22. Đồ án Thiết kế hệ thống phanh dầu xe tải

22. Đồ án Thiết kế hệ thống phanh dầu xe tải 22. Đồ án Thiết kế hệ thống phanh dầu xe tải 22. Đồ án Thiết kế hệ thống phanh dầu xe tải 22. Đồ án Thiết kế hệ thống phanh dầu xe tải 22. Đồ án Thiết kế hệ thống phanh dầu xe tải 22. Đồ án Thiết kế hệ thống phanh dầu xe tải 22. Đồ án Thiết kế hệ thống phanh dầu xe tải 22. Đồ án Thiết kế hệ thống phanh dầu xe tải 22. Đồ án Thiết kế hệ thống phanh dầu xe tải 22. Đồ án Thiết kế hệ thống phanh dầu xe tải

Đồ án thiết kế tính toán ôtô GVHD: Lê Thị Vàng Lời cảm ơn ! Đồ án môn học trình tổng hợp lại kiến thức đà học cách hệ thống Trong đồ án thiết kế tính toán ôtô giúp cho sinh viên có t nghiên cứu chuyên nghành ôtô, đồng thời áp dụng kiến thức đà đợc học sâu tìm hiểu kết cấu nguyên lí làm việc hệ thống cụ thể, tiếp thu thêm kiến thức thực tế trình tham khảo xe tơng tự Trong trình làm đồ án, đợc hớng dẫn, bảo nhiệt tình cô giáo Lê Thị Vàng thầy môn, nên em đà hoàn thành đồ án môn học thiết kế tính toán ôtô Vì em xin chân thành cảm ơn thầy cô môn Tuy nhiên hạn chế nhận thức nên tránh khỏi sai sót trình tiếp thu kiến thức Vì đồ án em nhiều thiếu sót, không đáp ứng đợc yêu cầu thực tế trình tính toán Vì em mong đợc bảo thầy cô để giúp em hệ thống lại kiến thức, trang bị thêm kinh nghiệm trình tính toán thiết kế, nhằm chuẩn bị tốt cho đồ án tốt nghiệp Một lần em xin chân thành cảm ơn ! Sinh viên Lu Hùng Cờng Nội dung Đồ án môn học Thiết kế tính toán hệ thống phanh Phần I : tìm hiểu kết cấu hệ thống phanh số liệu tham khảo I II III Công dụng - phân loại yêu cầu Kiểu phanh thiết kế tính toán Những thông số đà biết thông số xe tham khảo Phần II : trình tự tính toán thiết kế hệ thống phanh I Xác định mô men phanh sinh cÊu phanh C¬ cÊu phanh tríc C¬ cÊu phanh sau II Thiết kế tính toán cấu phanh Sinh viên thực : Lu Hùng Cờng-Ôtô K42 Đồ án thiết kế tính toán ôtô A B GVHD: Lê Thị Vàng Xác định lực cần thiết tác dụng lên guốc phanh Cơ cấu phanh trớc Cơ cấu phanh sau Xác định kích thớc má phanh III Thiết kế tính toán dẫn động phanh Xác định đờng kính xy lanh làm việc bánh xe Lực Q tác dụng lên bàn đạp Hành trình bàn đạp Hành tr×nh cđa piston xy lanh phanh chÝnh IV TÝnh bỊn mét sè chi tiÕt TÝnh bÒn guèc phanh TÝnh bÒn ®êng èng dÉn ®éng phanh TÝnh chèt phanh PhÇn III : kết luận Phần I : tìm hiểu kết cấu hệ thống phanh số liệu tham khảo I Công dụng - phân loại yêu cầu hệ thống phanh Công dụng - Dùng để giảm tốc độ ô tô đến ngừng hẳn đến tốc độ - Giữ cho ôtô (máy kéo ) dừng dốc KL: Với ôtô cụm HT quan trọng đảm bảo cho ôtô chạy an toàn tốc độ cao, nâng cao đợc suất vận chuyển Phân loại - Phân loại theo cách bè trÝ c¬ cÊu phanh :  Bè trÝ ë b¸nh xe (Phanh b¸nh xe)  Bè trÝ ë trun lực (Phanh truyền lực) - Phân loại theo phận tiến hành phanh : Phanh guốc Phanh đai Phanh đĩa - Phân loại theo kiểu dẫn động phanh :  DÉn ®éng thủ lùc  DÉn ®éng khí Dẫn động khí Sinh viên thực : Lu Hùng Cờng-Ôtô K42 Đồ án thiết kế tính toán ôtô GVHD: Lê Thị Vàng Dẫn động điện Yêu cầu HTP cần đảm bảo yêu cầu sau : - Có hiệu phanh cao tất bánh xe, đảm bảo quÃng đờng phanh ngắn phanh đột ngột - Phanh êm dịu trờng hợp để đảm bẩo ổn định ôtô phanh - Điều khiển nhẹ nhàng, lực bàn đạp điều khiển không lớn - Đảm bảo việc phân bố mô men phanh bánh xe phải theo quan hệ để sử dụng hoàn toàn trọng lợng bám phanh với cờng độ - Không có tợng siết phanh - Cơ cấu phanh thoát nhiệt tốt - Có hệ số ma sát má phanh trống phanh cao ổn định đIều kiện sử dụng - Giữ đợc tỉ lệ thuận lực bàn đạp với lực phanh tên bánh xe - Có khả phanh xe đứng thời gian dài Sinh viên thực : Lu Hùng Cờng-Ôtô K42 Đồ án thiết kế tính toán ôtô GVHD: Lê Thị Vàng II Kiểu phanh thiết kế tính toán Thiết kế tính toán kiểu phanh có cấu phanh guốc đợc dẫn động chất lỏng (dầu) Trong để tăng cờng hiệu phanh ë phanh tríc m« men phanh sinh lín, nên phanh trớc đợc thiết kế theo kiểu cấu phanh có hai xy lanh làm việc riêng rẽ hai guốc phanh Bố trí nh tăng hiệu ôtô chạy tiến, nhng chạy lùi hiệu phanh thấp, dù trờng hợp ta chọn để thiết kế ta dùng cho xe tải có tải trọng nhỏ (1 tấn) Cơ cấu phanh sau yêu cầu đặc biệt nên ta thiết kế theo kiểu thờng dùng, cấu phanh có hai guốc phanh quay quanh chốt lệch tâm đặt đối xứng với hai xy lanh làm việc (có đờng kính) Để đảm bảo độ mòn đồng hai má phanh má phanh guốc phanh tự siết đợc làm dài Các kiểu cấu phanh ta chọn thiết kế nh có kết cấu đơn giản điều chỉnh khe hở má phanh trống phanh cam quay chốt lệch tâm Về dẫn động phanh ta chọn hệ thống dẫn động chất lỏng dòng có u điểm sau: Phanh đồng thời bánh xe với phân bố lực phanh cá bánh xe guốc phanh theo yêu cầu Hiệu suất cao Độ nhậy tốt Kết cấu đơn giản Có khả dùng nhiều loại ôtô khăc mà cần thay đổi cấu phanh Tuy nhiên bên cạnh u điểm hệ thống dẫn động kiểu tồn những nhợc điểm sau: Không thể làm tỉ số truyền lớn cờng hoá, dùng cho ôtô có trọng