ĐỒ ÁN THIẾT KẾ XE CHỞ RÁC BA BÁNH CHẠY BẰNG NHIÊN LIỆU LPG

Do khối lượng tính toán thiết kế xe khá lớn nên ở đề tài “ Thiết kế đóng mới xe chở rác ba bánh” em được giao nhiệm vụ: “ Thiết kế hệ thống phanh xe chở rác ba bánh ” với một số cải tiến

LỜI NÓI ĐẦU

Hiện nay vấn đề gia tăng dân số, tốc độ đô thị hoá nhanh tại các thành phố, đikèm với nó là lượng rác thải lớn, ô nhiễm môi trường Giải quyết vấn đề này đang làmột trong những thách thức đối với chính quyền thành phố Thực trạng này cũngđang diễn ra tại thành phố Đà Nẵng, hiện nay trên địa bàn thành phố, với lượng rácthải ra mỗi ngày quá lớn, trong khi ngân sách TP còn hạn hẹp, chưa thể đáp ứngđược đủ xe chuyên dụng cuốn ép tự động, bởi loại xe này hiện nay còn phải muacủa nước ngoài với giá khá đắt Để giải quyết vấn đề này, đã từ lâu Công ty Môitrường Đô thị TP đưa vào hoạt động một số lượng lớn các loại xe thô sơ sử dụngsức người, trên những con đường rộng từ 2 - 3m và khu vực quanh các trạm trungchuyển, để vận chuyển rác về các trạm

Để nâng cao hiệu suất thu gom rác, giảm bớt sức lao động cho người công nhânbằng cách cơ giới hoá một phần phương thức vận chuyển, đồng thời cũng nhằm giảiquyết tốt vấn đề ô nhiễm môi trường đô thị do khí xã động cơ, đề tài đi vào thiết kếloại xe gắn máy chạy bằng nhiên liệu khí hoá lỏng( LPG) để chở thùng rác thay chocác xe ba gác đạp hiện nay

Đề tài “ Thiết kế xe chở rác ba bánh chạy bằng nhiên liệu LPG” cũng đã được

nhiều nhà khoa học cũng như sinh viên trường Đại Học Bách Khoa- Đại Học ĐàNẵng quan tâm nghiên cứu và đã đạt được kết quả nhất định, tuy vậy đề tài nàychưa ứng dụng thực tế được Do khối lượng tính toán thiết kế xe khá lớn nên ở đề

tài “ Thiết kế đóng mới xe chở rác ba bánh” em được giao nhiệm vụ: “ Thiết kế hệ

thống phanh xe chở rác ba bánh ” với một số cải tiến để đáp ứng được yêu cầu kỹ

thuật của xe mà đề tài trước đó chưa giải quyết được

Với kiến thức và kinh nghiệm thực tế còn nhiều hạn chế, tài liệu tham khảo về cácloại xe ba bánh còn ít, thời gian thực hiện ngắn nên mặc dù đã cố gắng tìm tòi,nghiên cứu, làm việc một cách nghiêm túc nhưng quá trình tìm ý tưởng thiết kế và

xe thiết kế ra có thể còn nhiều nhược điểm chưa thể giải quyết hết Kính mong đượccác thầy cô chỉ bảo để đề tài của em được hoàn thiện hơn

Sau cùng em xin được chân thành cảm ơn thầy cô giáo trong khoa, đặc biệt là thầygiáo hướng dẫn Th.s LÊ VĂN TỤY , thầy Nguyễn Việt Hải và các thầy cô giáotrong Trung tâm thí nghiệm động cơ và ô tô đã tận tình hướng dẫn giúp đỡ em trongsuốt quá trình làm đồ án

Đà Nẵng, Ngày 28 Tháng 2 năm 2007

Sinh viên

HOÀNG MINH THIỆN

MỤC LỤC TRANG

1 MỤC ĐÍCH, Ý NGHĨA ĐỀ TÀI 6

1.1 VẤN ĐỀ THU GOM VÀ VẬN CHUYỂN RÁC THẢI

6

1.2 MỤC ĐÍCH, Ý NGHĨA ĐỀ TÀI

7

2 PHÂN TÍCH TÌM PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ XE 7

2.1 KÍCH THƯỚC, KHỐI LƯỢNG CỦA THÙNG RÁC CẦN CHUYÊN CHỞ 7

2.1.1 Loại thùng 660 lít 8 2.1.2 Loại thùng 240 lít 8

2.2 YÊU CẦU CỦA XE CẦN THIẾT KẾ

8

2.3 PHÂN TÍCH TÌM PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ

9

2.3.1 Phương án cắt bỏ phần đuôi xe gắn máy và thay vào đó là nửa rơmoóc 9 2.3.2 Phương án thiết kế xe có một bánh chủ động sau

và hai bánh dẫn hướng trước 10 2.3.3 Thiết kế xe ba bánh một bánh dẫn hướng trước

