cm)
(chọn theo xe tham khảo)
+ l, l: Các kích thớc của đòn bàn đạp,

l ' 80
=
l 300

+ : Hiệu suất dẫn động thuỷ lực, = 0,92.
+ Q: Lực tác dụng lên bàn đạp phanh.
Thay các giá trị trên vào (8) đợc:
Q=

3,14.2,12
8 1
.80. .
= 80,3 (KG)
4
30 0,92

Đối với ô tô tải nhỏ, lực phanh lớn nhất cho phép: [Q] = 50 (KG)
Nh vậy, ta phải lắp thêm bộ trợ lực phanh để giảm nhẹ cờng độ lao động cho ngời lái.

b) Xác định hành trình bàn đạp phanh.
Với các kích thớc D, l, l đã chọn ở trên ta xác định đợc hành trình bàn đạp phanh
theo công thức sau:
2.d12 .x1 + 2.d 22 .x 2
l
h=(
. b + 0 ).
2
l'
D

(9)

Trong đó:
+ d1, d2: Đờng kính xilanh ở bánh xe trớc và sau


với d1= 50 (mm), d2= 25(mm)
+ 0 : Khe hở giữa thanh đẩy và xilanh chính, 0 = 1,5 (mm)
+ D: Đờng kính xilanh chính, D = 21 (mm)
+ l, l: Các kích thớc của đòn bàn đạp,

l ' 80
=
l 300

+ b : Hệ số bổ xung, khi phanh ngặt b = 1,05
+x1, x2: Hành trình piston của các xilanh làm việc ở cơ cấu phanh trớc và sau
- Phanh đĩa: x1 = 2.( + ) (mm)
: Khe hở trung bình giữa má và đĩa, = 0,06 (mm)

: Độ mòn hớng kính cho phép của má phanh, = 1,2 (mm)

=> x1 = 2.(0,06 + 1,2) = 2,52 (mm)
- Phanh trống: x2=

2(a + c).( + )
(mm)
c

(10)

Trong đó:
: Khe hở trung bình giữa má và trống, = 0,3 (mm)
: Độ mòn hớng kính cho phép của má phanh, = 1,2 (mm)

a: Khoảng cách từ tâm trống đến điểm đặt lực P, a = 112 (mm)
c: Khoảng cách từ tâm trống đến chốt cố định, c = 115 (mm)
Thay số vào (10) ta đợc:
x 2=

2(112 + 115).(0,3 + 1,2)
= 5,92 (mm)
115

Thay các giá trị vào (10) ta đợc:
h=(

2.49 2.2,52 + 2.22 2.5,92
30
.1,05 + 1,5). = 118 (mm)

2
8
25

Đối với ô tô tải, hành trình bàn đạp cho phép là: [h] = 180 (mm)
vậy: h < [h] =180 (mm), thoả mãn yêu cầu.
2. Thiết kế bộ trợ lực phanh loại chân không.
Theo tính toán ở trên, do lực phanh ngời lái cần tác dụng lên bàn đạp lớn quá tiêu
chuẩn cho phép nên cần phải có bộ cờng hoá để tránh cho ngời lái đỡ mệt nhọc, nhờ
vậy tránh đợc những sai phạm kỹ thuật, đảm bảo an toàn chuyển động.


a) Sơ đồ và nguyên lý làm việc của bộ trợ lực chân không.
(Hình 2.10 phần trợ lực phanh)
b) Xác định hệ số cờng hoá
Từ công thức xác định trên lực bàn đạp phanh:
Qbđ =

.D 2

l' 1
. pi . .
(11)
l
4

D: Đờng kính xilanh chính, D = 25 (mm)
l, l: Các kích thớc đòn của bàn đạp,

l ' 80

=
l 300

: Hiệu suất truyền lực, = 0,92

Qbđ: Lực bàn đạp cực đại khi có đặt bộ cờng hoá, Qbđ = 30 (KG)
Từ (11) ta xác định đợc áp suất pi là:
pi =

4.Qbd l
. .
.D 2 l '

