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

iá 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 của máy nén khí: n = 1700 v/p. - Tỷ số truyền của đai: itđ = 2. - Hiệu suất truyền khí của máy nén: η = 0,6. b).Năng suất của máy nén khí (lưu lượng) Xe thiết kế sử dụng năm bình khí nén, dung tích mỗi bình 140 (l). Vậy tổng lượng khí nén trong các bình là: 5x140 = 700 (l). Năng suất của máy nén khí được tính theo công thức kinh nghiệm sau: Trong đó: i - Số lượng xi lanh: i = 2 đặt thẳng hàng. d - Đường kính xi lanh: d = 6 cm. S - Hành trình piston: S = 3,8 cm. n - Số vòng quay của máy nén khí: n = 1700 v/p. itđ - Tỷ số truyền của đai: itđ = 2. η - Hiệu suất truyền khí của máy nén: η = 0,6. Thay các giá trị trên vào công thức ta được: * Kết luận: Sau 4 phút máy nén nạp được 4x219 = 876 (l) khí nén đảm bảo nạp đầy tất cả các bình chứa. c).Tính toán lượng tiêu hao nhiên liệu sau mỗi lần phanh Lượng tiêu hao không khí cho mỗi lần phanh chính bằng lượng không khí dãn nở ra các đường ống từ van phân phối đến các bầu phanh. * Thể tích khí trong các đường ống Chọn đường ống có đường kính = 13 mm. Chiều dài đường ống l = 24 m = 24000 mm. Do đó thể tích trong toàn bộ đường ống là: * Thể tích khí trong các bầu phanh Ta coi độ dịch chuyển của guốc phanh lại phụ thuộc vào góc xoay của trục cam và càng nối trục cam. Công thức xác định độ dịch chuyển của màng: Trong đó: α - Độ xoay của càng bắt vào trục cam. α = 70. l – Chiều dài của càng bắt vào trục cam, l = 159 mm. Thay các giá trị vào công thức ta được: S = 7/180.3,14.159 = 19,4 mm. - Thể tích khí bị tiêu hao trong sáu bầu phanh. Trong đó: dbt ,dbs - Đường kính hiệu dụng của các bầu phanh trước và sau.Lấy tỷ số hiệu dụng = 0,8. ở bầu phanh trước: dt = 181.0,8 = 145 mm. ở bầu phanh sau: ds = 130.0,8 = 104 mm. Thay vào công thức trên ta được: * Thể tích tiêu hao trong bầu phanh tự hãm sau mỗi lần phanh. Theo thiết kế bầu tự hãm phanh bằng lò xo và ép lên ty đẩy, khi không phanh khí nén ép lò xo tích năng, có bốn bầu tự hãm lắp ở bốn bánh xe của cầu giữa và cầu sau được thiết kế cùng với bốn bầu phanh công tác. Do vậy ta coi lượng không khí tiêu hao trong bốn bầu tự hãm sau mỗi lần đạp phanh là: * Lượng tiêu hao khí ở van phân phối Lấy gần đúng VPP = 0,05 (l). Vậy tổng cộng lượng không khí tiêu hao cho toàn bộ hệ thống sau mỗi lần đạp phanh là: VΣ = V0 + Vb + Vh + VPP = 3,18 + 1,3 + 0,66 + 0,05 = 5,18 (l). * Kết luận: Với dung tích toàn bộ các bình chứa là 700 (l). Lượng tiêu hao trên là không đáng kể, đảm bảo cho các lần phanh tiếp theo. d).Tính bền đường ống dẫn động phanh Trong tính toán có thể coi đường ống là loại vỏ mỏng bịt kín hai đầu và có chiều dài lớn. (Đây là bài toán vỏ mỏng tròn xoay chịu tải trọng phân bố đối xứng tính theo lý thuyết không mô men). Theo công thức sau: ; Trong đó: P - áp suất bên trong của đường ống, P = 7 KG/cm2. R – Bán kính trong của ống dẫn, R = 6,5 mm = 0,65 cm. S – Chiều dày đường ống, S = 0,7 mm = 0,07 cm. Đối với ống dẫn làm bằng hợp kim đồng thì: Thay vào công thức trên ta được: ; ứng suất tương là: * Kết luận: Đường ống dẫn động phanh thiết kế đủ bền. 3.4.4. Tính toán van điều khiển a).Sơ đồ tính toán Hình 3.4.4 – Sơ đồ tính toán van phân phối A,B – Khí nén đi ra các cầu. D,E – Khí nén từ bình chứa đến. b).Tính toán buồng trên Lực tác dụng lên piston 2 là lực của người lái xe tác dụng lên bàn đạp Qbđ thông qua hệ thống dẫn động cơ khí. P = Qbđ .ibđ .η Trong đó: Qbđ - Lực của người lái tác dụng lên bàn đạp. ibđ - Tỷ số truyền của cơ cấu dẫn động. η – Hiệu suất của cơ cấu dẫn động. Mặt khác ta có: P = Pj .S2 + Plx1 + Plx2 P = Pj .S2 + C1.δ1 + C2.