và hai bánh sau 10

3 THIẾT KẾ KÍCH THƯỚC TỔNG THỂ CHUNG 11

3.1 XÁC ĐỊNH SƠ BỘ CHIỀU DÀI CỦA XE.

.11 3.1.1 Chiều dài toàn bộ xe 11

3.1.2 Chiều dài cơ sở của xe 12

3.2 XÁC ĐỊNH CHIỀU CAO XE

.15 3.3 XÁC ĐỊNH CHIỀU RỘNG XE

.16 4 XÁC ĐỊNH CÁC TOẠ ĐỘ TRỌNG TÂM XE 16

4.1 XÁC ĐỊNH CÁC TOẠ ĐỘ TRỌNG TÂM KHI XE KHÔNG TẢI 16

4.1.1.Xác định toạ độ trọng tâm xe theo chiều dọc 16

4.1.2 Xác định toạ độ trọng tâm xe theo chiều cao 16

4.2 XÁC ĐỊNH CÁC TOẠ ĐỘ TRỌNG TÂM KHI XE ĐẦY TẢI 18

4.2.1.Xác định toạ độ trọng tâm xe theo chiều dọc 18

4.2.2 Xác định toạ độ trọng tâm xe theo chiều cao 19

5 THIẾT KẾ HỆ THỐNG PHANH 20

5.1 LÝ THUYẾT CHUNG VỀ HỆ THỐNG PHANH

.20 5.1.1 Công dụng 20

5.1.2 Phân tích yêu cầu 20

5.1.3 Phân loại sơ bộ 22

5.2 TÍNH MÔ MEN PHANH CẦN SINH RA Ở CÁC CƠ CẤU PHANH 23

5.3 PHÂN TÍCH, CHỌN LOẠI DẪN ĐỘNG PHANH VÀ CƠ CẤU

PHANH

.26 5.3.1 Chọn loại dẫn động phanh 26

5.3.2.Chọn loại cơ cấu phanh 28

5.4 XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ CƠ BẢN CỦA CƠ CẤU PHANH SAU 32

5.4.1 Bán kính bề mặt ma sát của trống phanh 32

5.4.2 Chọn các kích thước còn lại 32

5.4.3 Xác định lực ép cần thiết 33

5.4.4 Tính bề rộng má phanh 36

5.4.5 Kiểm tra điều kiện tự siết 38

5.5 XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ CƠ BẢN CƠ CẤU PHANH TRƯỚC 38

5.5.1 Bán kính ngoài r 1 , bán kính trong r 2 , bán kính trung bình r tb của đĩa phanh 38

5.5.2 Lực ép cần thiết 39

5.5.3 Diện tích bề mặt làm việc của má phanh 40

5.6 TÍNH TOÁN KIỂM TRA NHIỆT VÀ MÀI MÒN

.41 5.6.1.Tính toán mài mòn 41

5.6.2 Tính toán nhiệt 44

5.7 TÍNH TOÁN DẪN ĐỘNG PHANH

.49 5.7.1.Các phương án điều khiển hệ thống phanh 49

5.7.2 Tính toán dẫn động phanh thuỷ lực điều khiển bằng bàn đạp 49

5.8 PHANH DỪNG.

55

5.9 TÍNH TOÁN HIỆU QUẢ PHANH

59

5.9.1 Đặc tính phanh của xe thiết kế 59 5.9.2 Momen phanh thực tế 69

5.9.3 Xác định các chỉ tiêu đánh giá hiệu quả phanh 70

6 KẾT

LUẬN

73

1 MỤC ĐÍCH, Ý NGHĨA ĐỀ TÀI

1.1 VẤN ĐỀ THU GOM VÀ VẬN CHUYỂN RÁC THẢI

Hiện nay quá trình thu gom rác thải được thực hiện như sau:

+ Ở những khu vực đã có trạm trung chuyển: Rác từ các hộ dân được bỏ vào cácthùng rác đặt trên đường (đối với đường hẻm) hay bỏ lên thùng rác đặt trên xe bagác (đối với đường xe ba gác có thể vào được), sau đó công nhân URENCO (công

ty Môi Trường Đô Thị) đạp xe rác đến các trạm trung chuyển Ở đây rác được ép lạivào các thùng 10 tấn để các xe tải chở lên đổ ở bãi rác Khánh Sơn

+ Ở những khu vực chưa có trạm trung chuyển: Rác từ các hộ dân được thu gombởi các xe ba gác hoặc bỏ vào các thùng rác đặt trên đường Sau đó các xe ép rácđến thu gom các thùng rác và trực tiếp chở đi đổ ở bãi rác Khánh Sơn

Hiện nay Công ty môi trường Đô thị Đà Nẵng có các trạm nén ép rác đượcURENCO sử dụng làm trạm trung chuyển tại chợ Đống Đa, công viên (đườngNguyễn Tri Phương) và đường Phan Thành Tài, trạm Hòa Thọ, trạm Đò Xu, TrạmChợ Đầu Mối, trạm Thanh Lộc Đáng, trạm Hoà Khánh, trạm Hoà An, trạm Ngô GiaTự

Với phương thức thu gom rác trên đây, việc vận chuyển thùng rác đến các trạmtrung chuyển đóng vai trò quan trọng Trong tương lai các xe tải ép rác không còn

đi lấy rác dọc đường mà chỉ vận chuyển các thùng rác đã được nén ép sẵn từ cáctrạm trung chuyển lên Khánh Sơn Do đó, tất cả các thùng rác dọc đường hay trongngõ hẻm đều do công nhân đạp hay kéo đến các trạm trung chuyển Việc làm nàyđòi hỏi người công nhân phải bỏ ra sức lực rất nhiều, sự cố gắng quá sức trong khithu nhập còn khiêm tốn, người công nhân không có điều kiện vật chất bù đắp lại sứclao động đã bỏ ra Vì vậy phương án thu gom và vận chuyển rác tại Đà Nẵng cóhiệu quả trước mắt nhưng không phải là phương án lâu dài bền vững

1.2 MỤC ĐÍCH, Ý NGHĨA ĐỀ TÀI.

Để giải quyết một phần sức lao động cho người công nhân Công ty môi trường đôthị, tăng hiệu quả thu gom rác cần phải cơ giới hoá một phần phương thức vậnchuyển các thùng rác đến các trạm trung chuyển thay cho các loại xe ba gác đạp thủcông hiện nay Ngoài ra khi sử dụng các xe ba gác thủ công để vận chuyển rác thìvừa chậm, mất nhiều thời gian, vừa không đảm bảo vệ sinh, mất mỹ quan đô thị Dovậy cần thiết kế loại xe gắn động cơ có kết cấu đơn giản dễ sử dụng để có thểchuyên chở thùng rác được nhanh gọn hơn, làm cho bộ mặt đô thị của Thành phốngày càng đẹp hơn

Mặt khác xe thiết kế làm việc trong thành phố nên nó cũng phải đảm bảo an toàn,chạy êm, ít gây ồn và ô nhiễm môi trường Đề tài đi vào thiết kế kiểu xe kéo rácchạy bằng khí dầu mỏ hóa lỏng LPG, loại động cơ sử dụng trên xe là động cơ xegắn máy đã thiết kế, cải tạo hệ thống nhiên liệu cho phù hợp với việc sử dụng mộttrong hai loại nhiên liệu LPG và xăng Theo các công trình nghiên cứu của GS.TSKH Bùi Văn Ga khi sử dụng LPG trên động cơ xe gắn máy thì với đặc điểmđộng cơ thường xuyên sử dụng ở tải lớn nhưng tốc độ thấp như động cơ gắn trên xethiết kế thì sử dụng LPG rất có lợi về mặt ô nhiểm môi trường Kết quả đo ô nhiểmcủa xe khi chạy bằng xăng nguyên thuỷ và khi chạy bằng ga LPG cho thấy rằngnồng độ các chất ô nhiểm trong khí xả động cơ đạt giá trị cực thấp khoảng 0,5%đối với CO và 20ppm đối với HC ở chế độ tốc độ giới hạn So với khi chạy bằngxăng, ở các chế độ này mức độ phát ô nhiểm khi chạy bằng LPG chỉ khoảng 10%

Ở các chế độ trung gian, mức độ giảm ô nhiễm dao động từ 80% đến 50% so vớikhi chạy bằng xăng Nhờ đó nó sẽ giảm được tác hại đến sức khoẻ con người vàmôi trường do những chất khí thải độc hại của động cơ

2 PHÂN TÍCH TÌM PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ XE.

2.1 KÍCH THƯỚC, KHỐI LƯỢNG CỦA THÙNG RÁC CẦN CHUYÊN CHỞ.Hiện tại thành phố Đà Nẵng có hai loại thùng rác đó là loại thùng 660 lít và loạithùng 240 lít Có kích thước và khối lượng cụ thể như sau:

- Khối lượng bản thân: 60 (kg).