Thay số vào ta đợc:

pi =

4.30 300
.
.0,92 = 21,1 (KG/ cm2)
2
3,14.2,5 80

Ta có áp suất do bộ cờng hoá sinh ra là:
p C = pt p i

(12)

pC: áp suất do bộ cờng hoá sinh ra.
pt: áp suất tổng cực đại khi phanh ngặt, chọn pt = 80 KG/cm2

pi: áp suất do ngời lái đạp phanh sinh ra khi đã đặt bộ cờng hoá.
Thay số vào công thức (12) đợc:
pC = 80- 21,1 = 58,9 (KG/cm2)
Hệ số cờng hoá là:
K=

pt
80
=
= 3,79
pi 21,1


Pt
KG/cm2

Kh

ic

ób

ột

rợ

lực

80


21,1

0

i
Kh

5

có

ô
kh

ng

b

rợ
ột

30

lự c

Qbd
(KG)

Hình 3.3: Đờng đặc tính của bộ cờng hoá chân không.
c) Xác định kích thớc màng của bộ trợ lực chân không.

Tổng lực Q C do bộ cờng hoá sinh ra một phần để thắng lực lò xo, một phần để sinh
ra áp suất pC trong xilanh chính
Xét sự cân bằng của màng cờng hoá ta có phơng trình:
Q C = p.Fm = Flx + QC

(13)

Trong đó:
Fm: Diện tích màng của bộ cờng hoá, Fm = .Dm2 / 4
Dm: Đờng kính màng của bộ cờng hoá.
p : Độ chênh áp giữa buồng trớc và buồng sau, p = 0,5 (KG/cm2)

Flx: Lực lò xo, dựa trên xe tham khảo chọn Flx = 5 (KG)
Qc: Lực do bộ cờng hoá sinh ra trong xilanh chính
.D 2 1
.
QC = p c .
4

(14)

Trong đó:
pc: áp suất trong xilanh chính do bộ cờng hoá sinh ra, pc = 58,9(KG/cm2)
D: Đờng kính xilanh chính, D =21 (mm) = 2,1 (cm)
: Hiệu suất dẫn động thuỷ lực, chọn = 0,95

Thay vào (14) đợc:


QC = 58,9.


3,14.2,12 1
.
= 215 (KG)
4
0,95

Thay các giá trị vào (13) đợc:
Fm =

QC + Flx 215 + 5
=
= 440 (cm2)
p
0,5

=> Dm =

4.Fm



=

4.440
= 24 (cm) = 240 (mm)
3,14

Vậy đờng kính màng của bộ trợ lực chân không là Dm = 240 (mm)
3. Thiết kế bộ điều hoà lực phanh theo tải trọng.

a) Xác định đờng đặc tính lý tởng của bộ điều hoa lực phanh
Đối với dẫn động phanh dầu, ta có mối quan hệ giữa mô men sinh ra ở cơ cấu phanh
với áp suất dẫn động phanh:
MP1 = k1 . p1
MP2 = k2 . p2
Trong đó:
MP1, MP2: mômen phanh sinh ra ở cầu trớc và cầu sau
p1, p2 : áp suất dẫn động phanh bánh trớc và sau
k1, k2: Hệ số tỷ lệ tơng ứng với phanh trớc và sau.
Mặt khác ta có:

MP1 =

G. .rbx
(b + .hg )
2 .L

MP2 =

G. .rbx
(a .hg )
2 .L

áp suất trong cơ cấu phanh cầu trớc:
p1 =

G. .rbx
(b + .hg )
2.L.k1


áp suất trong cơ cấu phanh cầu trớc:
p2 =

G. .rbx
(a .hg )
2.L.k 2


Với k1, k2 xác định theo công thức:
M P' 2
k2 = ' .k1
M P1

M P' 1
k1 = ' ;
p1

MP1, MP2: mô men phanh trên bánh xe trớc, sau khi = 0,25- 0,3
p1: áp lực trong dẫn động phanh bánh xe trớc khi = 0,25- 0,3
Từ quan hệ trên, ta xác định đợc mối quan hệ giữa áp suất p1 và p1 khi xe không tải và
khi xe đầy tải tuỳ theo cờng độ phanh, thông qua hệ số bám .
+ Khi xe không tải:
G0 = 785(KG); L = 181(cm);
a = 0,45.L = 0,45.181 = 81,5(cm); b = L- a = 181- 81,5 = 99,5 (cm)
hg = 56(cm) ; chọn p1 = 30 (KG/cm2)
+ Khi xe đầy tải:
G = 1645 (KG); L = 181 (cm); a = 126,5 (cm)
b = 54,5 (cm) ; hg = 87 (cm) ; chọn p1 =38 (KG/cm2)
Theo công thức ở trên ta tính đợc:
+ Khi xe không tải: k01 = 76,8 (cm3); k02= 27 (cm3)

p10 =

785.26,4.
(99,5 + 56. ) = 74,2 + 41,7 2
2.181.76,8

p20 =

785.26,4.
(81,5 56. ) = 172,8 - 118,7 2
2.181.27

+ Khi xe đầy tải : k1 = 102,2 (cm3) ; k2 = 69,5 (cm3)
p1 =

1645.26,4.
(54,5 + 87. ) = 64 + 102 2
2.181.102,2

p2 =

1645.26,4.
(126,5 87. ) = 218,4 - 150,2 2
2.181.69,5



0,1

0,2


0,3

0,4

0,5

0,6

0,7

0,8

p10

7.837

16.508

26.013

36.352

47.525

59.532

72.373

86.048


p20

16.093

29.812

41.157

50.128

56.725

60.948

62.797

62.272

7.42

16.88

28.38

41.92

57.5

75.12


94.78

116.48

p1


p2

20.338

37.672

52.002

63.328

71.65

76.968

79.282

78.592

3

p2


2

80
70
60
50
40
30
20
10
0

1

20

40

60

80

100

120

p1

Hình 3.4: Đồ thị đờng đặc tính lý tởng của bộ điều hoà lực phanh
1. Khi xe không tải

2. Khi xe đầy tải
3. Khi xe cha có bộ điều hoà lực phanh.
b) Xác định đờng đặc tính điều chỉnh của bộ điều hoà lực phanh.
Ta xác định đờng đặc tính điều chỉnh cố gắng sao cho đờng điều chỉnh càng gần
đờng đặc tính lý tởng trong khoảng làm việc chủ yếu của xe càng tốt.
*) Trờng hợp xe không tải:
+) Xác định điểm bắt đầu điều chỉnh ( bộ điều hoà bắt đầu làm việc)
Gọi điểm bắt đầu làm việc của bộ điều hoà trên đồ thị là A. Khi bộ điều hoà bắt đầu
điều chỉnh ta có: p1A = p2A


G0 . 01 .rbx
G . .r
(b + 01 .hg ) = 0 01 bx (a 01 .hg )
2.L.k 01
2.L.k 02



1
1
(b + 01 .hg ) =
(a 01 .hg )
k 01
k 02

Thay số vào ta đợc:

99,5 + 01 .56 81,5 01 .56
=

76,8
27

=> 01 = 0,6


Khi xe không tải, với hệ số bám 01 = 0,6 thì bộ điều hoà bắt đầu làm việc, tại đó có áp
suất:
p1A = p2A =

G0 . 01 .rbx
785.0,6.26,4
(b + 01 .hg ) =
(99,5 + 0,6.56) = 59,5 (KG/cm2)
2.L.k 01
2.181.76,8

+) Xác định điểm cuối cùng trên đồ thị đờng đặc tính (khi áp suất dầu đến cầu trớc p1
đạt cực đại)
Gọi điểm cuối cùng trên đồ thị đờng đặc tính của bộ điều hoà lực phanh là điểm C.
Tại đó có áp suất: p1C = 80 (KG/cm2)
p1C =

Mặt khác:


G0 . C .rbx
(b + C .hg )
2.L.k 01


785. C .26,4
(99,5 + C .56) = 80
2.181.76,8

=> 74,2. + 41,7. 2 80 = 0 => C = 0,77
áp suất p2C đợc tính theo công thức:
p2C =

G0 . C .rbx
785.0,77.26,4
(a C .hg ) =
(81,5 0,77.56) = 62,7 (KG/cm2)
2.L.k 02
2.181.27