δ2 Trong đó: Pj - áp suất khí nén, Pj = 7 KG/cm2. S2 – Diện tích mặt piston 2. C1,C2 - Độ cứng của lò xo 1 và 2. δ1,δ2 - Độ dịch chuyển của lò xo 1 và 2. Khi đạp phanh: Pj tăng ; C tăng ; δ tăng dẫn đến P tăng. * Tính S2 Hình 3.4.4.b – Kết cấu Piston 2 Khi thiết kế, chọn các thông số về đường kính của Piston 2 theo xe tham khảo. Chọn: D = 70mm, d = 25 mm. Độ cứng của lò xo 1 và lò xo 2 phải đảm bảo đóng mở dứt khoát tránh các trường hợp đóng mở cưỡng bức khi chưa có lực tác dụng.Tránh các trường hợp cộng hưởng. Khi thiết kế chọn Plx1 và Plx2 theo xe tham khảo: Plx1 = 30 KG; Plx2 = 15 KG * Vậy lực tác dụng lên Piston 2 là: P = 7.33,5 + 30 +15 = 280 KG. * Tính lực tác dụng lên bàn đạp Qbđ Trong đó: idđ - Tỷ số truyền dẫn động từ bàn đạp đến Piston 2, Theo xe tham khảo lấy idđ = 8. η – Hiệu suất truyền lực của bàn đạp, η = 0,95 . * Kết luận: Các kích thước của buồng trên đảm bảo giá trị lực bàn đạp nằm trong giới hạn cho phép. c).Tính toán buồng dưới Kết cấu của Piston 1: Hình 3.4.4.c – Kết cấu Piston 1 Piston 1 được điều khiển bằng khí nén lấy từ khoang trên. Ta có phương trình cân bằng lực: Pj .S1t = Pj .S1d + Plx3 + Plx4 (*) Trong đó: Pj - áp suất khí nén , Pj = 7 KG/cm2. S1t – Diện tích phần trên của Piston 1. S1d – Diện tích phần dưới của Piston 1. Plx3 ,Plx4 – Lực lò xo 3 và 4 Theo xe tham khảo chọn: Plx3 = Plx1 = 30 KG. Plx4 = Plx2 = 15 KG. Từ Piston 2 ta xác định được kích thước sau của Piston 1 D1t = 12cm, d = 2,5 cm. Ta có: Từ công thức (*) ta có: Do đó: * Kết luận: Van phân phối đã thiết kế đảm bảo hoạt động tốt cho hệ thống phanh của xe cơ sở. Chương 4 tính toán khảo sát quá trình phanh ôtô dựa trên cơ sở tiêu chuẩn e/ece/324, e/ece/tran/505 4.1. Sự phân bố tải trọng khi phanh và nhu cầu điều hoà lực phanh Khi thiết kế hệ thống phanh người ta luôn mong muốn có được hiệu quả phanh cao nhất, nhưng lực phanh cực đại có thể phát huy tại các bánh xe bị giới hạn bởi lực bám. Vì khi lực phanh đạt được giá trị của lực bám thì bánh xe bắt đầu trượt và không còn khả năng truyền lực lớn hơn nữa. Do vậy, trong khi thiết kế tính toán hệ thống phanh cần phải tận dụng tối đa khả năng bám tại các bánh xe để có được hiệu quả phanh cao nhất, nhưng đồng thời cũng phải tránh xảy ra hiện tưọng trượt lết gây mất ổn định và mất an toàn chuyển động. Để thoả mãn các yêu cầu trên, trong khi tính toán người ta lấy: PPmax = Pφ = φ.Gφ φ – hệ số bám Gφ – trọng lượng bám Tuy nhiên, trong quá trình phanh do có sự phân bố lại tải trọng trên các cầu, nên lực bám trên các cầu cũng thay đổi theo. Trong công thức tính toán mô men phanh thiết kế các cầu: Cầu trước: MP1 = m1.G1..φ.rbx Cầu sau: MP2 = m2.G2..φ.rbx - hệ số phân bố lại tải trọng cầu trước khi phanh - hệ số phân bố lại tải trọng cầu sau khi phanh Do mức độ phân bố lại tải trọng phụ thuộc vào cường độ phanh, thể hiện qua gia tốc chậm dần j, nên các hệ số này có sự thay đổi. Trong quá trình thiết kế người ta chỉ có thể chọn một giá trị để tính, chẳng hạn nếu lấy j = jT (gia tốc tính toán) mô men phanh trên các cầu được tính như sau: Cầu trước: Cầu sau: Hệ thống phanh được thiết kế tính toán trên cơ sở các công thức trên đảm bảo tận dụng tối đa khả năng bám tại các bánh xe và không gây trượt lết với điều kiện ôtô được phanh với gia tốc chậm dần đúng bằng jT . Nhưng trong thực tế ôtô có thể được phanh với cường độ khác với cường độ tính toán (jP ≠ jT), khi đó sự phân bố lại trọng lượng lên các cầu khi phanh sẽ khác với điều kiện thiết kế. Trong trường hợp này mô men bám tại các cầu có thể được tính như sau: Cầu trước: Cầu sau: Có thể xảy ra hai trường hợp sau đây: * Trường hợp 1: ôtô được phanh với cường độ lớn hơn tính toán jP > jT So sánh các mô men phanh và mô men bám trong trường hợp này ta thấy: MP1 < Mφ1 MP2 > Mφ2 Điều này có nghĩa là,tại cầu trước khả năng bám của bánh xe không được tận dụng hết do mô men phanh có được trên cầu trước theo thiết kế nhỏ hơn mô men bám. Nhưng tại cầu sau mô men phanh có được trên cầu lớn hơn mô men bám. Vì vậy, trong trường hợp này các bánh xe cầu sau sẽ bị trượt lết. * Trường hợp 2: ôtô được phanh với cường độ nhỏ hơn tính toán jP < jT So sánh các mô men phanh và mô men bám trong trường hợp này ta thấy: MP1 > Mφ1 MP2 < Mφ2 Điều này có nghĩa là, tại cầu trước mô men có được trên cầu lớn hơn mô men