- Khối lượng riêng của rác thải sinh hoạt là: 0,4 (kg/lít)

Khối lượng định mức của thùng khi đầy tải là:

- Khối lượng bản thân: 24,4 (kg)

- Khối lượng định mức của thùng khi đầy tải là:

m = 24,4 + 0,4.240 = 120,4 (kg)

Xe thiết kế cần phải chuyên chở cả hai loại thùng rác trên nên kích thước thùngcần phải có những kích thước tối thiểu về chiều dài 1200 mm và bề rộng là 720 mm.2.2 YÊU CẦU CỦA XE CẦN THIẾT KẾ

+ Có kích thước nhỏ gọn chỉ cần vừa đủ để chuyên chở một thùng rác loại 660 lít

có trọng lượng khoảng 300 KG hoặc hai thùng rác 240 lít, mỗi thùng có trọng lượngkhoảng 120 KG

+ Sử dụng nguồn lực của xe gắn máy hiện có bao gồm động cơ, ly hợp, hộp số,

hệ thống chuyển động v.v Ngoài ra cần phải có thêm hộp số phụ để gài số lùi, bộ

vi sai cho cầu sau

+ Có chiều cao từ sàn thùng xe đến mặt đất nhỏ để có thể đẩy bằng sức người thùng rác lên sàn xe mà không sử dụng các thiết bị phụ để hổ trợ như tời, xích, + Đảm bảo cho người điều khiển xe được thuận tiện để vận hành trong một sốđường hẻm chật hẹp, giảm được hành lang và bán kính quay vòng

+ Xe thiết kế phải là một chiếc xe có cấu tạo đơn giản, dễ chế tạo, dễ sử dụng, antoàn khi chuyển động trên đường và giá cả phải chăng

2.3 PHÂN TÍCH TÌM PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ

2.3.1 Phương án cắt bỏ phần đuôi xe gắn máy và thay vào đó là nửa rơmoóc.

Trên cơ sở xe gắn máy đã có sẵn, ta cắt bỏ một phần đuôi và thân xe, sau đó nốiđàn hồi hoặc hàn cứng thùng chứa thùng rác vào phần còn lại của xe Trong trườnghợp hàn cứng thùng xe cùng với phần còn lại của xe trở thành một khối cứng cùngdao động và tác dụng lên hệ thống treo của xe Trong trường hợp nối đàn hồi thìphần còn lại của xe dao động trên cặp gắp cùng khung xe còn thùng xe có hệ thốngtreo riêng

Phương án này có ưu điểm là đơn giản, dễ cải tạo có thể dùng ngay khung sườn xegắn máy đã có sau đó gia cố thêm, ngoài ra thùng rác đặt đằng sau người lái nênngười lái ít nghe mùi hôi của rác

Tuy nhiên phương án này có nhược điểm là:

+ Nếu sử dụng bộ truyền xích thì xích quá dài vì thế xích sẽ nhanh chùng, tuổi thọxích không đảm bảo vì khoảng cách trục quá lớn không tương thích với bước xíchcủa loại xích dùng trên xe gắn máy Bộ xích quá dài cũng gây khó khăn cho việc bôitrơn bảo dưỡng và cần sử dụng thêm một bánh căng xích để điều chỉnh độ căng củaxích

+ Chiều dài toàn bộ xe tương đối lớn làm cho việc quay vòng khó khăn

2.3.2 Phương án thiết kế xe có một bánh chủ động sau và hai bánh dẫn hướng trước.

Trong trường hợp này thùng xe sẽ đặt đằng trước nếu không thiết kế hình thang lái

mô hình xe sẽ giống như những loại xe ba gác máy hiện tại đang sử dụng

Ưu điểm: Trong trường hợp quay vòng người lái cần phải đẩy cả thùng xe chứa tải

đi nên quay vòng nặng, do cấu tạo chiều cao thùng chứa rác quá cao nên để đảmbảo tầm nhìn của người lái yên xe sẽ phải rất cao, làm tăng thêm chiều cao trọngtâm xe và người lái xe cần phải tốn nhiều lực để quay cả thùng xe, vả lại thùng rácđặt đằng trước gây mất vệ sinh ảnh hưởng đến sức khoẻ của công nhân lái xe Bánhchủ động đặt đằng sau nên không tận dụng được trọng lượng tải làm trọng lượngbám nên tính năng động lực của xe khi chuyển động trên mặt đường có hệ số bámthấp sẽ rất kém

Nhược điểm: Hành lang và bán kính quay vòng xe giảm, tính ổn định chuyểnđộng thẳng của xe sẽ tốt hơn so với phương án bên dưới

Nếu thiết kế thêm hệ thống hình thang lái như ôtô thì việc quay vòng xe sẽ ít tốnsức lực hơn Nhưng những nhược điểm còn lại cũng không khắc phục được

2.3.3 Thiết kế xe ba bánh một bánh dẫn hướng trước và hai bánh sau.

Phần lớn những xe ba bánh đều được thiết kế theo phương án này Đây là phương

án có tính kỹ thuật hơn cả cũng như phương án thứ hai toàn bộ khung sườn xe đềuđược thiết kế có tính toán đến tải trọng cần chuyên chở nên đảm bảo được độ bền và

có một hệ số an toàn nhất định

Phương án này có ưu điểm: Hai bánh xe chủ động đặt phía sau nên tận dụng đượctrọng lượng bám, tải được chất đằng sau nên mùi hôi của rác thải ít ảnh hưởng đếnngười lái, phía trước chỉ có một bánh xe dẫn hướng nên không cần phải thiết kế hệthống lái như phương án thứ nhất mà điều khiễn xe dễ và nhẹ nhàng hơn

Tuy nhiên phương án này có nhược điểm là phải thiết kế lại khung sườn, hệ thốngtruyền lực, hệ thống treo, hệ thống phanh để đảm bảo các yêu cầu kỹ thuật của xe Qua phân tích một số phương án trên ta chọn phương án thiết kế thứ ba đó là thiết

kế lại toàn bộ xe

3 THIẾT KẾ KÍCH THƯỚC TỔNG THỂ CHUNG.

3.1 XÁC ĐỊNH SƠ BỘ CHIỀU DÀI CỦA XE

3.1.1 Chiều dài toàn bộ xe.

Đối với xe ba bánh thiết kế để rút ngắn chiều dài xe ta xem như chiều dài toàn bộcủa xe chỉ phụ thuộc vào chiều dài thùng chứa thùng rác, khoảng cách từ vị tríngười lái đến tay lái để người lái điều khiển xe được thuận tiện, góc đặt của trụcquay cổ phuộc xe và đường kính bánh xe trước mà tạm thời chưa quan tâm đến tính

ổn định chuyển động thẳng của xe Ta thấy rằng:

+ Loại lốp trước: Theo thực tế một số loại xe ba gác đã chế tạo, ta có thể chọn sơ

bộ loại lốp có bán trên thị trường của xe Haesun có kích thước như sau:

C = rb sin(90- 61) = 4202 sin29 = 101,81 (mm)

+ Khoảng cách từ tay lái đến sau yên xe: Khoảng cách này được chọn phải đảmbảo cho người lái thuận lợi và thoải mái khi vận hành và điều khiển xe Đối với xegắn máy khoảng cách này khoảng từ 600 ÷ 700 mm, Đối với xe thiết kế ta chọnkhoảng cách từ tay lái đến sau yên xe lớn (700 mm) để đảm bảo không gian choviệc bố trí động cơ, hệ thống truyền lực

+ Chiều dài thùng chứa xác định từ chiều dài thùng rác cần chuyên chở ( 1200mm) do vậy chiều dài toàn bộ của thùng chứa thùng rác khoảng 1400 mm

Từ các giá trị trên ta vẽ phác thảo xe thiết kế như hình 3.1 bên dưới và xác địnhđược chiều dài toàn bộ của xe là: La = 2800 (mm)

2800Hình 3.1: Chiều dài toàn bộ xe thiết kế.

3.1.2 Chiều dài cơ sở của xe.

Việc xác định chiều dài cơ sở của xe phụ thuộc vào vị trí đặt dầm cầu sau của xe

Ta thấy rằng chiều dài cơ sở của xe càng ngắn thì tính linh hoạt quay vòng của xecàng cao hay nói cách khác là rút ngắn được hành lang và bán kính quay vòng cho

xe, tuy nhiên nếu chiều dài cơ sở xe ngắn quá thì tải trọng đề lên cầu sau sẽ lớn vàgóc thoát sau của xe sẽ giảm Như vậy ta không thể chọn chiều dài cơ sở xe chỉ theotiêu chí tính linh hoạt của xe mà còn phải đảm bảo sự phân phối tải trọng ra các cầu

xe một cách hợp lý vì điều này liên quan đến tính ổn định của xe thiết kế và nhiềuchỉ tiêu khác Tham khảo [1] đối với ôtô tải 2 trục loại 4x2, khi chuyên chở đầy tải,thông thường trọng lượng phân bố ra cầu trước chỉ bằng 25 ÷ 30 % trọng lượngphân phối ra cầu sau Với loại xe ba bánh có công thức bánh xe 3x2 thì ta cũng cóthể phân bố trọng lượng ra bánh trước và cầu sau theo tỷ lệ như trên tức là:

G1 = (0,2 ÷ 0,25).GaG2 = (0,75 ÷ 0,8).Ga

Tuy nhiên cầu trước chỉ có một bánh xe, nếu trọng lượng phân bố ra cầu trước lớnquá thì cầu trước sẽ bị quá tải, đặc biệt là khi phanh

Ngoài ra phân phối tải trọng lên các cầu còn phải đảm bảm điều kiện khi xe khôngmang tải mà vẫn đảm bảo có thể vận hành được trên các loại đường có hệ số bámthấp thì tải trọng phân phối ra cầu chủ động không được bé hơn 50% [1]

trọng lượng bản thân của ôtô.

Để xác định được chiều dài cơ sở thì cần phải xác định được các phần khối lượng

và vị trí đặt các phần khối lượng đó Ta dùng phương pháp cân để xác định cácphần khối lượng, trọng lượng không tải của xe, đây là phương pháp khoa học vàđảm bảo độ chính xác cao

Phương pháp xác định như sau:

 Khi xe không tải:

G k

L kHình 3.2 Sơ đồ xác định khối lượng không tải của xe

Đặt cân tại vị trí A cách vết tiếp xúc giữa bánh xe trước với mặt đường ( O1) mộtkhoảng là Lk = 1800 (mm), ta cân được: Gk2 = 170 (KG) ( Có kể đến khối lượng cầusau và người lái)

Đặt cân tại O1 ta cân được Gk1 = 123 (KG)

Suy ra trọng lượng không tải của xe thiết kế là: Go = Gk1 + Gk2

 Go = 123 + 170 = 293 (KG)

Một cách gần đúng khi bỏ qua sự thay đổi phân bố trọng lượng khi ta dịch chuyển

vị trí cầu sau, ta có thể xác định được toạ độ trọng tâm của xe khi không tải bằngcách viết phương trình cân bằng mô men qua điểm O1

Go.ao – Z2o Lk = 0 (3.1)

Trong đó :

+ Go : Trọng lượng không tải của xe, Go = 293 ( KG)

+ ao : Toạ độ trọng tâm khi xe không tải theo chiều dọc

+ Lk : Khoảng cách từ vết tiếp xúc giữa bánh trước với mặt đường đến điểm đặtcân, Lk = 1800 (mm)

Hình 3.3 Sơ đồ xác định chiều dài cơ sở của xe

Như đã phân tích ở trên đối với xe ba bánh trọng lượng phân bố ra cầu sau là: G2 = (0,75÷ 0,8).( GT + G0) (3.2)

Trong đó:

+ G2 : Phần trọng lượng của xe tác dụng lên cầu sau

+ GT: Trọng lượng của thùng rác cần chuyên chở, GT = 300 (KG)

+ Go: Trọng lượng không tải của xe, Go = 293 (KG)

Thay số vào (3.2) ta được : G2 = 0,8.( 300 + 293)

 G2 = 474,4(KG)

Mà G1 = Ga- G2

 G1 = 593 - 474,4 = 118,6 (KG)

Để xác định được vị trí đặt cầu sau thõa mãn điều kiện (3.2) ta viết phương trình

mô men đối với điểm O1 ta được:

M/O1 = 0  GT.LT + Go.ao – Z2.Lx = 0.

 Lx =

2

.

Z

a G L

G T T  o o

( 3.3)Với :

+ LT : Toạ độ thùng rác theo chiều dọc, LT = 1830 (mm)

+ Z2 : Phản lực đường tác dụng lên bánh xe sau, chính bằng phần trọng lượng xephân bố ra cầu sau, Z2 = G2 = 474,4 (KG)

Thay các gía trị đã biết vào (3.2) ta được:

Lx = 300.1830474293,4.1044,37

 Lx=1802,28 mm

Từ kết quả tính toán được ta chọn chiều dài cơ sở sơ bộ của xe L = 1800 (mm)

Do vậy từ (3.3) biến đổi rồi thay số ta tính được:

1800

37 , 1044 293 1830

hệ số bám thấp, ngoài ra khi phanh trọng lượng dồn về cầu trước mà theo dự kiến ta

sẽ sử dụng lại cơ cấu phanh trước của xe gắn máy, nều trọng lượng phân bố ra cầutrước quá lớn sẽ làm cho cơ cấu phanh trước không thoã mãn mô men phanh yêucầu, còn cầu sau sẽ sử dụng cơ cấu phanh ô tô du lịch, do đó phân bố trọng lượngnhư trên là khá hợp lý

3.2 XÁC ĐỊNH CHIỀU CAO XE

Chiều cao của xe phụ thuộc vào chiều cao sàn xe, chiều cao thùng rác cần chuyên chở Từ bản vẽ phác thảo tổng thể xe ta lấy sơ bộ chiều cao xe là H= 1020 mm

3.3 XÁC ĐỊNH CHIỀU RỘNG XE.

Chiều rộng xe phụ thuộc vào kích thước của thùng rác cần chuyên chở, việc bố trí

hệ thống treo sau, hệ thống truyền lực, bề rộng lốp xe, lấy sơ bộ B= 1150 mm

4 XÁC ĐỊNH CÁC TOẠ ĐỘ TRỌNG TÂM XE.

4.1 XÁC ĐỊNH CÁC TOẠ ĐỘ TRỌNG TÂM KHI XE KHÔNG TẢI

4.1.1.Xác định toạ độ trọng tâm xe theo chiều dọc.

