Thiết kế tính toán hệ thống phanh cho ôtô tải tám tấn

iều cao (H): 2830 mm - Chiều cao trọng tâm (hg): 1360 mm - Sử dụng lốp xe có ký hiệu: 260 – 508 P 3.2. Tính toán xây dựng hoạ đồ 3.2.1. Xác định mô men cần có tại các cơ cấu phanh Mô men phanh sinh ra ở các cơ cấu phanh phải đảm bảo giảm được tốc độ hoặc dừng hẳn ôtô với gia tốc chậm dần trong giới hạn cho phép. Với cơ cấu phanh đặt trực tiếp ở tất cả các bánh xe thì mô men phanh tính toán cần sinh ra ở mỗi cơ cấu phanh ở cầu trước là: ở cầu giữa và cầu sau là: Với: G – Trọng lượng toàn bộ của ôtô khi đầy tải, G = 15305 (KG) a, b, hg – Toạ độ trọng tâm của ôtô (mm). Ta có: - Trọng lượng tĩnh trên cầu trước, G1= 4375 (KG). L – chiều dài cơ sở của ôtô; L = 3190 + 1320/2 = 3850 (mm). - trọng lượng tĩnh lên cầu sau, G2= 10930 (KG). Thay các thông số vào ta có: Với các loại xe tải, khi đầy tải có thể lấy chiều cao trọng tâm hg = 1,4 m jmax - Gia tốc chậm dần cực đại của ôtô khi phanh, Theo kinh nghiệm, khi thiết kế lấy: jmax= 5,8 (m/s2). g – Gia tốc trọng trường, g = 9,81 (m/s2 ). φ – Hệ số bám của bánh xe với mặt đường, khi thiết kế lấy φ = 0,6 rbx- Bán kính lăn của bánh xe; Bán kính bánh xe tính toán. rbx= l . r0 l - Hệ số kể đến sự biến dạng của lốp (với xe thiết kế trang bị lốp có áp suất cao l = 0,93) . r0 - bán kính thiết kế, r0 = D/2 xe tham khảo có ký hiệu lốp 260 – 508 P ta có: d = 508mm H = B = 260mm D = d+2H=508+2.260 =1028mm r0 = 1028/2 = 514 mm rbx = 0,93.514 = 478mm = 0,478 (m). M/ = 1099 KGm = 10780 Nm. M// = 547 KGm = 5372 Nm. 3.2.2. Thiết kế tính toán cơ cấu phanh Đối với xe thiết kế cơ cấu phanh sử dụng là cơ cấu phanh guốc. a).Xác định góc δ và bán kính ρ của lực tổng hợp tác dụng lên má phanh Với: β1- góc tính từ tâm chốt quay của guốc phanh đến chỗ tán tấm ma sát, β1 = 14º. β0- góc ôm của tấm ma sát. β0 ≈ 120º. β2 = β1 + β0 = 14º + 120º = 134º δ ≈ 9,20 . Bán kính ρ xác định theo công thức sau: Với: r1 – bán kính của tang trống, với lốp chọn thiết kế có ký hiệu 260 – 508P Vậy tương ứng với đường kính D = 400 mm. rt = D/2 = 200 mm Kết luận: β1 = 14o β2 = 134o βo = 120o δ = 9,2o ρ = 232,5 mm rt = 200 mm b).Xác định các lực cần thiết tác dụng lên cơ cấu phanh bằng phương pháp hoạ đồ: Khi tính toán cơ cấu phanh chúng ta cần xác định lực phanh P tác dụng lên guốc phanh để đảm bảo cho tổng mô men phanh sinh ra ở guốc phanh trước (M/P1 hoặc M//P1) và guốc sau (M/P2 hoặc M//P2) bằng mô men phanh tính toán của mỗi cơ cấu phanh đặt tại bánh xe. Khi đã chọn trước thông các số kết cấu (β1, β2, β0, rt) chúng ta tính được góc δ và bán kính ρ nghĩa là xác định được hướng và điểm đặt lực N1 (lực N1 hướng vào tâm 0). Lực R1 là lực tổng hợp của N1, và T1. Lực R1 tạo với lực N1 góc φ1. Góc φ1 được xác định như sau: Với μ là hệ số ma sát giữa tấm ma sát với tang trống, thường μ = 0,3. Như thế là chúng ta đã xác định được góc φ1 ≈ 16,690, nghĩa là xác định được hướng của R1. Góc φ1 má phanh trước và má phanh sau đều bằng nhau vì có cùng hệ số ma sát như nhau. Nếu guốc phanh bị ép bằng cam phanh (phanh khí) thì lực P1, P2 tác dụng lên hai guốc phanh sẽ khác nhau. Trong trường hợp này khi cam quay, hai guốc phanh sẽ dịch chuyển như nhau, do đó áp suất tác dụng lên hai má phanh bằng nhau và lực R1 = R2, vì vậy các thông số của hai guốc phanh là như nhau. Như vậy mômen phanh sinh ra ở cơ cấu phanh của một bánh xe sẽ là: Trong đó bán kính r0 được xác định theo công thức: Vì 2 má phanh có kích thước giống nhau ta có: và Như vậy khi guốc phanh bị ép bằng cam quay,chúng ta có thể xác định ngay được lực R1 và R2. Đối với cầu trước: Đối với cầu giữa và cầu sau: Muốn xác định các lực P, U chúng ta dùng phương pháp hoạ đồ bằng cách vẽ đa giác lực của guốc phanh trước và sau. Ta có R1 = R2 về giá trị nhưng phương và chiều của chúng khác nhau. Kéo dài lực P, lực R1, lực R2 các lực này cắt nhau ở O/ và O//, từ O/ và O// ta nối tới tâm chốt quay má phanh, ta có các phản lực U1 và U2. Như vậy trên mỗi guốc phanh có ba lực P1; R1; U1 và P2; R2; U2. Ta xây dựng hai đa giác lực này bằng cách lấy hai đoạn bằng nhau để thể hiện hai lực R1; R2; trượt chúng song song với , , nối tiếp với là bằng cách trượt thước kẻ song song với và lại nối tiếp với P1 cũng kẻ song song với , ta sẽ có tam giác khép kín, má sau cũng làm tương tự. Sau đó dùng thước kẻ đo đoạn R1 và đoạn U1 ta được tỷ số: tương tự như vậy đối với P1. Làm như thế đối với guốc sau ta cũng tìm được P2 ,U2 ,R2 . Hình 3.2.2 – Hoạ đồ lực phanh Biết được lực P chúng ta có cơ sở để đi tính toán truyền động phanh, có nghĩa là xác định được các kích thước của cam phanh, bầu phụ… Sau quá trình đo đạc và tính toán ta có được kết quả sau: * Cầu trước: Guốc trước: ; Guốc sau: ; * Cầu giữa và cầu sau: Guốc trước: ; Guốc sau: ; c).Kiểm tra hiện tượng tự xiết: Khi thiết kế và tính toán cơ cấu phanh cần phải tránh hiện tượng tự xiết. Hiện tượng tự xiết xảy ra khi má phanh bị ép sát vào trống phanh chỉ bằng lực ma sát mà không cần tác động lực P của dẫn động lên guốc phanh. Đối với guốc trước phanh của cơ cấu phanh, quan hệ giữa lực P’ và M’p có dạng: Biểu thức trên cho thấy, nếu: thì . Điều này có nghĩa là mô men phanh trên guốc phanh phía trước sẽ trở nên vô cùng lớn, đây chính là hiện tượng tự xiết. Với điều kiện để xảy ra hiện tượng tự xiết là: Với: C – khoảng cách từ tâm bánh xe đến tâm chốt, C = 165 (mm). δ, ρ – góc đặt và bán kính lực tổng hợp đặt trên guốc phanh trước, Thay các thông số trên vào công thức ta có: Vậy là không có hiện tượng tự xiết xảy ra với guốc trước. Đối với guốc sau của cơ cấu phanh ta có: Từ họa đồ ta có thể thấy trong mọi trường hợp vì vậy: > 0 Vậy là với guốc sau không bao giờ có hiện tượng tự xiết. * Kết luận: Hiện tượng tự xiết không xảy ra đối với các cơ cấu phanh đã thiết kế. d).Xác định các kích thước má phanh Bề rộng b = 120 mm. Bán kính tang trống rt = 200 mm. Góc ôm tấm ma sát β0 = 1200 . Diện tích một má phanh: Tổng diện tích tất cả các má phanh: FΣ = 12.F = 12.45000 = 540000 mm2 = 5400 cm2. Đối với phanh guốc, kích thước má phanh được xác định dựa trên các điều kiện: - Công ma sát riêng - áp suất lên bề mặt má phanh - Tỷ số p - Chế độ làm việc của cơ cấu phanh. * Công ma sát riêng: Khi phanh ôtô đang chuyển động với vận tốc V0 cho tới khi dừng hẳn (V=0) thì toàn bộ động năng của ôtô có thể được coi là đã chuyển thành công ma sát L tại các cơ cấu phanh: Đối với phanh khí nén các thông số của má phanh trước và má phanh sau giống nhau, cho nên FΣ = 5400 cm2. Với: G = 15305 (kg) là trọng lượng ôtô khi đầy tải. V0= 50 (km/h) = 13,89 (m/s) là tốc độ của ôtô khi bắt đầu phanh. g – Gia tốc trọng trường .g = 9,81 m/s2 . Công ma sát riêng sẽ là Vậy thỏa mãn điều kiện: . *Kết luận: Công ma sát riêng nằm trong giới hạn cho phép. * áp suất giới hạn trên bề mặt áp suất trên bề mặt má phanh được giới hạn bởi sức bền của vật liệu: μ – Hệ số ma sát giữa má phanh và trống phanh.μ = 0,3. rt – Bán kính trống phanh.rt = 200 mm = 0,2 m. FΣ – Diện tích má phanh tại nơi có MP . FΣ = 2.F = 1080000 mm2 = 1,08 m2. + Cầu trước: MP = 10780 Nm + Cầu giữa và cầu sau: MP = 5372 Nm * Kết luận: Vậy áp suất trên bề mặt má phanh nằm trong giới hạn cho phép. * Thời hạn làm việc của má phanh còn được đánh giá bằng tỉ số : M - Khối lượng toàn bộ của ôtô, M = 15305 KG . FS - Tổng diện tích của bề mặt ma sát của các má phanh ở tất cả các cơ cấu phanh. FΣ = 602880 mm2 = 0,6 m2. * Kết luận: Vậy giá trị P nằm trong giới hạn cho phép. * Kiểm tra nhiệt độ tang trống Trong quá trình phanh động năng của ôtô chuyển thanh nhiệt năng ở trống phanh và một phần thoát ra môi trường không khí, phương trình cân bằng năng lượng là : Khi phanh ngặt ở thời gian ngắn, số hạng thứ hai có thể bỏ qua. Do đó ta có thể xác định sự tăng nhiệt độ trống phanh như sau: Sự tăng nhiệt độ của trống phanh khi phanh với V1= 30 km/h, V2 = 0 km/h, không quá 150. τ - Độ gia tăng nhiệt độ. G - Trọng lượng toàn bộ của ôtô khi đầy tải: G = 15305 KG . g – Gia tốc trọng trường . g = 9,81 m/s2. C – Nhiệt dung riêng của trống phanh làm bằng gang. C = 500 J/kg độ trong khoảng t = 273o K á 573o K. mt – Khối lượng trống phanh và các chi tiết bị nung nóng. mt = 6.m0i = 6.γ.V γ – Khối lượng riêng.γ = 6,8 á 7,4 g/cm3 . V – Thể tích trống phanh Thay các thông số vào ta có: mt = 6.7,2.2929,6 = 126558,7 g = 126,5 Kg. * Kết luận: Sự thoát nhiệt của cơ cấu phanh đã thiết kế là tốt. 3.3. Tính bền cơ cấu phanh 3.3.1. Tính bền guốc phanh Guốc phanh dùng để tán má phanh. Đối với các xe tải lớn, guốc phanh được làm theo hình chữ Π. Xem hình Hình 3.3.1 – Kích thước guốc phanh a).Tính kích thước đến trọng tâm G: + Y2 – Kích thước chế tạo guốc phanh (khoảng cách từ trọng tâm phần trên đến trọng tâm của phần dưới).Y2 = 27,5 mm. + YC1 – Kích thước của trọng tâm phần trên đến đường trung hoà. + YC2 - Kích thước của trọng tâm phần dưới đến đường trung hoà. + - Bán kính trọng tâm của phần diện tích trên tính đến tâm tang trống. + - Bán kính trọng tâm của phần diện tích dưới tính đến tâm tang trống. + RG – Kích thước từ tâm bánh xe đến trọng tâm của guốc phanh. * Tính YC1 Y2- Kích thước chế tạo guốc phanh, Y2= 27,5 (mm). F1 – Diện tích phần trên chữ Π. F1 = 5.120 = 600 (mm2). F2 – Diện tích phần dưới chữ Π. F2 = 2.5.50 = 500 (mm2). =>YC2=Y2 – YC1= 27,5 - 15 = 12,5 (mm). * Tính bán kính