bám. Có nghĩa là, trong trường hợp này các bánh xe cầu trước sẽ bị trượt lết. Ngược lại, tại cầu sau mô men phanh trên cầu theo thiết kế nhỏ hơn mô men bám và khả năng bám của bánh xe không được tận dụng hết. Để tránh hiện tượng trượt lết các bánh xe cầu sau khi phanh với cường độ lớn, trong hệ thống dẫn động phanh thường có bố trí bộ điều hoà lực phanh tại dòng dẫn động phanh cầu sau. Bộ điều hoà có nhiệm vụ thay đổi áp suất trong dẫn động phanh cầu sau tương ứng với tải trọng phân bố lên cầu. Tương tự như vậy, để tránh hiện tượng trượt lết các bánh xe cầu trước khi phanh ở cường độ trung bình và thấp (jP < jT), trong dẫn động cầu trước có thể bố trí van giảm áp. Van này có nhiệm vụ hạn chế áp suất dẫn tới các cơ cấu phanh cầu trước để giới hạn mô men phanh không vượt quá mô men bám. Tuy nhiên các loại van trên đều không thể phản ứng với điều kiện mặt đường. Chẳng hạn, nếu mặt đường có hệ số bám khác với hệ số bám đã chọn để tính toán hoặc hệ số bám tại các bánh xe không giống nhau, thì van giảm áp và bộ điều hoà lực phanh không thể tránh cho các bánh xe khỏi bị trượt lết. Vì vậy trên các ôtô hiện đại, người ta sử dụng hệ thống tự động điều khiển lực phanh tại các bánh xe để tránh hiện tượng trượt lết, gọi là hệ thống chống hãm cứng bánh xe ABS. Nhưng với điều kiện kinh tế nước ta hiện nay thì việc sử dụng hệ thống ABS là rất khó khăn, vì giá thành của nó rất cao. Vì vậy trong đồ án này hướng thiết kế của em vẫn là sử dụng van giảm áp cho dẫn động cầu trước và bộ điều hoà lực phanh cho dẫn động cầu sau. 4.2. Tính toán khảo sát quá trình phanh ôtô trọng tải lớn 4.2.1. Cơ sở lý thuyết Bài toán nghiên cứu khảo sát quá trình phanh có nhiệm vụ xác định các thông số tối ưu cho các cơ cấu và dẫn động phanh, đảm bảo hiệu quả phanh và độ ổn định khi phanh, đồng thời chỉ ra được sự cần thiết phải bố trí bộ điều hoà lực phanh cùng với các thông số của nó. Phương trình chuyển động của ôtô khi phanh có thể được viết như sau: (1) Trong đó: δ/ - Hệ số kể đến ảnh hưởng của các khối lượng quay; ΣT – Tổng các lực phanh tại các bánh xe; f – Hệ số cản lăn; S – Quãng đường xe chạy; k – Hệ số cản không khí; F – Diện tích cản chính diện. Khi phanh ngắt động cơ hệ số ảnh hưởng của các khối lượng quay có thể coi bằng 1 (δ/ = 1,02 – 1,04 ). Để đánh giá hiệu quả phanh ôtô người ta sử dụng hệ số lực phanh γT : (2) trong khi tính toán xác định gia tốc chậm dần và quãng đường phanh, người ta có thể bỏ qua lực cản không khí. Như vậy phương trình (1) có dạng: Khi phanh ngặt hệ số γT gần bằng hệ số bám φ,mà trên đường tốt khô ráo ta có: φ >> f, vì vậy khi phanh ngặt ta có thể bỏ qua lực cản lăn. Khi đó: Gọi gia tốc chậm dần là J,ta có thể viết: (3) Công thức trên cho thấy gia tốc chậm dần khi phanh tỷ lệ thuận với hệ số lực phanh. Để đánh giá mức độ sử dụng khả năng bám tại các bánh xe khi phanh người ta đưa ra khái niệm hệ số sử dụng trọng lượng bám φi : (4) Hiệu quả phanh cực đại đạt được khi hệ số sử dụng trọng lượng bám tại tất cả các bánh xe bằng nhau: φ1 = φ2 = ….= φn = Ti / Gi Như vậy, để có được hiệu quả phanh cực đại cần thoả mãn điều kiện là lực phanh tác dụng trên các cầu ôtô tỷ lệ thuận với tải trọng tác dụng lên các cầu đó trong khi phanh. Với sự phân bố lực phanh lý tưởng ta có được gia tốc cực đại: Jmax = g. γTmax = g.φ Trong trường hợp các hệ số sử dụng trọng lượng bám tại các cầu không bằng nhau,ta có biểu thức sau: (5) (6) Khi phanh tới giới hạn lết tại một cầu nào đó trong khi tại cầu khác không sử dụng hết khả năng bám thì hệ số sử dụng trọng lượng bám sẽ nhỏ hơn hệ số bám, còn gia tốc phanh sẽ gia tốc đạt được trong trường hợp phân bố lực phanh lý tưởng. Việc phanh lết các bánh xe làm cho lốp bị mòn nhanh chóng và không đảm bảo an toàn. Khi phanh lết sự trượt giữa lốp và mặt đường tăng lên, hệ số bám giảm làm ôtô mất ổn định và mất khả năng điều khiển. Hiện nay vấn đề hiệu quả phanh và phân bố lực phanh giữa các cầu sao cho đảm bảo chuyển động ôtô khi phanh