lợng toàn nhỏ, lực tác dụng lên bàn đạp lớn Hiệu suất dẫn ®éng sÏ gi¶m ë nhiƯt ®é thÊp  Víi dÉn động dòng bị dò rỉ phanh trớc phanh sau không làm việc Sinh viên thực : Lu Hùng Cờng-Ôtô K42 Đồ án thiết kế tính toán ôtô III GVHD: Lê Thị Vàng Những thông số đà biết thông số xe tham khảo Tải trọng xe Go= 1000 (KG) Trọng lợng xe không tải Ge=1500 (KG) Trọng lợng phân cầu trớc toàn tải G1= 1100 (KG) Trọng lợng phân cầu sau toàn tải G2= 1400 (KG) Kí hiệu lốp : 8,4 1,5 Chiều dài sở cđa xe L= 2,34 (m) ChiỊu cao träng träng t©m xe đầy tải hg= 0,75 (m) Sinh viên thực : Lu Hùng Cờng-Ôtô K42 Đồ án thiết kế tính toán ôtô GVHD: Lê Thị Vàng Phần II : trình tự tính toán thiết kế hệ thống phanh I Xác định mô men phanh sinh cấu phanh Cơ cấu phanh trớc Mô men phanh sinh cấu phanh bánh xe cầu trớc đợc tính công thức sau: m G  r M pt  1 bx Trong ®ã :  m1=1+(Jmax.hg)/(g.b) : HƯ sè phân bố lại trọng lợng lợng phanh + hg= 0,75 (m) : ChiỊu cao träng t©m + g = 9,81 (m/s2) : Gia tèc träng trêng + b = 1,03 (m) : Toạ độ trọng tâm ôtô + Jmax=5,5 (m/s2) : Gia tốc chậm dần cực đại phanh Ta đợc m1= 1+(5,5.0,75)/(9,81.1,03) = 1,408 = 0,62: Hệ số bám bánh xe với mặt đờng G1=1100 (KG) : Trọng lợng phân bố cầu trớc xe đầy tải.s Sinh viên thực : Lu Hùng Cờng-Ôtô K42 Đồ án thiết kế tính toán ôtô GVHD: Lê Thị Vàng rbx= 0,96.r : Bán kính lăn bánh xe r = (B+d/2).25,4 = 403,86 (mm) Ta đợc rbx =0,96.403,86 = 387,70 (mm) VËy : M pt 1,408.1100 0,62.0,388 186,29( KG.m) 2 Cơ cấu phanh sau Mô men phanh sinh cấu phanh bánh xe cầu sau đợc tÝnh b»ng c«ng thøc sau: m G  r M ps  2 bx Trong ®ã :  M2=1-(Jmax.hg)/(g.a) : Hệ số phân bố lại trọng lợng lợng phanh  hg= 0,75 (m) : ChiÒu cao träng t©m  g = 9,81 (m/s2) : Gia tèc träng trờng a = 1,31 (m) : Toạ độ trọng tâm ôtô Jmax=5,5 (m/s2) : Gia tốc chậm dần cực đại phanh Ta đợc m2= 1-(5,5.0,75)/(9,81.1,03) = 0,679   = 0,62: HƯ sè b¸m cđa b¸nh xe với mặt đờng G2=1400 (KG) : Trọng lợng phân bố cầu sau xe đầy tải rbx= 0,96.r =387,70 : Bán kính lăn bánh xe VËy : M ps 0,679.1400.0,62.0,388 114,34( KG.m) Sinh viªn thực : Lu Hùng Cờng-Ôtô K42 Đồ án thiết kế tính toán ôtô GVHD: Lê Thị Vàng II Thiết kế tính toán cấu phanh A Xác định lực cần thiết tác dụng lên guốc phanh Cơ cấu phanh trớc a) Góc bán kính lực tổng hợp tác dụng lên má phanh Góc đợc tính từ công thức sau: tg  Cos2   Cos2  2 o  sin   sin  Ta chän :  1 = 16 = 0,279 (Rad) : Gãc tÝnh tõ t©m chèt quay cđa guốc phanh đến chỗ tán ma sát o = 120 = 2,094 (Rad) : Gãc «m cđa tÊm ma s¸t  2 = 1+0 = 16 + 120 = 136 = 2,373 (Rad) Tõ ®ã ta cã : tg  Cos2   Cos2  0,14225 ®ã gãc  = 8,10 o  sin   sin  Bán kính xác định công thøc sau:   2.rt (Cos  Cos ) 2   Sin 1  2. o Cos( 1   ).Sin o mµ rt = 280/4 = 140 (mm) Do ®ã ta cã :  0,163(m) b) Họa đồ lực phanh Với cấu phanh kiĨu nµy ta cã R1=R2, mµ ro    1  0,163 0,3  0,3 0,04684(m) Ta có phơng trình : Mpt =(R1+R2).r0=186,29 (KG.m) vËy R1=R2=Mpt/(2.r0)=186,29/(2.0,0486)=1990,3 (KG) Qua häa ®å lùc phanh ta cã:    R1 328(mm); U1  232(mm); P 110(mm)       Do ®ã ta tÝnh đợc: Sinh viên thực : Lu Hùng Cờng-Ôtô K42 Đồ án thiết kế tính toán ôtô GVHD: Lê Thị Vàng 110 110 R1 1990,3 673,5( KG ) 328 328 232 232 U1  R1  1990,3 1407,8( KG ) 328 328 P C¬ cÊu phanh sau a) Góc bán kính lực tổng hợp tác dụng lên má Má phanh có hiệu cao: Chọn thông số nh má phanh cấu phanh trớc ta tính đợc thông sè nh sau:  Gãc  = 8,10  B¸n kÝnh  0,163(m)  M¸ phanh cđa gc phanh có hiệu thấp: Góc đợc tính từ c«ng thøc sau: tg  Cos2   Cos2  2 o  sin   sin  Ta chän :  1 = 40 = 0,6981 (Rad)  o = 85 = 1,4835 (Rad)  2 = 1+0 = 40 + 85 = 125 = 2,1816 (Rad) Tõ ®ã ta cã : tg  Cos2   Cos2  0,1054 ®ã gãc  = 6,02 o  sin   sin Bán kính xác định c«ng thøc sau:   2.rt (Cos  Cos )   Sin 1  2. o Cos( 1   ).Sin o Do ®ã ta cã :  0,1525(m) b) Häa ®å lùc phanh Với cấu phanh kiểu ta có R1.r01+R2.r02=Mps(*) Mµ ta cã : r 01    1  0,163 0,3  0,3 0,04684(m) Sinh viên thực : Lu Hùng Cờng-Ôtô K42 Đồ án thiết kế tính toán ôtô r 02    1  0,153 GVHD: Lª Thị Vàng 0,3 0,3 0,0439(m) Đo hoạ đồ lực phanh ta có :   R 312(mm); R 138(mm); P 100(mm) : U 224(mm); U 42(mm) tõ ®ã ta có R1 312 R2 138 thay vào phơng trình (*) ta có : R2 = 763,75(KG) Lần lợt theo tỷ lệ đo dợc từ hoạ đồ véc tơ ta tính đợc lực lại nh sau : R1 = 1726,74 (KG); P = 553,44 (KG); U1 = 1239,71 (KG); U2 =259,88 (KG) KiĨm tra hiƯn tỵng tù xiết Qua hoạ đồ lực phanh qua thông số tính toán ta thấy tợng tự xiết không xảy trờng hợp tính toán thiết kế khoảng cách từ tâm chốt đến tâm bánh xe C = 100 (mm) không bán kính r0, nghĩa lực tổng hợp R1(hoặc R2) không ®i qua t©m chèt lƯch t©m cđa gc phanh B Xác định kích thớc má phanh Đối với phanh guốc kích thớc má phanh đợc chọn sở đảm bảo công ma sát riêng, áp suất má phanh, tỷ số trọng lợng toàn ôtô diện tích toàn má phanh chế độ làm việc má phanh Công ma sát riêng L Xác định sở má phanh thu toàn động ôtô chạy với vận tốc