đường trung hòa: Với: R’1 – bán kính trọng tâm của phần diện tích trên, tính đến tâm tang trống, R’1=185,5 (mm). R’2 – bán kính trọng tâm của phần diện tích dưới, tính đến tâm tang trống, R’2= 158 (mm). * Tính kích thước từ tâm bánh xe đến trọng tâm của guốc phanh. RG = R2Â + YC2 = R1Â - YC1 RG = 185,5 – 15 = 170,5 mm. b).Kiểm tra bền guốc phanh Đây là bài toán thanh cong phẳng trong sức bền vật liệu. Các bước giải: + Xác định lực cắt,mô men uốn,vẽ biểu đồ nội lực. + Tính ứng suất pháp trên mặt cắt ngang. + Tính ứng suất tiếp trên mặt cắt ngang. + Kiểm tra điều kiện bền: - Theo thuyết bền ứng suất tiếp lớn nhất. - Hoặc theo thuyết bền thế năng biến đổi hình dáng. *1.Xác định lực cắt, mô men uốn, vẽ biểu đồ nội lực: Nếu tính toán chính xác guốc phanh thì rất phức tạp. Bởi vì áp lực phân bố trên bề mặt guốc phanh không đều mà theo quy luật hình sin. Vì vậy ta áp dụng phương pháp tính gần đúng. Để xác định tiết diện nguy hiểm của guốc phanh ta phải vẽ được biểu đồ nội lực. ở phần trên khi xây dựng hoạ đồ lực phanh tác dụng lên guốc phanh ta đã xác định được lực P1 ,U1 ,R1. Đặt các giá trị lực P1 ,U1, R1 vào guốc phanh. Tại điểm đặt lực tổng hợp R1 ta phân tích thành hai thành phần lực N1 và T1. Tại chốt quay của chốt phanh ta cũng phân tích lực lực tổng hợp U1 ra hai thành phần lực UY1 và UX1. Sau đó tại điểm đặt lực R1 ta cắt guốc phanh thành hai nửa thay vào mặt cắt đó lực hướng tâm N1 và Q1, MU1 ở nửa dưới là các lực N2và Q2, MU2 ngược với các thành phần lực và mômen ở phần trên . + Xét sự cân bằng đoạn trên ta có: N1 + P1. cos(φ + γ) = 0 Q1 + P1. sin(φ + γ) = 0 MU1 + P1.[a - rtcos(φ + γ)] = 0 Với: rt – Bán kính tang trống, rt=200(mm). a – Khoảng cách từ tâm trống phanh đến điểm đặt lực P, a = 155,6 (mm). φ = 20,40; γ = 64,80; φ/ = 4,80 . Hình 3.3.1.b – Nửa guốc trên - Xét sự cân bằng tại điểm A: γ = 0º. N1 + P1.cosφ = 0 Q1 + P1.sinφ = 0 MU1 = 0. Ta có: φ = 20,40 ,P = 24482 N. N1 = - P1.cosφ = - 24482.cos20,40 = - 22946 N. Q1 = - P1.sinφ = - 24482.sin20,40 = - 8534 N. MU1 = 0. - Xét sự cân bằng tại điểm B: γ = 64,8º, φ= 20,4º ,P = 24482 N. N1 = - P1cos(φ + γ) Q1 = - P1sin(φ + γ) MU1 = - P1[a - Rtcos(φ + γ)] Ta có: N1 = - 24482.cos85,20 = - 2048 N. Q1 = - 24482.sin85,20 = - 24396 N. MU1 = - 24482.(155,6-163,4.cos85,20).10-3 = - 3475 Nm. Sau khi tính được các giá trị trên ta lập bảng sau: Vị trí Lực và mô men A B N1 (N) - 22946 - 2048 Q1 (N) - 8534 - 24396 MU1 (Nm) 0 - 3475 + Xét sự cân bằng cho đoạn dưới ta có: N2 + U1Y.cosδ +U1X.sinδ = 0 Q2 - U1X.cosδ + U1Y.sinδ = 0 MU2 + U1X.C.sinβ + U1Y.C. [1 – cosβ] = 0 Góc β + δ = 900. N2 = - U1Xsinδ - U1Ycosδ Q2 = U1Xcosδ - U1Ysinδ MU2 = -U1XCsinβ + U1YC[1 – cosβ] Hình 3.3.1c – Nửa guốc dưới Mặt khác: U1 = 58600 N . U1X = U1.cos73,60 = 56216 (N). U1Y = U1.sin73,60 = 16545 (N). - Xét sự cân bằng tại điểm B: δ = 9,2º ; β = 80,8º ;C = 165 mm. N2 = - U1Xsinδ - U1Ycosδ Q2 = U1Xcosδ - U1Ysinδ MU2 = -U1XCsinβ + U1YC[1 – cosβ] Thay số vào ta có: N2 = - 56216.sin9,2º - 16545.cos9,2º = - 25320 (N). Q2 = 56216.cos9,2º - 16545.sin9,2º = 52847 (N). MU2 = - 56216.0,165.sin80,8º+ 116545.0,115.