Đề tài Thiết kế tính toán cải tiến hệ thống phanh xe UAZ-469

1 O P X 1 Y 2 T 2 X 2 N 2 R 2 8,25° U 2 U 2 P R 2 Hình 2- 4: Họa đồ lưc phanh cơ cấu phanh trước Hình 2- 5: Họa đồ lưc phanh cơ cấu phanh sau 2.3. Xác định lực cần thiết tác dụng lên bàn đạp phanh 2.3.1. Xác định áp suất trong hệ thống phanh: - Từ hoạ đồ lực. ở trên ta đã xác định được lực ép cần tác dụng lên guốc phanh trước và phanh sau: + Đối với phanh trước: P1 = P2 = 412 KG + Đối với phanh sau: P1 = P2 = 464 KG Theo thiết kế thực tế của xe, ta thấy các xi lanh bánh xe có đường kính như nhau. Do đó, ta lấy lực P = 464 KG của cơ cấu phanh sau để xác định áp suất trong hệ thống dẫn động, vì để đảm bảo cho bánh trước không bị trượt lê. - Lực ép lên guốc phanh: Trong đó: + d = 32 mm - Đường kính xi lanh bánh xe. + P = 464 KG. + Pi = áp suất dầu trong hệ thống cần đạt được. Trong đó: + D = 32 mm - Đường kính xi lanh chính. + Pi = 52,3 KG/cm2 + L, = 50 mm - Kích thước bàn đạp. +l = 300 mm - Kích thước bàn đạp. +h = 0,92 - Hiệu suất dẫn động thuỷ lực. - Nhận xét: Với áp suất yêu cầu trong hệ thống là pi = 52,3 KG/cm2 thì lực bàn đạp thực tế Qmax = 75 KG > [ Qmax] = 50 KG. Do đó, ta thấy hệ thống lực bàn đạp phải lớn thì mới đảm bảo mô men phanh yêu cầu. Để giảm nhẹ lực bàn đạp cho người lái, tăng tính an toàn, tăng hiệu quả phanh, khi sử dụng phanh ta cần cải tiến hệ thống phanh cũ, thiết kế trợ lực phanh cho xe này. 2.4. Xác định hành trình toàn bộ của bàn đạp phanh 2.4.1. Xác định hành trình píttông của xi lanh bánh xe trước và sau Trong đó: + x1 = x2 - hành trình dịch chuyển của píttông công tác ( mm ). . + d = 0,3 - Khe hở trung bình giữa má phanh và trống phanh. + l = 1 mm - Độ mòn hướng kính cho phép của má phanh. + a = 110 mm - Khoảng cách từ tâm trống đến điểm đặt lực P. + c = 113 mm - Khoảng cách từ tâm trống đến chỗ cố định của má phanh. D d X1 X1 Q bđ Hình 2-6: Sơ đồ hành trình bàn đạp 2.4.2. Xác định hành trình cực đại bàn đạp phanh Trong đó: + d1,d2 = 32 mm - Là đường kính xi lanh làm việc của cơ cấu phanh trước và phanh sau. + D = 32 mm - Đường kính xi lanh chính. + x1,x2 = 5,13 mm - Hành trình của píttông trong xi lanh bánh xe trước và sau. + hb = 1,05 - Hệ số bổ xung khi phanh ngặt thể tích của dẫn động chất tăng lên. + d = 1,5 mm - Khe hở giữa thanh đẩy với píttông ở xi lanh chính d = 1,5 mm. = 108 h= 108 mm - Nhận xét: Hành trình bàn đạp phanh của xe đảm bảo yêu cầu Ê 150á170mm 2.5. Tính bền cơ cấu phanh 2.5.1. Xác định công ma sát riêng Xác định trên cơ sở má phanh thu toàn bộ động năng của ô tô chạy với tốc độ khi bắt đầu phanh như sau: Trong đó: + G - Trọng lượng toàn bộ ôtô khi đầy tải G = 2350 Kg. + V0 - Vận tốc của ôtô khi bắt đầu phanh V0 = 50 km/h = 13,89 m/s. + g = 9,81 m/s2 - Gia tốc trọng trường. + Fồ - Diện tích toàn bộ của các má phanh ở tất cả các cơ cấu phanh. Fồ = ồb0i . rt . bi Trong đó: + m = 8 - Số lượng má phanh. + b0i - Góc ôm của má phanh tính thép rad. + rt = 140 mm - Bán kính tang trống. + bi = 50 mm - Chiều rộng của má phanh thứ i. Fồ = 0,108 m2 L Ê [ L ] = 400 J/cm2. 2.5.2. Tính áp suất trên bề mặt ma sát Trong đó: + MP - Mô men phanh của một má phanh. + m = 0,3 - Hệ số ma sát giữa má phanh và trống phanh. + rt = 0,14 m - Bán kính tang trống. + b0 - Góc ôm tấm ma sát tính bằng rad. - ở cơ cấu phanh trước: - ở cơ c ấu phanh sau: M’’P1 = R1 . r01 = 1425 . 0,047 = 67KG.m. M’’P2 = R2 . r02 = 702 . 0,043 = 30,2 KG.m. Ta có: Vậy áp suất má phanh trên bề mặt đều đảm bảo yêu cầu Ê 2 MN/m2 2.5.3.Tính thời gian làm việc của má phanh theo tỷ số p : Trong đó: + M = 1900 KG - Trọng lượng của xe khi đầy tải. + Fồ = 0,108 m2 - Diện tích toàn bộ các tấm ma sát. 2.5.4. Tính nhiệt phát ra trong quá trình : Trong quá trình phanh động năng của ô tô chuyển thành nhiệt năng ở trống phanh và một phần thoát ra môi trường không khí. Phương trình cân bằng nhiệt năng: Trong đó: + G = 2350 KG - Trọng lượng khi xe đầy tải. + g = 9,81 m/s2 + v1 = 30 km/h = 8,3 m/s - Vận tốc ban đầu khi phanh. + v2 = 0 - Vận tốc cuối quá trình phanh. + m1 = 18 kg - Khối lượng các trống phanh và các chi tiết liên quan bị nung nóng. + c - Nhiệt dung riêng của các chi tiết bị nung nóng, đối với thép và gang c = 500J/ KG độ = 50 KG.m/KG độ. + t0 - Sự tăng nhiệt độ của trống phanh so với môi trường 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. Số hạng thứ nhất ở vế phải của phương trình trên, là phần năng lượng làm nung nóng trống phanh, còn số hạng thứ hai là phần năng truyền ra không khí. Khi phanh ngặt ở thời gian ngắn, số hạng thứ hai có thể bỏ qua. Do đó, ta xác định sự tăng nhiệt độ trống phanh như sau: Như vậy là đảm bảo yêu cầu. 2.5.5. Kiểm tra điều kiện tự xiết : Hiện tượng tự xiết xảy ra khi má phanh bị áp sát vào trống phanh chỉ bằng lực ma sát, mà không cần tác động của lực P của dẫn động lên guốc phanh. Hiện tượng tự xiết xảy ra khi có điều kiện sau: C . ( cosd + m . p ) - m . p = 0 Trong đó: + c = 113 mm - Khoảng cách từ tâm bánh xe đến tâm chốt quay của má phanh. + d - các góc được xác định theo công thức (1) đã được xác định ở phần trước: d , = 5,80 ; d ,,1 = 6,750 ; d ,,2 = 8,250 + p - Bán kính xác định lực tổng, đã được xác định theo công thức (2) ở phần trước: r , = 163,4 mm; r ,,1 = 164,75 mm; r ,,2 = 151 mm. - ở cơ cấu phanh trước: - ở cơ cấu phanh sau: Ta thấy tất cả các giá trị của m vừa tìm được đều khác với giá trị m = 0,3. Vậy hiện tượng tự siết không xảy ra đối với các cơ cấu phanh. 2.5.6. Tính bền trốn g phanh áp suất trong trống phanh được tính theo công thức và kết quả đã được tính ở phần 2: + ở cơ cấu phanh trước: q, = 16.104 KG/m2 + ở cơ cấu phanh sau: q1,, = 10,5.104 KG/m2 q2,, = 6,6.104 KG/m2 Ta chỉ cần tính bền cho phanh trước, vì có áp suất lớn nhất. - ứng suất hướng tâm tính theo công thức: - ứng suất hướng tâm tính theo công thức: Trong đó: + a , = 140 mm - Là bán kính trong của tang trống. + b , = 146,8 mm - Là bán kính ngoài của tang trống. + r - Khoảng cách từ tâm đến điểm cần tính, khi r = a , thì sn và st đạt được giá trị cực đại. Thay các giá trị vào công thức ta được: sn = - 16 KG/cm2 