Thiết kế lắp đặt hệ thống phanh cho xe chở rác ba bánh

Hiện nay vấn đề gia tăng dân số, tốc độ đô thị hoá nhanh tại các thành phố, đi kèm với nó là lượng rác thải lớn, ô nhiễm môi trường.

Trang 1

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 côngnhân bằng cách cơ giới hoá một phần phương thức vận chuyển, đồng thời cũngnhằm giải quyết tốt vấn đề ô nhiễm môi trường đô thị do khí xã động cơ, đề tài đivào thiết kế loại xe gắn máy chạy bằng nhiên liệu khí hoá lỏng( LPG) để chở thùngrác thay cho các 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

Đà Nẵng 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 lắp đặt hệ thống phanh cho 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 vềcác loại 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 làthầy giáo hướng dẫn TS.Trần Thanh Hải Tùng, thầy Huỳnh Bá Vang và các thầy côgiáo trong Trung tâm thí nghiệm động cơ và ô tô đã tận tình hướng dẫn giúp đỡ emtrong suốt quá trình làm đồ án

Đà Nẵng, Ngày Tháng năm 2008 Sinh viên

Nguyễn Văn Thanh

Trang 2

MỤC LỤC Trang

LỜI NÓI ĐẦU ……… ………

1 1 Mục đích, ý nghĩa đề tài……….………

4 1.1 Vấn đề thu gom và vận chuyển rác thải……….……… 4

1.2 Mục đích, ý nghĩa đề tài………… ……… 4

2 Phân tích tìm phương án thiết kế xe ……… ………… ………….5

2.1 Kích thước khối lượng thùng rác cần chuyên chở……….…… ……5

2.2 Yêu cầu của xe cần thiết kế……… ………6

2.3 Các phương án thiết kế tổng thể chung……… ……….……… 6

2.3.1 Phương án cắt bỏ phần đuôi xe gắn máy và thay vào đó là nữa Romooc….6 2.3.2 Phương án thiết kế xe có một bánh chủ động sau và hai bánh dẫn hướng trước … ……… ……….… 7