[1- cos80,8º] = - 6863 (Nm). - Xét sự cân bằng tại điểm C: C = 0 N2 = - U1Xsinδ - U1Ycosδ Q2 = U1Xcosδ - U1Ysinδ MU2 = 0 Thay số vào ta có: N2 = - 56216.sin9,2º - 16545.cos9,2º = - 25320 (N). Q2 = 56216.cos9,2º - 16545.sin9,2º = 52847 (N). MU2 = 0 Sau khi tính được các giá trị trên ta lập bảng sau: Vị trí Lực và mô men B C N2 (N) - 25320 - 25320 Q2 (N) 52847 52847 MU2 (Nm) - 6863 0 Căn cứ vào các bảng trên ta vẽ được biểu đồ nội lực tác dụng lên guốc phanh. Thể hiện trên hình 3.3.1d. Hình 3.3.1.d – Biểu đồ nội lực tác dụng lên guốc phanh Nhìn vào biểu đồ ta thấy, tại vị trí đặt lực tổng hợp R là vị trí nguy hiểm nhất. Ta đi kiểm tra bền tại vị trí này. N = 27368 N. Q = 52847 N. MU = 10338 Nm. *2. Tính ứng suất pháp do N và MU gây ra: ứng suất pháp được tính theo công thức kinh nghiệm sau: Với: F - Diện tích của tiết diện tính toán, F = F1 + F2 = 1100 (mm2). S – Mô men tĩnh của mặt cắt ngang đối với trục trung hoà. R0 – Bán kính cong của trục thanh. R0 = 170,5 mm. Vậy: S = 1100.(170,5 – 172) = 1650 mm3. Rth- Bán kính đường trung hòa. Ri- Bán kính tại điểm đang xét. Xét tại ba điểm. Xem hình Hình 3.3.1e – Mặt cắt guốc phanh + Điểm 1: R1 = 188 mm + Điểm 2: R2 = 183 mm + Điểm 3: R3 = 133 mm *3.Tính ứng suất tiếp trên mặt cắt ngang ứng suất tiếp do lực Q gây ra được tính theo công thức kinh nghiệm sau: Với: b – Chiều dầy phần bị cắt, b = 10 (mm) Q - Lực cắt tại vị trí đặt lực tổng hợp R1.Q = 52847 (N). SX- Mômen tĩnh phần bị cắt đối với trục quán tính trung tâm, jX- Mômen quán tính của tiết diện, + Tính jX - Trọng tâm mặt cắt ngang cách mép trên. - Mô men quán tính trung tâm của mặt cắt. + Xác định mômen tĩnh tại tiết diện cắt SX: Với: Fc - Diện tích phần bị cắt, Fc = 1100 (mm2) Y – Tọa độ trọng tâm phần bị cắt đối với trục trung hòa, Trên hình vẽ guốc phanh chữ П, thì tại điểm 1 và 3 có dF = 0, do đó SX = 0. + Điểm 1: τ = 0 + Điểm 2: SC = Y2.FC Ta có: Y2 – Khoảng cách từ toạ độ trọng tâm phần 2 đến đường trung hoà. Y2 = 12,5 mm. FC – Diện tích phần hai,FC = 500 mm2. Vậy: SC = 12,5.500 = 6250 mm3. + Điểm 3: τ = 0 Với kết quả tính toán ta lập được bảng sau: Điểm Trị số 1 2 3 Σ (N/mm2) 25,4 25,25 23,04 τ (N/mm2) 0 106 0 *4.Kiểm tra điều kiện bền Theo thuyết bền ứng suất tiếp lớn nhất: Tại điểm 1 là: Tại điểm 3 là: Tại điểm 2 là: Tại điểm 2 có ứng suất max, guốc phanh chế tạo bằng Thép 40 có: *Kết luận: Guốc phanh thiết kế đủ bền. 3.3.2. Tính bền trống phanh + Đây là bài toán tính ống dày. + Trình tự như sau: - Tính áp suất q tác dụng lên trống phanh - Tính ứng suất hướng tâm và ứng suất hướng kính - Kiểm tra bền a). Tính áp suất q tác dụng lên trống phanh áp suất trong trống phanh tính theo công thức kinh nghiệm sau: Với: Mp – Mômen phanh do guốc phanh trước và guốc phanh sau sinh ra. Mp = 1099 KGm = 10780 Nm. μ - Hệ số ma sát giữa má phanh và trống phanh. μ = 0,3. b – Chiều rộng má phanh, b = 120 (mm). rt - Bán kính trống phanh, rt= 200 (mm). β0- Góc ôm của tấm ma sát, β0 = 2.1200 = 2400 . . b).Tính ứng suất hướng tâm và ứng suất tiếp tuyến ứng suất hướng tâm tính theo công thức kinh