+) Phơng trình quan hệ áp suất p1- p2 của bộ điều hoà lực phanh.
Đờng đặc tính của bộ điều hoà lực phanh là những đờng xiên đi qua hai điểm A và
C và tạo với đờng biểu diễn áp suất p1 những góc .
Ta có:

tg =

p 2C p 2 A 62,7 59,5
= 0,16 => = 8,90
=
p1C p1 A
80 59,5

Ta có phơng trình đờng đặc tính:
p2 p2A = tg (p1 p1A) => p2 = tg .p1 + p2A - tg .p1A

Thay số vào ta đợc:
p2 = 0,16.p1 + 59,5 0,16.59,5 = 0,16.p1 + 50
Nh vậy ta có phơng trình đờng đặc tính điều chỉnh khi xe không tải là: OAC, với
OA trùng với đờng đặc tính khi xe cha có bộ điều hoà.
*) Trờng hợp xe đầy tải:


a) Xác định điểm bắt đầu điều chỉnh ( bộ điều hoà bắt đầu làm việc)
Tơng tự nh trờng hợp xe không tải, ta xác định đợc thời điểm bắt đầu điều chỉnh
của bộ điều hoà khi xe đầy tải là điểm D.
Ta có:

p1D = p2D


G. D .rbx
G. D .rbx
(b + D .hg ) =
(a D .hg )
2.L.k1
2.L.k 2



1
1
(b + D .hg ) = (a D .hg )
k1
k2


Thay số ta đợc:

=> p1D = p2D =

1
1
(54,5 + D .87) =
(126,5 D .87)
102,2
69,5

=> D = 0,6

G. D .rbx
1645.0,6.26,4
(b + D .hg ) =
(54,5 + 0,6.87) = 75,2 (KG/cm2)
2.L.k1
2.181.102,2

+) Xác định điểm cuối cùng trên đồ thị đờng đặc tính ( khi áp suất dầu đến cầu trớc p1
đạt cực đại)
Gọi điểm cuối cùng trên đồ thị đờng đặc tính của bộ điều hoà lực phanh là điểm E.
Tại đó có áp suất p1E =80 (KG/cm2)
Ta có:

p1E =

G. E .rbx
(b + E .hg )

2.L.k1

Thay số vào ta đuợc:
80 =

p2E =

1645. E .26,4
(54,5 + E .87) 102 E2 + 64. E 80 = 0
=> E = 0,62
2.181.102,2

G. E .rbx
1645.0,62.26,4
(a E .hg ) =
(126,5 0,62.87) = 76,5 (KG/cm2)
2.L.k 2
2.181.69,5

+) Phơng trình quan hệ áp suất p1 p2 của bộ điều hoà lực phanh.
Đờng đặc tính của bộ điều hoà lực phanh là những đờng xiên song song với đờng
đặc tính của bộ điều hoà khi xe không tải. Do đó đờng đặc tính của bộ điều hoà khi đầy
tải cũng có hệ số góc là tg . Và tạo với đờng áp suất p1 góc


Ta có :

tg = 0,15 hay = 8,90

Phơng trình đờng đặc tính:

p2 p2D =tg (p1- p1D) => p2 = tg .p1 + p2D - tg .p1D
Thay số vào ta đợc:
p2 = 0,16.p1 + 75,2 0,16.75,2 = 0,16.p1 + 63,2 (KG/cm2)
Nh vậy ta có phơng trình đặc tính điều chỉnh khi xe đầy tải là : 0DE với 0D trùng với
đờng đặc tính khi xe cha có bộ điều hoà.
3

p2
D

80

E

A

1
C

59,5

80

62,7
59,5

2

40


0

p1

Hình 3.5: Đồ thị đờng đặc tính điều chỉnh của bộ điều hoà lực phanh.
0AC: Đờng đặc tính điều chỉnh khi xe không tải
0DE: Đờng đặc tính khi có tải.
c) xác định các thông số kết cấu bộ điều hoà:
*) chọn và xác định đờng kính cổ piston visai.
Ta có:

tg =

S1
S2

Trong đó: S1- Diện tích mặt dới của piston visai
S2- Diện tích mặt trên của piston visai.
Với:

S1 =

.( D 2 d 2 )
4

;

S2 =

.( D 2 d '2 )

4

d: Đờng kính cổ piston.
d: Đờng kính chốt tỳ, chọn d = 5 (mm)
D: Đờng kính của piston visai, chọn D = 30 (mm)


Thay số vào ta đợc: S2 =
S1 =

.( D 2 d 2 )
4

=> d = D 2

= S2. tg = 686,9. 0,16 = 110 (mm2)

4.110



3,14.(30 2 5 2 )
= 686,9 (mm2)
4

= 30 2

4.110
= 27,6 (mm)
3,14


*) Tính biến dạng của hệ thống treo phụ thuộc vào tải trọng và cờng độ phanh.
Để xây dựng đờng đặc tính biến dạngcủa hệ thống treo ta dùng công thức:
f=

G.a g 2 .L .G.hg

L.C P 2
L.C P 2

Trong đó:
G: Trọng lợng toàn bộ của ô tô
CP2: Độ cứng tổng cộng của hệ thống treo cầu sau, cầu trớc của mỗi
Chọn CP2= 5 (KG/mm)
g2: Trọng lợng phần không đợc treo, g2= 0,12.G
+) Độ võng của hệ thống treo tại điểm A
fA =

785.815 0,12.785.1810 0,6.785.560

= 22,7 (mm)
1810.5
1810.5

+) Độ võng của hệ thống treo tại điểm C
fC =

785.815 0,12.785.1810 0,77.785.560

= 14,5(mm)

1810.5
1810.5

+) Độ võng của hệ thống treo tại điểm D
fD =

1645.1265 0,12.1645.1810 0,6.1645.870
=95,6(mm)

1810.5
1810.5

+) Độ võng của hệ thống treo tại điểm E
fE =

1645.1265 0,12.1645.1810 0,62.1645.870
=90,8(mm)

1810.5
1810.5

+ Độ dịch chuyển của hệ thống treo tại điểm bộ điều hoà bắt đầu làm việc là:
f1 = fD fA = 95,6 22,7 = 72,9 (mm)
*) Xác định thông số kết cấu của bộ điều chỉnh.

xe.


Tải trọng tác dụng lên cầu xe đợc đánh giá thông qua tín hiệu phản hồi bằng sự thay
đổi khoảng cách f giữa sàn xe và vỏ cầu. Sự thay đổi này là thông tin tác dụng lên bộ đàn

hồi của bộ điều hoà, từ đây tín hiệu đợc truyền sang cụm van thuỷ lực, dới dạng lực đàn
hồi thay đổi của hệ thống treo thông qua độ võng f.
Thông số kết cấu của bộ điều chỉnh tính theo công thức:
KX =

Flx1 Flx 2
f1

Trong đó:
KX: Thông số kết cấu đợc xác định xuất phát từ điều kiện cân bằng của piston của
bộ điều hoà bắt đầu làm việc tại D.
Flx1: Lực tác dụng của lò xo hay thanh xoắn tác dụng lên piston tại điểm D.
Flx2: Lực tác dụng của lò xo hay thanh xoắn tác dụng lên piston tại điểm A.
f1: Độ dịch chuyển của hệ thống treo tại hai điểm A và D.
Ta có:
Flx1=
Flx2=

.d 2
4

.d 2
4

. p1D
. p1 A

Trong đó:
d: Đờng kính cổ piston, d = 27,6 (mm) = 2,76 (cm)
p1A: áp suất trong cơ cấu phanh cầu trớc tại điểm A, p1A= 59,5 (KG/cm2)

p1D: áp suất cơ cấu phanh cầu trớc tại điểm D, p1D= 75,2 (KG/cm2)
Thay số vào ta đợc:
3,14.2,76 2
Flx1=
.75,2 = 449,7 (KG)
4

Flx2=

3,14.2,76 2
.59,5 = 355,8 (KG)
4

KX =

449,7 355,8
= 12,8 (KG/cm)
7,29

*) Kiểm tra lại đờng kính của piston.