bắt đầu phanh xe, theo công thức sau: L G.V  L 4000 15000( KN / m 2) (**) g F  Ta cã : G = 2500 (KG) : Trọng lợng ôtô toàn tải V0= 60 (km/h) : Vận tốc ôtô bắt đầu phanh g = 9,81 (m/s2): Gia tốc trọng trờng F : Diện tích toàn má phanh tất cấu phanh ôtô m    r b F 0i t i i Sinh viên thực : Lu Hùng Cờng-Ôtô K42 10 Đồ án thiết kế tính toán ôtô GVHD: Lê Thị Vàng m = : Số lợng m¸ phanh bi : ChiỊu réng cđa m¸ phanh thø i (ta chọn thiết kế tất má phanh cã chiÒu réng b»ng nhau) F ( 6.2. 120 2.2. 85  ).0,14.b 2,1735.b 360 360 theo (**) ta cã : L 25.16,67  L 4000 15000( KN / m 2) 2.9,81.2,1735.b tõ ®ã ta cã : b 25.16,67 0,01 0,04(m) Chän b = 45 (mm)  L.2.9,81.2,1735 áp suất bề mặt má phanh áp suất bề mặt má phanh đợc xác định theo c«ng thøc sau: q Mp  q 1,5 20(MN / m 2) .b r t  ta cã : q 186,29.102.180 33,6( KG / cm 2) 3,36(MN / m 2) 0,3.4,5.14 3,14.120 Vậy áp suất bề mặt má phanh thoả mẵn áp suất [q] cho phép Ngoài thời hạn làm việc má phanh đợc đánh giá tỉ số p: p M F  2500 2,55.104 ( KG / m 2)  p  2,5 3,5.104 ( KG / m 2) 2,1735.0,045 Nhiệt phát trình phanh Trong trình phanh động ôtô chuyển thành nhiệt trống phanh phần thoát môi trờng không khí Phơng trình cân lợng là: G V1  V g g 2 t mt C.t o  Ft k dt t Trong ®ã :  G = 2500 (KG) : Träng lỵng ôtô Sinh viên thực : Lu Hùng Cờng-Ôtô K42 11 Đồ án thiết kế tính toán ôtô GVHD: Lê Thị Vàng g = 9,81 (m/s2): Gia tốc trọng trờng V1,V2 : Tốc độ đầu cuèi phanh, V1=30 (km/h);V2=0(km/h)  mt =12 (Kg) :Khèi lợng trống phanh chi tiết bị nung nóng C: Nhiệt dung riêng chi tiết bị nung nóng, với thép gang C=500(J/kg độ) t0 :Sự tăng nhiệt độ trống phanh so với môi trờng không khí Ft : Diện tích làm mát cđa trèng phanh  kt : HƯ sè trun nhiƯt trống phanh không khí t : Thời gian phanh Khi phanh ngặt thời gian ngắn, ta bỏ qua phần lợng truyền không khí Do ta xác định tăng nhiệt độ trống phanh nh sau: to 2500.(8,3  2)  1,5 o  t o 15o 2.g.mt C 2.9,81.12.500 2 G (V  V 2)   III ThiÕt kÕ tÝnh to¸n dÉn động phanh Xác định đờng kính xy lanh làm việc bánh xe Đờng kính xy lanh làm việc bánh xe đợc xác định công thức sau: d 4.P  p Trong ®ã :  P : Là lực piston làm việc tác dụng lên guốc phanh p : Là áp suất hệ thống, áp suất cực đại cho phép [p]= 80 (KG/ cm2) Do ®ã ta cã: dt  4.673,5 2,95(cm) 3,14.80 ds  4.533,44 2,8(cm) 3,14.80 §Ĩ thn tiƯn thiÕt kÕ chế tạo ta chọn d t = ds = 32 (mm), lúc áp suất hệ thống p = 60 (KG/ cm2) Lực Q tác dụng lên bàn đạp .D l