Theo kết quả tính toán ở mục 3.1.2 ta có :

ao = 1044,37 mm

bo = 1800 – 1044,37 = 775,63 mm

4.1.2 Xác định toạ độ trọng tâm xe theo chiều cao.

 Go

Z' 2

L

Hình 4.1 Sơ đồ xác định chiều cao trọng tâm không tải

Phương pháp xác định như sau: Đặt xe ở trên mặt phẳng nghiêng một góc  bấtkỳ(  không nên quá lớn), sau đó xác định trọng lượng đè lên cầu sau bằng cân.Phương trình mô men đối với điểm O1:

M/O1 = 0  Z2’.Lcos - Go.sin.( h’go + rbxcos) - Gocos.( ao - rbxsin) = 0

) sin (

cos cos

'.

bx o

bx o

G

r a G

L Z







(4.1)

+ L: Chiều dài cơ sở của xe, L = 1800 (mm).

+ Go : Trọng lượng không tải của xe, Go = 293 (KG)

Thay số vào (4.20 ta được:  = arcsin(

1800

340

)= 10,89o.Thay các giá trị vào (4.1) ta được:

89 , 10 cos 210 89

, 10 sin 293

) 89 , 10 sin 210 37 , 1044 (

89 , 10 cos 293 89 , 10 cos

4.2 XÁC ĐỊNH CÁC TOẠ ĐỘ TRỌNG TÂM KHI XE ĐẦY TẢI.

4.2.1.Xác định toạ độ trọng tâm xe theo chiều dọc.

Để xác định được toạ độ trọng tâm của xe theo chiều dọc ta khảo sát các lực tácdụng lên xe khi nó đứng yên trên đường ngang

Hình 4.2 Sơ đồ các lực tác dụng lên xe đứng yên trên đường ngang

Các lực tác dụng lên xe trong trường hợp này bao gồm

+ Ga: Trọng lượng toàn bộ của xe, Ga = 593( KG)

+ Z1: Phản lực thẳng góc từ đường tác dụng lên bánh xe trước, Z1 = 118 (KG).+ Z2: Phản lực thẳng góc từ đường tác dụng lên các bánh xe sau, Z2 = 475 (KG)

Từ sơ đồ phân tích lực như hình 4.2, viết phương trình phương trình cân bằng mômen đối với điểm O1 , O2 ta được:

Ga.a - Z2.L = 0 (4.3)

Ga.b - Z1.L = 0 (4.4)

Trong đó:

+ L: Chiều dài cơ sở của xe, L = 1800 (mm)

+ a, b: Toạ độ trọng tâm theo chiều dọc khi xe đầy tải

Từ hai phương trình (4.3) và (4.4) suy ra:

.

1

 (4.5) Thay các giá trị Z1, Z2, Ga , L vào các công thức (4.5 ) ta tính được:

82 , 1441 593

Hình 4.3 Sơ đồ xác định toạ độ trọng tâm theo chiều cao

Để xác định được toạ độ trọng tâm theo chiều cao khi xe đầy tải ta xác định trên

cơ sở cân bằng chiều cao khối tâm các thành phần trọng lượng

m

m h

(4.5)

Trong đó: mi : Khối lượng thứ i

hi : Toạ độ trọng tâm theo chiều cao của khối lượng thứ i

Áp dụng cho xe thiết kế, ta có:

hg =

T o

gT T go o

G G

h G h G





(4.6)Trong đó :

+ Go: Trọng lượng xe không tải, Go = 293 (KG)

+ hg0 : Toạ độ trọng tâm khi xe không tải theo chiều cao, hgo = 721 (mm)

Do vậy, hệ thống phanh là một hệ thống đặc biệt quan trọng:

- Nó đảm bảo cho xe chuyển động an toàn ở mọi chế độ làm việc

- Nhờ đó mới có thể phát huy hết khả năng động lực, nâng cao tốc độ chuyển độngtrung bình và năng suất vận chuyển của xe

5.1.2 Phân tích yêu cầu.

Hệ thống phanh là một hệ thống an toàn của xe nên để đảm nhận được vai trònày khi thiết kế cũng như khi làm việc hệ thống phanh cần phải đảm bảo những yêucầu sau:

- Làm việc bền vững, tin cậy: Để đạt được điều này hệ thống phanh của ôtô bao giờcũng có tối thiểu ba loại phanh đó là: Phanh làm việc (phanh chính), phanh dự trữ

và phanh dừng, ngoài ra đối với các ôtô có tải trọng lớn hoặc ôtô hay làm việc ở cácvùng đồi núi thường xuyên phải xuống dốc dài còn có loại phanh chậm dần dùng đểphanh liên tục, giữ cho tốc độ ôtô máy kéo không vượt quá tốc độ cho phép hoặc đểgiảm dần tốc độ của ôtô nhằm tránh cho hệ thống phanh chính làm việc quá nhiềugây mòn nhanh má phanh và sinh ra nhiệt độ cao

Các loại phanh trên có thể có cùng các bộ phận chung và kiêm nhiệm nhiệm vụcủa nhau nhưng để đảm bảo an toàn chúng phải có ít nhất hai bộ phận điều khiển vàdẫn động độc lập, ngoài ra để tăng thêm độ tin cậy hệ thống phanh chính còn đượcphân thành các dòng độc lập để nếu có một dòng nào hỏng thì các dòng còn lại vẫn

- Trong những trường hợp khác phanh phải êm dịu để đảm bảo tiện nghi và an toàncho người lái Khi phanh đột ngột sẽ rất nguy hiểm vì lúc đó quán tính xe quá lớn

có thể gây bị thương cho người, hư hỏng hàng hoá cũng như mất tính ổn định vàđiều khiển xe

Để phanh được êm dịu và để người lái cảm giác điều khiển được đúng cường độphanh, dẫn động phanh phải có cơ cấu đảm bảo quan hệ tỷ lệ giữa lực tác dụng lênbàn đạp hay đòn điều khiển với lực phanh tạo ra ở các bánh xe, chính vì điều nàytrong các loại dẫn động thuỷ lực có trợ lực hay dẫn động khí nén đều có cơ cấu tỷ lệđảm bảo quan hệ này Đồng thời để đạt được yêu cầu trên phải không được có hiệntượng tự xiết khi phanh