nghiệm sau: ứng suất tiếp tuyến tính theo công thức kinh nghiệm sau: Với: a’ – Bán kính trong của trống, a’ = 200 (mm). b’ – Bán kính ngoài của trống, b’ = 210 (mm). r –Khoảng cách từ tâm đến điểm cần tính, khi r = a’ thì σn và σt đạt giá trị cực đại. Ta có ứng suất tương đương bằng: Để đảm bảo an toàn ta láy thêm hệ số an toàn n = 1,5: Trống phanh được làm bằng gang CX18-36 có [σk] = 1800 (kG/cm2). So sánh thấy σtd= 561,6 (KG/cm2) < [σk] *Kết luận: Trống phanh thiết kế đủ bền. 3.3.3. Tính bền chốt phanh (Trục lệch tâm) - Má phanh quay quanh trục lệch tâm. - Tính toán chính xác độ bền chi tiết này là rất khó. Ta có thể tính theo bài toán: Tính toán các mối ghép bằng đinh tán và bu lông. Phương pháp tính trình bày trong mục này chỉ là gần đúng và có tính quy ước. a).Thân chốt phanh chịu cắt ở hai mặt phẳng Điều kiện bền của chốt phanh làm việc theo hai mặt là, công thức kinh nghiệm: Với: d - Đường kính của chốt, d = 2,2 (cm). U1- Lực tác dụng lên chốt đã xác định ở phần trên. U1= 58600 N = 5973,5 KG n – Số chốt phanh chịu lực, n = 2 Thay số ta có: b).Tính chốt phanh theo dập Điều kiện bền khi dập, công thức kinh nghiệm: d - Đường kính của chốt, d = 2,2 (cm). U1- Lực tác dụng lên chốt đã xác định ở phần trên. U1= 58600 N = 5973,5 KG l – Chiều dài của tấm truyền sức ép vào thân chốt, l = 50 mm. Thay các giá trị vào ta có: *Kết luận: Chốt phanh thiết kế đủ bền. 3.4. Thiết kế tính toán dẫn động 3.4.1. Thiết kế tính toán bầu phanh trước Bầu phanh trứơc có kết cấu đơn giản gồm hai nửa vỏ dập định hình bằng thép dày từ 3 – 5 mm, một đĩa tỳ phanh đẩy màng cao su, áp suất tác dụng lên màng (pít tông) được chuyển thành lực trên ty đẩy tác động lên thanh dẫn động lên trục cam như thể hiện trên sơ đồ tính toán hình 3.4.1 Hình 3.4.1 – Sơ đồ tính toán lực tác dụng lên thanh đẩy + Xét cân bằng tại cam ép Phương trình cân bằng lực: Q1.L.ηT = (P1/ + P2/).h/2 (*) Trong đó: L – cánh tay đòn, chọn theo xe tham khảo: L = 159 mm. ηT – hiệu suất truyền động của cam. ηT = 0,85 P1/, P2/ - lực đẩy của cam lên guốc trước và guốc sau. Từ hoạ đồ lực phanh ta có: P1/ = 24482 N = 2496 KG. P2/ = 55596 N = 5667 KG. h – khoảng cách giữa hai lực P1/ và P2/, chọn theo xe tham khảo: h = 46 mm. Thay số vào công thức (*) ta được: + Xét sự cân bằng của màng phanh Trong đó: Q1 – Lực tác dụng lên thanh đẩy của bầu phanh. Q1 = 1389 KG. Pj - áp suất trong của bầu phanh, Pj = 7 KG/cm2. D1 - Đường kính hiệu dụng của màng phanh. η1 – Hệ số tính đến độ nạp khí vào bầu phanh, η1 = 1. η2 – Hệ số tính đến tổn hao do ma sát, η2 = 0,95 Plx – Lực ép lò xo, theo kinh nghiệm lấy: Plx = 14 KG. Thay các giá trị trên vào công thức ta có: + Diện tích hiệu dụng của bầu phanh + Diện tích bao kín của bầu phanh: FB = FA / K K – hệ số dự trữ năng lượng,lấy K = 0,8. Vậy: FB = 20602 / 0,8 = 25753 mm2. + Đường kính bao kín của bầu phanh * Kết luận: Bầu phanh trên đảm bảo yêu cầu đặt ra. Kiểm tra thấy phù hợp với loại buồng phanh kiểu 24. 