p l' Lực Q tác dụng lên bàn đạp đợc xác định công thức: Q Sinh viên thực : Lu Hùng Cờng-Ôtô K42 12 Đồ án thiết kế tính toán ôtô GVHD: Lê Thị Vàng Trong ®ã :  = 0,96 : HiÖu suÊt dÉn ®éng thủ lùc  P = 60 (KG/ cm2) : ¸p suÊt hÖ thèng  l’ = 380 (mm), l = 50 (mm) :Các kích thớc đòn bàn đạp  D =32 (mm) : §êng kÝnh xy lanh tỉng phanh (Chän theo xe tham kh¶o) VËy ta cã: 3,14.3,2 50 Q 60 66( KG )  Q 70( KG ) (Đối với xe tải) 380 0,96 Hành trình bàn đạp Ôtô ta thiết kế có cấu phanh đặt tất bánh xe nên hành trình bàn đạp h đợc tính nh sau: h ( 2 d x1  d x D2  b   o) l' l Trong ®ã:  d1 = d2 = 32 (mm) : §êng kÝnh xi lanh ë bánh xe trớc sau x1 , x2 : Hành trình piston xi lanh làm việc cấu phanh trớc sau, đợc xác định nh sau: x1 x : - 2.(a  c)(   ) c  = 0,3 (mm): Khe hở trung bình má trống - =1,5 (mm) : Độ mòn hớng kính cho phép má phanh - a = 90 (mm) : Khoảng cách từ tâm trống đến điểm đặt lực P - c = 110 (mm) : Khoảng cách từ tâm trống đến chốt cố định má phanh Vậy ta đợc : x1 = x2 = 6,5 (mm)  o = 1,5 (mm): Khe hở đẩy với piston xi lanh chÝnh  D =32 (mm) : §êng kÝnh xi lanh l,l : Các kích thớc đòn bàn đạp b = : Hệ số bổ sung (khi phanh ngặt thể tích dẫn động chất lỏng tăng lên) Thay số ta tính đợc : Sinh viên thực : Lu Hùng Cờng-Ôtô K42 13 Đồ án thiết kế tính toán ôtô GVHD: Lê Thị Vàng 380 2.6,5 2.32 2.6,5 h ( 32  1,5) 209(mm) 50 32 Hµnh trình piston xy lanh phanh Hành trình piston xi lanh đợc tính nh sau : h' h.l ' 209.50 27,5(mm) l 380 Lợng dầu xi lanh chÝnh : 2 V (h'  o). D (27,5  1,5).3,14 32 20899,84(mm 3) 20,9(cm 3) 4 IV TÝnh bÒn mét sè chi tiÕt Sinh viên thực : Lu Hùng Cờng-Ôtô K42 14 Đồ án thiết kế tính toán ôtô GVHD: Lê Thị Vàng Tính bền guốc phanh (Guốc phanh ta theo hình chữ T) a) Tính kích thớc đến träng t©m G Dùa theo kÝch thíc gc phanh cđa xe tham khảo ta có sơ đồ sau: Ta có : Y F Y  c1 F  F Trong ®ã:  Y2 = 22 (mm) : KÝch thíc chÕ t¹o gc phanh  F1 = a.b = 4.45 = 180 (mm 2) : DiÖn tÝch phần chữ T F2 = c.d = 4.40 = 160 (mm 2) : Diện tích phần dới T Do ®ã ta cã : 22.180 Y  11,64 c1 180  160 Y Y  Y 22  11,64 10,36 c2 c1 Bán kính đờng trung hoà đợc tính công thức sau: F F R  th F F  R' R' a R' rt  (    ) 140  (2  6) 132(mm) a d R' R'  (  ) 132  (2 20) 110(mm) 2 Thay vào công thức ta tính đợc : F F 180  160 120,6(mm) R  th F F 180 160   132 110 R' R' Kích thớc từ tâm bánh xe đến trọng tâm guốc phanh RG tính đợc : RG = R’2 + Yc2 = 110+10,36 = 120,36 (mm) Sinh viên