đang nhận được sự quan tâm ngày càng lớn. Theo quy định N013, tiêu chuẩn E/ECE/324, E/ECE/TRANS/505, các loại ôtô loại N3 không trang bị hệ thống chống hãm cứng bánh xe ABS cần đáp ứng các yêu cầu sau: Đối với φ = 0,2 – 0,8 cần đạt được: γT ≥ 0,1 + 0,85(φ – 0,2); Đối với mọi chế độ tải trọng đường cong hệ số sử dụng trọng lượng bám của cầu trước phải nằm trên đường cong hệ số sử dụng trọng lượng bám của cầu sau với mọi giá trị của γT = 0,15 - 0,30. Điều này được coi là đạt yêu cầu nếu với các giá trị đó các đường cong hệ số sử dụng trọng lượng bám của mỗi cầu nằm giữa hai đường thẳng song song với đường lý tưởng,được thể hiện bởi phương trình sau: φ = γT ≥ 0,1 + 0,08 (7) và nếu với γT ≥0,30 đường cong hệ số sử dụng trọng lượng bám của cầu sau thoả mãn: γT ≥ 0,3 + 0,74(φ – 0,38) Các miền phân bố các đường cong hệ số sử dụng trọng lượng bám được thể hiện trên hình 31. Hình 4.2.1 – Các vùng giới hạn của các đường cong hệ số sử dụng trọng lượng bám. 1 - đường lý tưởng φ = γT ; 2 - đường ranh giới giới hạn các giá trị nhỏ nhất của hệ số lực phanh: ; 3 và 4 – các đường thẳng giới hạn miền phân bố của đường cong hệ số sử dụng trọng lượng bám: φ = γT ± 0,08; 5 - đường thẳng giới hạn vị trí của đường cong hệ số sử dụng trọng lượng bám cầu sau: ; Trong khi tính toán chấp nhận một số giả thiết sau: áp suất khí nén trong dẫn động phanh tại cửa vào của các bộ điều hoà lực phanh là bằng nhau vào thời điểm phanh. Ma sát giữa các lá nhíp và đặc tính của hệ thống treo không gây ảnh hưởng lớn tới quá trình phanh. Sơ đồ tính toán và các lực tác dụng lên ôtô trong quá trình phanh thể hiện trên hình 4.2.1b. Các ký hiệu sử dụng trong quá trình tính toán: Ga – Trọng lượng toàn bộ của ôtô; G1 và G2 – Trọng lượng tác dụng lên cầu trước và cầu sau ôtô; L – Chiều dài cơ sở của ôtô; a,b,hg – Toạ độ trọng tâm của ôtô; rk – Bán kính lăn bánh xe; T1 và T2 – Lực phanh trên cầu trước và cầu sau; J – Gia tốc chậm dần khi phanh; γT – Hệ số lực phanh; ΣT – Tổng các lực phanh tại các bánh xe; MT1 và MT2 – Mô men phanh trên các bánh xe trước và sau; MT – Mô men phanh trên bánh xe; Q – Lực trên ty đẩy bầu phanh; p - áp suất khí nén trong hệ thống phanh; p1 và p2 - áp suất khí nén trong các bầu phanh trước và sau; φ1 và φ2 – Hệ số sử dụng trọng lượng bám trên các cầu trước và sau; K – Hệ số mô đun áp suất; lp - Độ dài cần nối của điều hoà lực phanh; β – Góc nghiêng tức thời của cần nối của điều hoà lực phanh; β0 và β01 – Góc nghiêng cần nối của điều hoà lực phanh tương ứng với trường hợp ôtô đầy tải và ôtô không tải ở trạng thái tĩnh; f0 và f01 - Độ võng nhíp gây nên bởi tải tác dụng lên hai bánh sau trong trạng thái tĩnh tương ứng với các trường hợp ôtô đầy tải và ôtô không tải; Δf – Biến thiên độ võng tĩnh của nhíp. Các số liệu tính toán: Thông số Đơn vị Đầy tải Không tải Ga KG 15305 7305 L m 3,85 3,85 a m 2,75 2,10 b m 1,10 1,75 hg M 1,48 1,305 rk M 0,478 0,478 4.2.2.Quá trình phanh với tỷ lệ phân bố lực phanh lý tưởng Với hệ số lực phanh γT = J/g - Tải trọng tác dụng lên bánh xe cầu trước: (8) Tải trọng tác dụng lên một bánh xe cụm cầu sau: (9) Thay các số liệu vào ta được: + Khi đầy tải: G1 = 2186 + 2942( J/g ) G2 = 2733 – 1471( J/g ) + Khi không tải: G1 = 1660 + 1238( J/g ) G2 = 996 – 619( J/g ) - Giá trị lực phanh tối ưu: ΣT = Ga(J/g) (10) Thay số liệu vào tính toán ta được: + Khi đầy tải: ΣT = 15305(J/g) + Khi không tải: ΣT = 7305(J/g) - Từ điều kiện phân bố lực phanh lý tưởng, ta xác định các giá trị lực phanh tối ưu + Khi đầy tải: + Khi không tải: - Các giá trị mô men phanh tối ưu: MT1 = T1.rk = 0,478.T1 MT2 = T2.rk = 0,478.T2 (11) Kết quả tính toán được cho trong bảng 1. Thông Số J/g (γT) 0 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,65 0,7 Ôtô đầy tải G1,KG 2186 2480,2 2774,4 3068,8 3362,8 3657 3951.2 4098.3 4245.4 G2,KG 2733 2585.9 2438.8 2291.7 2144.6 1997.5 1850.4 1776.8 1703.3 ΣT,KG 0 1530.5 3061 4591.5 6122 7652.5 9183 9948.2 10713 T1,KG 0 248.02 554.88 920.58 