Đồ án Cải tiến hệ thống phanh cho xe KPAZ

sau: R1 = R2 = 6803kG Lực tác dụng lên guốc phanh (Với tỷ lệ xích m = 162kG/m) P''1 = 162.12 = 1944kG P''2 = 162.22 = 3564kG Phản lực tác dụng lên tại chốt guốc phanh. U''1 = 162.30 = 4860kG U''2 = 162.16 = 2592G III-3. Kiểm tra hiện tượng tự xiết của cơ cấu phanh. Khi thiết kế và tính toán cơ cấu phanh ta cần phải chánh hiện tượng tự xiết. Hiện tượng tự xiết xảy ra khi má phanh bị ép xát vào trống phanh chỉ bằng lực ma sát mà không cần tác động P của dẫn động lên guốc phanh. Theo công thức: m = Trong đó: C = 165mm (theo xe tham khảo, là khoảng cách từ tâm bánh xe đều chốt quay của má phanh. r = 256,18mm d = 8,0965o thay số vào ta có: m = ịm = 0,636 Vậy với kết quả trên ta thấy lớn hơn giá trị m = 0,3 nên trên xe đang kiểm nghiệm hiện tượng tự xiết không thể xảy ra. III-4. Xác định kích thước má phanh. Trong tính toán xác định kích thước má phanh. Trên cơ sở phải đảm bảo công ma sát riêng, áp suất trên má phanh, tỷ số trong lượng toàn bộ của ôtô trên diện tích toàn bộ của má phanh và chế độ làm việc của má phanh. Quá trình tính toán cải tiến hệ thống phanh cho xe KPAZ. Các cơ câu phanh vẫn được giữ nguyên vì vậy ta phải tiến hành kiểm nghiệm lại tất cả các chi tiết. III-4-1. Công ma sát riêng. Công ma sát riêng được xác định trên cơ sở má phanh thu toàn bộ động năng của ôtô chạy với tốc độ khi bắt đầu phanh như sau: L = Trong đó: - Trọng lượng ô tô khi đầy tải: G = 23.530kG = 230.829,3N. - Tốc độ của ôtô khi bắt đầu phanh: (V0). Lấy V0 = 60km/h = 16,67m/s - Gia tốc trong trường: g = 9,81m/s2 Fồ: Diện tích toàn bộ má phanh ở tất cả các cơ cấu phanh của ôtô. Fồ = Trong đó: m = 12 má (4 má trước, 8 má sau). boi = bo1 = bo2 = bo3 = bo4 = = 2,093 Vậy ồbo1 ở cơ cấu bánh trước: 4.2,093 = 8,373. Đối với bánh sau: 8.2,093 = 33,493. - Bán kính trống phanh r1 = 220mm = 22cm - Chiều rộng má phanh thứ i. + ở cơ cấu phanh trước: bi = b1 á b4 = 95mm = 9,5cm. + ở cơ cấu phanh trước: bi = b5 á b12 = 140mm = 14cm. Vậy: Fồ = 8,373.22.9,5 + 33,493.22.14 = 12.065,8cm2. Công ma sát riêng là: ị L = 270,96J/cm2 <[ L] = 400 á 1.000 J/cm2. Kết luận: Công ma sát L thoả mãn điều kiện cho phép thời hạn phục vụ má phanh. Nó phụ thuộc vào công ma sát riêng (L). Khí công ma sát lớn thì nhiệt phát ra càng lớn, trống phanh càng bị nung nóng nhiều, do đó má phanh chóng bị mài mòn. Vậy công ma sát riêng (L) xác định trên cơ sở má phanh hấp thụ toàn bộ động năng của ôtô, chạy với tốc độ khi bắt đầu phanh là 60Km/h là đảm bảo. III-4-2. Xác định áp suất trên bề mặt ma sát. - áp suất trên bề mặt má phanh được xác định như sau: q = - Trong đó: MP của phanh trước MP = M'P1 + M'P2 = MP = (R'1 + R'2) r0; ta có: R1 = R2 (áp suất tác dụng lên 2 má phanh bằng nhau). ị R'1r0 = R'2r0 = = M'P = 606,24 kGm Tương tự ta có MP của phanh sau là: MP = M''P1 + M''P2 = (R''1 + R''2)r0 do R''1 = R''2 M''Ps = Vậy áp suất trên bề mặt má phanh trước là: q = = 209,983 kG/m2 ị q = 20,99KG/cm2 ằ 2,1MN/m2. Với m = 0,3. b: Chiều rộng má phanh: 95mm = 0,095m. r1: Bán kính trống phanh: 220mm = 0,22m. Trong đó: b0 góc ôm của tấm ma sát. b0 = .3,14 = 2,093 rađ áp suất trên bề mặt má phanh sau: q = = 235536,6kG/m2 ị q = 23,5KG/cm2 = 2,3MN/cm2 Vậy q = 2,3MN/m2 <[ q] = 2,5MN/m2. III. 4.3. Xác định tỷ số giữa trọng lượng của ôtô với tổng diện tích các má phanh Thời gian làm việc của má phanh còn được đánh giá bằng tỷ số P giữa trong lượng ôtô với tổng diện tích má phanh. p = kG/m2. Ta có: p = kG/m2. ị p = 1,9.10kG/m2 <[ P ] = 2,5kG/m2 Trong đó: M: Trọng lượng ôtô khi đầy tải: M=23530kG Fồ: Tổng diện tích các bề mặt ma sát của các má phanh ở tất  cả các cơ cấu phanh. Fồ = 1,20658 m2. III-4-4: Tính toán nhiệt trong quá trình phanh. Trong quá trình phanh động năng của ôtô chuyển thành nhiệt năng ở trông phanh và một phần thoát ra môi trường không khí. Trong thời gian ngắn khi phanh ngặt ta có thể xác định sự tăng nhiệt độ trống phanh như sau: t0 = Ê [to] = 15O Trong đó: V1: Tốc độ phanh ban đầu khi phanh (lấy V1 = 30km/h) V2: Tốc độ cuối khi phanh (lấy V2 = 0) mt: Khối lượng trống phanh bị nung nóng. mt = g . Vt Trong đó: g: Vật liệu tang trống làm bằng gang có khối lượng riêng: g = 7,8 kg/dm3. Vt: Thể tích toàn bộ trống phanh Vt = Vt1 + Vt2 Vt1: Thể tích hình tròn đáy trống: Vt1 = P12,22(1,65 - 1,5) = 2+279dm3 Vt2: Phần thể tích tang trống: Vt2 = = P.(2,32 - 2,22).1,65 = 2,33dm3. ịV1 = Vt1 + Vt2 = 2,279 + 2,33 = 4,609dm3 Vậy: m1 = g.V1=7,8.4,609 = 35,95Kg Thay các giá trị vào công thức ta có: t0 = Với: C = 500J/kgđộ G = 23530 . 8,91 = 230829,3(N) V1 = 30Km/h = 8,333m/s g = 9,81m/s (gia tốc trọng trường) Thao khảo thực tế: h1 = 150mm r1 = 220mm h2 = 165mm rn = 230mm ị t0 = 7,750 < [ t0 ] = 150 III-5. Tính toán dẫn động bằng khí III-5-1. Máy nén khí: Hệ thống phanh trên xe KPAZ sau khi cải tiến gồm cả hệ thống phanh công tác và hệ thống phanh dự phòng đều sử dụng khí nén, do yêu cầu kinh tế cho nên máy nén khí dùng trong hệ thống phanh cũ vẫn được giữ nguyên và để dùng trong hệ thống phanh mới được cải tiến. Do đó ta phải tính toán kiểm nghiệm và đề ra phương án thiết kế sao cho đảm bảo được các thông số kỹ thuật của xe KPAZ sau cải tiến: III.5.1.1. Nhiệm vụ - yêu cầu của máy nén khí. a. Nhiệm vụ. - Máy nén khí có nhiệm vụ cung cấp khí nén và nén khí nén vào các bình chứa để cung cấp cho hệ thống phanh. b. Yêu cầu của máy nén khí. Năng suất của máy nén khí phải đảm bảo trong khoảng chọn từ 60 á 250 lít/ phút với số vòng quay của máy nén khí trên cơ sở nạp nhanh và đầy, sau khi khởi động, động cơ và giữ cho áp suất khí nén gần với áp suất tính toán khi phanh liên tục. - Công suất tiêu hao cho máynén khí phải đảm bảo trong khoảng từ (0,5á2,2) kW tuỳ theo năng suất của máy nén khí. III.5.1.2. Các thông số kỹ thuật của máy nén khí trên xe KPAZ. + Số xi lanh: i = 2 đặt thẳng hàng. + Đường kính xi lanh: d = 50,85mm = 5,085cm. + Hành trình Piston: S = 40mm = 4cm. + Số vòng quay của máy nén khí: n = 1250 v/p ở số vòng quay của động cơ là: nđc = 2500v/p. + Tỷ số truyền của đai: itđ = 2. + Hiệu suất của máy nén khí h = 0,6. + Số vòng quay của động cơ khi không tải hđc = 650v/p. III.5.1.3. Năng suất của máy nén khí. Năng suất của máy nén khí được xác định theo công thức (3-21) sách Hướng dẫn thiết kế hệ thống phanh ô tô: Q = (lít/phút). Trong đó: i: Số xi lanh của máy nén khí i = 2. d: Đường kính xi lanh của máy nén khí d = 0,5085cm. S: hành trình piston của máy nén khí S = 4cm. n: Số vòng quay của máy nén khí n = 1250 v/p. h: Hiệu suất của máy nén khí chọn hv = 0,6. Thay các giá trị vào công thức ta được: Q = = 122 lít/phút. Với năng suất của máy nén khí Q = 122 lít/phút ở số vòng quay n=1250v/p thì đảm bảo trong khoảng chọn và đảm bảo năng suất để cung cấp khí nén cho hệ thống phanh làm việc. - Xác định năng suất của máy nén ở số vòng quay không tải của động cơ nđc=650v/p do đó. nmin = 325 v/p thay các giá trị vào ta có năng suất máy nén ở số vòng quay. nmin = 325 v/p là lít / phút. => QKT = 31,7lít / phút. + Xác định thời gian nạp nhanh của máy nén khí - Giả thiế ta coi quá trình nén khí là quá trình nén đa nhiệt. Do dó : p2 = p1 . e n P1: áp suất ban đầu khi chưa nén. Lấy p1 = 1 kG / cm2 bằng áp suất khí quyển. P2: áp suất nén nối áp suất tổi thiểu mà hệ thống phanh làm việc . p2 = 4kG/cm2 N: chỉ số đa biến. Coi máy nén đường làm mát tốt khi làm việc thì n = 1. en = e1 = e Do đó: Giả thiết theo thiết kế đã chọn hệ thống gồm 3 bình chứa, mỗi bình có dung tích là 40 lít vì vậy tổng 3 bình chứa có dung tích là 3 x 40 = 120lit. - Nếu nạp đầy cả 3 bình chứa cùng một lúc để đạt đường áp suất 4 kG/cm2 (áp suất tối thiểu để hệ thống phanh làm việc thì cần lượng không khí nạp vào là: Qn = 120 . 4 = 480 lít. Khi khởi động động cơ làm việc ở số vòng quay hKT = 650v/p, thời gian khởi động của động cơ là thời gian nạp đầy khí nén vào các bình chứa khí tới áp suất tối thiểu cho hệ thống hoạt động P = 4 kG/cm2. - Vậy ta xác định được thời gian nạp như sau: tn = = 15 phút. Vậy với thời gian nạp vào 3 bình chứa khí có dung tích là 120 lít, mất thời gian là 15 phút. Như vậy là thời gian khởi động của ô tô phải kéo dài, vì vậy phải có phương án cải tiến lại các bình chứa khí hoặc máy nén khí sao cho đảm bảo thời gian nạp nhanh, giảm thời gian khởi động và chạy không tải của động cơ xuống sao cho phù hợp với điều kiện sử dụng, đồng thời đạt được tính kinh tế và hiệu quả sau khi cải tiến. III.5.2.1. Các phương án dùng lại máy nén khí và cải tiến thiết kế bình chứa khí. III.5.2.2. Các phương án dùng lại máy nén khí. + Phương án 1: Tăng năng suất của máy nén khí để đảm bảo thời gian nạp vào bình khí nhanh mà vẫn giữ lại các bộ phận chính của máy nén khí như xy lanh trục khuỷu mà chỉ cải tiến lại các bộ phận dẫn động, ta có thể thay puly đai dẫn động sao cho tăng tỷ số truyền tức là tỷ số truyền iđ = 1. Như vậy số vòng quay của máy nén khí tăng bằng số vòng quay của động cơ. Lúc đó năng suất của máy nén khí ở nmn = 12500 v/p tương ứng với số vòng quay của động cơ: Q = 244 lít/phút. Và ở số vòng quay 650 là QKA = 31,72 = 63,4 lít/phút. Vậy thời gian nạp là: = 7,6 phút. + Nhận xét: Khi cải tiến để tăng tỷ số truyền của đai lên bằng 1 thì năng suất của máy nén khí tăng lên gấp đôi và nằm trong khoảng chọn cho phép của máy nén khí làm việc. Thời gian nạp khí nén cho cả 3 bình chứa khí được nhanh hơn, giảm thời gian khởi động của ô tô, đảm bảo tính kinh tế và hiệu quả sử dụng. Việc cải tiến puly dẫn động và đai truyền sẽ làm phức tạp trong việc chế tạo và lắp ráp công suất để tiêu hao cho máy tăng lên tuổi thọ của máy nén khí giảm. + Phương án 2: Giảm thể tích của bình chứa khí tức là chỉ lắp hai bình chứa khí có dung tích là 80 lít. - Phương án này không đường vì hai bình chứa khí có dung tích 80 lít thì không đủ lượng khí dự trữ để sử dụng cho hệ thống phanh khi xe xuống dốc dài phải phanh liên tục + Phương án 3: Vẫn giữ nguyên máy nén khí và các hệ thống dẫn đông 3 bình chứa khí có dung tích là 120 lít vẫn giữ nguyên nhưng trong 3 bình có 2 bình được nạp trong thời gian khởi động và chạy không tải của đông cơ đến áp suất đủ để xe có thể chạy được, còn lại một bình đường nạp trong khi xe làm việc - Muốn đảm bảo được nguyên lý trên thì ta phải thiết kế thêm một van một chiều để lắp đặt ở bình dự trữ cho phép đến một (chọn bằng 6at) thì vàn một chiều mở và bình đường nạp khí. - Tình thời gian nạp khí vào hai bình có dung tích là 80 lít đến áp suất là 4kG/cm2 do đó lượng khí cần nạp vào hai bình là: Qn = 4 . 80 = 320 lít Với năng suất của máy nén khí ở số vòng quay không tải của động cơ Qkt = 31,7 lít/phút. Vậy thời gian nạp vào hai bình có dung tích là 80 lít ở số vòng quay không tải của động cơ là: tn = = 10 phút. ị Kết luận: Với 3 phương án trên ta chọn phương án 3 vì sẽ đảm bảo được tính kinh tế, đảm bảo được yêu cầukỹ thuật của hệ thống phanh, đồng thời cải tiến lắp đặt hệ thống phanh dễ dàng hơn. III.5.2. Tính toán bình chứa khí nén do máy nén khí cung cấp. + Công dụng: Bình chứa khí nén dùng để chứa khí nén và dự trữ khí nén khi máy nén khí ngừng hoạt động, đảm bảo cho hệ thống phanh vẫn hoạt động bình thường và đảm bảo an toàn. + Yêu cầu: Dung tích bình chứa khí phải đủ để đảm bảo lượng khí dự trữ cho phép phanh tối thiểu từ 8 á 10 lần trở lên, liên tục khi máy nén khí vì một lý do nào đó ngừng làm việc. - Các bình chứa khí phải được bố trí thấp nhất trong hệ thống phanh để hơi nước được ngưng tụ và xả ra ngoài qua van xả ở đáy bình. - Bình chứa khí phải có độ bền cao, các mối hàn phải chịu được áp lực tốt từ 1,2 á1,4 MN/m2. - Bình chứa khí phải được sơn chống rỉ cả bên trong và bên ngoài. - Dung tích của bình khí vừa đủ để đảm bảo thời gian nạp nhanh của máy nén khí . a. Tính toán bính chứa khí. Lượng không khí tiêu hao cho mỗi lần phanh chín bằng lượng không khí giãn nở ra đường ồng và từ van phân phối đến các bầu phanh. b. Tính thể tích không khí giãn nở khi đạp phanh - Thể tích khí trong các đường ống. Đo thực tế: l của đường ống = 23m = 23.000mm chọn đường ống có kích thước f 13 Do đó thể tích trong toàn bộ đường ống. -Thể tích khí trong các bầu phanh. Giả thiết: Bầu phanh là bình trụ dịch chuyển của màng phanh coi như quy định trọng lượng không khí có trong bầu phanh bị tiêu hao đi sau mỗi lần đạp phanh, ta coi độ dịch chuyển của màng phanh phụ thuộc vào độ dịch chuyển cần thiết của guốc phanh, đồng thời độ dich chuyển của guốc phanh lại phụ thuộc vào góc xoáy của trục cam và cùng nối với trục cam. Ta có công thức xác định độ dịch chuyển của màng như sau: Trong đó: a: là độ xoáy của càng bắt với trục cam a = 70 l: là chiều dài của càng bắt với trục cam l = 152mm. S: là độ dịch chuyển của màng. Thay các giá trị vào công thức: Thể tích khi bị tiêu hao trong 6 bầu phanh là: Trong đó: dbt, dbs: là đường kính hiệu dụng các bầu phanh trước và sau theo thiết kế. Ta có đường kính hiệu dụng, bao kím của bầu phanh trước là dbp = 147,5mm, bầu phanh sau : dbp = 190mm + Thể tích tiêu hao trong bầu tự hãm sau mỗi lần đáp phanh theo thiết kế, bâù tự hãm phanh bằng lực lò xo và ép lên ty đẩy khi không phanh, khí nén sẽ ép các lò xo tích màng lại. Ta có 4 bầu tự hãm ở 4 bánh sau của xe được thiết kế chế tạo liền với 4 bầu phanh công tác, vậy ta coi lượng không khí tiêu hao trong 4 bầu tự hãm sau mỗi lần đạp phanh là. Lượng không khí tiêu hao ở van phân phối lây gồm đúng 0,05L do đó tổng cộng lượng khí nén tiêu hao trên toàn bộ hệ thống sau mỗi lần đạp phanh là. Điều đó có ý nghĩa là: Sau mỗi lần đạp phanh, khí nén ở các bình chứa sẽ giãn nở thêm với thể tích là 7,09 lít ta coi quá trình đạp phanh là quá trình giãn nở đa biến Ta có công thức: Trong đó: p1: là áp suất khí nén trước khi đạp phanh p1 = 6kG/cm2 p2: là áp suất khí nén sau khi đạp phanh p1 = 4kG/cm2 n: là chỉ đa biến lấy n = 1,3 e: là tỷ số thể tích của khí nén khi chưa giãn nở và sau giãn nở. V1: là thể tích khí trước khi giãn nở. V2: là thể tích khí sau khi giãn nở. Khi áp suất khí nén trong hệ thống phanh đạt từ 4 á 6kG/cm2 thì thể tích lượng khí được dùng vào hệ thống phanh sẽ là hai bình có dung tích là 80 lít. - Do đó: V2 = V1 + 6,96 = 80 + 6,96 = 86, 96 lít. Điều này có nghĩa là: áp suất trong bình chứa giảm đi một lượng là 1,2 lần sau mỗi lần đạp phanh. Theo nguyên lý làm việc của bình khí thì: Khi bình khí được nạp tối áp suất 6kG/cm2. Sau mỗi lần đạp phanh, áp suất thấp nhất để hệ thống phanh hoạt động là 4kG/cm2. Số lần đạp là N thì ta có công thức: * Kết luận: Với thể tích bình khí có dung tích là 80 lít khi được nạp với áp suất là 6kG/cm2 thì lượng khí dự trữ này có thể cho phép phanh tối thiểu là 3,58 lần, thì áp suất sẽ giảm tới 4kG/cm2. - Máy nén khí tiếp tục cung cấp khí nén vào bình chứa và áp suất trong các bình chứa khí sẽ tăng lên từ 4 á 8kG/cm2 và lượng khí được nạp vào 3 bình chứa có dung tích là 120lít Xác định số lần đạp phanh khi áp suất khí từ 4 á 8 kG/cm2, tương tự như trên ta có: Ta có: 120 + 7,85 = 127,85 V2 = V1 + 6, 96 = 120 + 6,96 = 126, 96 Do đó: áp suất trong các bình chứa khí sẽ giảm đi một lượng là 1,08 lần sau mỗi lần đạp phanh. Ta có: Pmax = 8kg/cm và Pmin = 4kG/cm2. Tương tự như trên ta có: (en)N = 2 Û 1,08N = 2 Û log 1,08N = log2. ị Nlog 1,08 = log 2 => * Kết luận: Tổng số lần đạp phanh với lượng dự trữ khí trong 3 bình chứa có dung tích 120lít sẽ đảm bảo là 9,006 lần cho phép hệ thống phanh vẫn đủ lượng khí III-5-2. Tính toán bầu phanh trước: Lực tác dụng lên thanh đẩy của bầu phanh theo công thức: Pthđ = pi Trong đó: - pi: áp suất trong bầu phanh (pmax = 7kG/cm2) - D: Đường kính làm việc của máy. - h1: Hệ số tính đến độ nạp không khí lúc vào bầu (h1 = 1) - h2: Hiệu suất cơ học bầu phanh (h2 = 0,95) Lực phanh Pthđ tác dụng lên thanh đầy phải đủ để tạo nên cam quay của cơ cấu phanh các lực (P1) và (P2) theo yêu cầu để có thể ép các guốc phanh vào trong sinh ra mômen phanh cần thiết. Sơ đồ cân bằng lực cơ cấu cam phanh - Xét sự cân bằng của cơ cấu cam: lấy mômen đối với trục cam ta có: Pthđ . l.ht = (P1+P2).h Trong đó: Pbđ: Lực tác dụng vào bàn đạp thông qua thanh đẩy của bầu phanh. P1,P2: Lực đẩy của cam lên guốc phanh trước và guốc phanh sau ta đã tính được: P1 = 2340N; P1 = 4290N l: Cánh tay đòn (Qua tham khải thực tế lấy l = 152mm) h = d/2 (d: Đường kính trục cam qua tham khảo lấy d = 36mm. ht : Hiệu suất truyền động của cam: Chọn ht = 0,85. Thay các giá trị vào công thức ta có: Pthđ = Pthđ = 924 N. Theo công thức lực tác dụng lên bầu phanh ở trên ta có: ị Pthd = pi Đường kính làm việc của máy là: ị D = Diện tích hiệu dụng của màng phanh: (FA) FA = - Đường kính bao kín bầu phanh (DBK) DBP = Trong đó: FB = (Với K: Hệ số dự trữ năng lượng lấy K = 0,8) ị FB = Vậy DBK = ị DBK = 147,5mm III-5-3. Tính toán bầu phanh sau: Lực tác dụng lên thanh đẩy của bầu phanh, theo công thức: ị Pthd = pi Trong đó: pi: áp suất trong bầu phanh (Lấy pi = pmax = 7kG/cm2). D: Đường kính làm việc của màng. h1: Hệ số tính đến độ nạp không khí nén vào bầu phanh, lấy h1=1 h2: Hiệu suất cơ học bầu phanh: h2 = 0,95. Xét sự cân bằng của cơ cấu cam tay ta lấy mômen đối với trục cam ta có: Pthđ.l.ht = (P'1+P'2).h Trong đó: p'1 và p'2: lực đẩy của cam lên guốc phanh trước và sau ta đã tính được: p'1 = 1944(N) p'2 = 3564(N) l: Cánh tay đòn lấy l = 152mm. h = d/2 (d: Đường kính trục cam lấy d = 36mm). ị h = 36/2 = 18mm ht : Hiệu suất truyền động của cam lấy ht = 0,85. Thay các giá trị vào công thức ta có: Pthđ = Với Pthđ = 768 N ta tính (D) đường kính làm việc của màng Ta có: Thay số vào ta có: D = - Diện tích hiệu dụng màng phanh. (FA) FA = - Đường kính bao kín bầu phanh.(DBK) DBK = Trong đó: FB = (với K: hệ số dự trữ năng lượng; lấy K = 0,8). ị FB = Vậy: DBP = ị DBP = 136mm. Chương IVTính bến và kiểm nghiệm một số chi tiết trong hệ thống phanh IV-1. Tính bến trống phanh: - áp xuất trong trồng phanh được tính theo công thức: Q = = 2,3 (ở phần trước ta đã tính được). - ứng xuất hướng tâm: dn = Trong đó: + q: áp suất trên bề mặt tầm ma sát ta chọn q với giá trị của cơ cấu phanh sau (q = 2,3 kG/cm2) + a': Bán kính trong của tang trống (a' = 220mm = 22cm) + b': Bán kính ngoài của tang trống (b' = 230mm = 23cm) + r: Khoảng cách từ tâm đến điểm cần tính (lấy r = a' = 22cm). Thay vào công thức ta có: dn = 517 kG/cm2. <[ dn ] = 517 kg/cm2 < [dn] = 1800kG/cm2 IV-2. Tính bền đường ống dẫn động phanh: Đường ống dẫn động phanh chịu áp suất khá lớn tới 100kG/cm2 khi tính toán ta có thể coi đường ống là loại vỏ mỏng bị bịt kín hai đầu và có chiều dài lớn. - Tính ứng suất vòng: Theo công thức: dt = Trong đó: + P: áp suất bên trong đường ống (P = 80kG/cm2) + R: Bán kính bên trong đường ống (R = 6,5mm = 0,65cm) + S: Chiều dày đường ống (S = 0,5mm = 0,05cm) Vậy: dt = Tính ứng suất pháp: Theo công thức: dt = Với đường ống làm bằng hợp kim đồng có ứng suất cho phép: [d] = 2600 kG/m2 = 260kG/cm2 ị d = < [d] ị d = < 1162 kG/cm2 ị d = 1162 kG/cm2 < [d] = 260 kG/cm2. Đảm bảo đủ bền cho đường ống dẫn động phanh làm việc. IV-3. Tình bền chốt phanh: Má phanh quay quanh chốt phanh được tính theo cắt và chèn đập. - Tính ứng xuất cắt. Theo công thức ứng xuất cắt: τc = Ê [τ] = 1400 kG/cm2. Trong đó: + d: Đường kính chốt phanh d = 35mm = 3,5cm. + U1: Lực tác dụng lên chốt phanh khi cơ cấu phanh  làm việc, ta đã tính được (U = U1 = 9600 kG). Vậy: τc = = 998 kG/cm2. ị τc = 998 kG/cm2 < [τ] = 1400 kG/cm2. - Tính ứng xuất chèn dập: dch= Ê [dch] = 800 kG/cm2. Trong đó: + U1: Lực tác dụng lên chốt phanh khi cơ cấu phanh  làm việc, (U1 = 9600 kG). + l: Chiều dài chốt phanh (l = 65mm = 6,5cm). + d: Đường kính chốt phanh d = 35mm = 3,5 cm. Vậy: dch= = 422 kG/cm2. ị dch= 422 kG/cm2 < [dch] = 800 kG/cm2. Vậy chốt phanh chế tạo bằng thép 30 đảm bảo đủ bền. IV-4. Tính lò xo bầu phanh kép. + Công dụng: Lò xo bầu phanh có tác dụng đẩy màng phanh cùng ty phanh trở về vị trí ban đầu khi thôi phanh, nó cùng với lò xo hồi vị guốc phanh đẩy khí nén từ bầu phanh qua đường ống và ra ngoài khí quyển qua cửa xả của van phân phối (tổng phanh) + Yêu cầu: - Lò xo bầu phanh chế tạo phải có độ cứng không quá lớn để mất công suất thắng sự biến dạng của nó. - Lò xo bầu phanh phải có độ cứng không quá nhỏ để khi đẩy màng phành và tỷ phanh về vị trí ban đầu không quá chậm , phải có đủ độ bền và độ cứng theo yêu cầu. + Phải có đủ độ bền và độ cứng theo yêu cầu. + Phải có vị trí làm việc đủ yêu cầu IV-4-A. Tính toán lò xo côn (lò xo hồi vị bầu phanh kép) ************************************* a) Tính đường kính dây lò xo: Theo công thức: d = Trong đó: + P1x: Lực tác dụng lên lò xo (lấy P1x = 14kg) (đây là lực của lò xo để thắng sức cản của các cơ cấu trong hệ thống phanh làm quay cam phanh thông qua ty đẩy bầu phanh, tay biên phanh, để cam phanh thôi tác dụng vào guốc phanh trở về vị trí nhả phanh) + K: Hệ số tập trung ứng xuất tra theo D/d + [tc] = 6000 kG/cm2 = 60 kg/mm2 đối với thép 65r. + D1: Đường kính vòng lò xo ở đầu lớn (D1 = 80mm). + D2: Đường kính vòng lò xo ở đầu nhỏ (D2 = 40mm). DTB = = 60mm Vậy K tra được theo D/d (bần đầu lấy d = 5mm) Ta có: Vậy theo sách HDTKHTP ô tô ta có K = 1,11 Thay các số vào công thức trên ta có: d = = 3,45 mm Chọn d = 4mm. b. Tính số vòng làm việc của lò xo: Theo công thức: n0 = Trong đó: + l: Độ chuyển vị trí lò xo (lấy l = hmax = 50mm) + G: Môdem đầu lối của vật liệu: G = 8.105 kG/cm2. = 8.103 kG/mm2. Thay vào công thức ta được: n0 = vòng Chọn n0 = 4 vòng. c) Tính số vòng toàn bộ của lò xo: n = n0 + (1 á 2) = 4 + 2 = 6 vòng. ị n = 6 vòng. d) Tính độ cứng của lò xo: Công thức: Theo sách HDTKHTP ô tô ta có C = d4 . G 16. n0 (R1 + R2) (R12 + R22) Trong đó: G = 8 . 105 kG/cm2 R1 = 4cm; R2 = 2cm Thay số vào ta có: C = 0,44 . 8 . 105 = 2,67 kG/cm 16. 4(4 + 2) (42 + 22) h) Tính độ biến dạng của lò xo. Ta có: g) Tính chiều dài lò xo Hmin : (theo sơ đồ làm việc ta có) Hmin = n. d = 6 .4 = 24mm + Tính H0 (chiều dài tự do của lò xo) H0 = Hlv + l Đo thực tế ta có: Hlv = 95mm Vậy H0 = 95 + 52 = 157mm i) Tính bước của lò xo Ta có công thức: H0 = 2. d + t . no => e) Tính bền lò xo. Theo công thức sách HDTKHTP ô tô ta có: Trong đó: Pla: là lực tác dụng lên lò xo (Plx = 14 kG) R2: là bán kính vòng lò xo ở đầu lớn: d: là đường kính dây lò xo: d = 4mm = 0,4cm Thay các giá trị vào ta có: Vậy t = 4458kG/cm2 < {tc } = 6000 kG/cm2 Thoả mãn độ bền cho lò xo làm việc. Bảng thông số của lò so. d (mm) D1(mm) D2(mm) n0 n t (mm) H(mm) 4 80 40 4 6 37,25 157 B. Tính toán lò xo trụ (bình tích năng): Tính lực lò xo cần sinh ra để nén piston thực hiện quá trình phanh xe. Bình tích năng được sử dụng bằng phanh tay nên trong tính toán trường hợp này ta tính mô men phanh theo phanh tay. Theo TCNVN mô men phanh tay được tính bằng 20% trọng lượng toàn bộ xe. - Ta có lực phanh theo tiêu chuẩn như sau: Pp = 23535 . 20% = 4706 (kG) Vậy lực phanh được sinh ra tại 1 cơ cấu phanh là: - Đối với xe KPAZ ta cải tiến phanh tay dùng để phanh được thực hiện tai các cơ cấu phanh ở bánh xe sau giống như hệ thống phanh chính nếu việc thực hiện tính toán các lực p1,p2, R1, R2, U1, U2… ta tính như đã tính cho hệ thống phanh chính ở phần trướcta có như sau: Do áp suất tác dụng lên 2 má phanh bằng nhau và lực R1 = R2 nên ta xác định được ngay các lực R1 va R2 + Theo công thức: Trong đó: r0 = 0, 7361 (m) đã tính được ở phần trước. Dựa trên hoạ đồ lực phanh ở phần tính cho hệ thống phanh chính đối với cơ cấu phanh ta xác định các lực p1, p2, U1, U2 theo R1 = R2 = 415 (kG) Ta có tỷ lệ xích như sau: m = 9,9 kG/mm Vậy p1 = 9,9 .12 = 119 kG P2 = 9,9 . 22 = 218 kG U1 = 9,9 . 30 =297 kG U2 = 9,9 . 16 = 158 kG Tính lực tác dụng vào lò xo Xets sự cân bằng của cơ cấu cam (theo sơ đồ hình 9) lấy mô men đối với trục cam ta có: Ptd . l ht = (p1 +p2).h Trong đó : p1, p2 ta đã tính được ở trên + p1 = 119kG + p2 = 218kG + h = 36 mm đã tính ở phần trước. + l = 152mm (theo xe thực tế) +ht = 0,85 hiệu suất chuyển đông của cam Thay các giá trị vào công thức ta có: => ptd = 94kG a- Tính đường kính dây lò xo: Sơ đồ cấu tạo của lò xo Theo công thức tính đường dây lò xo ta có: Trong đó: + K: là hệ số tập trung ứng suất. Tra bảng sách HDTKHTP ô tô ta có: Với ban đầu chọn D: đường kính vòng lò xo (D = 100 mm) d: đường kính dây lò xo (d = 5mm) => Vậy K theo bảng ta có: K = 1,14 Pla = 14 kG (lực tác dụng lên lò xo) {t} = 6000 kG/cm2 = 60kG/mm2 Thay các giá trị vào công thức ta có: d = = 7,67mm => d = 8 mm b, Tính ứng suất của lò xo: t = Ê [t] t = ị t = 5044 kG/cm2 < [t] = 6000 kG/cm2 c, Tính số vòng lò xo làm việc: n0 = n0 = = 3,58 (vòng) ị n0 = 4 vòng đ) Tính số vòng toàn bộ của lò xo; n = n0 + (1 á 2) lấy n = n0 + 2 Ta có: n = 4 + 2 = 6 => n = 6 vòng e) Tính độ cứng của lò xo f) Tính