Đồ án thiết kế và tính toán ôtô Giáo viên hớng dẫn: Lê Thị Vàng
Lời cảm ơn !
Đồ án môn học là một quá trình tổng hợp lại kiến thức đã học một cách hệ
thống. Trong đó đồ án thiết kế và tính toán ôtô giúp cho sinh viên có t duy nghiên cứu
về chuyên nghành ôtô, đồng thời áp dụng những kiến thức đã đợc học đi sâu tìm hiểu
về kết cấu và nguyên lí làm việc của một hệ thống cụ thể, tiếp thu thêm những kiến
thức thực tế trong quá trình tham khảo xe tơng tự .
Trong quá trình làm đồ án, đợc sự hớng dẫn, chỉ bảo nhiệt tình của cô giáo Lê
Thị Vàng và các thầy trong bộ môn, nên em đã hoàn thành đồ án môn học thiết kế
tính toán ôtô. Vì vậy em xin chân thành cảm ơn các thầy cô trong bộ môn.
Tuy nhiên do còn hạn chế trong nhận thức nên không thể tránh khỏi sai sót
trong quá trình tiếp thu kiến thức. Vì vậy đồ án của em còn nhiều thiếu sót, không đáp
ứng đợc yêu cầu thực tế trong quá trình tính toán. Vì vậy em rất mong đợc sự chỉ bảo
của thầy cô để giúp em hệ thống lại kiến thức, trang bị thêm những kinh nghiệm trong
quá trình tính toán thiết kế, nhằm chuẩn bị tốt cho đồ án tốt nghiệp.
Một lần nữa em xin chân thành cảm ơn !
Sinh viên
Lu Hùng Cờng
Nội dung Đồ án môn học
Thiết kế tính toán hệ thống phanh
Phần I : tìm hiểu kết cấu hệ thống phanh và số liệu tham khảo.
I. Công dụng - phân loại và yêu cầu.
II. Kiểu phanh thiết kế tính toán.
III. Những thông số đã biết và thông số của xe tham khảo.
Phần II : trình tự tính toán thiết kế hệ thống phanh.
I. Xác định mô men phanh sinh ra ở các cơ cấu phanh.
1. Cơ cấu phanh trớc.
2. Cơ cấu phanh sau.
II. Thiết kế tính toán cơ cấu phanh.
Sinh viên thực hiện : Lu Hùng Cờng-Ôtô K42
1

- Phân loại theo kiểu dẫn động phanh :
Dẫn động thuỷ lực
Sinh viên thực hiện : Lu Hùng Cờng-Ôtô K42
2
Đồ án thiết kế và tính toán ôtô Giáo viên hớng dẫn: Lê Thị Vàng
Dẫn động cơ khí
Dẫn động bằng khí
Dẫn động bằng điện
3. Yêu cầu.
HTP cần đảm bảo các yêu cầu sau :
- Có hiệu quả phanh cao nhất ở tất cả các bánh xe, đảm bảo quãng đờng phanh ngắn
nhất khi phanh đột ngột .
- Phanh êm dịu trong mọi trờng hợp để đảm bẩo sự ổn định của ôtô khi phanh .
- Điều khiển nhẹ nhàng, lực bàn đạp điều khiển không lớn
- Đảm bảo việc phân bố mô men phanh trên các bánh xe phải theo quan hệ thế nào
để sử dụng hoàn toàn trọng lợng bám khi phanh với bất kỳ cờng độ nào .
- Không có hiện tợng siết phanh.
- Cơ cấu phanh thoát nhiệt tốt hơn.
- Có hệ số ma sát giữa má phanh và trống phanh cao và ổn định trong đIều kiện sử
dụng.
- Giữ đợc tỉ lệ thuận giữa lực trên bàn đạp với lực phanh tên bánh xe.
- Có khả năng phanh xe khi đứng trong thời gian dài.
Sinh viên thực hiện : Lu Hùng Cờng-Ôtô K42
3
Đồ án thiết kế và tính toán ôtô Giáo viên hớng dẫn: Lê Thị Vàng
II. Kiểu phanh thiết kế tính toán.
Thiết kế và tính toán kiểu phanh có cơ cấu phanh guốc và đợc dẫn động bằng
chất lỏng (dầu).
Trong đó để tăng cờng hiệu quả phanh ở phanh trớc do mô men phanh sinh ra
lớn, nên phanh trớc đợc thiết kế theo kiểu cơ cấu phanh có hai xy lanh làm việc riêng