1345.1 1828.5 2370.7 2663.8 2971.7 T2,KG 0 258.59 487.76 687.51 857.84 998.75 1110.2 1154.9 1192.3 MT1,KGm 0 118.55 265.23 440.03 642.96 874.02 1133.2 1273.3 1420.5 MT2,KGm 0 123.6 233.15 328.63 410.05 477.4 530.69 552.06 569.92 P1,KG/cm2 0.2386 0.7141 1.302 2.003 2.817 3.744 4.783 5.345 5.936 P2,KG/cm2 0.2386 0.734 1.173 1.556 1.883 2.153 2.367 2.453 2.524 Ôtô không tải G1,KG 1660 1783.8 1907.6 2031.4 2155.2 2279 2402.8 2464.7 2526.6 G2,KG 996 934.1 872.2 810.3 748.4 686.5 624.6 593.6 562.7 ΣT,KG 0 730.5 1461 2191.5 2922 3652.5 4383 4748.2 5113.5 T1,KG 0 178.38 381.52 609.42 862.08 1139.5 1441.6 1602 1768.6 T2,KG 0 93.4 174.44 243.09 299.36 343.25 374.76 385.87 393.89 MT1,KGm 0 85.26 182.36 291.3 412.07 544.68 689.12 765.78 845.4 MT2,KGm 0 44.64 83.38 110.19 143.09 164.07 179.13 184.45 188.28 P1,KG/cm2 0.2386 0.5806 0.97 1.407 1.891 2.423 3.002 3.31 3.629 P2,KG/cm2 0.2386 0.4177 0.573 0.705 0.813 0.897 0.957 0.978 0.993 Việc lựa chọn các kích thước của bầu phanh và áp suất khí nén trong dẫn động phanh để đảm bảo được hiệu quả phanh đã định được tiến hành trên cơ sở: - Lực phanh tại các bánh sau phải đảm bảo tận dụng được lực bám tại các bánh sau của ôtô đầy tải ở trạng thái tĩnh trên đường có hệ số bám không nhỏ hơn 0,65; - Lực phanh trên các bánh trước cần phải không nhỏ hơn giá trị tối ưu của nó khi phanh ôtô đầy tải với gia tốc 0,6g. Từ các điều kiện trên ta có: T2 ≥ G2.φ = 2733.0,65 = 1776,5 KG. T1 ≥ (2186 + 2942.0,6).0,6 = 2370,7 KG. Từ các tính toán động lực học cơ cấu phanh ta tìm được biểu thức quan hệ giữa mô men phanh MT tại bánh xe với lực Q đặt trên ty đẩy của bầu phanh (12) Trong đó: A – Hệ số phụ thuộc vào kết cấu của cơ cấu phanh; lk – Chiều dài cần tác động cam ép; dk - Đường kính quy ước của cam ép; μ – Hệ số ma sát giữa má phanh và trống phanh; h1,h2 – Cánh tay đòn tính từ điểm đặt lực lên đầu guốc phanh tới tâm cam ép. Hệ số A được xác định theo công thức sau: (13) Trong đó: rT – Bán kính tang trống; l – Khoảng cách từ tâm trống phanh tới tâm quay của guốc phanh; α0 – Tọa độ góc xác định điểm bắt đầu của má phanh; β0 – Góc ôm của má phanh. Lực phanh tại bánh xe: (14) Khi đó: Q = 0,478.T/1,7 = 0,281T (15) Thay các giá trị T1 và T2 vào biểu thức trên ta được: Tại cầu sau: Q2 ≥ 0,281.1776,5 = 499,2 KG. Tại cầu trước: Q1 ≥ 0,281.2370,7 = 666,2 KG. Sau khi lựa chọn kích thước các bầu phanh theo các dãy tiêu chuẩn, người ta thấy đối với loại ôtô đang xét có thể chọn bầu phanh loại 24. Đặc tính của bầu phanh kiểu 24: Q = 146,67p – 35. (16) Khi đó thay giá trị Q vào công thức (12) ta được: MT = 1,7(146,67p – 35) = 249,33p – 59,5. Biến đổi công thức trên ta xác định được áp suất khí nén cần cấp vào các bầu phanh để đảm bảo được sự phân bố lực phanh lý tưởng với các thông số của cơ cấu phanh và bầu phanh đã chọn: ; Trong đó: MT1 và MT2 là các giá trị tối ưu của các mô men phanh trên các cầu trước và sau (bảng 1). Kết quả tính toán áp suất p1 và p2 cũng được cho trong bảng 1. 4.2.3. Quá trình phanh với tỷ lệ lực phanh giữa các cầu không đổi Giá trị tối ưu của tổng lực phanh (đáp ứng được hệ số lực phanh theo yêu cầu) được tính theo công thức (10). Mặt khác, tổng lực phanh bằng tổng lực phanh tác dụng trên các bánh xe cầu trước và cụm cầu sau: ΣT = 2T1 + 2T2 (17) Sử dụng các công thức (14) và (16) (bầu phanh loại 24) ta tìm được quan hệ giữa lực phanh tại các bánh xe cầu trước và cầu sau với áp suất khí nén trong các bầu phanh: (18) (19) Để đảm bảo điều kiện tỷ lệ lực phanh giữa cầu trước và cầu sau không đổi, áp suất trong các bầu phanh cầu trứơc và cầu sau phải bằng nhau, nghĩa là p1 = p2, và như vậy T1 = T2 = T. Khi đó sử dụng công thức (17),(18) và (19) ta có: Biến đổi công thức trên bằng cách thay ΣT bằng Ga(J/g) (xem công thức (10)), ta được biểu thức quan hệ giữa áp suất khí nén trong dẫn động phanh và hệ số lực phanh: (20) Hệ số sử dụng lực bám, thể hiện sự phân bố lực phanh giữa các cầu trong quá trình phanh: (21) (22) Giá trị của các