thực : Lu Hùng Cờng-Ôtô K42 15 Đồ án thiết kế tính toán ôtô GVHD: Lê Thị Vàng b) Kiểm tra bền guốc phanh Ta kiẻm tra cho guốc phanh cấu phanh bánh xe phía trớc, có lực P,R1,U1 tác dụng lên guốc phanh lớn nhất: P = 673,5 (Kg);  = 8,10 U1 = 1407,8 (KG);  = 0,163 (m) R1 = 1990,3 (KG); rt = 0,14 (m) Đặt lực P,R1,U1 vào guốc phanh Tại điểm đặt lực tổng hợp R ta phân hai thành phần lực : T1,N1 Tại chốt quay guốc phanh ta phân lực tổng hợp làm hai thành phần lực: UX1,UY1 Sau cắt guốc phanh điểm đặt lực R1 thành hai nửa, thay vào mặt cắt nửa lực NZ1,QY1 MU1 mặt cắt nửa dới lực NZ2,QY2 MU2 Xét cân đoạn điểm đoạn ta có hệ phơng trình cân bằng: P  ' Qy1 Trong ®ã: Cos = 90/100 = 0,9 ; Sin = 0,48 VËy t¹i A ta cã : NZ1 = 673,5.0,9 = 606,15 (KG) QY1 = 673,5.0,436 = 293,65 (KG) MU1 = a NZ1+P.Cos(+) = QY1+P.Sin(+) = MU1+P.[a-rt Cos(+)] =  XÐt sù cân A ( = 00): NZ1+P.Cos = QY1+P.Sin = MU1 =  Mu Nz1 O Xét cân B: NZ1=-P.Cos(+) QY1=-P.Sin(+) MU1=-P.[a-rt Cos(+)] Lóc nµy (+) = 900-(150-) = 900-(150-8,10) = 83,10 ®ã ta cã : NZ1=-673,5.Cos83,10 = 80,91 (KG) QY1=-673,5.Sin83,10 = 668,62 (KG) Sinh viªn thùc hiƯn : Lu Hïng Cờng-Ôtô K42 16 Đồ án thiết kế tính toán ôtô GVHD: Lê Thị Vàng MU1=-673,5.[0,09-0,14 Cos83,10] = 49,28 (KGm) Ta có bảng: Vị trí Lực mô men A NZ1 (KG) - 606,15 QY1 (KG) - 293,65 MU1 (KG) 0,00 B - 80,91 - 668,62 - 40,05 Nz2 Mu Xét cân đoạn dới Xét cân B: Q NZ2 = -UY1.Cos - Ux1.Sin O QY2 = UY1.Sin - UX1.Cos MU2 = -UX1.c.Sin(0+0) + UY1.c[1 Cos(0+0)] Trong ®ã: (0+0+) = 900 (0+0) = U 900 8,10 = 81,90 Theo hoạ đồ lùc phanh ta cã: UY1 = U1.Cos720 = 1407,8 Cos720 = 388,04 (KG) UX1 = U1.Sin720 = 1407,8 Sin720 = 1353,26 (KG) VËy t¹i B ta cã : NZ2 = -388,04.Cos8,10 – 1353,26.Sin8,10 = - 574,80 (KG) QY2 = 388,04.Sin8,10 – 1353,26.Cos8,10 = - 1285,08 (KG) MU2 = -1353,26.0,11.Sin81,90 + 388,04.0,11.[1- Cos81,90] = - 110,70 (KGm)  XÐt sù c©n b»ng t¹i C (c = 0;  = 0): NZ2 = -UY1.Cos - Ux1.Sin QY2 = UY1.Sin - UX1.Cos MU2 = (KGm) Thay sè ta cã: NZ2 = -388,04.Cos8,10 – 1353,26.Sin8,10 = - 574,80 (KG) QY2 = 388,04.Sin8,10 – 1353,26.Cos8,10 = - 1285,08 (KG) MU2 = (KG)  Ta có bảng: Vị trí Lực mô men B C NZ2 (KG) - 574,80 - 574,80 y2 c  1X Sinh viên thực : Lu Hùng Cờng-Ôtô K42 17 Đồ án thiết kế tính toán ôtô QY2 (KG) MU2 (KG) GVHD: Lê Thị Vàng - 1285,08 - 110,70 - 1285,08 0,00 Căn vào bảng ta vẽ biểu đồ nội lực tác dụng lên guốc phanh Tính ứng suất điểm nguy hiểm kiểm nghiệm bền Tính ứng suất