o
= 1000 (KG).
Trọng lợng xe khi không tải G
e
=1500 (KG).
Trọng lợng phân ra cầu trớc khi toàn tải G
1
= 1100 (KG).
Trọng lợng phân ra cầu sau khi toàn tải G
2
= 1400 (KG).
Sinh viên thực hiện : Lu Hùng Cờng-Ôtô K42
5
Đồ án thiết kế và tính toán ôtô Giáo viên hớng dẫn: Lê Thị Vàng
Kí hiệu lốp : 8,4 1,5.
Chiều dài cơ sở của xe L= 2,34 (m).
Chiều cao trọng trọng tâm của xe khi đầy tải h
g
= 0,75 (m).
Phần II : trình tự tính toán thiết kế hệ thống phanh.
I. Xác định mô men phanh sinh ra ở các cơ cấu phanh.
1. Cơ cấu phanh trớc.
Mô men phanh sinh ra ở mỗi cơ cấu phanh ở bánh xe cầu trớc đợc tính bằng
công thức sau:
2
bx
r
1
G
1

1
= 1+(5,5.0,75)/(9,81.1,03) = 1,408.
= 0,62: Hệ số bám của bánh xe với mặt đờng.
G
1
=1100 (KG) : Trọng lợng phân bố ra cầu trớc khi xe đầy tải.s
r
bx
= 0,96.r : Bán kính lăn của bánh xe.
r = (B+d/2).25,4 = 403,86 (mm).
Ta đợc r
bx
=0,96.403,86 = 387,70 (mm)
Vậy :
).(29,186 mKG==
2
8.0,62.0,381,408.1100
pt
M
2. Cơ cấu phanh sau.
Mô men phanh sinh ra ở mỗi cơ cấu phanh ở bánh xe cầu sau đợc tính bằng
công thức sau:
2
bx
r
2
G
2
m
ps

Đồ án thiết kế và tính toán ôtô Giáo viên hớng dẫn: Lê Thị Vàng
G
2
=1400 (KG) : Trọng lợng phân bố ra cầu sau khi xe đầy tải.
r
bx
= 0,96.r =387,70 : Bán kính lăn của bánh xe.
Vậy :
).(34,114 mKG==
2
8.0,62.0,380,679.1400
ps
M
II. Thiết kế tính toán cơ cấu phanh.
A. Xác định lực cần thiết tác dụng lên guốc phanh .
1. Cơ cấu phanh trớc.
a) Góc và bán kính của lực tổng hợp tác dụng lên má phanh.
Góc đợc tính từ công thức sau:
21
o
2
21
tg
Cos2Cos2



2sin2sin +

=


=
21
o
2
21
tg
Cos2Cos2



do đó góc = 8,1
0
.
Bán kính xác định bằng công thức sau:
o
Sin
21
Cos(
o
1
21
.
t
Cos(Cos2.




) 2

1
.
3,0
mr =
+
=
+
=
à

à
o
Ta có phơng trình : M
pt
=(R
1
+R
2
).r
0
=186,29 (KG.m)
vậy R
1
=R
2
=M
pt
/(2.r
0
)=186,29/(2.0,0486)=1990,3 (KG).

Góc = 8,1
0
.
Bán kính
)(163,0 m=

.
Má phanh của guốc phanh có hiệu quả thấp:
Góc đợc tính từ công thức sau:
21
o
2
21
tg
Cos2Cos2



2sin2sin +

=
Ta chọn :

1
= 40
0
= 0,6981 (Rad)

o
= 85

Cos2Cos2



do đó góc = 6,02
0
.
Bán kính xác định bằng công thức sau:
o
Sin
21
Cos(
o
1
21
.
t
Cos(Cos2.




) 2
2
2
)
++

=
Sin

=
+
=
à

à
01
)(0439,0
3,0
2
1
.153,0
2
1
.
2
3,0
mr =
+
=
+
=
à

à
02
Đo trên hoạ đồ lực phanh ta có :