lực T1 và T2 được xác định theo các công thức (18) và (19), trong đó áp suất được tính theo công thức (20). Giá trị của các tải trọng trên các cầu G1 và G2 được tính theo các công thức (8) và (9). Kết quả tính toán các thông số theo hệ số lực phanh được cho trong bảng 2. Thông số J/g(γT) 0 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,65 0,7 Ôtô đầy tải P,KG/cm2 0.2386 0.7276 1.216 1.705 2.194 2.683 3.172 3.417 3.661 T1,KG 0 255.07 510.1 765.2 1020.3 1275.3 1530.4 1658 1785.5 T2,KG 0 255.07 510.1 765.2 1020.3 1275.3 1530.4 1658 1785.5 φ1 0 0.1028 0.1838 0.2493 0.303 0.3487 0.3873 0.404 0.42 φ2 0 0.098 0.2091 0.3339 0.4757 0.6384 0.8271 0.9331 1.048 Ôtô không tải P,KG/cm2 0.2386 0.472 0.7054 0.9388 1.172 1.405 1.639 1.755 1.872 T1,KG 0 121.7 243.4 365.2 486.9 608.7 730.4 791.3 852.2 T2,KG 0 121.7 243.4 365.2 486.9 608.7 730.4 791.3 852.2 φ1 0 0.0682 0.1276 0.1797 0.2259 0.2671 0.304 0.321 0.3373 φ2 0 0.130 0.2791 0.4507 0.6607 0.8867 1.169 1.333 1.5145 Trên hình 4.2.3 là đồ thị thể hiện quan hệ giữa hệ số sử dụng trọng lượng bám tại cầu trước và cụm cầu sau với hệ số lực phanh với điều kiện tỷ lệ phân bố lực phanh giữa các cầu là không đổi. Hình 4.2.3 - Đồ thị quan hệ giữa hệ số sử dụng trọng lượng bám tại cầu trước và cụm cầu sau của ôtô khi đầy tải (đường liền) và không tải (đường đứt) của ôtô đang xét với điều kiện tỷ lệ phân bố lực phanh giữa các cầu là không đổi. Phân tích các kết quả tính toán thể hiện trên bảng 2 và đồ thị hình 4.2.3, ta rút ra một số kết luận sau: - Trong trường hợp tỷ lệ mô men giữa cầu trước và cầu sau không đổi, hệ thống phanh chính của ôtô tải đang xét khi đầy tải đáp ứng các tiêu chuẩn của Liên Xô cũ về hiệu quả phanh (với áp suất khí nén trong hệ thống bằng 6 KG/cm2, gia tốc chậm dần đạt 0,65g) và các tiêu chuẩn của quy định N013, tiêu chuẩn E/ECE/324 về phân bố lực phanh giữa các cầu (các đường cong hệ số sử dụng trọng lượng bám phụ thuộc vào hệ số lực phanh và quan hệ giữa hệ số lực phanh với áp suất không vượt ra khỏi các miền giới hạn). - Đối với ôtô không tải hệ thống phanh chính không đáp ứng các tiêu chuẩn về hiệu quả phanh (khi gia tốc đạt 5 m/s2 các bánh xe cầu sau trượt lết trên đường khô) và không đáp ứng các tiêu chuẩn của quy định N013,tiêu chuẩn E/ECE/324 về phân bố lực phanh giữa các cầu (các đường cong hệ số sử dụng trọng lượng bám phụ thuộc vào hệ số lực phanh và quan hệ giữa hệ số lực phanh với áp suất không nằm hoàn toàn trong các miền giới hạn). Các kết luận trên cho thấy hệ thống phanh cần được trang bị bộ điều hoà lực phanh có khả năng thay đổi một cách tự động tỷ lệ giữa áp suât trong bầu phanh cầu trước và áp suất trong các bầu phanh cầu sau theo sự phân bố lại tải trọng tác dụng lên cụm cầu sau trong khi phanh. 4.2.4. Quá trình phanh với tỷ lệ mô men phanh giữa cầu trước và cầu sau thay đổi Để điều chỉnh tỷ lệ lực phanh người ta sử dụng bộ điều hoà lực phanh loại tia. Bộ điều hoà được lắp trên dẫn động phanh cầu sau và điều chỉnh áp suất khí nén dẫn tới các bầu phanh cầu sau theo tải trọng tác dụng lên cụm cầu sau. Sơ đồ bố trí bộ điều hoà được thể hiện trên hình 34, còn đặc tính của nó được trình bày trên hình 35. Hình 4.2.4a – Sơ đồ bố trí bộ điều hoà lực phanh Hình 4.2.4b - Đặc tính tĩnh của bộ điều hoà lực phanh: 0 – vị trí nằm ngang của cần điều khiển. Bộ điều hoà được lắp trên khung ôtô. Thanh kéo 1 (hình 4.2.4b) có đầu trên nối với cần điều chỉnh 2, còn phần dưới nối với phần tử đàn hồi 3 lắp trên cầu ôtô. Khi tải tác dụng lên cụm cầu sau thay đổi khung xe dịch chuyển theo phương thẳng đứng làm cần 2 quay quanh tâm O. Nhờ đó mà bộ điều hoà điều chỉnh tỷ lệ giữa áp suất vào và áp suất ra khỏi điều hoà. Trước tiên cần xác định các thông số lắp ráp của bộ điều hoà lực phanh (chiều dài thanh đòn lP và góc β). Sau đó phải xác định hệ số K – hệ số điều chỉnh áp suất khí nén cấp từ bộ điều hoà đến các bầu phanh khi ôtô ở trạng thái tĩnh, đầy tải và không tải với các điều kiện sau: lực