- Giữ cho xe đứng yên khi cần thiết trong thời gian không hạn chế: Có phanhtay( phanh dừng)

- Đảm bảo tính ổn định và điều khiển của ôtô máy kéo khi phanh: Muốn vậy cầnphải phân bố lực phanh ra các bánh xe phải hợp lý, cụ thể phải đảm bảo một số yêucầu chính như sau:

+ Không có hiện tượng khoá cứng hay trượt các bánh xe khi phanh vì: Nếu cácbánh trước bị trượt sẽ làm cho ô tô bị trượt ngang, còn nếu một bánh xe sau bị trượt

có thể làm cho ô tô, máy kéo mất tính điều khiển, quay đầu xe Ngoài ra khi cácbánh xe bị trượt còn gây ra mòn lốp, giảm hiệu quả phanh

+ Lực phanh trên các bánh xe phải và trái trên cùng một cầu phải không được sailệch quá phạm vi cho phép Vì nếu có sai lệch quá lớn sẽ làm cho xe mất tính điềukhiển.

+ Không có hiện tượng tự phanh khi bánh xe dịch chuyển thẳng đứng và khi quayvòng

+ Hệ số ma sát giữa má phanh và trống phanh phải cao để cơ cấu phanh được nhỏgọn, đồng thời phải ổn định trong mọi điều kiện sử dụng để hiệu quả phanh đượcđảm bảo

+ Khi phanh do toàn bộ động năng của ô tô khi phanh sẽ biến thành nhiệt năng do

đó hệ thống phanh phải có khả năng thoát nhiệt tốt

+ Để giảm lao động cho người lái lực cần thiết tác dụng lên bàn đạp hay tay phanhphải nhỏ, đồng thời để điều khiển được thuận tiện hành trình tương ứng của bàn đạpphải nằm trong một phạm vi cho phép

5.1.3 Phân loại sơ bộ.

- Theo vị trí bố trí cơ cấu phanh, chia ra : Phanh bánh xe và phanh truyền lực

- Theo phần tử ma sát, chia ra : Phanh đĩa, phanh guốc, phanh dãi

Đối với loại phanh trống guốc

+ Theo loại cơ cấu ép chia ra: Ép bằng xi lanh thuỷ lực; ép bằng cam; ép bằng chêm

+ Theo số lượng cơ cấu ép, chia ra: Loại một cơ cấu ép; Loại hai cơ cấu ép

+ Theo số bậc tự do của guốc phanh, chia ra : Loại guốc một bậc, hai bậc tự do.Phanh đĩa thì có các loại: kín, hở, một đĩa, nhiều đĩa, loại vỏ quay, đĩa quay, vòng

ma sát quay Đĩa có thể là đĩa đặc, đĩa có xẻ rãnh thông gió, đĩa có một lớp kim loạihay ghép hai kim loại khác nhau

- Theo dẫn động phanh, chia ra :

+ Dẫn động cơ khí: Thường chỉ dùng cho phanh dừng vì hiệu suất thấp, và khóđảm bảo phanh đồng thời giữa các bánh xe Các loại xe gắn máy thông thường sửdụng loại này

+ Dẫn động điện: Chỉ dùng cho đoàn xe kéo rơ moóc dài

+ Dẫn động thuỷ lực: Thường được sử dụng rộng rãi, đối với xe gắn máy thường

sử dụng cho phanh trước

+ Dẫn động khí nén: Cũng được sử dụng rộng rãi, đặc biệt là ôtô tải vừa và lớn 5.2 TÍNH MÔ MEN PHANH CẦN SINH RA Ở CÁC CƠ CẤU PHANH

Hình 5.1 Sơ đồ lực tác dụng lên xe khi phanh

Khi phanh sẽ có các lực sau tác dụng lên xe:

+ Ga: Trọng lượng toàn bộ của xe đặt tại trọng tâm, Ga = 593 (KG)

+ Pf1: Lực cản lăn ở bánh xe trước

+ Pf2: Lực cản lăn ở các bánh xe sau

+ Z1, Z2: Phản lực thẳng góc từ mặt đường tác dụng lên các bánh xe trước và sau.+ Pp1 ,Pp2: Lực phanh ở bánh xe trước và các bánh xe sau, các lực này đặt tại điểmtiếp xúc giữa bánh xe với mặt đường và ngược chiều với chiều chuyển động của xe.+ P: Lực cản không khí

+ Pj: Lực quán tính sinh ra do khi phanh sẽ có gia tốc chậm dần, đặt tại trọng tâm

và cùng chiều chuyển động với xe

+ a, b, hg: Là toạ độ trọng tâm của xe

+ L: Chiều dài cơ sở của xe

Khi phanh vận tốc của xe giảm nhanh nên lực cản không khí cũng giảm rất nhanh,mặt khác các thành phần lực cản lăn cũng rất nhỏ so với các lực Pp1 và Pp2, do vậy

có thể bỏ qua các thành phần lực P, Pf1 và Pf2 này

Thành phần lực quán tính được xác định theo biểu thức sau: j a j p

g

G

P  (5.1)Trong đó:

+ jp: Gia tốc chậm dần khi phanh

a. a  j. g

(5.2)Mặt khác: Z1 + Z2 = Ga

Z1 = Ga - Z2 = Ga -

L

h P G

b. a  j. g

(5.3)Muốn xác định được Z1, Z2 ta phải tính jp

Như ta đã biết, để tận dụng hết trọng lượng bám của xe thì lực phanh lớn nhất phảibằng lực bám, tức là Ppmax = G. ( P = G. : Lực bám) Sự phanh có hiệu quảnhất là khi lực phanh sinh ra ở các bánh xe tỉ lệ thuận với các phản lực pháp tuyến

từ mặt đường tác dụng lên bánh xe, tức là :

2

1 2

1 2

Z P

Theo [1] ta có:

p = 0,85(0,75  0,85) = 0,6375 0,725

Chọn  = 0,64

Viết phương trình cân bằng lực đối với phương song song với mặt đường ta được:

+ L: Chiều dài cơ sở của xe, L = 1800 (mm)

+  : Hệ số bám giữa bánh xe với mặt đường,  = 0,64

Thay số vào công thức (5.7) và (5.8) ta tính được:

) 761 64 , 0 18 , 358 ( 1800

 Tính mô men phanh cần sinh ra ở các cơ cấu phanh

Do cầu trước chỉ có một cơ cấu phanh nên lực phanh cần sinh ra ở cơ cấu phanhtrước là: Ppt = .Z1

 Ppt= 0,64.2784= 1782 (N)

Mô men phanh cần sinh ra ở cơ cấu phanh trước là:

Mpt = Ppt.rbx

Với rbx là bán kính làm việc của bánh xe trước, rbx = 210 (mm).