).(42
2

=259,88 (KG).
3. Kiểm tra hiện tợng tự xiết.
Qua hoạ đồ lực phanh và qua các thông số tính toán ta thấy hiện tợng tự xiết
không xảy ra trong các trờng hợp tính toán và thiết kế ở trên vì khoảng cách từ tâm
chốt đến tâm bánh xe C = 100 (mm) không bằng bán kính r
0
, nghĩa là lực tổng hợp
R
1
(hoặc R
2
) không đi qua tâm chốt lệch tâm của guốc phanh.
B. Xác định kích thớc của má phanh.
Đối với phanh guốc kích thớc của má phanh đợc chọn trên cơ sở đảm bảo công
ma sát riêng, áp suất trên má phanh, tỷ số trọng lợng toàn bộ của ôtô trên diện tích
toàn bộ của các má phanh và chế độ làm việc của các má phanh.
Sinh viên thực hiện : Lu Hùng Cờng-Ôtô K42
10
Đồ án thiết kế và tính toán ôtô Giáo viên hớng dẫn: Lê Thị Vàng
1. Công ma sát riêng L.
Xác định trên cơ sở má phanh thu toàn bộ động năng của ôtô chạy với vận tốc khi
bắt đầu phanh xe, theo công thức sau:
[ ]
)
2
/(150004000
2
.
m
KNL

t
0i
F

m = 8 : Số lợng má phanh.
b
i
: Chiều rộng của má phanh thứ i (ta chọn thiết kế tất cả các má phanh có
chiều rộng bằng nhau).
bb .1735,2.14,0).(
360
85 2.2
360
120 2.6
=+=


F
theo (**) ta có :

[ ]
)
2
/(150004000
67,16
2
.1735,2.81,9.2
.25
m
KNL

M
q ữ==
0
p
à
ta có :

)
2
/(36,3)
2
/(6,33
120.14,3.14.5,4.3,0
180.10.29,186
2
2
m
MN
cm
KGq ===
Sinh viên thực hiện : Lu Hùng Cờng-Ôtô K42
11
Đồ án thiết kế và tính toán ôtô Giáo viên hớng dẫn: Lê Thị Vàng
Vậy áp suất trên bề mặt má phanh thoả mẵn áp suất [q] cho phép. Ngoài ra thời hạn
làm việc của má phanh còn đợc đánh giá bằng tỉ số p:
[ ]
)
2
/(
4


2
2
2
1
t
tt
Trong đó :
G = 2500 (KG) : Trọng lợng của ôtô.
g = 9,81 (m/s
2
): Gia tốc trọng trờng.
V
1
,V
2
: Tốc độ đầu và cuối khi phanh, V
1
=30 (km/h);V
2
=0(km/h).
m
t

=12 (Kg) :Khối lợng các trống phanh và các chi tiết bị nung nóng.
C: Nhiệt dung riêng của chi tiết bị nung nóng, với thép và gang C=500(J/kg độ)
t
0
:Sự tăng nhiệt độ của trống phanh so với môi trờng không khí.
F

o
mg
G
VV
==

==

t
III. Thiết kế tính toán dẫn động phanh.
1. Xác định đờng kính xy lanh làm việc ở bánh xe.
Đờng kính xy lanh làm việc ở bánh xe đợc xác định bằng công thức sau:
p
P
d
.
.4


Sinh viên thực hiện : Lu Hùng Cờng-Ôtô K42
12
Đồ án thiết kế và tính toán ôtô Giáo viên hớng dẫn: Lê Thị Vàng
Trong đó :
P : Là lực do piston làm việc tác dụng lên guốc phanh.
p : Là áp suất trong hệ thống, áp suất cực đại cho phép [p]= 80 (KG/ cm
2
).
Do đó ta có:
)(95,2
80.14,3

D
Q =
Trong đó :
= 0,96 : Hiệu suất dẫn động thuỷ lực.
P = 60 (KG/ cm
2
) : áp suất trong hệ thống.
l = 380 (mm), l = 50 (mm) :Các kích thớc đòn của bàn đạp.
D =32 (mm) : Đờng kính xy lanh tổng phanh (Chọn theo xe tham khảo).
Vậy ta có:
[ ]
)(70)(66 60.
2,3
2
96,0
1
380
50
4
.14,3
KGQKGQ ===
(Đối với xe tải).
3. Hành trình bàn đạp.
Ôtô ta thiết kế có cơ cấu phanh đặt ở tất cả các bánh xe nên hành trình bàn đạp h
đợc tính nh sau:
l
l
o
b
D

xác định nh sau:
c
ca
xx
))(.(2
21

++
==
ở đây : - = 0,3 (mm): Khe hở trung bình giữa má và trống.
- =1,5 (mm) : Độ mòn hớng kính cho phép của má phanh.
- a = 90 (mm) : Khoảng cách từ tâm trống đến điểm đặt lực P.
- c = 110 (mm) : Khoảng cách từ tâm trống đến chốt cố định của má
phanh.
Vậy ta đợc : x
1
= x
2
= 6,5 (mm).