phanh các bánh sau cần đảm bảo tận dụng khả năng bám tại cầu sau ở trạng thái tĩnh đầy tải và không tải trên đường có hệ số bám φ = 0,65 – 0,8, nghĩa là : 0,65G2 ≤ T2 ≤ 0,8G2 . Thay các giá trị của G2 ta có: - Khi đầy tải : G2 = 2733KG ; 1776,45 KG ≤ T2 ≤ 2186,4 KG. - Khi không tải: G2 = 996KG; 647,4 KG ≤ T2 ≤ 796,8 KG. Biến đổi công thức (19) ta được biểu thức quan hệ giữa lực phanh và áp suất khí nén cấp vào bầu phanh: Thay các giá trị của T2 vào ta được: - ôtô đầy tải: 3,64 KG/cm2 ≤ p2 ≤ 4,43 KG/cm2. Ta chọn: p2 = 4 KG/cm2. - ôtô không tải: 1,48 KG/cm2 ≤ p2 ≤ 1,76 KG/cm2. Ta chọn: p2 = 1,6 KG/cm2. Hệ số điều chỉnh áp suất: (25) Trong đó: p - áp suất dẫn vào bộ điều hoà lực phanh; p2 - áp suất ra khỏi bộ điều hoà lực phanh. Thay các giá trị của p và p2 ta được: - ôtô đầy tải: K = 7/4 = 1,75. - ôtô không tải: K = 7/1,6 = 4,375. Theo đặc tính tĩnh của bộ điều hoà lực phanh (hình 35) ta xác định các góc đặt của cần điều chỉnh: - ôtô đầy tải: K = 1,75; β0 = 00. - ôtô không tải: K = 4,375; β0 = - 400. Độ dài cần điều chỉnh lP có thể được tính theo sơ đồ lắp đặt (hình 34). Δf0 = lPsin β0 - lPsin β01. Từ đó: (26) Trong đó: Δf0 = f0 – f01 Giá trị độ võng f của nhíp theo tải trọng P được xác định dựa trên đặc tính tĩnh của nhíp sau ôtô, thể hiện trên hình 36. Hình 4.2.4c - Đặc tính đàn hồi tĩnh của nhíp sau ôtô đang xét Khi ôtô đầy tải, một bên của cụm cầu sau phải chịu 2G2 = 2.2733 = 5466 KG và độ võng nhíp là f0 = 41 mm. Khi ôtô không tải 2G2 = 2.996 = 1992 KG và f01 = 6,5 mm. Như vậy: Δf0 = 41 – 6,5 = 34,5 mm. Thay các giá trị β0 , β01 và Δf0 vào công thức (26) ta được: Tiếp theo cần xác định các giá trị tức thời của góc β và hệ số điều chỉnh áp suất K theo hệ số lực phanh cho các trường hợp ôtô đầy tải và không tải. Khi phanh do sự phân bố lại trọng lượng giữa các cầu nên tải trọng đặt lên cầu sau giảm đi, góc β giảm theo, điều này dẫn đến sự thay đổi hệ số điều chỉnh áp suất K. Biến đổi công thức (26) và thay β01 bằng β, Δf0 bằng Δf ta được: (27) Trong đó: Δf – Giá trị tức thời của biến dạng nhíp, nghĩa là hiệu số giữa độ võng nhíp ở trạng thái tĩnh khi ôtô đầy tải và độ võng ở chế độ tải đang xét (phụ thuộc vào hệ số lực phanh). Thay giá trị lP và β0 vào công thức (27) ta được: Các giá trị Δf được xác định theo đồ thị đặc tính tĩnh của nhíp theo tải đặt lên cụm cầu sau (hình 4.2.4c). Các giá trị của hệ số K phụ thuộc vào góc β được lấy theo đồ thị đặc tính tĩnh của bộ điều hoà lực phanh (hình 4.2.4b). Các kết quả tính toán xác định các thông số phụ thuộc vào hệ số lực phanh γT được cho trong bảng 3. Thông Số J/g(γT) 0 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,65 0,7 Ôtô đầy tải 2G2,KG 5466 5171.8 4877.6 4583.4 4289.2 3995 3700.8 3553.7 3406.6 f,mm 41 38 35.5 33 31 28.5 25.5 23.5 23 Δf,mm 0 3 5.5 8 10 12.5 15.5 17.5 18 sinβ 0 -0.0555 -0.1018 -0.1481 -0.1851 -0.2314 -0.287 -0.324 -0.3333 Β 00 -3.180 -5.840 -8.510 -10.670 -13.380 --16.680 -18.90 -19.470 K 1.75 1.8812 2.0125 2.1437 2.275 2.4062 2.5375 2.6687 2.8 P1,KG/cm2 0 1.058 1.83 2.647 3.503 4.396 5.322 5.86 6.408 P2,KG/cm2 0 0.562 0.909 1.234 1.54 1.827 2.097 2.195 2.288 T1,KG 0 427.4 830.4 1256.3 1703.2 2168.9 2652 2932.2 3218.1 T2,KG 0 168.9 350 519.6 678.8 828.6 969.7 1020.9 1069.3 φ1 0 0.1723 0.2993 0.4094 0.5064 0.593 0.6712 0.7154 0.758 φ2 0 0.0653 0.1435 0.2267 0.3165 0.4148 0.524 0.5745 0.6277 Ôtô không tải 2G2,KG 1992 1868.2 1744.4 1620.6 1496.8 1373 1249.2 1187.3 1125.4 f,mm 6.5 5.7 4.9 4.1 3.3 2.5 1.7 0.9 0.3 Δf,mm 0 0.8 1.6 2.4 3.2 4 4.8 5.6 6.2 sinβ 0 -0.0148 -0.0296 -0.0444 -0.0592 -0.074 -0.0888 -0.1037 -0.1148 Β 00 -0.810 -1.690 -2.540 -3.390 -4.240 -5.090 -5.950 -6.590 K 1.75 1.8125 1.875 1.9375 2 2.0625 2.125 2.1875 2.25 P1,KG/cm2 0 0.673 1.024 1.385 1.758 2.14 2.533 2.751 2.974 P2,KG/cm2 0 0.371 0.546 0.715 0.879 1.038 1.192 1.257 1.321 T1,KG 0 226.6 409.6 598.4 792.7 992.2 1196.8 1310.8 1426 T2,KG 0 69.2 160.4 248.6 334.1 416.9 497.3 513.6 564.9 φ1 0 0.127 0.2147 0.2946 0.3678 0.4354 0.4981 0.5318 0.5647 φ2 0 0.0741 0.1839 0.3068 0.4464 0.6074 0.7962 0.8955 1.004 Ta xác định hệ số sử dụng trọng lượng bám của các bánh xe với mặt đường.Tổng lực phanh cần thiết tính theo hệ số lực phanh được xác định theo các công thức (10) và (17). Các giá trị lực phanh T1 và T2 phụ thuộc vào áp suất khí nén trong các bầu phanh được xác định theo các công thức (18) và (19). áp suất khí nén trong các bầu phanh của các cầu sau: P2 = P1/K (28) Khi đó: (29) Thay các giá trị T1 và T2 từ các công thức (18) và (19) vào công thức (17) Ta có: Biến đổi công thức trên và thay ΣT = Ga.(J/g), ta được quan hệ giữa áp suất trong dẫn động phanh với hệ số lực phanh của ôtô: (30) Thay các giá trị của Ga và K lấy từ bảng 3 vào công thức (30) ta xác định được P1 và sau đó theo (28) ta tính được P2. Các giá trị lực phanh được tính theo các công thức (18) và (19) bằng cách thay vào đó các giá trị P1 và P2. Hệ số sử dụng trọng lượng bám φ1 và φ2 được tính theo các công thức (21) và (22), bằng cách thay vào đó các giá trị T1 và T2 tính theo các công thức (18) và (19) và các giá trị G1 và G2 tính theo các công thức (8) và (9). Các kết quả tính toán xác định các thông số theo hệ số lực phanh trong trường hợp có điều chỉnh tỷ lệ lực phanh giữa các cầu được cho trong bảng 3. Trên hình thể hiện đồ thị quan hệ giữa hệ số sử dụng trọng lượng bám trên cầu trước và cụm cầu sau với hệ số lực phanh trong trường hợp tỷ lệ lực phanh giữa các cầu được điều chỉnh. Hình 4.2.4d - Đồ thị quan hệ giữa hệ số sử dụng trọng lượng bám cầu trước và cụm cầu sau của ôtô không tải (đường đứt) và đầy tải (đường liền) của ôtô đang xét với tỷ lệ lực phanh giữa các cầu được điều chỉnh. Kết luận: Như vậy sau khi sử dụng bộ điều hoà lực phanh có khả năng thay đổi một cách tự động tỷ lệ mô men phanh cầu trước và cầu sau đã đáp ứng được các yêu cầu của quy định N013, tiêu chuẩn E/ECE/324, E/ECE/TRANS/505. Kết luận chung Được giao đề tài tốt nghiệp là: Thiết kế hệ thống phanh cho xe tải tám tấn. Ngay sau khi nhân được đề tài em đã bắt tay ngay vào công việc tính toán thiết kế. Hệ thống phanh cho xe tải ngày nay ngoài đảm bảo các yêu cầu về hiệu quả phanh còn phải đáp ứng các yêu cầu của quy định N013, tiêu chuẩn E/ECE/324, E/ECE/TRANS/505. Do vậy hệ thống phanh do em thiết kế có thêm bộ điều hoà lực phanh có khả năng thay đổi một cách tự động tỷ lệ mô men phanh cầu trước và cầu sau đáp ứng các yêu cầu của quy định N013, tiêu chuẩn E/ECE/324 và E/ECE/TRANS/505. Sau thời gian ba tháng em đã hoàn thành đồ án, qua việc thực hiện đồ án đã giúp em hiểu hơn và biết thiết kế tính toán một hệ thống cụ thể trên xe. Quá trình làm đồ án, với thời gian có hạn nhưng bản thân em đã có cố gắng tìm hiểu thực tế và giải quyết các nội dung kĩ thuật hợp lý. Đây là bước khởi đầu quan trọng giúp cho em có thể nhanh chóng tiếp cận với ngành công nghiệp ôtô hiện nay của nước ta. Trong quá trình thực hiện đồ án em cũng được sự giúp đỡ của các thầy,cô giáo trong Bộ môn ôtô - Trường Đại Học Bách Khoa Hà Nội và đặc biệt là sự hướng dẫn tận tình của PGS.TS. Nguyễn Trọng Hoan đã giúp em hoàn thành đồ án này. Qua đồ án này em kính mong nhân được sự đóng góp ý kiến của các Thầy,cô giáo và các bạn đồng nghiệp để đề tài tốt nghiệp của em được hoàn thiện hơn. Em xin chân thành cảm ơn PSG.TS. Nguyễn Trọng Hoan cùng toàn thể các Thầy, cô giáo trong Bộ môn ôtô - Trường Đại Học Bách Khoa Hà Nội. Tài liệu tham khảo 1. Hướng dẫn thiết kế hệ thống phanh ô tô máy kéo Dương Đình Khuyến (1995). 2. Thiết kế và tính toán ô tô máy kéo Nguyễn Hữu Cẩn – Phan Đình Kiên (1987). 3. Lý thuyết ô tô máy kéo Nguyễn Hữu Cẩn, Dư Quốc Thịnh, Phạm Minh Thái, Nguyễn Văn Tài, Lê Thị Vàng (1998). 4. Bài tập sức bền vật liệu Nguyễn Văn Vượng, Bùi Trọng Lựu (2004). 5. Dung sai và đo lường cơ khí An Hiệp – Trần Vĩnh Hưng (1999). 6. Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Trịnh Chất – Lê Văn Uyển (2000). 7. Các tài liệu sử dụng của xe KAMAZ.