Để chọn loại dẫn động thích hợp, trước hết ta so sánh ưu nhược của từng loại, đốivới xe thiết kế có thể sử dụng dẫn động thuỷ lực hoặc cơ khí

 Dẫn động thuỷ lực :

- Ưu điểm:

+ Độ nhạy lớn, thời gian chậm tác dụng nhỏ vì chất lỏng không chịu nén

+ Luôn luôn đảm bảo phanh đồng thời các bánh xe vì áp suất trong dẫn động chỉbắt đầu tăng khi tất cả các má phanh ép sát vào trống phanh

+ Hiệu suất cao:   0  , 8 0 , 9

+ Kết cấu đơn giản, kích thước khối lượng và giá thành nhỏ

- Nhược điểm:

+ Yêu cầu độ kín khít cao

+ Hiệu suất giảm nhiều ở nhiệt độ cao

 Dẫn động cơ khí:

- Ưu điểm: Kết cấu đơn giản, giá thành thấp

- Nhược điểm:

+ Hiệu quả phanh thấp và khó đảm bảo phanh đồng thời các bánh xe do các khe

hở khó điều chỉnh đều nhau, độ mòn cũng khác nhau, không có cơ cấu tự điều chỉnhlực phanh

+ Tuổi thọ thấp, lực điều khiển lớn, không tiện nghi

Qua phân tích trên ta thấy dẫn động thuỷ lực có kết cấu gọn nhẹ, hiệu quả phanhcao, mặt khác những nhược điểm của dẫn động thuỷ lực có thể khắc phục được nênkhông ảnh hưởng lớn độ tin cậy của dẫn động Ta chọn dẫn động phanh chính làdẫn động thuỷ lực Cơ cấu phanh dừng sử dụng cơ cấu phanh sau nhưng được dẫnđộng bằng cơ khí( cáp)

5.3.2.Chọn loại cơ cấu phanh.

Trong hệ thống phanh cơ cấu phanh là bộ phận trực tiếp tạo ra lực cản và làm việctheo nguyên lý ma sát, vì thế kết cấu của nó bao giờ cũng có hai bộ phận chính là:các phần tử ma sát và cơ cấu ép Trong đó phần tử ma sát có thể có các dạng như:trống guốc, đĩa hay dãi Loại dãi chỉ dùng trên máy kéo, còn loại đĩa thường dùngtrên cơ cấu phanh ở cầu trước xe du lịch, xe máy, tuy nhiên các loại xe du lịch hiệnđại thường sử dụng phanh điã cho cả phanh trước và phanh sau, một số xe tải sử

dụng phanh đĩa cho cầu trước Loại trống guốc được dùng phổ biến trên các loại xetải và các xe du lịch trước đây.

Xe thiết kế sử dụng dẫn động phanh thuỷ lực nên cơ cấu phanh trước ta chọnphanh đĩa, cầu sau chọn loại phanh trống guốc có cơ cấu ép bằng xi lanh thuỷ lực

Cơ cấu phanh trống guốc có nhiều sơ đồ kết nối các phần tử của cơ cấu phanh

Để đánh giá so sánh các sơ đồ khác nhau người ta dùng 3 chỉ tiêu riêng đặc trưngcho cơ cấu phanh là: tính thuận nghịch, tính cân bằng và hệ số hiệu quả, dựa trên bachỉ tiêu này ta sẽ chọn sơ đồ kết nối phù hợp với xe thiết kế

Hình 5.2.Các cơ cấu phanh thông dụng cho dẫn động thuỷ lực

-Trên hình 5.2c là cơ cấu ép bằng hai xilanh thủy lực, guốc một bậc tự do Hiệuquả phanh theo chiều tiến sẽ cao hơn so với loại bình thường 3a, không có tínhthuận nghịch, thường được sử dụng ở cầu trước của ôtô du lịch khi mà cần đạt hiệuquả phanh lớn với kích thước khối lượng nhỏ

-Hình 5.2b là cơ cấu hoàn thiện nhất với cơ cấu ép là 2 xilanh thủy lực, guốc phanh

có hai bậc tự do( loại bơi) Loại cơ cấu này vừa có tính thuận nghịch vừa có tính cânbằng, hiệu quả phanh cao nhất: Khq = (1,6÷ 1,8) lần so với sơ đồ 3a trên cả haichiều, tuy vậy kết cấu cũng phức tạp nhất nên thường áp dụng cho xe du lich hiệnđại

-Sơ đồ trên hình 5.2a dùng cơ cấu ép thuỷ lực, một bậc tự do Đây là loại thuậnnghịch nhưng không cân bằng do có hiện tượng tự siết, đồng thời mô men phanh do

P P

P

Pc

guốc trước sinh ra lớn hơn momen phanh do guốc sau tạo ra làm cho má phanh mònkhông đều Để khắc phục hiện tượng này thì làm má phanh của guốc trước( tự siết)dài hơn má của guốc phanh sau( tự tách) Loại này thường sử dụng trên ôtô tải cỡnhỏ và vừa hoặc ở các bánh sau ôtô du lịch Các loại xe gắn máy thường sử dụng cơcấu phanh một bậc tự do ép bằng cam, tuy nhiên khi dẫn động bằng thuỷ lực thì cơcấu ép là xi lanh thuỷ lực.

Qua phân tích trên ta chọn cơ cấu phanh cho cầu sau có sơ đồ như hình a: Một bậc

tự do, dùng cơ cấu ép thuỷ lực

Đối với cầu trước, mô men phanh yêu cầu của xe thiết kế lớn hơn so với xe máythông thường nếu sử dụng phanh trống guốc rất khó đạt được mô men phanh yêucầu, ngoài ra dẫn động phanh là thuỷ lực nên ta chọn cơ cấu phanh là phanh đĩa

Cơ cấu phanh đĩa có các sơ đồ sau:

Đối với phanh trước của xe thiết kế ta chọn cơ cấu phanh loại má kẹp tuỳ động- xilanh bố trí trên má kẹp như cơ cấu phanh của xe gắn máy thông thường.

 Phanh đĩa so với phanh guốc có các ưu điểm sau:

- Có thể tăng diện tích ma sát của má phanh nhiều hơn, do vậy giảm được áp suấttrên bề mặt ma sát của má phanh

- Áp suất phanh bố đều trên má phanh do đó má phanh mòn đều hơn và ít phảiđiều chỉnh hơn

- Bề mặt làm mát lớn và điều kiện làm mát tốt hơn( nhất là phanh đĩa loại đĩa quaynhư trên hình vẽ)

- Các chi tiết ở trạng thái biến dạng thuận lợi hơn Ở phanh đĩa, đĩa phanh biếndạng theo chiều trục, còn ở phanh guốc trống phanh biến dạng theo chiều hướngkính làm cho trống phanh bị méo, ảnh hưởng đến khe hở giữa các bề mặt ma sát của

má phanh và trống phanh

- Khe hở nhỏ nên giảm thời gian tác dụng phanh và cho phép tăng tỉ số truyền củadẫn động phanh

- Dễ đảm bảo mô men phanh như nhau khi xe tiến hoặc lùi

- Kích thước cũng như khối lượng cơ cấu phanh nhỏ hơn so với cơ cấu phanh guốcnếu có cùng mô men phanh

Hình 5.3b Sơ đồ kết cấu phanh đĩa

 Các phương án chọn cơ cấu phanh sau.