2.3.3 Thiết kế xe ba bánh một bánh dẫn hướng trước và hai bánh sau ………… 8

2.4 Xác định các kích thước tổng thể chung……… ……… 8

2.4.1 Xác định sơ bộ chiều dài của xe……… ……….….8

2.4.1.1 Chiều dài toàn bộ xe ……… ……… 8

2.4.1.2 Chiều dài cơ sở của xe ……… 9

2.4.2 Xác định chiều cao xe ……… 13

2.4.3 Xác định chiều rộng xe……… 13

2.5 Xác định các tọa độ trọng tâm xe ……… ……… 13

2.5.1 Xác định các toạ độ trọng tâm khi xe không tải ……… 13

2.5.2 Xác định các toạ độ trọng tâm khi xe đầy tải ……….14

3 Thiết kế hệ thống phanh ……….……… 16

3.1 Lý thuyết chung về hệ thống phanh ……… ………16

3.2 Phân tích chọn loại dẫn động phanh ……… ……… ….19

3.3 Tính mô men phanh cần sinh ra ở các cơ cấu phanh ………26

3.4 Xác định các thông số cơ bản của cơ cấu phanh sau … 29

3.4.1 Bán kính bề mặt ma sát của trống phanh ……… ……… 29

3.4.2 Chọn các kích thước còn lại……… ……… 29

3.4.3 Xác định lực ép cần thiết……… ……….30

3.4.5 Kiểm tra điều kiện tự siết ……… 34

Trang 3

3.5 Xác định các thông số cơ bản của cơ cấu phanh trước…….……… 34

3.5.1 Bán kính ngoài r1, bán kính trong r2 , bán kính trung bình r tb của đĩa phanh ……… ………34

3.5.2 Lực ép cần thiết ……….………35

3.5.3 Diện tích bề mặt làm việc của má phanh ……… ……… ….36

3.6 Tính toán kiểm tra nhiệt và mài mòn ……… ………37

3.6.1 Tính toán mài mòn……… ………… ……… ….37

3.6.2 Tính toán nhiệt ……… ……… ……….39

3.7 Tính toán dẫn động phanh ………….……… ……… 43

3.7.1 Các phương án điều khiển hệ thống phanh……… ……… 43

3.7.2 Tính toán dẫn động phanh thuỷ lực điều khiển bằng bàn đạp……… …….44

3.8 Phanh dừng …… …….……….51

3.9 Tính toán hiệu quả phanh……… 54

3.9.1 Đặc tính phanh của xe thiết kế………… ……… 54

3.9.2 Mômen phanh thực tế……….…… ……… ……… 63

3.10 Lắp đặt vận hành….……… …… ……… 66

4 Kết luận……… … ……… 68

TÀI LIỆU THAM KHẢO… ……… 69

Trang 4

1 Mục đích, ý nghĩa đề tài

1.1 Vấn đề thu gom và vận chuyễn 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

đô thị, 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

Trang 5

Mặt khác xe thiết kế làm việc trong thành phố nên nó cũng phải đảm bảo antoàn, chạy êm, ít gây ồn và ô nhiễm môi trường Đề tài đi vào thiết kế kiểu xe kéorác chạy 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 vàloại thùng 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:

Trang 6

+ Đường kính hai bánh xe: 200 (mm).

+ Khối lượng:

- 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, hệthống chuyển động v.v Ngoài ra cần phải có thêm hộp số phụ để gài số lùi, bộ visai 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 Các phương án thiết kế tổng thể chung

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

Hình 2-1 Sơ đồ phương án cắt bỏ đuôi xe gắn máy

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 cùng

Trang 7

dao 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

xe gắn 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

Hình 2-2 Sơ đồ phương án thiết kế xe có hai bánh dẫn hướng trước

Trong trường hợp này thùng xe sẽ đặt đằng trước nếu không thiết kế hình thanglái 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 chứatải 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 lượng

Trang 8

bám 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 làphương án có tính kỹ thuật hơn cả cũng như phương án thứ hai toàn bộ khung sườn

xe đều được thiết kế có tính toán đến tải trọng cần chuyên chở nên đảm bảo được độbền và có một hệ số an toàn nhất định

2800

Hình 2-3 Phương án thiết kế xe ba bánh có một bánh dẫn hướng trước

Phương án này có ưu điểm: Hai bánh xe chủ động đặt phía sau nên tận dụngđược trọng lượng bám, tải được chất đằng sau nên mùi hôi của rác thải ít ảnh hưởngđến người lái, phía trước chỉ có một bánh xe dẫn hướng nên không cần phải thiết kế

hệ thống lái như phương án thứ nhất mà điều khiễn xe dễ và nhẹ nhàng hơn.Tuynhiên phương án này có nhược điểm là phải thiết kế lại khung sườn, hệ thống truyềnlực, 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 làthiết kế lại toàn bộ xe

2.4 Xác định các kích thước tổng thể chung

2.4.1 Xác định sơ bộ chiều dài của xe

2.4.1.1 Chiều dài toàn bộ xe.

Trang 9

Đối với xe ba bánh thiết kế để rút ngắn chiều dài xe ta xem như chiều dài toàn

bộ của 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:

+ 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 2-4 bên dưới và xác địnhđược chiều dài toàn bộ của xe là: La = 2800 (mm)

2800

Hình 2-4 Chiều dài toàn bộ xe thiết kế

Trang 10

2.4.1.2 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

xe càng cao hay nói cách khác là rút ngắn được hành lang và bán kính quay vòngcho xe, tuy nhiên nếu chiều dài cơ sở xe ngắn quá thì tải trọng đè lên cầu sau sẽ lớn

và góc thoát sau của xe sẽ giảm Như vậy ta không thể chọn chiều dài cơ sở xe chỉtheo tiêu chí tính linh hoạt của xe mà còn phải đảm bảo sự phân phối tải trọng ra cáccầu xe một cách hợp lý vì điều này liên quan đến tính ổn định của xe thiết kế vànhiều chỉ tiêu khác Tham khảo [3] đối với ôtô tải 2 trục loại 4x2, khi chuyên chởđầy tải, thông thường trọng lượng phân bố ra cầu trước chỉ bằng 25 ÷ 30 % trọnglượng phân phối ra cầu sau Với loại xe ba bánh có công thức bánh xe 3x2 thì tacũng có thể phân bố trọng lượng ra bánh trước và cầu sau theo tỷ lệ như trên tức là:

Để xác định được chiều dài cơ sở thì cần phải xác định được các phần khốilượng và vị trí đặt các phần khối lượng đó Ta dùng phương pháp cân để xác địnhcác phần 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 2-5 Sơ đồ xác định khối lượng không tải của xe

Trang 11

Đặt cân tại vị trí A cách vết tiếp xúc giữa bánh xe trước với mặt đường ( O1)một khoảng là Lk = 1800 (mm), ta cân được: Gk2 = 170 (KG) ( Có kể đến khối lượngcầu sau 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 dịchchuyển vị trí cầu sau, ta có thể xác định được toạ độ trọng tâm của xe khi không tảibằng cách viết phương trình cân bằng mômen qua điểm O1

Go.ao – Z2o Lk = 0 (2.1)

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)

Từ (2.1) ta có:

ao =

o

k o

Trang 12

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 (2.2) ta được : G2 = 0,8.( 300 + 293)

Z

a G L

( 2.3)

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 (2.2) 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 (2.3) biến đổi rồi thay số ta tính được:

Z2 = 475

1800

37 , 1044 293 1830 300





(KG)

Và Z1 = 593 – 475 = 118 (KG)

Như vậy trọng lượng phân bố ra cầu sau khoảng 80%, cầu trước khoảng 20%

Ta thấy phân bố trọng lượng như vậy là có thể chấp nhận được vì cầu sau có haibánh chủ động sẽ tận dụng được trọng lượng bám đặc biệt là khi xe chạy trên đường

có hệ số bám thấp, ngoài ra khi phanh trọng lượng dồn về cầu trước mà theo dựkiến ta sẽ sử dụng lại cơ cấu phanh trước của xe gắn máy, nều trọng lượng phân bố

ra cầu trước quá lớn sẽ làm cho cơ cấu phanh trước không thoã mãn mô men phanhyêu cầu, còn cầu sau sẽ sử dụng cơ cấu phanh ô tô du lịch, do đó phân bố trọnglượng như trên là khá hợp lý

2.4.2 Xác định chiều cao của xe

Trang 13

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

2.4.3 Xác định chiều rộng xe

Chiều rộng xe phụ thuộc vào kích thước của thùng rác cần chuyên chở, việc bốtrí hệ thống treo sau, hệ thống truyền lực, bề rộng lốp xe, lấy sơ bộ B= 1150 mm

2.5 Xác định các toạ độ trọng tâm xe

2.5.1 Xác định các toạ độ trọng tâm khi xe không tải

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

Theo kết quả tính toán ở mục 2.4.1 ta có :

Hình 2-7 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 bất kỳ(  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

G

r a G

L Z



(2.4) Trong đó:

+ h’go : Khoảng cách từ đường tâm trục bánh xe sau đến trọng tâm không tảicủa xe theo phương trục z

Trang 14

+ Z2’: Phản lực đường tác dụng lên bánh xe sau khi đặt xe ở trên mặt nghiêng Z’2 = 186 [ KG].

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

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

Thay số vào (2.5 ta được:  = arcsin(1800340 )= 10,89o

Thay các giá trị vào (2.1) ta được:

89 , 10 cos 210 89

, 10 sin 293

) 89 , 10 sin 210 37 , 1044 (

89 , 10 cos 293 89 , 10 cos

2.5.2 Xác định các tọa độ trọng tâm khi xe đầy tải

2.5.2.1.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 2-8 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

Trang 15

+ 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 2-5, viết phương trình cân bằng mô men đối vớiđiểm O1 , O2 ta được:

Ga.a - Z2.L = 0 (2.6)

Ga.b - Z1.L = 0 (2.7)

Trong đó:

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

Từ hai phương trình (2.6) và (2.7) suy ra:

L

G

Z a

a

.

