Thiết kế hệ thống phanh
2.1 Xác định mômen phanh cần thiết sinh ra tại một cơ cấu phanh
Mụ men phanh sinh ra cỏc c cu phanh phi m bo gim c tc hoc
dng hn ụ tụ vi gia tc chm dn trong gii hn cho phộp.
Vi c cu phanh t trc tip tt c cỏc bỏnh xe thỡ mụmen phanh tớnh toỏn cn
cho mi c cu phanh cu trc l:
MPT =

m1.G1
.rbx [KG.m]
2

( 2.1)

Vi c cu phanh t trc tip tt c cỏc bỏnh xe thỡ mụmen phanh tớnh toỏn cn
cho mi c cu phanh cu sau l: m1.G1
MPS =

m2.G2
.rbx
2

[KG.m]

( 2.2 )

Trong ú : m1, m2 l h s phõn b li trng lng khi phanh cu trc v cu
sau.
m1 = 1 +

J max hg

g .b

( 2.3 )

m2 = 1

J max hg
g .a

( 2.4 )

a. - L khong cỏch t trng tõm ca xe ti cu trc.
b. - L khong cỏch t trng tõm ca xe ti cu sau
hg - L chiu cao trng tõm xe vi xe con chn hg = 0,5 (m);


Jmax - Là gia tốc chậm dần khi phanh. Chọn Jmax= 6,5 ( m/s2)
g. - Là gia tốc trọng trường lấy g = 9,81 ( m/s2 )
φ. - Là hệ số bám của bánh xe với mặt đường ,chọn φ = 0,65
rbx. - Là bán kính lăn của bánh xe với:
rbx = ( B +

d
. 25,4 ). λ
2

rbx = (215 +

16
.25,4) .0,935 = 391(mm) = 0,39 (m).

2

( λ là hệ số tính đến độ biến dạng của lốp, chọn λ = 0,935).
G1 , G2 - Là trọng lượng phân bố cầu trước và cầu sau.
G1 =

1063 Kg

G2 = 987 Kg
a=

G2
.L = 1336 mm
G

b = L – a = 2775 – 1336 = 1439 mm
G - Là trọng lượng ô tô khi đầy tải . G = 2050 KG
L - Là chiều dài cơ sở. L = 2775 mm
* Thay các giá trị vào ( 2.3 ) và ( 2.4 ) ta được
m1 = 1 +

6,5.500
= 1,23
9,81.1439

m2 = 1 –

6,5.500
= 0,75
9,81.1336


* Thay m1 và m2 vào ( 2.1 ) và ( 2.2 ) ta được :
Mômen phanh cần sinh ra ở mỗi cơ cấu phanh trước là:
MPT =

1,23.1063
0,65. 0,39= 165,7 [KG.m]
2

mômen phanh cần sinh ra ở mỗi cơ cấu phanh sau là:
MPS =

0,75.987
0,65. 0,39 = 94 [KG.m]
2

2.2 ThiÕt kÕ c¬ cÊu phanh


2.2.1 Tính toán các thông số cơ bản của cơ cấu phanh
2.2.1.1 Cơ cấu phanh trớc
2.2.1.1.1 Bán kính của đĩa phanh Rd
Rd đợc xác định theo công thức sau đây :
Rd = Rv- v v d , [ mm ]

( 2-5 )

Trong đó :
Rv : Bán kính vành bánh xe, Rv =


d 16
= .25,4 = 203,2(mm)
2 2

v : Độ dày vành bánh xe, đối với xe con lấy v = 5(mm),
v d : Khoảng cách khe hở giữa vành bánh xe và đĩa phanh
v d = 30 ữ 50(mm) . Chọn v d = 48(mm)

Thay số vào (3-3) ta đợc: Rd = 203,2 - 5 - 48 = 150,2 (mm) 0,15( m);
Chọn bán kính của đĩa phanh là : Rd = 140 mm = 0,14 m.
2.2.1.1.2 Bán kính trung bình của tấm ma sát Rtb
Gọi R1: là bán kính trong của vòng ma sát.
R2: là bán kính ngoài của vòng ma sát.
Ta sẽ có : R2 = Rd = 140(mm)
R1= (0,53 ữ 0,85).R2
Lấy R1 = 0,6.R2 = 0,6.140 = 84(mm);
Lúc này công thức tính bán kính trung bình của tấm sát đợc xác định :

(
(

)
)

(
(

)
)


2 R 3 R13
2 140 3 84 3
=
Rtb = . 22
.
114,3(mm) = 1143.10 4 (m)
2
2
2
3 R2 R1
3 140 84

2.2.1.1.3 Các kích thớc khác của cơ cấu phanh :
a) Đờng kính xilanh bánh xe (d)
*Lực ép, ép má phanh vào với đĩa phanh:


Ta có mômen phanh sinh ra trên một cơ cấu phanh loại đĩa quay cầu trớc có
thể xác định theo công thức sau:
Mp1= m. à.Q.Rtb

( 2-6 )

Trong đó :
m = 2: Số lợng đôi bề mặt ma sát.
à = 0,3 : Hệ số ma sát.
Rtb : Bán kính trung bình của tấm ma sát.
Q : Lực ép, ép má phanh vào đĩa.

Q=


M P1
165,76
=
2417( KG )
m.à.Rtb 2.0,3.1143.10 4

*Đờng kính xi lanh của bánh xe:
Mặt khác: Lực ép của má phanh vào đĩa phanh còn đợc xác định theo công
thức:
Q = p0.n.

.d 2
4

( 2-7 )

Trong đó :
n =1 : Số lợng xy lanh làm việc.
P0: áp suất chất lỏng trong hệ thống,chọn p0 = 70 (
d : Đờng kính xylanh bánh xe
Do đó ta có đờng kính xy lanh bánh xe:
d = 2.

Q
2417
= 2.
= 6,63(cm) 66,3(mm)
3,14.70.1
.P0 .n


Chọn đờng kính xylanh bánh xe là : d = 60 mm.
a) Chọn các kích thớc :

KG
)
cm 2






Hình 2.1 Sơ đồ cơ cấu phanh
- Độ dày của đĩa phanh:
Chọn = 28 (mm);
- Khe hở giữa má phanh và đĩa phanh:
Chọn: 1 = 2 = 0,2 (mm);
c) Tính bề rộng e (mm) của má phanh:
Bề rộng của má phanh đợc xác định gần đúng theo công thức :
e R2-R1= 140 - 84 = 56 (mm).
Chọn e = 56 mm
a) Góc ôm của má phanh ( ) đợc xác định theo điều kiện bền:


Hình 2.2 Sơ đồ lực tác dụng lên má phanh khi phanh

Phơng trình lực ma sát tác dụng lên má phanh theo công thức :
Mpt = 2.Fms.Rtb =2.N.à.Rtb


( 2-8 )

Trong đó:
Mp1: Mômen phanh sinh ra ở một cơ cấu phanh bánh trớc;
Mp2 = 165,76 ( KG.m );
Fms: Lực ma sát sinh ra ở một má phanh;
N: Phản lực sinh ra khi phanh tại một cơ cấu phanh;
à = 0,30 : Hệ số ma sát;

Rtb: Bán kính trung bình của đĩa phanh ; Rtb = 114,3(mm)
Để tính bề rộng má phanh (cơ cấu phanh đĩa trớc), ta thừa nhận qui luật
phân bố đều áp lực trên má phanh. Với [q ] : áp suất cho phép,

[q ] =2 (MN/m 2 ) = 2.10 6 (N/m 2 )
Ta có:
Trong đó:

N=[q].S

( 2-9 )


S: diện tích một má phanh; xác định bằng công thức gần đúng:
S = e.LTB= e.Rtb.
Với

( 2-10 )

e : Bề rộng của má phanh;
LTB: Độ dài trung bình của má phanh;

: Góc ôm má phanh;

Mpt=2.[q].e.R2TB. .à
=

Mp

2.à .R e.[q ]
2
tb

=

165,76
= 1,888(rad ) 630
8
2
6
2.0,30.1143 .10 .0,056.2.10

Chọn = 60o.
2.2.1.2 Cơ cấu phanh sau
2.2.1.2.1 Bán kính của đĩa phanh Rd
- Vì kích thớc bánh trớc và bánh sau của xe giống nhau nên ta cũng tính
đợc Rd = 0,15( m);
- Bán kính đĩa phanh tham khảo xe cơ sở : Rd, = 130 ( mm ).
Vậy chọn bán kính của đĩa phanh là : Rd = 130 mm = 0,13 m.
2.2.1.2.2 Bán kính trung bình của tấm ma sát Rtb
Gọi R1: là bán kính trong của vòng ma sát.
R2: là bán kính ngoài của vòng ma sát.

Ta sẽ có : R2 = Rd = 130(mm)
R1= (0,53 ữ 0,85).R2
Lấy R1 = 0,7.R2 = 0,7.130 = 91(mm);
Lúc này công thức tính bán kính trung bình của tấm sát đợc xác định :
2 (R 3 R13 ) 2 (130 3 913 )
Rtb = . 22
= .
112(mm) = 1120.10 4 (m)
3 (R2 R12 ) 3 (130 2 912 )

2.2.1.2.3 Các kích thớc khác của cơ cấu phanh :


a) Đờng kính xilanh bánh xe (d)
*Lực ép, ép má phanh vào với đĩa phanh:
Ta có mômen phanh sinh ra trên một cơ cấu phanh loại đĩa quay cầu trớc có
thể xác định theo công thức ( 2-6 ):
Mp2 = m. à.Q.Rtb
Trong đó :
m = 2: Số lợng đôi bề mặt ma sát.
à = 0,3 : Hệ số ma sát.
Rtb : Bán kính trung bình của tấm ma sát.
Q : Lực ép, ép má phanh vào đĩa.
Q=

M p2
m.à .Rtb

=


94
1398,8( KG ) 1399( KG )
2.0,3.1120.10 4

*Đờng kính xi lanh của bánh xe:
Lực ép của má phanh vào đĩa phanh còn đợc xác định theo công thức:
Q = p0.n.

.d 2
4

Trong đó :
n =1 : Số lợng xy lanh làm việc.
P0: áp suất chất lỏng trong hệ thống,chọn p0 = 70 (
d : Đờng kính xylanh bánh xe
Do đó ta có đờng kính xy lanh bánh xe:
d = 2.

Q
1399
= 2.
= 5,045(cm) 50(mm)
3,14.70.1
.P0 .n

Chọn đờng kính xylanh bánh xe là : d = 50 mm.
b) Chọn các kích thớc :
- Độ dày của đĩa phanh:
Chọn = 16 (mm);
- Khe hở giữa má phanh và đĩa phanh:


KG
)
cm 2


Chọn: 1 = 2 = 0,2 (mm);
c) Tính bề rộng e (mm) của má phanh:
Bề rộng của má phanh đợc xác định gần đúng theo công thức :
e R2-R1= 130 - 91 = 39 (mm).
Chọn e = 39 mm
d) Góc ôm của má phanh ( ) đợc xác định theo điều kiện bền:
Phơng trình lực ma sát tác dụng lên má phanh theo phơng trình ( 2-8 ) :
Mps =2.Fms.Rtb =2.N.à.Rtb
Trong đó:
Mp: Mômen phanh sinh ra ở một cơ cấu phanh bánh sau;
Mps = 94 ( KG.m );
Fms: Lực ma sát sinh ra ở một má phanh;
N: Phản lực sinh ra khi phanh tại một cơ cấu phanh;
à = 0,30 : Hệ số ma sát;

Rtb: Bán kính trung bình của đĩa phanh ; Rtb = 112(mm)
Để tính bề rộng má phanh ( cơ cấu phanh đĩa sau ), ta thừa nhận qui luật phân
bố đều áp lực trên má phanh. Với [q ] : áp suất cho phép, [q ] =2 (MN/m ) =
2

6

2


2.10 (N/m ).
Ta có:

N=[q].S

Trong đó:
S: diện tích một má phanh; xác định bằng công thức gần đúng:
S = e.LTB= e.Rtb.
Với

e : Bề rộng của má phanh;


LTB: Độ dài trung bình của má phanh;
: Góc ôm má phanh;
Mp1=2.[q].e.R2TB. .à
=

Mp

2.à .R e.[q ]
2
tb

=

94
= 1,6(rad ) 530
8
6

2.0,30.1120 .10 .0,039.2.10
2

Chọn = 50o.
2.2.2 Kiểm tra khả năng làm việc của cơ cấu phanh
2.2.2.1 Tính lực phanh riêng
Theo lý thuyết ô tô, công thức tính lực phanh riêng giữa các trục :
P =

QP
Z

( 2-11 )

Trong đó :
- QP : Lực phanh của các cơ cấu phanh một cầu;
- Z : Tải trọng tác dụng lên một cầu;
Suy ra, lực phanh riêng ở cầu trớc là : P =
1

QP1
Z1

=

2.2417
= 4,547
1063

và ở cầu sau là :

P =
2

QP2
Z1

2.1339
= 2,713
987

=

2.2.2.2 Kiểm tra áp suất trên bề mặt ma sát
2.2.2.2.1 Kiểm tra má phanh trớc
Theo công thức ( 2-8 ) diện tích toàn bộ của má phanh ở tất cả các cơ cấu phanh
n

của ô tô là :

F =

e.R
i =1

tb

. = F1 + F2

Trong đó : n là số má phanh ở tất cả cơ cấu phanh.



Thay số: F = 4.0,056.1143.10-4.1,888 + 4.0,039.1120.10-4.1,6
= 0,0483 + 0,0279
= 762,55.10-4 ( m2 ).
- Diện tích của một má phanh: S1 = F1/4 = 0,0483/4 = 0,012 (m2).
- Lực ép tác dụng lên má phanh : Qt = 24170 (N).
Suy ra áp suất tác dụng lên má phanh là :
p1 =

24170
= 2.10 6 ( N / m 2 ) = 2( MN / m 2 )
0,012

mà áp suất giới hạn cho phép đối với má phanh xe con là [ p ] = 2( MN / m 2 )
Vậy với má phanh đã chọn thì áp suất riêng trên bề mặt ma sát của má phanh
trớc nằm trong giới hạn cho phép và má phanh trớc đủ bền theo điều kiện áp suất.
2.2.2.2.2 Kiểm tra má phanh sau
- Diện tích của một má phanh : S2 = F2/ 4 = 0,0279/ 4 = 6,975.10-3( m2).
- Lực ép tác dụng lên má phanh : Qs = 13390(N).
Suy ra áp suất tác dụng lên má phanh là :
p2 =

13390
2( MN / m 2 )
3
6,975.10

mà áp suất giới hạn cho phép đối với má phanh xe con là [ p ] = 2( MN / m 2 )
Vậy với má phanh đã chọn thì áp suất riêng trên bề mặt ma sát của má
phanh sau nằm trong giới hạn cho phép và má phanh sau đủ bền theo điều kiện áp

suất.
2.2.2.3 Kiểm tra công ma sát riêng.
Chúng ta thừa nhận rằng toàn bộ động năng của xe ô tô chạy với tốc độ vo khi
bắt đầu phanh đều đợc má phanh hấp thụ, do đó tất cả cơ cấu phanh của ô tô phải
có đủ diện tích má phanh phải thoả mãn điều kiện sau đây:
L=
Trong đó:

G.v02
2.g.3,6 2.F

[L] , [J/m2]

( 2-12 )


- vo : Tốc độ khi bắt đầu phanh, [km/h];
vo = 80 km/h = 16,7 m/s.
- g : Gia tốc trọng trờng, chọn g = 9,81 m/s2.
- F : Diện tích toàn bộ của má phanh ở tất cả các cơ cấu phanh của ô tô,
[m2].
Với vo nh trên [L] = (4 ữ 10).104 J/m2.
Thay các giá trị trên vào (3-11), ta có:
L=

2050.16,7 2
=29507 [L]
2.9,81.3,6 2.0,0762

Nh vậy, má phanh đảm bảo điều kiện về công ma sát riêng.

2.2.2.4 Tính toán nhiệt phát sinh trong quá trình phanh.
G (v12 v 22 )
T=
, [độ]
2.g.m p .C

( 2-13 )

Trong đó:
- mp : Khối lợng các đĩa phanh và chi tiết liên quan với chúng bị nung nóng
Chọn mp = 60 kg.
- C : Nhiệt dung riêng của chi tiết bị nung nóng, đối với thép và gang C =
500 J/kg.độ.
- [T] không quá 15o cho trờng hợp
v1 = 30 km/h= 8,3m/s , v2 = 0.
Suy ra:
T=

20500.8,3 2
=2,399oC < [T] =15o
2.9,81.60.500

Nh vậy, sự tăng nhiệt độ của đĩa phanh trong quá trình làm việc là đảm bảo yêu
cầu kĩ thuật.
2.2.2.5 Tính bền xi lanh phanh bánh xe
Tính tơng tự đối với trống phanh, coi xi lanh phanh là ống dầy chịu lực. Khi
tính toán ta coi áp suất trong ống là p = 107N/m.
2.2.2.5.1 Tính bền cho xi lanhphanh bánh trớc



- ứng suất pháp: n =

q.a '2
b '2
.(
1

)
b '2 a '2
r '2

- ứng suất tiếp tuyến: t =

q.a '2
b '2
.(
1
+
)
b '2 a '2
r '2

( 2-14 )
( 2-15 )

Trong đó :
- a' : Bán kính trong của xilanh phanh bánh xe trớc
- b' : Bán kính ngoài của xilanh phanh bánh xe trớc
- q : áp suất trong xilanh phanh
- r' : Khoảng cách từ tâm xilanh đến điểm cần tính ứng suất

- Từ biểu thức ta thấy t và n đạt giá trị max khi r' =a'. Lúc đó ta có :
n = q
t =

q(a '2 + b '2 )
b '2 a '2

- Với cơ cấu phanh đã chọn và các giá trị đã tính toán ở phần trên ta có :
a'= 25 mm
b'=30 mm
q = 80 KG/cm2
Thay số vào biểu thức ta xác định đợc:
n = 80( KG / cm 2 )
t =

80.(3,0 2 + 2,5 2 )
= 269,1( KG / cm 2 )
3,0 2 2,5 2

- Để dảm bảo an toàn ta tính thêm hệ số an toàn n=1,5 . Khi đó :
n = 80.1,5 = 120( KG / cm 2 )

t = 269,1.1,5 = 403,65( KG / cm 2 )

- Với xi lanh phanh làm bằng gang CH18-36 thì có :

[ K ] = 1800( KG / cm 2 )

[ t ] = 3800( KG / cm 2 )
Vậy với cơ cấu phanh đã chọn thì xilanh phanh bánh trớc thoả mãn điều kiện

bền theo ứng suất.


2.2.2.5.2 Tính bền cho xi lanh phanh bánh sau
Với xi lanh phanh bánh sau ta tính tơng tự nh xilanh phanh bánh trớc
- Ta có :
a'= 20 mm
b'=25 mm
q= 80 KG/cm2
Thay số vào biểu thức ta xác định đợc:
n = 80( KG / cm 2 )
t =

80.(2,5 2 + 2,0 2 )
= 364,4( KG / cm 2 )
2
2
2,5 2,0

- Để dảm bảo an toàn ta tính thêm hệ số an toàn n=1,5 . Khi đó :
n = 80.1,5 = 120( KG / cm 2 )
t = 364,4.1,5 = 546,6( KG / cm 2 )

- Với xi lanh phanh làm bằng gang CH18-36 thì có :

[ K ] = 1800( KG / cm 2 )

[ t ] = 3800( KG / cm 2 )
Vậy với cơ cấu phanh đã chọn thì xilanh phanh bánh sau thoả mãn điều kiện bền
theo ứng suất.

2.3 Thiết kế dẫn động phanh

D

2.3.1 Tính toán xy lanh phanh chính


Hình 2.3 Sơ đồ dẫn động phanh
Xy lanh phanh chính có nhiệm vụ sinh ra áp suất cần thiết để bảo đảm lợng
dầu cung cấp cho toàn bộ hệ thống.
Lực tác dụng lên bàn đạp để tạo nên áp suất trong hệ thống xác định theo công
thức :
P=

.D 2

l 1
. p. ' .
4
l

( 2-16)

Trong đó:
P : Lực tác dụng lên bàn đạp ; nằm trong giới hạn 50 KG đối với ôtô con, nhng có
thể lớn hơn vì số lần phanh ngặt chiếm 5ữ10% số lần phanh nói chung. Vậy ta có
thể chọn lực tác dụng lên bàn đap là P = 70 KG.
D : Đờng kính của xilanh phanh chính;
p : áp suất cực đại cho phép trong hệ thống phanh;
p 80 KG/cm2.

l, l : Khoảng cách từ cần đẩy và tâm bàn đạp phanh đến điểm tựa.
Với Camry 3.5Q lấy

l
=8
l'

: Hiệu suất dẫn động thuỷ lực; = 0,92.
Suy ra :
D = 2.

P. .l '
70.0,92.8
= 2.
= 2,864(cm)
. p.l
3,14.80

Chọn D = 28 mm.
2.3.2 Tính toán hành trình của bàn đạp
Hành trình làm việc của bàn đạp ( Sbđ ) đối với dẫn động phanh dầu đợc tính
trên cơ sở bỏ qua biến dạng đàn hồi của chất lỏng và trên cơ sở tính thể tích chất
lỏng cần ép ra khỏi xi lanh.
Đối với ôtô có cơ cấu phanh đặt ở tất cả các bánh xe hành trình bàn đạp Sbđ đợc
tính nh sau :


2.d 2 .S + 2.d 2 .S
l'
S bd = 1 1 2 2 2 . + 0 .

D

l

( 2-17 )

Trong đó :
d1: Đờng kính xi lanh bánh xe ở cơ cấu phanh trớc; d1 = 60 mm.
d2: Đờng kính xi lanh bánh xe ở cơ cấu phanh sau; d2 = 50 mm.
S1:Hành trình piston của xi lanh trong cơ cấu phanh bánh trớc;
Đối với phanh đĩa cầu trớc chọn S1= 0,025 (inhs) = 0,635 (mm).
S2 :Hành trình piston của xi lanh trong cơ cấu phanh bánh sau.
Đối với phanh đĩa cầu sau chọn S2=0,025 (inhs) = 0,635(mm).
0: Khe hở giữa piston của xi lanh phanh chính và thanh đẩy nối với bàn đạp;
0=1,5ữ2(mm), chọn 0= 2(mm).
D: Đờng kính xilanh phanh chính; D = 28 (mm).
: Hệ số bổ xung tính đến trờng hợp phanh ngặt thể tích của dẫn động dầu
tăng lên. = 1,1.

2.60 2.0,635 + 2.50 2.0,635
S bd =
.1,1 + 2 .8 103(mm) [S bd ]
2
28



[Sbđ] Hành trình đạp giới han,đối với ô tô con không quá 150 (mm).
Do đó thoả mãn về hành trình bàn đạp phanh.
2.4 Thiết kế bộ trợ lực phanh loại chân không

2.4.1 Sơ đồ tính toán bộ trợ lực chân không


D
d

Hình 2.4 Sơ đồ tính toán bộ trợ lực chân không
1.Piston xilanh chính; 2.Vòi chân không; 3.Piston bộ trợ lực;
4. Màng chân không; 5. Van chân không; 6. Van khí ;
7.Van điều khiển; 8.Lọc khí; 9.Thanh đẩy; 10.Bàn đạp.
2.4.2 Tính toán bộ trợ lực
- Tuỳ theo biến dạng của đĩa phản lực (9) mà trên nó có 3 lực tác dụng:
+ Lực Q1: Phát sinh do đạp bàn đạp phanh;
+ Lực Q2: Tạo ra bởi piston trợ lực chân không;
+ Lực Q: Do dầu tác dụng lên piston xylanh phanh chính.
Theo định luật Pascan ta có :
Q P2
D
=
Q = P2 .
D D2
D2

( 2-18 )

Trong đó :
D : Đờng kính xylanh chính;
D2 : Đờng kính xylanh bánh sau;
P2 : Lực tác dụng lên xylanh bánh sau;
Suy ra :


Q = 1339.

28
= 750( KG )
50

- Nếu xem áp suất phân bố đều trên bề mặt đĩa thì chúng ta có quan hệ giữa lực
tác dụng lên bàn đạp và lực tác dụng lên piston xylanh chính:


Q = Pbd .ibd .

Dd

2

dc

2

( 2-19 )

Trong đó:
ibđ : Tỉ số truyền bàn đạp phanh;

ibđ = l/ l

dc : Đờng kính cần đẩy piston xylanh chính; chọn dc = 8 mm.
Dđ : Đờng kính đĩa phản lực; chọn Dđ = 20 mm.

Pbd =

Q.d c

2

ibd .D d

2

=

7500.8 2
= 150( N )
8.20 2

Nh vậy, lực đạp Pbđ = 150 (N) là phù hợp và nhẹ nhàng cho ngời lái.
- Diện tích cần thiết của piston trợ lực có thể tìm theo công thức sau:
P .i
Fq = bd bd
p

Dd 2

. 2 1
dk


( 2-20 )


Trong đó :
p : Độ chênh áp lớn nhất cho phép giữa khoang A và B;
p = 0,05MPa =5 (N/cm2).

dk: Đờng kính van khí tiếp xúc đĩa phản lực; chọn dk = 14 mm

150.8 20 2
Fq =
. 2 1 = 250 (cm2) .
5 14


Suy ra :

- áp suất chất lỏng trong mạch dẫn động đợc xác định theo công thức:
p0 =

Q
F0

( 2-21 )

Fo : Diện tích piston xylanh chính ;
Q : Lực tác dụng lên piston xylanh chính;
Suy ra :

p0 =

Q.4
750.4

= 121,9 (KG/cm2).
=
2
2
.D
3,14.2,8

- Hành trình piston trợ lực chân không đợc xác định theo quan hệ:
S 0 = S bd .ibd = 103.8 = 824(mm )
( 2-22 )
2.5 Tính bền đờng ống dẫn động phanh
Đờng ống dẫn động phanh chịu áp suất khá lớn tới 100 KG/ cm2 .
Khi tính có thể coi đờng ống dẫn dầu là loại vỏ mỏng bịt kín hai đầu và có chiều
dài khá lớn.


ứng suất vòng đợc tính nh sau :
t =

p.R
s

( 2-23 )

Trong đó :
p : áp suất bên trong đờng ống ( p 80 KG/ cm2 );
R : Bán kính bên trong đờng ống dẫn; chọn R = 3 mm
S : Chiều dầy đờng ống dẫn; s = 0,5 mm.
Cắt ống bằng mặt phẳng vuông góc với trục của ống thì ứng suất pháp n tác dụng
lên thành vỏ ống phải cân bằng với áp suất của chất lỏng tác dụng lên diện tích mặt

cắt ngang của ống.
n .2. .R..s p. .R 2 = 0

Suy ra :

n =

p.R
2.S

( 2-24 )

Thay số :
n =

80.0.3
= 240( KG / cm 2 )
2.0.05

Đờng ống làm bằng hợp kim đồng có [ ] = 2600 KG / cm 2
Vậy đờng ống dẫn động phanh đủ điều kiện bền .
2.6 Hệ thống phanh thiết kế có các thông số nh sau:


2.6.1 Cơ cấu phanh trước

Hình 2.5 Kết cấu phanh trước
1. Đĩa phanh 2. Đai ốc giữ 3. Phớt dầu 4. Vành bánh xe 5 Má phanh
6 .Guốc phanh 7. Piston 8. Nạng các dăng 9. Xi lanh
10. Đai ốc 11. Phớt chắn bụi

Thông số thiết kế :
- Bề rộng của má phanh e = 56 mm
- Góc ôm của má phanh ( α ) α = 600
- Độ dày của đĩa phanh: Chọn δ = 28 (mm);
- Khe hở giữa má phanh và đĩa phanh:
Chọn: ∆ 1 = ∆ 2 = 0,2 (mm);
- Đường kính xi lanh bánh trước là : 60 ( mm)
- Bán kính của đĩa phanh là : Rd = 140 mm = 0,14 m.


2.6.2 Cơ cấu phanh sau.

Hình 2.6 Kết cấu phanh sau
1 Đĩa phanh 2. Giá đỡ xi lanh 3. Guốc phanh 4. Má phanh 5. Khóa hãm piston 6.
Phớt dầu 7. Piston 8. Chốt trượt 9. Cao su chắn bụi
10 . Tai bắt bulong
Các thông số thiết kế:
- Độ dày của đĩa phanh: δ = 16 (mm);
- Khe hở giữa má phanh và đĩa phanh:
Chọn: ∆1 = ∆2 = 0,2 (mm);
- Bề rộng của má phanh e = 39 mm
- Góc ôm của má phanh ( α ) α = 50o.
- Bán kính của đĩa phanh Rd = 130 ( mm )


- ng kớnh xi lanh bỏnh sau l 50 mm

2.3.2 Dẫn ng phanh
* Cỏc thụng s c bn ca dn ng phanh bao gm:
- ng kớnh xi lanh chớnh.

- ng kớnh xi lanh cụng tỏc .
2.6.3.1 ng kớnh xi lanh chớnh
ng kớnh xi lanh chớnh sau khi tớnh toỏn l : 28 mm
2.6.3.2 ng kớnh xi lanh cụng tỏc.
ng kớnh xi lanh cụng tỏc c tớnh theo mc 2.2.1
- ng kớnh xi lanh bỏnh trc l : 60 ( mm)
- ng kớnh xi lanh bỏnh sau l

: 50 ( mm)

2.6.4 Trợ lực phanh
1

2

Cửa A

3

Hình 2.7: Cấu tạo bầu trợ lực

4
5

1. Pít tông số2; 2. Piston số 1; 3. Van chân

6
7

không; 4. van điều khiển; 5. lò xo hồi vị

van khí; 6. Lọc khí; 7. Cần điều khiển từ
Cửa B

bê đan phanh; 8. Thân hãm van;

8

Buồng áp suất
không đổi

Buồng áp
suất thay đổi

Cỏc thụng s thit k :
- ng kớnh a phn lc; chn D = 20 mm.
- p sut cht lng trong mch dn ng po = 121,9 (KG/cm2).
- Din tớch cn thit ca piston tr lc Fo = 250 (cm2)
- chờnh ỏp ln nht cho phộp gia khoang A v B;
2

p = 0,05MPa =5 (N/cm ).

- Hnh trỡnh piston tr lc chõn khụng So = 824 mm