o
= 1,5 (mm): Khe hở giữa thanh đẩy với piston ở xi lanh chính.
D =32 (mm) : Đờng kính xi lanh chính.
l,l : Các kích thớc đòn của bàn đạp.

b
= 1 : Hệ số bổ sung (khi phanh ngặt thể tích của dẫn động chất lỏng tăng lên).
Thay số ta tính đợc :
)(209
50

4
32
2
.14,3).5,15,27(
4
2
.).'(
cmmm
D
o
hV ===


Sinh viên thực hiện : Lu Hùng Cờng-Ôtô K42
14
Y
c
1
c
b
Y
c
2
Y
2
a
R
2
d
R

a) Tính kích thớc đến trọng tâm G.
Dựa theo kích thớc guốc phanh của xe tham khảo ta có sơ đồ sau:
Ta có :
21
1
.
2
1
FF
FY
c
Y
+
=
Trong đó:
Y
2
= 22 (mm)

: Kích thớc chế tạo
guốc phanh.
F
1
= a.b = 4.45 = 180 (mm
2
) : Diện
tích phần trên chữ T.
F
2
= c.d = 4.40 = 160 (mm

21
R
F
R
F
FF
th
R
+
+
=
)(110)202(132)
22
(
1
'
2
'
)(132)62(140)
2
(
1
'
mm
da
RR
mm
a
t
rR

=
Kích thớc từ tâm bánh xe đến trọng tâm của guốc phanh R
G
tính đợc là :
R
G
= R
2
+ Y
c2
= 110+10,36 = 120,36 (mm).
b) Kiểm tra bền guốc phanh.
Ta sẽ kiẻm tra cho guốc phanh của cơ cấu phanh bánh xe phía trớc, vì nó có các
lực P,R
1
,U
1
tác dụng lên guốc phanh là lớn nhất:
P = 673,5 (Kg); = 8,1
0
U
1
= 1407,8 (KG); = 0,163 (m).
R
1
= 1990,3 (KG); r
t
= 0,14 (m).
Đặt các lực P,R
1

U2
Xét sự cân bằng đoạn trên.
Sinh viên thực hiện : Lu Hùng Cờng-Ôtô K42
16



'
a
O
N
z1
u
M
y1
Q
P
Đồ án thiết kế và tính toán ôtô Giáo viên hớng dẫn: Lê Thị Vàng
ở một điểm bất kì đoạn trên ta có hệ phơng trình cân bằng:
N
Z1
+P.Cos(+) = 0
Q
Y1
+P.Sin(+) = 0
M
U1
+P.[a-r
t
. Cos(+)] = 0

M
U1
=-P.[a-r
t
. Cos(+)]
Lúc này (+) = 90
0
-(15
0
-) = 90
0
-(15
0
-8,1
0
) = 83,1
0
do đó ta có :
N
Z1
=-673,5.Cos83,1
0
= 80,91 (KG).
Q
Y1
=-673,5.Sin83,1
0
= 668,62 (KG).
M
U1

y2
O
1X
U
Đồ án thiết kế và tính toán ôtô Giáo viên hớng dẫn: Lê Thị Vàng
N
Z2
= -U
Y1
.Cos - U
x1
.Sin
Q
Y2
= U
Y1
.Sin - U
X1
.Cos
M
U2
= -U
X1
.c.Sin(
0
+
0
) + U
Y1
.c[1- Cos(

U
X1
= U
1
.Sin72
0
= 1407,8. Sin72
0
= 1353,26 (KG).
Vậy tại B ta có :
N
Z2
= -388,04.Cos8,1
0
1353,26.Sin8,1
0
= - 574,80 (KG).
Q
Y2
= 388,04.Sin8,1
0
1353,26.Cos8,1
0
= - 1285,08 (KG).
M
U2
= -1353,26.0,11.Sin81,9
0
+ 388,04.0,11.[1- Cos81,9
0

0
1353,26.Cos8,1
0
= - 1285,08 (KG).
M
U2
= 0 (KG).
Ta có bảng:
Vị trí
Lực và mô men

B C
N
Z2
(KG) - 574,80 - 574,80
Q
Y2
(KG) - 1285,08 - 1285,08
M
U2
(KG) - 110,70 0,00
Căn cứ vào các bảng trên ta vẽ biểu đồ nội lực tác dụng lên guốc phanh.
Sinh viên thực hiện : Lu Hùng Cờng-Ôtô K42
18
Đồ án thiết kế và tính toán ôtô Giáo viên hớng dẫn: Lê Thị Vàng
Tính ứng suất tại các điểm nguy hiểm và kiểm nghiệm bền.
Tính ứng suất tại các điểm nguy hiểm.
- ứng suất do Q
Y
và M

gây ra đợc tính bằng công thức:
b
x
J
x
S
x
N
.
.
=

Trong đó :
S
X
: Mô men tĩnh phần bị cắt đối với trục quán tính, tại điểm A và C có S
X
= 0
do đó =0, tại điểm B ta có S
X
= Y
2
.(F
1
+F
2
) = 2,2.3,4 = 7,48 (cm
2
).
J


++

=

các thông số trong công thức ta đều biết hoặc có thể tính đợc qua sơ đồ
kích thớc của guốc phanh do đó thay số vào ta tính đợc J
X
= 28,40 (?).
b = 4,5 cm: Chiều dầy phần bị cắt (bằng chiều rộng của má phanh).
N
X
: Lực cắt theo bảng tính đợc ở trên.
- Lần lợt thay số vào công thức tính ứng suất tại các điểm A,B,C ta có bảng sau:
Điểm
Trị số

A

B

C

Z
- 86,37 - 377,99 - 377,96

0,00 4,74 0,00

th
Kiểm nghiệm bền.

) < [
k
] = 4000 (KG/cm
2
).
Tóm lại: Vậy guốc phanh ta chọn thiết kế có các kích thớc thoả mãn điều kiện bền.
2. Tính bền đờng ống dẫn động phanh.
Khi tính bền đờng ống dẫn động phanh ta có thể coi đờng ống dẫn dầu là loại vỏ
mỏng bịt kín hai đầu và có chiều dài khá lớn.
Sinh viên thực hiện : Lu Hùng Cờng-Ôtô K42
20
Đồ án thiết kế và tính toán ôtô Giáo viên hớng dẫn: Lê Thị Vàng
Lúc đó ứng suất vòng đợc tính nh sau:
s
Rp
t
.
=

Trong đó :
p = 80 (KG/cm
2
) : áp suất bên trong đờng ống.
R =2,2 (mm) : Bán kính bên trong của đờng ống dẫn (chọn theo xe tham khảo).
s = 0,8 (mm) : Chiều dầy của ống dẫn (chọn theo xe tham khảo).
Vậy ta có :

)
2
/(220

Chốt phanh thờng đợc làm bằng thép 30, má phanh quay quanh chốt phanh và
chốt phanh đợc tính theo bền cắt và chèn dập. Công thức là:
[ ]
)(**)
2
/(400
.
1
)(*)
2
/(800
2
.
1
.4
cmKG
ch
dl
U
ch
cmKG
c
d
U
c
==
==





,ta chọn d = 16 (mm).

[ ]
)(2,2
6,1.400
80,1407
.
1
cm
d
ch
U
l ==

, ta chọn l = 25 (mm).
Với d và l chọn nh trên ta thấy chốt phanh đủ bền đáp ứng điều kiện làm việc của
hệ thống phanh đã thiết kế.
Phần III : kết luận.
Qua quá trình tính toán trên ta thấy hệ thống phanh ta thiết kế tuy có nhiều u
điểm, nhng những nhợc điểm vẫn còn tồn tại. Chính vì vậy mà xu thế nó sẽ không còn
đợc a chuộng. Xu thế trong tơng lai đó là hệ thống phanh dầu có bộ chia dòng, bên
cạnh đó còn có các trợ lực phanh nhằm giúp cho ngời lái dễ dàng điều khiển, tăng
tính an toàn trong vận hành.
Hệ thống phanh thiết kế ở trên chỉ là hệ thống có kết cấu đơn giản nhằm giúp
cho sinh viên biết đợc kết cấu và quá trình cơ bản khi thiết kế một hệ thống nói chung
và hệ thống phanh nói riêng, vì vậy ta cần nắm rõ qui trình tính toán cũng nh kết cấu
nhằm phục vụ tốt cho đồ án tốt nghiệp cũng nh trong thực tế công việc sau này.
Sinh viên thực hiện : Lu Hùng Cờng-Ôtô K42
22