3.4.2. Thiết kế tính toán bầu phanh sau Ngày nay các bầu phanh trên xe ôtô trọng tải lớn thường sử dụng loại bầu phanh tích năng, để nâng cao độ an toàn cho xe khi chạy trên đường. a). Lực tác dụng lên thanh đẩy Hình 3.4.2 – Sơ đồ kết cấu bầu phanh sau + Xét cân bằng tại cơ cấu cam ép Phương trình cân bằng lực: Q2.L.ηT = (P1// + P2//).h/2 (*) Trong đó: Q2 – Lực tác dụng vào thanh đẩy bầu phanh sau. L – Cánh tay đòn,xác định trong bản vẽ: L = 159 mm. ηT – Hiệu suất truyền động của cam. ηT = 0,85 P1//, P2// - Lực đẩy của cam lên guốc trước và guốc sau. Từ hoạ đồ lực phanh ta có: P1// = 12200 N = 1244 KG. P2// = 27705 N = 2824 KG. h – khoảng cách giữa hai lực P1/ và P2/, chọn theo xe tham khảo: h = 46 mm. Thay số vào công thức (*) ta được: + Xét sự cân bằng của màng phanh Trong đó: Q2 – Lực tác dụng lên thanh đẩy của bầu phanh. Q2 = 692 KG. Pj - áp suất trong của bầu phanh. Pj = 7 KG/cm2. D2 - Đường kính hiệu dụng của màng phanh. η1 – Hệ số tính đến độ nạp khí vào bầu phanh, η1 = 1. η2 – Hệ số tính đến tổn hao do ma sát, η2 = 0,95 Plx – Lực ép lò xo, theo kinh nghiệm lấy: Plx = 14 KG. Thay các giá trị trên vào công thức ta có: + Diện tích hiệu dụng của bầu phanh + Diện tích bao kín của bầu phanh.FB = FA / K K – Hệ số dự trữ năng lượng, lấy K = 0,8. Vậy: FB = 10563 / 0,8 = 13204 mm2. + Đường kính bao kín của bầu phanh b). Tính toán lò xo của bộ tích luỹ năng lượng * Công dụng: Đẩy màng phanh và ty phanh để phanh xe lại trong trường hợp bình chứa khí bị rò rỉ, và khi phanh dừng. * Yêu cầu: Lò xo chế tạo có độ cứng đủ lớn để đẩy màng phanh và ty đẩy phanh xe lại ngay trong trường hợp khẩn cấp. Nhưng cũng phải thu nhanh trong trường hợp nhả phanh tay. Phải có đủ độ bền và độ cứng theo yêu cầu. Hình 3.4.2.b – Sơ đồ tính toán bầu phanh tích năng - Khi tính toán lò xo của bộ tích luỹ năng lượng ta chú ý một số điểm sau: + Theo tiêu chuẩn Việt Nam (đang lưu hành trong các trung tâm đăng kiểm), khi tiến hành thử phanh tay trên bệ thử, yêu cầu lực phanh do phanh tay sinh ra phải đạt được bằng 16% trọng lượng toàn bộ của xe. + Khi nhả phanh tay chỉ cần áp suất khí nén Pj = 4 KG/cm2 cũng đủ để nén lò xo trở về vị trí ban đầu. - Tính lực ép lò xo của bộ tích luỹ năng lượng (Plx2) Để lò xo của bộ tích luỹ năng lượng thoả mãn các yêu cầu trên thì phải thoả mãn bất phương trình sau: (*) (**) Trong đó: Q2/- Lực của màng phanh tác dụng lên thanh đẩy. Plx1 – Lực ép lò xo 1, theo kinh nghiệm lấy Plx1 = 14 KG. D3 - Đường kính của bộ tích luỹ năng lượng, chọn theo xe tham khảo D3 = 150 mm η1 – Hệ số tính đến độ nạp khí vào bầu phanh, η1 = 1. η2 – Hệ số tính đến tổn hao do ma sát, η2 = 0,95 Pj - áp suất khí nén, yêu cầu với Pj = 4 KG/cm2 phải nén lại được lò xo tích năng khi nhả phanh. ΔP – Lực ép lò xo từ vị trí đang làm việc trở về vị trí ban đầu. Xét bất phương trình (*): Ta có: Lực phanh do phanh tay sinh ra (PP) bằng 16% trọng lượng toàn bộ của xe (G): PP = 0,16.G Vậy lực phanh sinh ra tại mỗi bánh xe (T) là (Khi sử dụng phanh tay thì chỉ có bốn bánh xe cầu sau được phanh): T = PP/4 = 0,04.G Mô men sinh ra tại mỗi cơ cấu phanh cầu giữa và cầu sau sẽ là: MP// = T.rbx = 0,04.G.rbx Thay số vào ta có: MP// = 0,04.15305.0,478 = 292.6 KGm Dựa vào hoạ đồ lực phanh ta tính lại các giá trị R1//; R2//: + Đối với cầu giữa và cầu sau: Làm tương tự như tính toán P1// và P2// trong hoạ đồ lực phanh ta có: P1// = 664 KG P2// = 1508 KG. + Xét cân bằng tại cơ cấu cam ép Phương trình cân bằng lực: Q2/.L.ηT = (P1// + P2//).h/2 Trong đó: Q2/ - Lực tác dụng vào thanh đẩy bầu phanh sau. L – Cánh tay đòn, xác định trong bản vẽ: L = 159 mm. ηT – Hiệu suất truyền động của cam. ηT = 0,85 P1//, P2// - Lực đẩy của cam lên guốc trước và guốc sau. h – Khoảng cách giữa hai lực P1//; P2// Chọn theo xe tham khảo: h = 46 mm. Thay số vào công thức trên ta được: Plx2 > Q2/ + Plx1 = 369 + 14 = 383 KG. Xét bất phương trình (**) ta có: Tính ΔP: ΔP = C.Δl C - Độ cứng của lò xo. Δl – Hành trình của ty đẩy bầu phanh Chọn theo xe tham khảo: Δl = 20 mm = 2 cm. Độ cứng lò xo được tính như sau: Trong đó: d - Đường kính của dây lò xo. Chọn theo xe tham khảo d = 10 mm Dlx - Đường kính vòng lò xo. Chọn theo xe tham khảo Dlx = 100 mm G – Mô đun đàn hồi của vật liệu. Chọn vật liệu Thép 65 Ta có: G = 8.105 KG/cm2. n – Số vòng làm việc của lò xo, theo xe tham khảo chọn: n = 7 vòng Thay vào công thức trên ta có: Vậy: ΔP = 143.2 = 286 KG. Thay các giá trị vào bất phương trình (**) ta được: Hay: 669 KG < 680 KG Như vậy: bất phương trình (**) được thoả mãn. * Kết luận: Lò xo của bộ tích luỹ năng lượng đã thiết kế đảm bảo các yêu cầu đề ra. + Độ biến dạng của lò xo (λ) Độ biến dạng lò xo được tính theo công thức sau: Trong đó: n0 – số vòng lò xo làm việc, chọn n0 = 7 vòng. [τ] – mô men xoắn tác dụng lên lò xo, lấy theo kinh nghiệm: [τ] = 260 N/mm2 = 26 KG/mm2 Dlx- Đường kính vòng lò xo, G – Mô đun đàn hồi vật liệu. Thay các giá trị vào ta có: + Số vòng toàn bộ của lò xo Theo công thức kinh nghiệm: n = n0 + (1 – 2) vòng = 7 + 2 = 9 vòng. + Bước của lò xo (t) Theo công thức: t = (0,15 – 0,3)Dlx Lấy: t = 0,3.100 = 30 mm. + Chiều dài toàn bộ của lò xo (H) Theo công thức kinh nghiệm: H = n.t = 9.30 = 270 mm. * Kết luận: Bầu phanh sau khi thiết kế, kiểm tra thấy phù hợp với buồng phanh kiểu 20/20. 3.4.3. Tính toán lượng khí nén * Nhiệm vụ: cung cấp khí nén và nén khí vào các bình chứa để cung cấp cho hệ thống phanh. * Các yêu cầu: Máy nén khí được chọn sao cho đảm bảo các yêu cầu sau: - Nạp nhanh các bình chứa sau khi khởi động động cơ. - Giữ được áp suất trong hệ thống gần với áp suất tính toán khi phanh liên tục. Trên thực tế máy nén khí chỉ làm việc khoảng 10 – 20% thời gian làm việc của ôtô, khi các bình chứa được nạp đầy thì máy nén được chuyển sang chạy ở chế độ không tải. Khi tính toán thiết kế máy nén khí có hai phương án: - Phương án 1: Tự thiết kế ra một cái máy nén khí mới. - Phương án 2: Mua một cái máy đã có sẵn trên thị trường, kiểm tra xem có đạt yêu cầu không. Hiện nay máy nén khí có bán trên thị trường rất nhiều, vì vậy chọn phương án hai là tốt nhất. a).Các thông số kỹ thuật của máy nén khí Chọn máy nén loại Pít tông hai xi lanh trên thị trường có các thông số sau: - Số lượng xi lanh: i = 2 đặt thẳng hàng. - Đường kính xi lanh: d = 6 cm. - Hành trình piston: S = 3,8 cm. - Số vòng quay củ