1

 (2.8) Thay các giá trị Z1, Z2, Ga , L vào các công thức (2.8 ) ta tính được:

82 , 1441 593

1800 475



18 , 358 593

1800 118

Hình 2-9 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

i i

m

m h

(2.9)

Trang 16

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

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

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

800 300 721 293

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

3.1.2 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 để

Trang 17

phanh 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

độ phanh, dẫn động phanh phải có cơ cấu đảm bảo quan hệ tỷ lệ giữa lực tác dụnglên bàn đạp hay đòn điều khiển với lực phanh tạo ra ở các bánh xe, chính vì điềunày trong các loại dẫn động thuỷ lực có trợ lực hay dẫn động khí nén đều có cơ cấu

tỷ lệ đảm bảo quan hệ này Đồng thời để đạt được yêu cầu trên phải không được cóhiện tượng tự siết khi phanh

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

Trang 18

+ 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

3.1.3 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

3.2 Phân tích, chọn loại dẫn động phanh và cơ cấu phanh

3.2.1 Chọn loại dẫn động phanh

Trên ôtô - máy kéo nói chung có thể gặp các loại dẫn động phanh sau: cơ khí,thủy lực, điện và khí nén Trong các loại dẫn động trên thì dẫn động cơ khí thườngchỉ dùng cho phanh dừng vì hiệu quả phanh thấp và khó phanh đồng thời các bánh

Trang 19

xe bởi vì không thể nào đảm bảo chế tạo chính xác các nhánh dẫn động, đồng thờisau một thời gian làm việc các khâu khớp mòn không giống nhau, bởi thế thời gian

để khắc phục các khe hở cũng sẽ khác nhau Trên các đoàn xe kéo moóc ta có thểgặp loại dẫn động điện vì đoàn xe khá dài nên phải dùng dẫn động điện để thời giandẫn động thấp, phanh được đồng thời các bánh xe Đối với ôtô thường dùng nhất làdẫn động thuỷ lực và khí nén, dẫn động thuỷ lực được dùng rộng rãi trên các ô tô tải

cỡ trung bình và nhỏ, xe du lịch; dẫn động khí nén chủ yếu dùng trên xe tải nặng, xekéo rơ moóc; đối với các loại xe motor hiện nay thường sử dụng dẫn động phanhthuỷ lực và cơ khí, trong đó dẫn động phanh thuỷ lực sử dụng cho bánh trước là chủyếu

Để chọn loại dẫn động thích hợp, trước hết ta so sánh ưu nhược của từng loại,đối với 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)

3.2.2.Chọn loại cơ cấu phanh

Trang 20

Trong hệ thống phanh cơ cấu phanh là bộ phận trực tiếp tạo ra lực cản và làmviệc theo nguyên lý ma sát, vì thế kết cấu của nó bao giờ cũng có hai bộ phận chínhlà: các phần tử ma sát và cơ cấu ép Trong đó phần tử ma sát có thể có các dạngnhư: trống guốc, đĩa hay dãi Loại dãi chỉ dùng trên máy kéo, còn loại đĩa thườngdùng trên cơ cấu phanh ở cầu trước xe du lịch, xe máy, tuy nhiên các loại xe du lịchhiện đại 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

xe tải 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 đặctrưng cho cơ cấu phanh là: tính thuận nghịch, tính cân bằng và hệ số hiệu quả, dựatrên ba chỉ tiêu này ta sẽ chọn sơ đồ kết nối phù hợp với xe thiết kế

Hình 3-1 Các cơ cấu phanh thông dụng cho dẫn động thuỷ lực

-Trên hình 3-1c là cơ cấu ép bằng hai xilanh thủy lực, guốc một bậc tự do Hiệu quảphanh theo chiều tiến sẽ cao hơn so với loại bình thường 3a, không có tính thuậnnghịch, thường được sử dụng ở cầu trước của ôtô du lịch khi mà cần đạt hiệu quảphanh lớn với kích thước khối lượng nhỏ

-Hình 3-1b 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 3-1a trên cả haichiều, tuy vậy kết cấu cũng phức tạp nhất nên thường áp dụng cho xe du lich hiệnđại

P P

P

c

Trang 21

-Sơ đồ trên hình 3-1a 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 doguốc 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: Mộtbậc 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 xemáy thông thường nếu sử dụng phanh trống guốc rất khó đạt được mô men phanhyêu cầu, 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:

3 2 1

5

4

Hình 3-2a Sơ đồ phanh dĩa loại má kẹp tuỳ động-xi lanh bố trí trên má kẹp

1 Má kẹp, 2 Piston, 3 Chốt dẫn hướng, 4 Đĩa phanh, 5.má phanh

21

Trang 22

Đối với phanh trước của xe thiết kế ta chọn cơ cấu phanh loại má kẹp tuỳđộng- xi lanh 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

Các phương án chọn cơ cấu phanh sau

Hình 3-2b Sơ đồ kết cấu phanh đĩa

1 Đĩa phanh, 2 Má kẹp, 3 Đường dầu,

4 Piston, 5 Thân xi lanh,

6 Má phanh

Trang 23

4 1

cầu sau, 8 Bu lông liên kết bánh xe, trống phanh và pu ly

Phương án 1: ( Hình 3.3a).

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 3.3b).

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 chuyển động quayhơn ( có thêm trục bánh bánh xe sau chuyển động quay) nên làm tăng mô men quántính của cụm ổ trục bánh xe sau Mặt khác phương án 2 sử dụng nên khó bố trí cơcấu 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

3.2.3.Cac phương an điều khiển hệ thống phanh

+ Phương án 1: Điều khiển bằng tay

+ Phương án 2: Điều khiển bằng bàn đạp

Trang 24

+ Phương án 3: Điều khiển vừa bằng tay vừa bằng bàn đạp.

+ Phương án 4: Điều khiển theo kiểu phanh phối hợp (CBS)

- Với phương án 1 và 2 thi ta thấy không có tính ưu việt đối với xe ba bánh bởi vì

xe ba bánh có cơ cấu phanh sau là phanh trống guốc và cơ cấu phanh trước là cơcấu phanh đĩa độ nhạy của phanh đĩa rất cao nên khi ta điều khiển xe vào nhữngđoạn đường cua ngặt thì dễ làm cho xe mất cân bằng dẫn đền xe mất tính ổn định vàđiều khiển

- Với phương án 3 thì ta thấy có tính ưu việt hơn hai phương án trên.khi điều khiển

xe vào đường cua ngặt thi ta ko cần phanh tay ma chỉ cần dạp phanh chân thì xe sẽkhông mất tính ổn định và điều khiển

3 1

4 2

5

2 6

Hình 3-4 Phương án điều khiển vừa bằng tay vừa bằng bàn đạp

1: Cơ cấu phanh trước; 2: Xi lanh chính; 3: Tay phanh; 4: Bàn đạp phanh

5: Cơ cấu phanh sau; 6: Đầu nối 3 ngã

-Với phương án 4 thường được dùng trên các xe gắn may TAY CLICK-AIR BLADE Đây là hệ thống phanh phối hợp (CBS) được thiết kế để kếthợp hoạt động của cả phanh trước và phanh sau.phanh trước là phanh thuỷ lực(phanh đĩa) và phanh sau là phanh điều khiển cơ khí được kết hợp vói nhau thôngqua cáp nối và cân bằng lực phanh

GA-HONDA Khi chỉ tác dụng lực vào cần điều khiển phanh sau:

Đối với xe trang bị hệ thống phanh CBS khi chỉ tác động vào cần điều khiển phanhsau thì cả phanh trước và phanh sau đều hoạt động khi phanh sau hoạt động thì cầncân bằng sẽ kéo cáp kết nối và dây cáp phanh sau do vây phanh sau sẽ có tác dụng.khi cáp kết nối bị kéo, cần ép piston sẽ quay vào chốt ép piston xi lanh chính Dovậy, dầu phanh sẽ được truyền sang piston ngàm phanh Lúc này phanh trước sẽ cótác dụng

Trang 25

5

Hình 3-5 Phương án điều khiển theo kiểu phanh phối hợp(CBS)

1: Bình bù dầu của xinh lanh chính; 2: Piston xi lanh chính;3: Ống dầu phanh trước.4: Dây cáp phanh sau; 5: Cần cân bằng; 6: Tay điều khiển phanh sau; 7: Hộp cân

bằng 8: Cáp kết nối; 9: Cần tác động ép piston; 10: Chốt quay

- Khi chỉ tác động vào tay điều khiển phanh trước:

Với xe trang bị hệ thống phanh CBS Khi chỉ tác động vào tay điều khiển phanhtrước thì chỉ co phanh trước hoạt động khi tác động vào tay phanh trước, cần éppiston sẽ quay quanh chốt và tác động vào piston phanh của xi lanh chính đồng thời

ép dầu phanh tác động vào piston ngàm phanh, phanh trước sẽ hoạt động lúc đóchốt của cần tác động piston sẽ trượt trong rãnh và cáp kết nối không được kéophanh sau, do đó phanh sau ko hoạt động

Qua phân tích trên ta thấy đối với xe ba banh thì ta nên chọn phương án 3 làhợp lý nhất

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

Trang 26

Hình 3-6 Sơ đồ lực tác dụng lên xe khi phanh

3.3.1 Xác định các phản lực tác dụng lên cầu trước và cầu sau của 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 rấtnhanh, 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  (3.1).Trong đó:

+ jp: Gia tốc chậm dần khi phanh

+ g: Gia tốc trọng trường (g = 9,81 m/s2)

Xác định Z1, Z2 :

Viết phương trình cân bằng mô men đối với O1 ta được:

Z2.L+ P jhg - a.G a= 0

Trang 27

Suy ra: Z2=

L

h P G

a. a  j. g

(3.2).Mặt khác: Z1 + Z2 = Ga

Z1 = Ga - Z2 = Ga -

L

h P G

b. a  j. g

(3.3).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 nhấtphải bằng lực bám, tức là Ppmax = G. ( P = G. : Lực bám) Sự phanh có hiệuquả nhất 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

Z P

P p

Pj = Ga  (3.6).Thay (3.6) vào (3.2) và (3.3) và biến đổi ta được:

Z    (3.8)

Trang 28

Trong đó:

+ a,b: Toạ độ trọng tâm xe theo chiều dọc, a = 1441,82 (mm) , b= 58,18( mm) + hg : Toạ độ trọng tâm xe theo chiều cao, hg= 761 (mm

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

Thay số vào công thức (3.7) và (3.8) ta tính được:

3.3.2 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 cấuphanh trước là: Ppt = .Z1

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 địnhkhông

Trang 29

Ta chọn dtr = 170,4 mm theo kết cấu dự kiến nhỏ hơn 20 - 30 mm Khe hở nàycần thiết cho không khí lưu thông làm mát trống phanh

Hình 3-7 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 [1] Nếu  nhỏ quá( ≤ 90o) thìkhông tận dụng được kích thước của trống phanh làm cho má phanh mau mòn, nếu

 lớn quá

(  130o) sẽ làm tăng mức độ phân bố không đều áp suất mà hiệu quả phanh khôngtăng được bao nhiêu, thậm chí còn có thể giảm đi do nhiệt độ trống phanh tăngnhiều khi phanh liên tục, làm giảm hệ số ma sát

Trang 30

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

Hình 3-8 Sơ đồ tính toán guốc phanh

Để tính được lực dẫn động P cần có để tạo ra mô men phanh theo yêu cầu, taxây dựng mối quan hệ giữa lực dẫn động với mô men phanh tạo ra Muốn vậy ta xét

sự cân 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:

dN =q.b.rt.d và một lực ma sát: dFt = .dN = .q.b.rt.d (3.9)

Lực ma sát trên sẽ tạo ra một momen phanh:

dMp = dFt.rt = .q.b.rt2.d = .qmax.b.rt2 ().d (3.10)

Trang 31

Momen phanh do các quốc phanh tạo ra là:

Mp1,2 = .qmax.b.rt2  

 2  .d

1 ( )

  (3.11) ( 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

M c T (3.12).Thay dFt và dN ở (5.9) vào (5.12), với l= (rt- Scos), biến đổi ta có:

]}

cos [

sin /{

1 ) ( 2

1 ) (

+ guốc tự xiết:

1 1

1 1 p1

.B - A

P M

2 2 p2

.B A

P M

1 )

1 1

.B - A

P

2 2

.B A

P

ta có:

p 2 2 2

.B - A

2P.A M

Trang 32

1 2

2 1

t

(3.18)

1 2

t

(3.19)

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;

rt = 85,2 mm, 1 = 12o, 2 = 113o

Thay số vào (3.18) và (3.19) ta có:

   

12 113

113 12

2 , 85

9 ,

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: