Đồ án Thiết kế tính toán cải tiến hệ thống phanh xe UAZ - 452B

Y1 Y1vàY2Y2 - Từ tâm O kẻ đường qua vuông góc tương ứng với các trục Y1 Y1vàY2Y2, ta có trục X1X1, X2X2 - Hướng của lực tạo với trục X1X1 góc d1 - Hướng của lực tạo với trục X2X2 góc d2 - Điểm đặt lựcvà có bán kính là r1, r2 - Kẻ vuông góc với và tại gốc của nó ta có lực , - Hợp lực , tương ứng của , và, tạo với và tương ứng góc j - Kéo dài lực , lực, các lực này sẽ cắt nhau O’và O”, ta nối tới tâm chốt quay má phanh trước và sau ta có các phản lực ,. - Xây dựng đa giác lực bằng cách lấy hai đoạn P = 80 mm để thể hiện lực , ta được đa giác lực,,hoặc ,, - Từ họa đồ lực, ta có tỉ số: + Đối với cơ cấu phanh trước: R1 = R2 + Đối với cớ cấu phanh sau,ta có : R1 = 2,28.R2 - Đối với cớ cơ cấu phanh trước,ta có : R1 = R2 = R = KG - Đối với cơ cấu phanh, ta có : MP” = 2,28.R2.r01 + R2.r02 R2 = KG R1 = 2,28.R2 = 2,28.633,2 = 1434,5 KG -Tỉ lệ xích họa đồ cơ cấu phanh trước : m1 = -Tỉ lệ xích của họa đồ cơ cấu phanh sau: m1 = - ở cơ cấu phanh trước : P1 = P2 = P = 80.m = 80.7,65 = 612 KG R1 = R2 = R = 2114 KG U1 = U2 = 205.7,65 = 1568 KG - ở cơ cấu phanh sau: P = 80.m = 80.7,65 = 418 KG R1 = 276.5,23 = 1443 KG; R2 = 633 KG U1 = 204.5,23 = 1067 KG U2 = 40.m = 46,7.5,23 = 244 KG II.3. Xác định lực cần thiết tác dụng lên bàn đạp phanh: Xác định áp suất trong hệ thống phanh: - Từ họa đồ lực,ở trên ta đã xác định được lực ép cần tác dụng lên guốc phanh trước và guốc phanh sau: +Đối với phanh trước: P1 = P2 = 612 KG +Đối với phanh sau: P1 = P2 = 418 KG Theo kết cấu thực tế của xe, ta thấy các xylanh bánh xe có đường kính như nhau. do đó, ta lấy lực P =418 KG của cơ cấu phanh sau để xác định áp suất dầu 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 xylanh bánh xe P =418 KG Pi :áp suất dầu trong hệ thống cần đạt được: *Để đạt được áp suất dầu trong hệ thống pi =52,3 KG/cm2 ta xác địnhđược lực bàn đạp cần thiết Qbđ sẽ là: Qbđ = Trong đó: D=32 mm: Đường kính xylanh chính Pi =52,3 KG/cm2 l’ = 50 mm l =300 mm : Hiệu suât dẫn động thuỷ lực Qbđ = KG * 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 cho xe này. II.4. Xác định hành trình toàn bộ của bàn đạp phanh: a. xác định hành trình piston của các xylanh bánh xe trước và sau: x1= x2= Trong đó: +=0,3 : Khe hở trung bình giữa má phanh và trống phanh +=1 mm : Độ mòn hướng kính cho phép của má phanh +a =110 mm :Khoảng cách từ tâm trống đến điểm đắt lực +c = 113 mm : Khoảng cách từ tâm trống đến chố cố định của má phanh x1 =x2 m h = Trong đó : +d1, d2 = 32 mm : Là đường kính xylanh làm việc của cơ cấu phanh trước và phanh sau +D = 32 mm : Đường kính xylanh chính +x1 ,x2 =5,13 mm : Hành trình của piston trong xylanh bánh xe trước và sau +hb = 1,05 : Hệ số bổ sung khi phanh ngặt thể tích của dẫn động chất tăng lên +d = 1,5 mm : Khe hở giữa thanh đẩy với piston ở xylanh chính d =1,5 mm h = h = 138 mm * Nhận xét: Hành trình bàn đạp phanh của xe đảm bảo yêu cầu Ê 150 á 170 mm II.5. Tính bền cơ cấu phanh: 1. Xác định công ma sát riêng L: 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: +G : trọng lượng toàn bộ khối ôtô khi đầy tải G =2620 KG +V0 : vận tốc của ô tô khi bắt đầu phanh V0=50 km/h = 13,89 m/s +g = 9,81 m/s2 : gia tốc trọng trường +FS :Diện tích toàn bộ của các má phanh ở tất cả các cơ cấu phanh Trong đó: m = 8 : số lượng má phanh boi : góc ôm của má phanh tính theo rad rt = 140 mm :bán kính tang trống bi = 50 mm :chiều rộng của má phanh thứ i FS = FS = 0,108 m2 L = KG.m/m2 = 238J/cm2 L Ê [L] = 400 J/cm2 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 =0,14m : bán kính tang trống +b0 : góc ôm tấm ma sát tính bằng rad * ở cơ cấu phanh trước: KG.m KG/m2 = 1,6 MN/m2 * ở cơ cấu phanh sau: KG.m KG.m Ta có: KG/m2 = 1,05 MN/m2 KG/m2 = 0,66 MN/m2 Vậy áp suất trên bề mặt má phanh đều đảm bảo yêu cầu Ê 2 MN/m2 3. Tính thời gian làm việc của má phanh theo tỉ số p: = 1 á 2.104 KG/m2 Trong đó: +M = 1900 KG : Khối lượng của xe khi đầy tải +FS = 0,108 m2 : diện tích toàn bộ các tấm ma sát KG/M2 Ê = 2.104 KG/m2 4. Tính nhiệt phát ra trong quá trình phanh: Trong quá trình phanh động năng của ôtô 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 = 2620 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 += 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/KGđộ = 50 KGm/KGđộ +t0 : sự tăng nhiệt độ của trống phanh so với mối trường không khí + : diện tích làm mát của trống phanh + : hệ số truyền nhiệt giữa trống phanh với 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, đảm bảo yêu 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 của dẫn động lên guốc phanh Hiện tượng tự xiết xảy ra khi có điều kiện sau: c(cosd + m .r ) - m .r = 0 ị m = 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 +r : bán kính xác định lực tổng, đã được xác định theo công thức (2) ở phần trước : r’= 163,4 mm ; r1”= 164,75 mm; r2”= 151 mm - ở cơ cấu phanh trước: m’= - ở cơ cấu phanh sau: m1”= m 2”= Ta thấy tất cả các giá trị của m vừa tìm được đều khác với giá trị m = 0,3. Vậy hiện tượng tự xiết không xảy ra đối với các cơ cấu phanh. 6. Tính bền trống 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 trống 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: bán kính ngoài của tang trống +r : khoảng cách từ tâm đến điểm cần tính, khi r = a’ thì và st đạt được giá trị cực đaị - Thay các giá trị vào công thức ta được: s n= -16 KG/cm2 s t= 337,6 KG/cm2 *ứng suất tổng hợp: s = KG/cm2 Trông phanh được làm bằng gang cч18-36 có =1000 KG/cm2 . Vậy trống phanh đủ bền 7. Tính kiểm bền xylanh bánh xe: ứng suất hướng tâm và tiếp tuyến: Trong đó: +a’= 16 mm: bán kính trong của xylanh +b’= 20 mm: bán kính ngoài của xylanh +q: là áp suất, lấy bằng pmax= 80 KG/cm2 ứng suất đạt cực trị tại r = a’= 16 mm KG/cm2 KG/cm2 s = =KG/cm2 xylanh được làm bằng gang cч 18-36 có = 1000 KG/cm2.Vậy ta thấy xylanh đủ bền. 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: st= Trong đó: +p = 80KG/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 st= KG/cm2 Cắt ống bằng mặt phẳng vuông góc với trục của ống, thì ứng suất pháp sn 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 KG/cm2 Vậy : s = KG/cm2 Ê Đường ống làm bằng hợp kim đồng có = 2600 KG/cm2 9. Tính bền chốt phanh: Má phanh quay quanh chốt phanh nên chốt phanh được tính theo cắt và chèn dập Trong đó: d = 16 mm : là đường kính của chốt l = 3,5 mm : là chiều dài tiếp xúc của chốt với guốc phanh Ta tính bền chốt của cơ cấu phanh trước vì chịu lực lớn nhất Lực tác dụng lên chốt U1= 1551 KG KG/cm2 KG/cm2 Chốt phanh được làm bằng vật liệu thép 45,ta có = 0,4sch= 0,4.360 Mpa = 1440 KG/cm2 = 0,8sch= 0,8.360 Mpa = 288 Mpa = 2880 KG/cm2 Ta thấy ứng suất do lực U1 gây ra và . Vậy chốt phanh đảm bảo đủ bền. 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: R1= 134 mm R2= 131 mm R3= 95 mm R1’= 132,5 mm R2”= 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 dưới chữ T; F2 = 4.36 = 144 mm2 Y2= R1’- R2’= 132,5 -113 = 19,5mm Yc1= mm Yc2= Yc1= 19,5 - 9,9 = 9,6 mm * Tính bán kính đường trung hoà: * Bán kính trọng tâm guốc phanh: RG= R2’= Yc2=113+9,6 = 112,6 mm b. Kiểm nghiệm bền guốc phanh: Giả thiết lực tác dụng 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 lực tác dụng lên guốc phanh đã xác định được ở phần trước: P1= 418 KG R1= 2114 KG U1= 1484 KG * Lực R1 phân ra hai thành phần và - 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 Ntb = KG/mm Ttb = KG/mm 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 trượt trung bình tác dụng lên guốc phanh * Viết phương trình lực tác dụng : - Xét tại mặt cắt (1-1) : N = -P.sina T = Pcosa Mu = 0 Với b =150, ta có : N = - 418.sin150 = - 108 KG T = 418.cos150 = 403,7 KG - Xét trong đoạn b0 tại mặt cắt (2-2): N = -P.sin(a + b ) - Ntb.r.b.cos - Ttb.r.b.sin T = P.cos(a + b ) - Ntb.r.b.sin - Ttb.r.b.cos 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 O có mômen 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 được phương trình mômen uốn tại mặt cắt : Mu = P.d - Ntb.r.b .d’ + Ttb.r.b .d’’ Trong đó : d = a - r.cos(a + b ) d’ = r.sin d” = r - r.cos = r(1- cos) Mu = P.[a - r.cos(a + b )] - Ntb.r.b.r.sin - Ttb.r.b .r(1 - cos) Mu = P.[a - r.cos(a + b )] - Ntb.r2.b sin + Ttb.r2.b.(1 - cos) c. Xét lực N, T, Mu tại các mặt cắt : *Tại mặt cắt (a - a) khi b = 300 = 0,52 rad N = - P.sin450 - Ntb.r.0,52.cos150 - Ttb.r.0,52 .sin150 N = - 418 . 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 = 418 . 0,7 - 6,9 . 140 .0,52 .0,25 - 2,07 . 140 . 0,52 . 0,69 T = 22,35 KG Mu = P[a - r.cos 450 - Ntb.r2.0,52.sin 150 + Ttb.r2.0,52(1 - cos 150) Mu = 418(110 -140 . 0,707) - 6,9 . 1402.0,52 .0,25 + 2,07.1402.0,52(1 - 0,96) Mu = -11721 KGm = 11,7 KGm * Tại mặt cắt (b - b) ứng với b = 600 = 1,04 rad N = - p . sin 750 - Ntb . r . 1,04 . cos300 -Ttb . r . 1,04 . sin300 N = - 418. 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.sin 300 - Ttb . r . 1,04 . cos300 T = 418 . 0,25 - 6,9 . 140 .1,04 .0,5 - 2,07 . 140 . 1,04 . 0,86 T = - 662 KG Mu = 418(110 - 140 .cos750) - 6,9.1402.1,04.sin300 + 2,07.1402.1,04(1 - cos300) Mu = - 33501 KGm = 33,5 KGm * 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 = - 418. 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.sin 450 - Ttb . r.1,57.cos450 T = 418 . (- 0,25) - 6,9 . 140 .1,57.0,7 - 2,07.140.1,57.0,7 T = - 1484,6 KG Mu = 4811(110 - 140.cos1050) - 6,9.1402.1,57.sin450 + 2,07.1402.1,57(1 - cos450) Mu = 7338 KGm = 77,34 KGm * Tại mặt cắt (c - c) ứng với b = 1200 = 2,09rad N = - p . sin1350 - Ntb . r . 2,09 . cos600 - Ttb . r . 2,09 . sin600 N = - 418. 0,7 - 6,9. 140.2,09.0,86 - 2,07.140.2,09.086 N = - 1824,4 KG T = P.cos1350 - Ntb.r.2,09.sin 600 - Ttb . r .2,09 . cos600 T = 418 . (- 0,7) - 6,9 . 140 .2,09.0,86 - 2,07 . 140 . 2,09 . 0,5 T = - 2068KG Mu = 418(110 - 140.cos1350) - 6,9.1402.2,09.sin600 + 2,07.1402.2,09(1 - cos600) Mu = -113738 KGm = - 113,7 KGm * Tại mặt cắt (e - e) qua tâm chốt: Phản lực U = 1568 KG phân tích ra 2 thành phần UN = U.cos700 = 1568.0,34 = 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 (KGm) 0 - 11,7 -33,5 77,34 - 113,7 0 d. Tính ứng suất : Dựa trên biểu đồ lực ta thấy 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 mômen uốn Rth = 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 KG/cm2 - Xét tại điểm 3 : Ri = 95 mm = 9,5 cm KG/cm2 * Xác định ứng suất cắt do lực Q gây ra : Trong đó : + N = 1824 KG : 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 chiều dày phần bị cắt - Xác định mômen quán tính Jx : Jx = 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 tọa 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 = 0 +Tại điểm 2 : KG/cm2 Với kết qủa tính toán được, ta lập bảng : Vị trí 1 2 3 s (KG/cm2) 1049,8 969,2 - 395,6 t(KG/cm2) 0 1552,36 0 sth(KG/cm2) 1649,8 3252,45 395,6 - ứng suất tổng hợp : sth = Tại điểm 2 có sth = 3252,48 KG/cm2 < [sK] = 4000 KG/cm2 III. Kết LUận: Qua phần tính toán kiểm nghiệm ta thấy : - Khả năng làm việc của các chi tiết guốc phanh, trống phanh, chốt phanh và các xylanh làm việc ở bánh xe đều đảm bảo yêu cầu kỹ thuật và đủ bền. - Cơ cấu phanh thoả mãn với các trị số về công ma sát riêng, áp suất trên các trên các bề mặt ma sát, thời gian làm việc của các má phanh, nhiệt sinh ra trong trong quá trình phanh đều đảm bảo và hiện tượng tự xiết 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 - 70 KG. 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. Phần II: cải tiến hệ thống phanh I. Đặt vấn đề cải tiến : - Để đảm bảo độ an toàn khi sử dụng ta thiết kế dẫn động phanh hai dòng. - Để giảm nhẹ lực bàn đạp cho người lái, tăng hiệu qủa phanh ta thiết kế tính toán, cải tiến dấn động phanh có cường hoá. II. Các phương án dẫn động phanh: 1. Phương án 1 : Giữ nguyên xylanh chính một buồng của xe cũ, thiết kế thêm bộ trợ lực và bộ chia dòng. Sơ đồ bố trí như hình vẽ: - Ưu điểm : Sử dụng được xylanh chính của xe cũ - Nhược điểm : Phải thiết kế thêm bộ chia dòng, khó bố trí trên xe 2. Phương án 2 : - Ưu điểm : khi bị hỏng,rò rỉ dầu ở một dòng thì ôtô vẫn được phanh ở một bánh trước bên phải và một bánh sau bên trái hoặc được phanh ở 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 dọc ở hai vết bánh xe khác nhiều. - Nhược điểm : Nếu một dòng bị hỏng thì có thể làm cho bị quay ngang, mất ổn định hướng của xe khi phanh. * Phương án 3 : - Ưu điểm : Nếu bị hỏng, rò rỉ dầu ở một dòng nào đó thì ôtô 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 với xe hiện có. III. Các phương án cường hoá : 1. Phương án 1: Cường hoá khí nén 1- Bàn đạp ; 2- lò xo hồi vị ; 3- 4- Đòn dẫn động ; 5- piston ; 6- Lò so ; 7- Piston chính ; 8- Bình chứa khí nén ; 9- Van ; 10- piston ; 11- thanh dạng ống * Ưu điểm : - Lực cường hoá lớn, vì áp suất khí nén có thể đạt 5-7 KG/cm2 * 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 452B không có máy nén khí nên không sử dụng phương án này. 2. Phương án 2 : Cường hoá chân không 1- Bàn đạp ; 2- Thanh đẩy ; 3- piston xylanh chính ; 4- piston xylanh lực ; 5- van không khí ; 6- ụ tỳ ; 7- lò xo ; 8- thanh đẩy ; 9- lò xo hồi vị * Đặc điểm : Sử dụng ngay độ chân không ở đường ống nạp của động cơ, đưa độ chân không này vào khoang B của bộ cường hóa, còn khoang A khi phanh được thông với khí trời. * Nguyên lý làm việc : Khi không phanh dưới tác dụng của lò xo hồi vị 9, đầu trên của bàn đạp phanh dịch 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 piston xylanh 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 A bằng áp suất khí trời, còn áp suất buồng B bằng áp suât đường ống nạp ( = 0,5 KG/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 piston 4 dịch chuyển sang phải tác dụng lên đầu đòn 2 một lực cùng chiều với lực bàn đạp của người lái và đẩy piston 3 của xylanh bánh xe để thực hiện quá trình phanh. Khi nhả bàn đạp phanh, lò xo 9 kéo đòn bàn 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 ôtô 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 ôtô 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 thước gọn nhẹ,dễ chế tạo, giá thành rẻ, dễ bố trí trên xe * Nhược điểm của phương án : Độ chân không khi thiết kế lấy là 0,5 KG/cm2, áp suất khí trời là 1 KG/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, hành khách có trọng tải nhỏ và trung bình, chỉ dùng với động cơ xăng. 3. Phương án 3 : Cường hoá chân không kết hợp với thủy lực. Sơ đồ nguyên lý: * Nguyên lý làm việc : Khi chưa phanh van không khí 7 được đóng lại, van điều khiển 8 mở ra nhờ lò xo cần đẩy màng 9 mang theo piston phản hồi 10 đi xuống. Buồng III thông với buồng II qua ống 15 thông với buồng IIa. Như vậy áp suất buồng IIa, IIb bằng nhau và bằng áp suất chân không ở họng hút của đường ống nạp. Khi phanh người lái tác dụng lên bàn đạp phanh một lực cần thiết qua hệ thống đòn, đẩy piston ở xylanh chính đi, áp suất phía sau piston tăng lên qua ống dẫn dầu lên xilanh của bộ cường hoá, áp suất này tác dụng piston của bộ cường hoá và tác dụng lên piston phản hồi, đẩy piston 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 1 KG/cm2 đi vào ống 15 để vào buồng IIa, còn buồng IIb vẫn là buồng chân không. Do sự chênh áp ở buồng IIa và buồng IIb, piston màng 4 dịch chuyển sang phải qua thanh đẩy, đẩy piston 11 của bộ cường hóa đi sang phải, áp suất sau piston này được tăng lên và dẫn đến các xylanh 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 xylanh chính đẩy piston của xylanh chính về vị trí cũ, lò xo côn bộ cường hoá đẩy piston của bộ cường hoá về vị trí cũ, van 8 mở ra, van không khí 7 đóng lại, áp suất buồng IIa, IIb 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 chống phanh. * Ưu điểm : Tận dụng được độ chênh áp giữa khí trời và đường ống nạp. Ngoài ra còn có ưu điểm có thể cân bằng lực bàn đạp phanh với lực cản lăn ở bánh xe ở mọi vị trí của bàn đạp. Giúp cho người 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. 4. Kết luận : Sau khi phân tích các phương án cường hoá, đánh giá về ưu khuyết điểm, ta chọn phương cường hoá bằng chân không để thiết kế trợ lực, cải tiến cho xe UAZ 452B. IV.Thiết kế tính toán cải tiến hệ thống phanh xe uaz - 452B 1. thiết kế dẫn động phanh hai dòng : 1.1. Xylanh chính : Sử dụng xylanh ”tăng đem” có hai buồng riêng rẽ, tạo nối với hai dòng của truyền động phanh. - Đường kính xylanh lấy theo thông số cơ bản của xe : D = 32 mm 1.2. Xác định hành trình của piston trong xylanh chính : Hành trình của piston trong xylanh chính phải bằng hoặc lớn hơn yêu cầu đảm bảo thể tích dầu đi vào các xylanh làm việc ở các cơ cấu phanh. Hành trình của piston thứ cấp trong xylanh chính loại ”tăng đem” : S = Trong đó : + d1 = 32 mm : đường kính xylanh bánh xe của cơ cấu phanh trước. + x1 = 5,1 mm : hành trình của piston trong xylanh bánh xe của cơ cấu phanh trước đã tính được ở phần trước. + D = 32 mm : đường kính xylanh chính +hb = 1,05 : hệ số bổ sung. S = mm Hành trình của piston sơ cấp trong xylanh chính : do đường kính của xylanh làm việc của cơ cấu phanh trước và phanh sau bằng nhau, nên hành trình của piston sơ cấp dịch chuyển cũng bằng S = 10,7 mm để ép đủ dầu ra xylanh làm việc của cơ cấu phanh sau. Do piston thứ cấp dịch chuyển hành trình S thì piston sơ cấp phải dich chuyển hành trình toàn bộ là S1 = 2.S = 21,4 mm thì mới đảm bảo thể tích dầu ra các xylanh bánh sau. Hành trình toàn bộ của bàn đạp phanh : S0 = (S1 + d0). Trong đó : + d0 = 1,5 mm : khe hở giữa thanh đẩy với piston ở xylanh chính + : tỉ số kích thước đòn bàn đạp S0 = (21,4 + 1,5). = 138 mm Như vậy, hành trình toàn bộ của bàn đạp phanh đảm bảo Ê [h] = 150 mm 1.3. Cấu tạo của piston xylanh 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- Piston thứ cấp 5- Piston sơ cấp 12- Van hoa khế 6- Phớt cao su 13- Nắp đường dầu ra 7- Vít 14- Nắp đầu piston 1.4. Nguyên lý làm việc : * Khi phanh : Người lái tác dụng vào bàn đạp phanh, đầu cần đẩy tác vào đuôi piston thứ cấp 1, đẩy piston thứ cấp 1 dịch chuển sang trái, bát cao su nhanh chóng bịt kín lỗ bù dầu như vậy bịt kín đường dẫn thông giữa xylanhvà bình chứa, tạo nên áp suất trong buồng thứ cấp (buồng A), mở van một chiều kép và dầu có áp suất cao này sẽ qua van một chiều kép theo đường ống đến các xylanh bánh xe sau, tác dụng lên các piston trong xylanh bánh xe sau. Do cũng có một áp suất dầu nhứ thế tác dụng lên piston thứ cấp 2, piston 2 hoạt động giống piston 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 kép tác dụng lên các xylanh bánh trước. * Khi nhả bàn đạp phanh: Dưới tác dụng của lực lò xo hồi vị bàn đạp kéo bàn đạp về vị trí ban đầu, lò xo hồi vị các piston trong xylanh chính đẩy piston về vị trí ban đầu. Piston thứ cấp 2 bị hạn chế bởi vít hạn chế 8. Lò xo hồi vị guốc phanh kéo guốc phanh về vị trí ban đầu, dầu từ các xylanh làm việc ở các bánh xe được dồn về xylanh chính theo đường ống của mỗi dòng và qua van một chiều kép, kết thúc quá trình phanh. Tuy nhiên, do dầu không chảy về xylanh chính bánh xe về ngay lập tức, nên áp suất dầu trong buồng A và B giảm nhanh