1

4 1

6

Hình 5.4 Các phương án lắp pu ly với may ơ sau và bố trí cơ cấu phanh sau

1 Bánh xe chủ động , 2 Bu lông liên kết trống phanh và pu ly, 3 Bu lông liênkết bánh xe và pu ly, 4 pu ly, 5 Cơ cấu phanh sau, 6 Cụm ổ trục bánh xesau, 7 Dầm cầu sau, 8 Bu lông liên kết bánh xe, trống phanh và pu ly

Phương án 1: ( Hình 5.4a).

Trục bánh xe sau và mâm phanh bắt cố định với dầm cầu Vành bánh xe, pu ly

và trống phanh bắt chặt và cùng chuyển động với nhau

Phương án 2: ( Hình 5.4b).

Trục bánh xe cùng với trống phanh, may ơ bánh xe quay trong gối đỡ

So với phương án1 thì phương án này phức tạp hơn, nhiều mặt lắp ghép hơn nên

chế tạo phức tạp, phải thiết kế thêm chi tiết ( gối đỡ trục), nhiều chi tiết chuyểnđộng quay hơn ( có thêm trục bánh bánh xe sau chuyển động quay) nên làm tăng

mô men quán tính của cụm ổ trục bánh xe sau Mặt khác phương án 2 sử dụng nênkhó bố trí cơ cấu dẫn động phanh dừng

Qua phân tích sơ bộ trên ta chọn cơ cấu phanh sau và phương án lắp ghép pu ly với

may ơ và cơ cấu phanh như phương án 1 là hợp lý

5.4 XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ CƠ BẢN CỦA CƠ CẤU PHANH SAU

5.4.1 Bán kính bề mặt ma sát của trống phanh.

Bán kính bề mặt ma sát của trống phanh được chọn trên cơ sở kích thước pu ly bị

dẫn, giữa bề mặt trong của pu ly và trống phanh cần có một khe hở nhất định khôngnhỏ hơn 20 - 30 mm Khe hở này cần thiết cho không khí lưu thông làm mát trốngphanh

Pu ly có đường kính trong dbl = 225 mm

Đường kính trống phanh nằm trong khoảng:

Dtr ≤ 225 - 2.(20 ÷ 30) = 165 ÷ 185 mm

Ta chọn dtr = 170,4 mm theo kết cấu dự kiến

Vậy bán kính bề mặt ma sát của trống phanh là: rtr =85,2 mm

Hình 5.5 Sơ đồ biểu diễn các góc, kích thước cơ bản của guốc phanh

- Các góc 1, 2: Chọn tương tự theo kết cấu tương đương dự kiến

+ Má trước: 1 = 30o; 2 = 131o

Suy ra góc ôm của má trước: t = 2 - 1 = 131o – 30o = 101o.

+ Má sau : 1 = 30o; 2 = 131o

Suy ra góc ôm của má trước: s = 2 - 1 = 131o – 30o = 101o

Ta thấy rằng góc ôm  của guốc trước và guốc sau bằng nhau: t = s = = 101o .Góc ôm này nằm trong giới hạn 90o ÷ 130o [3] Nếu  nhỏ quá( ≤ 90o) thì khôngtận dụng được kích thước của trống phanh làm cho má phanh mau mòn, nếu  lớnquá(  130o) sẽ làm tăng mức độ phân bố không đều áp suất mà hiệu quả phanhkhông tăng được bao nhiêu, thậm chí còn có thể giảm đi do nhiệt độ trống phanhtăng nhiều khi phanh liên tục, làm giảm hệ số ma sát

- Khoảng cách giữa hai điểm tỳ guốc phanh: h = 118,5 mm

Để tính được lực dẫn động P cần có để tạo ra mô men phanh theo yêu cầu, ta xâydựng mối quan hệ giữa lực dẫn động với mô men phanh tạo ra Muốn vậy ta xét sựcân bằng của quốc phanh với các giả thiết sau:

- Áp suất phân bố đều theo chiều rộng má phanh

- Quy luật phân bố áp suất theo chiều dài má phanh không phụ thuộc vào giá trị lực

ép và có dạng tổng quát: q = qmax.() Trong đó ()là hàm phân bố áp suất còn qmax

là áp suất cực đại tác dụng trên má phanh

- Hệ số ma sát  giữa má phanh và trống phanh không phụ thuộc vào chế độphanh

Khi phanh một phần tử vô cùng bé d sẽ chịu một lực pháp tuyến:

( chỉ số 1 trong công thức trên: guốc tự xiết, 2: guốc tự tách)

Để xác định qmax ta viết phương trình cân bằng mômen đối với điểm C của guốc

2 1

2 1

0 sin

ldF Ph

Thay dFt và dN ở (5.9) vào (5.12), với l= (rt- Scos), biến đổi ta có:

]}

cos [

sin /{

)]

/(

[

2 1 ) ( 2

1 ) ( 2

1 ) (

+ guốc tự xiết:

1 1

1 1 p1

.B - A

P M

2 2

P M

Trong đó:

2 1 ) ( 2

1 )

1 1

.B - A

P

2 2

.B A

P

2 2 2

p

.B -

A

2P.A

M

2

)( 2 2 2

2 1

1 2

t

(5.19)Trong đó :

+ Hệ số ma sát  khi tính toán có thể lấy  = 0,35 [6]

+ Các giá trị kích thước của cơ cấu phanh là :s = 59,9 mm ; h = 118,5 mm;

113 12

180

= 0,546

2 , 85

9 , 59

2

10 5 , 118 35 , 0 546 , 0 2

) 716 , 0 35 , 0 546 , 0 (

34 , 211

Bề rộng của má phanh được xác định sao cho khi phanh với lực phanh cực đại,

áp suất trên bề mặt ma sát q và tải trọng riêng p nằm trong giới hạn cho phép Từyêu cầu trên ta tính chiều rộng b theo điều kiện áp suất qmax ≤ [q] rồi sau đó kiểmnghiệm lại theo điều kiện tải trọng riêng Các bước tính như sau:

b q dM

2 1

2 max 2

Suy ra áp suất cực đại trên bề mặt ma sát của má phanh là:

)cos.(cos

+ Áp suất cho phép, [q] = 2,0 MPa [3]

+ Mp: Momen phanh sinh ra của một má phanh

+  : Hệ số ma sát giữa má phanh và trống phanh,  = 0,35