st = 337,6 KG/cm2 - ứng suất tổng hợp: Trống phanh được làm bằng gang C18-36 có [s] = 1000KG/cm2. Vậy trống phanh đủ bền. 2.5.7. Tính kiểm bền xi lanh bánh xe - ứng suất hướng tâm và tiếp tuyến: Trong đó: + a , = 16 mm - Là bán kính trong của xi lanh. + b , = 20 mm - Là bán kính ngoài của xi lanh. + q - là áp suất, lấy bằng pmax = 80 KG/cm2, ứng suất đạt cực trị tại r = a ,= 16mm. - Thay vào công thức ta được: Xi lanh được làm bằng gang C18-36 có [s] = 1000 KG/cm2. Vậy xi lanh đủ bền. 2.5.8. Tính bền đường ống dẫn động phanh Coi đường ống dẫn động là loại vỏ mỏng bịt kín hai đầu có chiều dài khá lớn. ứng suất vòng được tính như sau: Trong đó: + p = 80 KG/cm2 - áp suất trong đường ống. + R = 2,2 mm - Bán kính trong của đường ống. + s = 0,8 mm - chiều dày của đường ống. Cắt ống bằng mặt phẳng vuông góc với trục ống, thì ứng suất pháp sn tác dụng lên thành vỏ ống phải cân bằng với áp suất của chất lỏng tác dụng lên tiết diện mặt cắt ngang của ống. Vậy: Đường ống làm bằng hợp kim đồng hồ có [s] = 2600 KG/cm2 2.5.9. Tính bền chốt phanh Má phanh quay quanh chốt phanh nên chốt phanh được tính theo cắt và chèn dập: Trong đó: + d = 6 mm - là đường kính của chốt. + l = 4 mm - là chiều dài tiếp của chốt với guốc phanh. Ta tính bền chốt của cơ cấu trước vì chịu lực lớn nhất. Lực tác dụng lên chốt U1 = 1568 KG Chốt phanh được làm bằng vật liệu thép 45, ta có: [t] = 0,4 . sch = 0,4 . 360 Mpa = 1440 KG/cm2 [s] = 0,8 sch = 0,8 . 360 Mpa = 288Mpa = 2880 KG/cm2 Ta thấy ứng suất do lực U1 gây ra tc Ê [tc] và scd Ê [scd]. Vậy chốt phanh đảm bảo đủ bền. 2.5.10. Tính bền guốc phanh - Guốc phanh được làm theo hình chữ T, chế tạo bằng thép 40. a. Xác định các yếu tố hình học của guốc phanh b R'1 R G Y Yc1 Yc2 R1 X1 X1 R'2 c R3 R2 X2 X2 Y d a Hình 2-7: Sơ đồ yếu tố hình học guốc phanh R1 = 134 mm. R2 = 131 mm. R3 = 95 mm. R’1 = 132,5 mm. R’’2 = 113 mm. a = 50 mm. b = 3 mm. c = 4 mm. + Tính các kích thước: F1 - diện tích phần trên chữ T; F1 = 3 . 50 = 150 mm2. F2 - diện tích phần trên chữ T; F2 = 3 . 36 = 144 mm2. Y2 = R’1 – R’2 = 132,5 - 113 = 19,5 mm Yc2 = Y2 - Yc1 = 19,5 - 9,9 = 9,6 mm. + Tính bán kính đường trung hoà: + Bán kính trọng tâm của guốc phanh: RG = R’2 = Yc2 = 113 + 9,6 = 122,6 mm. b. Kiểm nghiệm bền guốc phanh Giả thiết lực phân bố đều trên toàn bộ tiết diện guốc phanh. Theo kết quả tính toán phần trước ta thấy guốc phanh trước (hoặc sau) của cơ cấu phanh trước chịu lực lớn nhất. Do đó, ta kiểm nghiệm bền cho guốc phanh của cơ cấu trước. Các tác dụng lên guốc phanh đã được xác định ở phần trước: P1 = 464 KG. R1 = 2114 KG. U1 = 1484 KG. + Lực R1 phân ra hai thành phần N và T - Lực pháp tuyến: N1 = R1 . cos16,690 = 2025 KG. - Lực tiếp tuyến: T1 = R1 . sin16,690 = 607 KG. Với giả thiết lực phân bố đều nên mỗi phần tử sẽ chịu lực là: Trong đó: + r = 140 mm - bán kính tang trống. + b = 1200 - góc ôm tấm ma sát. + Ntb - Lực cắt trung bình tác dụng lên guốc phanh. + Ttb : Lực trợt trung bình tác dụng lên guốc phanh. a Mx b b 2 U T U N U T N P 1 1 N tb 2 2 P U 1 T tb O N O T U 1 R P Hình 2-8: Sơ đồ lực tác dụng lên guốc phanh *Viết phương trình lực tác dụng: - Xét tại mặt cắt (1-1): N = - P . sina T = P . cosa Mu = 0. Với b = 150, ta có: N = - 464 . sin150 = - 108 KG T = 464 . cos 150 = 403,7 KG - Xét trong đoạn tại mặt cắt (2-2): Xác định mô men Mx tại mặt cắt bất kỳ của guốc phanh: Tại mặt cắt (2-2) ứng với góc B bất kỳ: Tại điểm 0 có mô men uốn do lực P, lực tổng hợp N và T của lực phân bố Ntb và Ttb phân bố trên đoạn guốc phanh ứng với góc b. Ta lập đợc phơng trình mô men uốn tại mặt cắt: Mu = P.d- Ntb.r. b.d’+Ttb.r. b.d’’ Trong đó: d = a - r.cos (a+b) c. Xét lực N, T, Mu tại các mặt cắt: * Tại mặt cắt (a-a) khi b = 300 = 0.52 rad N = - P. sin 450 – Ntb.. r . 0,52 cos 150 – Ttb . r . 0,52 . sin 150 N = - 464 . 0,707 - 6,9 . 140 . 0,52 . 0,96 - 2,07 . 140 . 0,52. 0,25 N = - 812,5 KG. T = P . cos 450 - Ntb . r . 0,52 . sin 150 - Ttb . r . 0,52 . cos 150 T = 464 . 0,7 - 6,9 . 140 . 0,52 . 0,25 - 2,07 . 140 . 0,52 . 0,69 T = 22,35 KG. M 1 M T1 M N1 e e c d c b d b a a 1 1 P X N 1 R 1 T 1 Hình 2-9: Họa đồ lực tác dụng tai các măt cắt T = 464 . 0,25 – 6,9 . 140 . 1,04 . 0,5 – 2,07 . 140 . 1,04 . 0,86 T = - 662 KG Mu = 464 (110-140 . cos750) – 6,9 . 1402 . 1,04 . sin300 + 2,07 . 1402. 1,04(1-cos300) Mu = 11721 KG.mm = 11,7 KG.m * Tại mặt cắt (b-b) ứng với b = 600 = 1,04 rad N = - p . sin750 – Ntb . r . 1,04 . cos300 – Ttb . r . 1,04 . sin300 N = - 464 . 0,96 – 6,9 . 140 . 1,04 . 0,86 – 2,07 . 140 . 1,04 . 0,5 N = 1422,7 KG . T = p . cos750 – Ntb . r . 1,04 . sin300 – Ttb . r . 1,04 . cos300 Mu = - 33501 KG.mm = - 33,5 KG.m * Tại mặt cắt (c-c) ứng với b = 900 = 1,57 rad N = - p . sin1050 – Ntb . r . 1,57 . cos450 – Ttb . r . 1,57 . sin450 N = - 464 . 0,96 – 6,9 . 140 . 1,57. 0,7 - 2,07 . 140 . 1,57. 0,7 N = - 1781 KG T = p . cos1050 – Ntb . r . 1,57 . sin450 – Ttb . r . 1,57 . cos450 T = 464 . (- 0,25) – 6,9 . 140 . 1,57 . 0,7 – 2,07 . 140 . 1,57 . 0,7 T = - 1484,6 KG Mu = 464 (110 – 140 . cos1050) – 6,9 . 1402. 1,57 . sin450 + 2,07 . 1402. 1,57 . (1-cos450) Mu = 7338 KG.mm = 7,34 KG.m * Tại mặt cắt (d-d) ứng với b = 1200 = 2,09 rad N = - p . sin1350 – Ntb . r . 2,09 . cos600 – Ttb . r . 2,09 . sin600 N = - 464 . 0,7 – 6,9 . 140 . 2,09 . 0,86 – 2,07 . 140 . 2,09 . 0,86 N = - 1824,4 KG T = p . cos1350 – Ntb . r . 2,09 . sin600 – Ttb . r . 2,09 . cos600 T = 464 . (- 0,7 ) – 6,9 . 140 . 2,09 . 0,86 – 2,07 . 140 . 2,09 . 0,5 T = - 2068 KG Mu = 464 (110 – 140 . cos1350) – 6,9 . 1402 . 2,09 . sin600 + 2,07 . 1402 . 2,09 . (1 - cos600) Mu = - 113738 KG.mm = - 113,7 KG.m * Tại mặt cắt (e-e) qua tâm chốt: Phản lực U = 1568 KG phân tích ra 2 thành phần UN = U. cos700 = 1568 . 0,38 = 533 KG UT = U . sin700 = 1568 . 0,94 = 1473,9 KG Lập bảng các giá trị tại các mặt cắt: Vị trí 1-1 a-a b-b c-c d-d e-e N(KG) -108 - 812,5 -1422,7 1781,4 -1781,4 533 T(KG) 403,7 22,35 -662 -1484,6 -2068,3 1473,9 Mu(KG.m) 0` -11,7 -33,5 77,34 -113,7 0 77,3 113,7 0 33,5 11,7 0 533 1824 1781 1422 812 108 1474 2086 1484,6 662 22,3 403,7 Hình 2-10: Biểu đồ lực và mômen d. Tính ứng suất: Dựa vào biểu đồ lực ta they tại mặt cắt(d-d) là nguy hiểm nhất. Ta tính ứng suất tại mặt cắt này: * Xác định ứng suất do lực N và Mu gây ra Trong đó: + T = 2342 KG - Là lực kéo (nén). + Mu = 113,7 KGm - Là mô men uốn. R h = 122 mm- Bán kính trung hoà. + Ri - Bán kính tại điểm đang xét. + F - là diện tích mặt cắt F = F1+ F2 = 1,5 + 1,44 = 2,94 cm2 - Xét tại điểm 1: Ri = 13,4 cm. s1 = 1049,8 KG/cm2. - Xét tại điểm 2: Ri = 131 mm = 13,1 cm. - Xét tại điểm 3: Ri = 95 mm = 9,5 cm * Xác định ứng suất cắt do lực Q gây ra: Trong đó: + N = 1824KG - Là lực cắt. + Sx - mômen tĩnh phần bị cắt đối với trục quán tính trung tâm. + Jx - là mômen quán tính của tiết diện. + b - là chiểu dày phần bị cắt. - Xác định mômen quán tính Jx: Jx = 6,17 cm4 - Xác định Sx: Sx = Y . Fc Trong đó: + Y - là toạ độ trọng tâm phần bị cắt đối với trục trung hoà. + Fc - là diện tích phần bị cắt. Trên guốc phanh hình chữ T thì tại điểm 1 và có Df = 0, do đó Sx = 0 - Tại điểm 2 ta có: Sx = Y2 . Fc Trong đó: + Y2 - là khoảng cách từ toạ độ trọng tâm phần hai đến đường trung hoà. Y2 = R1- Rth = 13,25 - 12,2 = 1,05 Fc = 1,5 cm2; Sx = 1,05 . 1,5 = 1,57 cm3; b = 0,3 cm - Tại điểm 1 và điểm 3 có Sx = 0, do đó t = 0 * Tại điểm 2: Với kết quả tính toán được, ta lập bảng: Vị trí 1 2 3 (KG/cm2) 1047,8 969,2 -395,6 (KG/cm2) 0 1552,36 0 (KG/cm2) 1649,8 3252,45 395,6 1 2 3 395,6 1049,8 969 1552,3 Hình 2-11: Biểu đồ ứng suất ứng suất tổng hợp: Tại điểm 2 có sth = 3252,48 KG/cm2 < [sk] = 4000 KG/cm2 2.6. Kết luận Qua phần tính toán kiểm nghiệm ta thấy: - Khả năng làm việc của các chi tiết guốc phanh, trồng phanh, chốt phanh và các xi lanh làm việc ở bánh xe đều đảm bảo yêu cầu kĩ thuật và đủ bền. - Cơ cấu phanh thoả mãn với các trị số về công ma sát riêng, áp suất trên các bề mặt ma sát, thời gian làm việc của các má phanh, nhiệt sinh ra trong quá trình phanh đều đảm bảo và hiện tượng tự siết không xảy ra. - Hành trình toàn bộ của bàn đạp phanh đảm bảo yêu cầu so với hành trình cho phép. - Riêng có lực bàn đạp của người lái cần sinh ra để đảm bảo mômen phanh yêu cầu là Qbđ = 75 KG, ta thấy nó lớn hơn so với lực bàn đạp cho phép [Qbđ] = 50. Lực bàn đạp lớn gây mệt mỏi cho người lái khi sử dụng phanh, dẫn đến hiệu quả phanh kém. - Hệ thống dẫn động phanh cũ không có trợ lực, là hệ thống phanh một dòng, do đó không an toàn, hiệu quả phanh kém. Chương III phân tích, lựa chọn phương án cải tiến hệ thống phanh xe UAZ- 469 3.1.phương án cải tiến hệ thống phanh xe uaz - 469 - Qua phần tính toán kiểm nghiệm hệ thống phanh xe thấy, để tăng độ tin cậy khi sử dụng phanh, ta thiết kế cải tiến dẫn động phanh hai dòng. - Để giảm nhẹ lực bàn đạp cho người lái, tăng hiệu quả phanh ta thiết kế tính toán, cải tiền dẫn động phanh có cường hoá. 3 . 2 . Các phương án dẫn động phanh Phương án 1: giữ nguyên xi lanh chính một buồng lái của xe cũ, thiết kế thêm bộ trợ lực và bộ chia dòng. Sơ đồ bố trí như sau Hình 3-1: Hoa đồ dẫn động phanh 1 - ưu điểm: Sử dụng được xi lanh chính của xe cũ - nhược điểm: Khi thủng đường ống dẫn dầu ở bất kì chỗ nào thì phanh không có hiệu quả 3.2.2 Phương án 2: Hình 3-2: Hoa đồ dẫn động phanh 2 - ưu điểm: khi bị hỏng, rò rỉ dầu ở một dòng thì ô tô vẫn được phanh ở một bánh trước bên phải và một bánh sau bên trái hoặc được phanh ỏ một bánh trước bên trái và một bánh sau bên phải. Chất lượng phanh đảm bảo tốt cả khi đi trên đường có hệ số bám ở hai vết bánh xe khác chiều. - Nhược điểm: nếu một dòng bị hỏng thì có thể làm cho bị quay ngang, mất ổn định của xe khi phanh. 3.2.3 Phương án 3 : Hình 3-3: Hoa đồ dẫn động phanh 3 - ưu điểm: nếu bị hỏng, rò rỉ dầu ở một dòng nào đó thì ô tô vẫn được phanh ở hai bánh xe trước hoặc phanh ở hai bánh sau. - Nhược điểm: nếu hỏng dòng phanh cầu trước thì có thể xảy ra hiện tượng quay ngang xe khi phanh. Nếu hư hỏng dòng phanh cầu sau thì có thể mất tính ổn định của xe khi phanh gấp. * Kết luận: Sau khi xem xét, đánh giá các phương án trên, ta chọn phương án 3 là phù hợp nhất. 3.3. Các phương án cường hoá 3.3.1 . Phương án 1: cường hóa khi nén Q bđ 8 9 10 6 5 4 3 2 1 7 a B Hình 3-4: Sơ đồ cường hóa khí nén 1 1-Bàn đạp. 6-Xylanh chính. 2-Đòn dẫn động. 7-Van. 3-Piston 8-Bình chứa khí nén. 4-Lò xo hồi vị. 9-Piston. 5-Piston xylanh chính. 10-Thanh dạng ống. *  ưu điểm: - Lực cường quá lớn, vì áp xuất khí nén có thể đạt 5-7 KG/cm * Nhược điểm: - số lượng các cụm trong hệ thống phanh nhiều, kết cấu phức tạp; cồng kềnh, động cơ phải kèm theo máy nén khí. - Xe UAZ- 469 không có máy nén khí nên không sử dụng phương án này. 3.3.2 . Phương án 2: Cường hóa chân không 5 4 3 2 1 Q bđ B A Hình 3-5: Sơ đồ cường hóa khí nén 2 1-Thân van. 2-Van không khí. 3-Piston trợ lực. 4-Lò xo hồi vị piston trợ lực. 5-Xylanh chính. A-Buồng áp suất không đổi. B-Buồng áp suất thay đổi. * Đặc điểm: sử dụng ngay độ chân không ở đường ống nạp của động cơ, đưa độ chân không này vào khoang A của bộ cường hoá, còn khoang B khi phanh được thông với khí trời. * Nguyên lý làm việc: Khi không phanh dưới tác dụng của lò xo hồi 9, đầu trên của bàn đạp phanh dich chuyển sang trái để mở cửa van 5 bên phải và đóng cửa van 5 bên trái, lúc này buồng A thông với buồng B qua hai cửa E và F và thông với đường ống nạp. Khi phanh dưới tác dụng của lực bàn đạp đầu trên của đòn bàn đạp dịch chuyển sang phải, đầu dưới dịch chuyển sang trái tác dụng lên thanh đẩy píttông xi lanh chính, đồng thời đầu trên của đòn bàn đạp kéo thanh đẩy 8 sang phải lúc này van bên trái thông với khí trời mở ra, còn van 5 bên phải thông giữa cửa E và F được đóng lại, khi đó áp suất của buồng B bằng áp suất khí trời còn áp suất của buồng A bằng áp suất đường ống nạp(= 0,5KG/cm2). Do đó giữa buồng A và buồng B có sự chênh áp suất(= 0,5 KG/cm2). Do sự chênh lệch áp suất này mà píttông 4 di chuyển sang phải tác dụng lên đầu đòn 2 một lực cùng chiều với lực bàn đạp của người lái và đẩy píttông 3 của xi lanh bánh xe để thực hiện quá trình phanh. Khi nhả bàn đạp phanh lò so 9 kéo đòn đạp phanh về vị trí ban đầu. Lúc đó van 5 bên phải được mở ra thông giữa buồng A và buồng B qua cửa E và F, Khi đó hệ thống phanh ở trạng thái không làm việc. * ưu điểm của phương án: Tận dụng được độ chênh áp giữa khí trời và đường ống nạp khi động cơ làm việc mà không ảnh hưởng đến công suất của động cơ, vẫn đảm bảo được trọng tải chuyên chở và tốc độ khi ô tô chuyển động. Ngược lại khi phanh có tác dụng làm cho công suất của động cơ có giảm vì hệ số nạp giảm, tốc độ của ô tô lúc đó sẽ chậm lại một ít làm cho hiệu quả phanh cao. So với phương án dùng trợ lực phanh bằng khí nén, thì kết cấu bộ cường hoá chân không đơn giản hơn nhiều, kích thớc gọn nhẹ, dễ chế tạo, giá thành rẻ, dễ bố trí trên xe. * Nhược điểm của phơng án: Độ chân không khi thiết kế lấy là: 0,5 KG/cm2, áp suất khí trời là 1KG/cm2, do đó độ chênh áp giữa hai buồng của bộ cường hoá không lớn. Muốn có lực cường hoá lớn thì phải tăng tiết diện của màng, do đó kích thước của bộ cường hoá tăng lên. Phương án này chỉ thích hợp với phanh dầu loại xe du lịch và xe tải, xe hành khách có trọng tải nhỏ và trung bình, chỉ dùng với động cơ xăng. 3.3.3. Phương án 3: cường hóa chân không kết hợp thuỷ lực. 1 2 3 4 5 6 7 8' 8 9 10 11 12 13 14 Q bđ II b III II I II a P 3 P 2 P r1 15 Hình 3-6: Sơ đồ cường hóa khí nén 3 1. Xilanh chính 2. cổ hút động cơ 3. Van một chiều 4. Màng cường hóa 5. Vỏ cường hóa 6. Lọc khí 7. Van không khí 8. Van điều khiển 8’. Lo xo 9. Van màng 10. Píttông phản hồi 11. Píttông cường hóa 12. Van bi 13. Vỏ xilanh cường hóa 14. Xilanh bánh xe 15.Đường ống nối * Nguyên lý làm việc: Khi chưa có phanh van không khí 7 được đóng lại, van điều khiển 8 mở ra nhờ lò xo đẩy màng 9 mang theo píttông phản hồi 10 đi xuống. Buồng 3 thông với buồng 2 qua ống 15 thông với buồng 2a. Như vậy áp suất buồng 2a, 2b bằng nhau và bằng áp suất chân không ở họng hút ở của đường ống nạp. Khi phanh người lái tác dụng lên bàn đạp phanh một lực cần thiết qua hệ thống đòn, đẩy píttông ở xi lanh chính đi, áp suất phía sau piston tăng lên qua ống dẫn dầu lên xi lanh của bộ cường hoá, áp suất này tác dụng píttông của bộ cường hóa và tác dụng lên píttông phản hồi, đẩy píttông phản hồi 10 đi lên, thắng được lực lò xo côn 8, mở van không khí 7 ra. Lúc này áp suất khí trời là 1Kg/cm2 đi vào ống 15 để vào buồng 2a, còn buồng 2b vẫn là buồng chân không. Do sự chênh áp ở buồng 2a và buồng 2b, píttông mang 4 dịch chuyển sang phải qua thanh đẩy, đẩy píttông 11của bộ cờng hoá đi sang phải, áp suất sau píttông này đợc tăng lên và dẫn đến xi lanh bánh xe để tiến hành đẩy các má phanh ra tiếp xúc với trống phanh để hãm bánh xe lại. Khi nhả bàn đạp phanh lò xo ở bàn đạp kéo bàn đạp về vị trí ban đầu, lò xo hồi vị ở xi lanh đẩy píttông của xi lanh chính về vị trí cũ, lò xo côn bộ cường hóa đẩy píttông của bộ cường hóa về vị trí cũ, van 8 mở ra, van khí 7 đóng lại, áp suất buồng 2a, 2b lại bằng nhau và bằng áp suất chân không (0,5 kg/cm2). ở các bánh xe thì các lò xo kéo má phanh về vị trí ban đầu để nhả má phanh tách ra khỏi trống phanh. * Ưu điểm: Tận dụng được độ chênh lệch