điểm nguy hiểm Sinh viên thực : Lu Hùng Cờng-Ôtô K42 18 Đồ án thiết kế tính toán ôtô GVHD: Lê Thị Vàng - ứng suất QY MU gây đợc tính công thức: Q   R M y  u (1  th ) F F R i Trong ®ã : F = 340 (mm2) : DiƯn tÝch tiÕt diƯn tÝnh to¸n Rth = 120,6 (mm) Ri : Bán kính điểm ®ang xÐt - øng suÊt tiÕp lùc NX g©y đợc tính công thức: N S x x J b x Trong ®ã : SX : Mô men tĩnh phần bị cắt trục quán tính, điểm A C có SX = =0, điểm B ta có SX = Y2.(F1+F2) = 2,2.3,4 = 7,48 (cm2) JX : M« men quán tính thiết diện, đợc tính công thøc: ( R  R ).c ( R  R ).a 3 2 Jx   Y F   Y F c2 c1 12 12 thông số công thức ta biết tính đợc qua sơ ®å kÝch thíc cđa gc phanh ®ã thay sè vào ta tính đợc JX = 28,40 (?) b = 4,5 cm: Chiều dầy phần bị cắt (bằng chiều rộng má phanh) NX : Lực cắt theo bảng tính đợc - Lần lợt thay số vào công thức tính ứng suất điểm A,B,C ta có bảng sau: Điểm Trị số A B Z - 86,37 - 377,99  0,00 4,74 C - 377,96 0,00 th Kiểm nghiệm bền - ứng suất tổng hợp đợc tÝnh b»ng c«ng thøc sau:  th    4. z - VËy øng st tỉng hỵp lín nhÊt lµ:  th max    4.  378  4.4,74 379( KG / cm2 ) z Sinh viªn thùc hiƯn : Lu Hùng Cờng-Ôtô K42 19 Đồ án thiết kế tính toán ôtô GVHD: Lê Thị Vàng - Ta nhận thấy thmax = 379 (KG/cm2) < [k] = 4000 (KG/cm2) Tãm lại: Vậy guốc phanh ta chọn thiết kế có kích thớc thoả mÃn điều kiện bền Tính bền ®êng èng dÉn ®éng phanh Khi tÝnh bÒn ®êng èng dÉn ®éng phanh ta cã thĨ coi ®êng èng dÉn dầu loại vỏ mỏng bịt kín hai đầu có chiều dài lớn Lúc ứng suất vòng ®ỵc tÝnh nh sau: p.R t  s Trong ®ã : p = 80 (KG/cm2) : áp suất bên đờng ống R =2,2 (mm) : Bán kính bên đờng ống dẫn (chọn theo xe tham khảo) s = 0,8 (mm) : Chiều dầy èng dÉn (chän theo xe tham kh¶o) VËy ta cã : t  p.R 80.2,2  220( KG / cm2 ) s 0,8 Cắt ống mặt phẳng vuông góc với trục ống ứng suất pháp tác dụng lên thành vỏ ống phải cân với áp suất chất lỏng tác dụng lên diện tích mặt cắt ngang ống Ta có phơng trình sau: n.2.r.R.s – p..R2 = tõ ®ã ta cã : n = (p.R)/(2.s) = 110 (KG/cm2) Do đờng ống làm hợp kim đồng nên có [] = 2600 (KG/cm2), so sánh với ứng suất vừa tính đợc ta thấy kích thớc đờng ống ta chọn thoả mÃn điều kiện bền đờng ống trình làm việc Tính chốt phanh Chốt phanh thờng đợc làm thép 30, má phanh quay quanh chốt phanh chốt phanh đợc tính theo bền cắt chèn dập Công thức là: 4.U 800( KG / cm2 )(*) c  c  d U     400( KG / cm2 )(**) ch l.d  ch    Trong ®ã:  d : Đờng kính chốt Sinh viên thực : Lu Hùng Cờng-Ôtô K42 20