áp suất giữa khí trời và đường ống nạp. Ngoài ra còn có thể cân bằng lực đạp phanh với lực cản lăn ở bánh xe ở mọi vị trí còn lại. Giúp ngời lái có thể đạp phanh từ từ đến một mức nào đó thì giữ nguyên bàn đạp, lúc này ở các bánh xe có lực cản nhưng vẫn lăn * Nhược điểm: Kết cấu phức tạp, giá thành cao. 3.4. Kết luận Sau khi phân tích các phương án cường hóa, đánh giá về ưu, khuyết điểm, ta chọn phương cường hóa bằng chân không để thiết kế trợ lực, cải tiển cho xe UAZ - 469. Chương IV Thiết kế tính toán cải tiến hệ thống phanh xe UAZ 469 4.1. Thiết kế hệ thống phanh hai dòng 4.1.1. Xi lanh chính - Sử dụng xi lanh “tăng đem” có hai buồng riêng rẽ, tạo nối với hai dòng của truyền động phanh. - Đường kính xi lanh lấy theo thông số cơ bản của xe: D=32mm. 4.1.2. Xác định hành trình của píttông trong xi lanh chính Hành trình của píttông trong xi lanh chính phải bằng hoặc lớn hơn yêu cầu đảm bảo thể tích dầu đi vào các xi lanh làm việc ở các cơ cấu phanh. Hành trình của píttông thứ cấp trong xi lanh chính loại “tăng đem”: Trong đó: + d1 = 32 mm - đường kính xi lanh bánh xe của cơ cấu phanh trước. + x1 = 3,96 mm - Hành trình của píttông trong xi lanh bánh xe của cơ cấu phanh trước đã tính được ở phần trước. + D = 32 mm - Đường kính xi lanh chính. + hb = 1,05 - Hệ số bổ sung. Hành trình của píttông sơ cấp trong xi lanh chính: do đường kính của xi lanh làm việc của cơ cấu phanh trước và phanh sau bằng nhau nên hành trình của píttông sơ cấp dịch chuyển cũng bằng S = 10,7 mm để ép đủ đầu ra xi lanh làm việc của cơ cấu phanh sau do píttông sơ cấp dịch chuyển hành trình S thì píttông sơ cấp phải dịch chuyển, hành trình toàn bộ là S1 = 2 x S = 16,6 mm thì mới đảm bảo thể tích đầu ra các xi lanh bánh sau. Hành trình toàn bộ của bàn đạp phanh: Trong đó: + d0 = 1,5 mm - Khe hở giữa thanh đẩy với píttông ở xi lanh chính. + - Tỷ số kích thước đòn bàn đạp Như vậy, hành trình toàn bộ của bàn đạp phanh đảm bảo Ê[h] = 150 mm. 4.1.3. Cấu tạo của píttông xi lanh chính hai buồng 1- Bình dầu 8- Lò xo sơ cấp 2- Vít 9- ống đỡ lò xo 3- Vòng cao su chắn dầu 10- Vít hạn chế 4- Vòng chặn 11- píttông thứ cấp 5- Píttông 12- Van hoa khế 6-Phớt cao su 13- Nắp đường dầu ra 7-Vít 14- Nắp dầu píttông 2 1 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 Hình 4-1: Sơ dồ cấu tạo của pittông xylanh chính hai buồng 4.1.4. Nguyên lý làm việc * Khi phanh: Người lái tác dụng vào bàn đạp phanh, đầu cần đẩy tác dụng vào đuôi píttông thứ cấp 1, đẩy píttông thứ cấp 1 dịch chuyển sang trái, bát cao su nhanh chóng bịt lỗ bù dầu 7 như vậy bịt kín đường dẫn thông giữa xi lanh và buồng chưá, tạo nên áp suất trong buồng thứ cấp (buồng), mở van 1 chiều kép và dầu có áp suất cao này sẽ qua van 1 chiều kép theo đường ống đến các xi lanh bánh sau tác dụng lên các píttông trong xi lanh bánh sau, do cũng có một áp suất dầu như thế tác dụng lên píttông thứ cấp 2, píttông 2 hoạt động giống píttông sơ cấp 1 tạo áp suất dầu trong buồng thứ cấp (buồng B) dầu có áp suất cao từ buồng thứ cấp qua van một chiều