CHƯƠNG 3 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG PHÁNH GUỐC

Chơng 3: Tính toán thiết kế hệ thống phanh 3.1 Tính toán thiết kế cấu phanh 3.1.1 Thông số ban đầu dùng để tính toán thiết kế phanh - Trọng lợng thân: G0 = 785 KG - Trọng lợng toàn bộ: G = 1645 KG + Cầu trớc: G1 = 495 KG + Cầu sau: G2 = 1150 KG - Chiều dài sở: L = 1810 mm - Hệ số bám bánh xe mặt đờng: = 0,75 - Kích thớc bao : LxBxH = 3613x1400x1825 mm - Gia tốc phanh yêu cầu : Jpmax= (m/s2) - Kích thớc lốp : 5.00- 12 (inch) - Chiều dài thùng : Lth= 2190 mm 3.1.2 Xác định tọa độ trọng tâm ô tô Căn vào vị trí số trọng lợng thành phần tọa độ trọng tâm chúng, ta xác định chiều cao trọng tâm toàn ô tô theo phơng pháp cân ô tô mặt phẳng nghiêng ( theo lý thuyết ô tô): h g= (G h i gi )/G Trong đó: hg : Chiều cao trọng tâm ô tô đủ tải hgi: Chiều cao thành phần trọng lợng + Chiều cao trọng tâm ô tô không tải, hg1=560 ( mm) + Chiều cao trọng tâm kíp lái, hg2 = 1050 (mm) + Chiều cao trọng tâm hàng hoá đầy tải, hg3 =1160 (mm) Gi : Các thành phần trọng lợng + Trọng lợng ô tô không tải, G1 = 785 KG + Trọng lợng kíp lái, G2 = 110 KG + Trọng lợng hàng hoá đủ tải, G3 = 750 KG G : Trọng lợng toàn ô tô, G = 1645 KG Vậy: hg= (785.560 + 110.1050 + 750.1160) / 1645 = 870 (mm) - Khoảng cách trọng tâm đến tâm trục trớc: a = Z2 L/ G = 1150.1810/1645 = 1265 (mm) - Khoảng cách trọng tâm đến tâm trục sau: b = L- a = 1810- 1265 =545 (mm) 3.1.3 Xác định mô men cần thiết sinh cấu phanh Mô men sinh cấu phanh ô tô phải đảm bảo giảm tốc độ dừng ô tô hoàn toàn với gia tốc chậm dần giới hạn cho phép Pj Z1 Pp1 hg G1 G2 G b a Z2 Pp2 L Hình 3.1: Các lực tác dụng lên ô tô phanh Ta có hệ số phân bố tải trọng lên cầu trớc cầu sau tơng ứng là: m1= 1+ m2= 1- J p max hg g b J p max hg g.a Trong đó: hg: Chiều cao trọng tâm xe, hg= 870 (mm) g: Gia tốc trọng trờng, g = 9,81 (m/s2) Jpmax: Gia tốc phanh cực đại, Jpmax= (m/s2) Thay số vào ta đợc: m1= 1+ 6.0,87 = 1,98 9,81.0,545 m2= 1- 6.0,87 = 0,58 9,81.1,265 Với cấu phanh đặt trực tiếp tất bánh xe mô men phanh tính toán cần sinh cấu phanh hai cầu tơng ứng là: + cầu trớc là: Mp1= G1 m1 rbx (N.m) Mp2= G2 m2 rbx (N.m) + cầu sau là: Trong đó: G1, G2 : Tải trọng tơng ứng tác dụng lên bánh xe cầu trớc sau trạng thái tĩnh mặt đờng nằm ngang : Hệ số bám bánh xe với mặt đờng, = 0,7 rbx : bán kính bánh xe rbx= r0 r0= (d0 +2.B).25,4/2 = (12 +2.5).25,4/2 = 279,4(mm) : Hệ số biến dạng lốp, chọn = 0,945 vậy: rbx = 279.0,945 = 264 (mm) = 0,264 (mm) Thay số vào ta đợc: Mp1= 4950.1,98.0,7 0,264 = 906 (N.m) Mp2= 11500.0,58.0,7 0,264 = 616 (N.m) 3.1.4 Tính toán cấu phanh Tính toán cấu phanh sau: Trên xe tải nhỏ có cấu phanh sau dạng tang trống Cơ cấu có lực đẩy guốc phanh P1= P2 đờng kính piston xilanh công tác Để đánh giá đợc làm việc cấu phanh sơ đồ đa phản lực pháp tuyến X1, X2 tác dụng từ trống phanh lên guốc phanh lực ma sát tơng ứng Y1, Y2 Để đơn giản giả thiết phản lực pháp tuyến lực ma sát lực tập trung đặt bề mặt làm việc guốc phanh Trên sơ đồ không vẽ phản lực gối tựa Nếu khảo sát tổng mô men lực chốt tựa tính cho guốc mô men phanh guốc trớc tạo Mp1 lớn mô men phanh guốc sau tạo Mp2 Điều giải thích mô men lực Y1 tác dụng lên guốc trớc chiều với mô men lực đẩy P1, mà ép guốc trớc vào trống phanh lớn so với guốc sau Vì kích thớc hai guốc phanh nh guốc trớc mòn nhiều a) Xác định góc ( ) bán kính ( ) lực tổng hợp tác dụng lên má phanh Trong trờng hợp coi áp suất má phanh phân bố theo qui luật hình sin Ta có: tg = cos cos 2 + sin sin (1) Góc góc hợp lực pháp tuyến N1 trục X1- X1 1: Góc tính từ tâm chốt quay guốc phanh đến chỗ tán ma sát, 1=140- 160 0: Góc ôm ma sát, 0=1000- 1200 = 1+ Ta có: = 2.rt (cos cos ) + sin 2. cos( + ) sin 2 (2) Trong đó: : Bán kính điểm đặt tổng phản lực tác dụng lên guốc phanh phanh rt: Bán kính tang trống, xe tham khảo có rt=140(mm) = 0,14(m) + Đối với guốc phanh trớc: Chọn: 1= 150 , 0= 1200=2,09 (rad), => 2= 150+1200 = 1350 Thay giá trị vào công thức (1), (2) ta đợc: tg t = t = cos 30 cos 270 = 0,1525 => t =8,70 0 2.2,09 + sin 30 sin 270 2.0,14.(cos15 cos135 ) 2,09 + sin 120 2.2,09 cos(15 + 135 ) sin 120 + Đối với guốc phanh sau: = 0,17 (m) Chọn: 1= 150 , 0= 1000=1,74 (rad), => 2= 150+1000 = 1150 Thay giá trị vào công thức (1), (2) ta đợc: tg s = s = cos 30 cos 230 = 0,32 => t =180 2.1,74 + sin 30 sin 230 2.0,14.(cos15 cos115 ) 1,74 + sin 100 2.1,74 cos(15 + 115 ) sin 100 = 0,15 (m) b) Xác định lực cần thiết tác dụng lên guốc phanh phơng pháp hoạ đồ Khi tính toán cấu phanh cần phải xác định lực P tác dụng lên guốc phanh để đảm bảo cho tổng mô men sinh guốc phanh trớc sau mô men tính toán cấu phanh đặt bánh xe Khi chọn thông số kết cấu ta tính đợc góc bán kính nghĩa xác định đợc hớng điểm đặt lực N (Lực hớng vào tâm O) Lực R lực tổng hợp N T, lực R tạo với N góc Góc đợc xác định nh sau: tg = T =à N Với hệ số ma sát ma sát với tang trống, = 0,3 => tg = 0,3 => = t = s = 170 Mô men sinh cấu phanh bánh xe là: MP = R1.r0t+ R2.r0s Với : r0t = t r0s = s 1+ à 1+ (3) = 0,17 = 0,15 0,3 + 0,3 0,3 + 0,3 = 0,049 (m) = 0,044 (m) MP : mô men phanh, MP = 616 (N.m) Muốn xác định R1, R2 ta dùng phơng pháp hoạ đồ cách vẽ đa giác lực guốc phanh trớc sau Thông thờng dễ dàng tính toán ta chọn đờng kính xilanh làm việc bánh xe nh nhau, lúc lực đẩy P tác dụng lên hai má phanh nh Từ điểm đặt lực P ta kéo dài lực P, quay hai vòng tròn có bán kính t s kết hợp với góc t s xác định đợc điểm đặt lực R1 R2, vẽ hai vòng tròn có bán kính r0t r0s , kẻ tiếp tuyến hai đờng tròn qua hai điểm đặt lực R1 R2 Đó phơng R1 R2, hai đờng tiếp tuyến cắt đờng kéo dài lực P tai O O Từ O nối với tâm chốt quay má trớc ta có phản lực U1 nối O với tâm chốt quay má sau ta có phản lực U2 Nh guốc phanh có có ba lực P, R1, U1 P, R2, U2 Ta xây dựng hai đa giác lực cách lấy hai đoạn để thể lực P, nối tiếp P R1 cách trợt thớc kẻ theo đờng // với đờng R1 lại nối tiếp với U1 kẻ // với đờng U1 ta có tam giác khép kín Tơng tự ta có tam giác thứ hai má sau 0'' 0' P1 P1 P2 X1 U1 T1 R1 R2 X2 r01 8,6 N1 R1 R2 r02 18 U1 U2 P2 U2 Y1 Y2 Hình 3.2: Hoạ đồ lực tác dụng lên cấu phanh sau Từ đồ hoạ ta dùng thớc kẻ ly đo đợc: R1 = 2,16 => R1 = 2,16.R2 R2 Thay vào (3) ta đợc: 616 = (2,16.R2.0,045 + R2.0,04) => R2 = 4520 (N) Trên đồ thị ta đo đợc R2 = 62 (mm) Vậy ta có tỷ lệ xích là: = 4520 62 = 73 (N/mm) N2 T2 Trên hoạ đồ ta đo đợc: R1= 136 (mm) P1= P2= 40 (mm) U1= 103 (mm) U2= 25 (mm) Từ ta tính đợc: R1 = 136 73 = 9928 (N) U1 = 103 73 = 7519 (N) U2 = 25 73 = 1825 (N) P1 = P2 = 40 73 = 2920 (N) Mặt khác: R1 = N1 = N 12 + T12 = N + ( N ) R1 1+ = 9928 + 0,3 (T1 = N1) = 9509 (N) T1 = 0,3 9509 =2853 (N) Bảng thông số kết cấu giá trị lực cấu phanh bánh sau: Các thông số Cơ cấu phanh Guốc trớc Guốc sau 8,60 180 (độ) (m) 0,17 0,15 r0 (m) 0,049 0,044 R (N) 9928 4520 U (N) 7519 1825 P (N) 2920 2920 c) Tính toán xilanh bánh xe: Ta có: P = p.s Trong đó: P: Lực tác dụng xilanh vào guốc phanh (N) p: áp lực dầu đờng ống, chọn p = 60 (KG/cm2) s: Tiết diện piston Với: s= d 22 = P => d2 = p 4.P .p d2: Đờng kính xilanh bánh sau Thay số vào ta đợc: d2 = 4.2920 = 2,5 (cm) = 25 (mm) 3,14.600 d) Kiểm tra tợng tự xiết Hiện tợng tự xiết trình phanh tợng má phanh ép sát vào trống phanh lực ma sát mà không cần tác động lực P truyền động lên guốc phanh Trong trờng hợp nh mô men phanh đứng phơng diện mà nói tiến tới vô hạn Hiện tợng tự xiết gây bó cứng bánh xe, làm ổn định phanh, trờng hợp xe tiến Do tính toán thiết kế cần kiểm tra tợng tự xiết xe tiến Để kiểm tra hiên tợng tự xiết, ta thiết lập mối quan hệ mô men phanh MP lực ép P Xảy tợng tự xiết khi: = C cos = tg R1 qua tâm O1 C sin Trong đó: C: khoảng cách từ tâm bánh xe đến tâm chốt quay má phanh, C=115 (mm) (tham khảo xe tiêu chuẩn) +Trờng hợp xe tiến: Khi xe tiến phía trớc, tợng tự xiết xảy guốc phanh trớc Với = 0,3; t = 170 (mm); t = 8,60 => tg = 115 cos 8,6 = 0,744 > = 0,3 170 115 sin 8,6 Nh không xảy tợng tự xiết bánh xe xe tiến + Trờng hợp xe lùi: Với = 0,3; s = 150 (mm); s = 180 => tg = 115 cos18 = 0,96 > = 0,3 150 115 sin 18 Nh không xảy tợng tự xiết bánh xe xe lùi e) Xác định kích thớc má phanh Kích thớc làm việc má phanh guốc đợc chọn sở đảm bảo công ma sát riêng, áp suất má phanh, tỷ số trọng lợng ô tô toàn diện tích làm việc má phanh chế độ làm việc phanh * Kiểm tra công ma sát riêng Công ma sát riêng L xác định sở má phanh thu toàn động ô tô chạy với vận tốc độ V0 trớc phanh L= G.V02 [L] = 400 1000 (J/cm2) 2.g.F Trong đó: G: trọng lợng toàn ô tô đầy tải V0: Tốc độ ô tô bắt đầu phanh, chọn V0 = 60 Km/h = 16,66 (m/s) g: Gia tốc trọng trờng, lấy g = 10 m/s2 F : Diện tích toàn má phanh tất cấu phanh ô tô F = F1 + F2 Với F1: Diện tích má phanh phanh trống F2: Diện tích má phanh phanh đĩa Ta có: F1 = 2.rt.b.( 01 + 02 ) F2 = Với 180 R22 R12 x 180 b: Chiều rộng má phanh trống, b =60 (mm) rt: Bán kính trống phanh, rt =140 (mm) x0 : Góc ôm ma sát, x0= 600 R1, R2 : Bán kính ma sát, chọn R1= 85 (mm), R2= 130(mm) Thay số vào ta đợc: F1 = 2.140.60.( 120 + 100) F2 = 2.( 130 85 ).60 3,14 = 645 (cm2) 180 3,14 = 220 (cm2) 180 => F = 645 + 220 = 865 (cm2) Vậy 1645.16,66 =26,4 (KG/cm2) = 264 (J/cm2) [L] = 400 1000 (J/cm2) L= 2.10.865 Với kích thớc má phanh chọn đảm bảo công ma sát riêng đảm bảo má phanh thu toàn động ô tô với tốc độ V0 * Kiểm tra áp suất bề mặt ma sát Do guốc trớc có áp suất lớn nên tính cho guốc trớc Nếu guốc trớc thoả mãn guốc sau thoả mãn yêu cầu q= R1 r0t MP = 1,5 2( MN / m ) b.rt b.rt MP: mô men phanh tác dụng lên guốc trớc R1= 9928 (N), r0t= 0,049 (m), = 1200 = 2,09 (rad); rt = 0,14 (m), b = 0,06 (m) Thay giá trị vào công thức ta đợc: q= 9928.0,049 = 0,66.10 ( N / m ) = 0,66( MN / m ) 1,5 2( MN / m ) 0,3.0,06.0,14 2,09 Vậy guốc phanh trớc đảm bảo áp suất riêng, guốc phanh sau đảm bảo áp suất riêng f Tính toán nhiệt phát trình phanh Trong trình phanh động ô tô chuyển thành nhiệt trống phanh phần thoát môi trờng không khí Nếu nhiệt độ cấu phanh lớn làm hệ số ma sát má trống giảm, dẫn đến giảm hiệu phanh Phơng trình cân lợng: t G V12 V22 = mt C.t + Ft k t d t g a) Xác định điểm bắt đầu điều chỉnh ( điều hoà bắt đầu làm việc) Tơng tự nh trờng hợp xe không tải, ta xác định đợc thời điểm bắt đầu điều chỉnh điều hoà xe đầy tải điểm D Ta có: p1D = p2D G. D rbx G. D rbx (b + D hg ) = (a D hg ) 2.L.k1 2.L.k 1 (b + D hg ) = (a D hg ) k1 k2 Thay số ta đợc: => p1D = p2D = 1 (54,5 + D 87) = (126,5 D 87) 102,2 69,5 => D = 0,6 G. D rbx 1645.0,6.26,4 (b + D hg ) = (54,5 + 0,6.87) = 75,2 (KG/cm2) 2.L.k1 2.181.102,2 +) Xác định điểm cuối đồ thị đờng đặc tính ( áp suất dầu đến cầu trớc p1 đạt cực đại) Gọi điểm cuối đồ thị đờng đặc tính điều hoà lực phanh điểm E Tại có áp suất p1E =80 (KG/cm2) Ta có: p1E = G. E rbx (b + E hg ) 2.L.k1 Thay số vào ta đuợc: 80 = p2E = 1645. E 26,4 (54,5 + E 87) 102 E2 + 64. E 80 = => E = 0,62 2.181.102,2 G. E rbx 1645.0,62.26,4 (a E hg ) = (126,5 0,62.87) = 76,5 (KG/cm2) 2.L.k 2.181.69,5 +) Phơng trình quan hệ áp suất p1 p2 điều hoà lực phanh Đờng đặc tính điều hoà lực phanh đờng xiên song song với đờng đặc tính điều hoà xe không tải Do đờng đặc tính điều hoà đầy tải có hệ số góc tg Và tạo với đờng áp suất p1 góc Ta có : tg = 0,15 hay = 8,90 Phơng trình đờng đặc tính: p2 p2D =tg (p1- p1D) => p2 = tg p1 + p2D - tg p1D Thay số vào ta đợc: p2 = 0,16.p1 + 75,2 0,16.75,2 = 0,16.p1 + 63,2 (KG/cm2) Nh ta có phơng trình đặc tính điều chỉnh xe đầy tải : 0DE với 0D trùng với đờng đặc tính xe cha có điều hoà p2 D 80 E A C 59,5 80 62,7 59,5 40 p1 Hình 3.5: Đồ thị đờng đặc tính điều chỉnh điều hoà lực phanh 0AC: Đờng đặc tính điều chỉnh xe không tải 0DE: Đờng đặc tính có tải c) xác định thông số kết cấu điều hoà: *) chọn xác định đờng kính cổ piston visai Ta có: tg = S1 S2 Trong đó: S1- Diện tích mặt dới piston visai S2- Diện tích mặt piston visai Với: S1 = ( D d ) ; S2 = ( D d '2 ) d: Đờng kính cổ piston d: Đờng kính chốt tỳ, chọn d = (mm) D: Đờng kính piston visai, chọn D = 30 (mm) Thay số vào ta đợc: S2 = S1 = ( D d ) => d = D = S2 tg = 686,9 0,16 = 110 (mm2) 4.110 3,14.(30 ) = 686,9 (mm2) = 30 4.110 = 27,6 (mm) 3,14 *) Tính biến dạng hệ thống treo phụ thuộc vào tải trọng cờng độ phanh Để xây dựng đờng đặc tính biến dạngcủa hệ thống treo ta dùng công thức: f= G.a g L G.hg L.C P L.C P Trong đó: G: Trọng lợng toàn ô tô CP2: Độ cứng tổng cộng hệ thống treo cầu sau, cầu trớc Chọn CP2= (KG/mm) g2: Trọng lợng phần không đợc treo, g2= 0,12.G +) Độ võng hệ thống treo điểm A fA = 785.815 0,12.785.1810 0,6.785.560 = 22,7 (mm) 1810.5 1810.5 +) Độ võng hệ thống treo điểm C fC = 785.815 0,12.785.1810 0,77.785.560 = 14,5(mm) 1810.5 1810.5 +) Độ võng hệ thống treo điểm D fD = 1645.1265 0,12.1645.1810 0,6.1645.870 =95,6(mm) 1810.5 1810.5 +) Độ võng hệ thống treo điểm E fE = 1645.1265 0,12.1645.1810 0,62.1645.870 =90,8(mm) 1810.5 1810.5 + Độ dịch chuyển hệ thống treo điểm điều hoà bắt đầu làm việc là: f1 = fD fA = 95,6 22,7 = 72,9 (mm) *) Xác định thông số kết cấu điều chỉnh xe Tải trọng tác dụng lên cầu xe đợc đánh giá thông qua tín hiệu phản hồi thay đổi khoảng cách f sàn xe vỏ cầu Sự thay đổi thông tin tác dụng lên đàn hồi điều hoà, từ tín hiệu đợc truyền sang cụm van thuỷ lực, dới dạng lực đàn hồi thay đổi hệ thống treo thông qua độ võng f Thông số kết cấu điều chỉnh tính theo công thức: KX = Flx1 Flx f1 Trong đó: KX: Thông số kết cấu đợc xác định xuất phát từ điều kiện cân piston điều hoà bắt đầu làm việc D Flx1: Lực tác dụng lò xo hay xoắn tác dụng lên piston điểm D Flx2: Lực tác dụng lò xo hay xoắn tác dụng lên piston điểm A f1: Độ dịch chuyển hệ thống treo hai điểm A D Ta có: Flx1= Flx2= d d p1D p1 A Trong đó: d: Đờng kính cổ piston, d = 27,6 (mm) = 2,76 (cm) p1A: áp suất cấu phanh cầu trớc điểm A, p1A= 59,5 (KG/cm2) p1D: áp suất cấu phanh cầu trớc điểm D, p1D= 75,2 (KG/cm2) Thay số vào ta đợc: 3,14.2,76 Flx1= 75,2 = 449,7 (KG) Flx2= 3,14.2,76 59,5 = 355,8 (KG) KX = 449,7 355,8 = 12,8 (KG/cm) 7,29 *) Kiểm tra lại đờng kính piston ta chọn sơ đờng kính D = (cm) để tính đờng kính cổ piston d Do ta phải kiểm tra lại đờng kính D cho phù hợp với điều kiện làm việc Theo phơng trình cân lực điểm E đồ thị kết cấu cụ thể ta có phơng trình: p2E S2 = p1E.(S2-S1) + Flx Trong đó: p1E, p2E: áp suất dẫn động phanh cấu phanh cầu trớc cầu sau điểm E, p1E = 80 (KG/cm2); p2E = 76,5 (KG/cm2) S1: Diện tích cán piston d (cm2) S2: Diện tích mặt piston D (cm2) Flx: Lực đàn hồi lò xo phụ thuộc vào độ võng f hệ thống treo cầu sau (KG) Ta có: p2E D = p1E.( D d ) + Flx2 + KX.f2 f2: Độ biến dạng điểm E so với điểm A hệ thống treo cầu sau f2 = fE- fA = 90,8- 22,7 = 68,1 (mm) = 6,81 (cm) 76,5 3,14.D 3,14.D 3,14.2,76 = 80.( ) + 355,8 + 12,8.6,81 4 => D = 3,58 (cm) Vậy để phù hợp với điều kiện làm việc đờng kính piston D = 36 (mm) 3.3 Kiểm tra bền số chi tiết 3.3.1 Kiểm tra bền guốc phanh Việc tính bền cho guốc phanh tiến hành xác định phân bố nội lực sinh ngoại lực tác dụng vào guốc phanh trình phanh Nội lực guốc phanh bao gồm có lực cắt Qy, lực dọc trục NZ mô men uốn MU Để đơn giản tính toán ta coi guốc phanh nh cong, có tâm trống phanh Mặt cắt guốc phanh có dạng chữ T, so sánh guốc phanh, ta thấy guốc phanh trớc chịun tải lớn nhất, ta cần tính bền guốc đảm bảo đủ bền cho guốc lại Xác định thông số hình học Guốc phanh thờng làm dạng chữ T, đợc dùng để dán má phanh X X G X1 X1 R1=140 R'2=114 RG=127,8 R'1=137 Hình 3.6: Sơ đồ tính toán guốc phanh + Tính kích thớc đến trọng tâm G áp dụng công thức: YC1 = Y2 F1 F1 + F2 Y2: Kích thớc chế tạo guốc phanh, Y2 = 23 (mm) F1: Diện tích phần chữ T F1 = a.b = 6.60 = 360 (mm2) F1: Diện tích phần dới chữ T F2 = c.d = 40.6 = 240 (mm2) Thay số vào ta đợc: Và: : YC1 = 23.360 = 13,8 (mm) 360 + 240 YC2 = Y2 YC1 = 23- 13,8 = 9,2 (mm) + Tính bán kính đờng trung hoà: RTh = F1 + F2 360 + 240 = = 126,8 (mm) F1 F2 360 240 + + 137 114 R1' R2' R1: Bán kính trọng tâm phần diện tích tang trống đến tâm tang trống, R1= 137 (mm) R2: Bán kính trọng tâm phần tiết diện phía dới tính đến trọng tâm tang trống, R2= 114 (mm) + Kích thớc từ tâm bánh xe đến trọng tâm G guốc phanh là: RG = R2 + YC1 = 114 + 13,8 = 127,8 (mm) 2) Kiểm tra bền guốc phanh * Xây dựng biểu đồ nội lực tác dụng lên guốc phanh Do việc tính toán xác guốc phanh phức tạp dùng phơng pháp tính gần Để xác định tiết diện nguy hiểm guốc phanh phải vẽ đợc biểu đồ nội lực phần xác định đợc giá trị P, U1, R1 xây dựng hoạ đồ lực phanh Đặt giá trị vào guốc phanh, điểm đặt lực R1 ta phân tích thành hai thành phần lực N1 T1 Coi lực phân bố guốc phanh ta tính đợc lực NX, TX đặt góc / Tại chốt quay guốc phanh ta phân tích lực tổng hợp U1 hai thành phần lực UY1 UX1 sau điểm đặt lực R1 ta cắt guốc phanh thành hai nửa thay vào mặt cắt lực hớng tâm NZ1 QY1, MU1 nửa dới lực NZ2 QY2, MU2 ngợc với qT qN thành phần lực mô men phần U1y U1x Hình 3.7: Sơ đồ lực tác dụng lên guốc phanh cấu phanh sau - Lực đẩy P xilanh: P = 292 (KG) - Phản lực tác dụng lên chốt UX, UY - Lực phân bố theo chiều dài tang trống tác dụng lên guốc phanh qN = N1 950,9 = = 32,5 (KG/cm) rt 14.2,09 qT = T1 285,3 = = 9,8 (KG/cm) rt 14.2,09 NX = q N rt X = 32,5.14. X TX = qT rt X = 9,8.14. X 180 180 (KG) (KG) A P Nx Tx d QY1 B Nz1 Mu d' d'' Hình 3.8: Nửa guốc phanh * Xét cân đoạn trên: NZ1 + P.cos( X + ) + TX.cos X / +NX.sin X / = QY1 - P.sin( X + ) + NX.cos X / +TX.sin X / = MU1 - P.[a- r.cos( X + ) ] + NX.d TX.d = + Xét cân điểm A ta có: Khi góc = 150 ; X = 0 NZ1 + P.cos = => NZ1 = - 292.cos150 = - 282 (KG) QY1 - P.sin = => QY1 = 292.sin150 = 75,6 (KG) MU1 = + Xét cân điểm B ta có: = 40 , NX = 317,3 (mm), TX = 95,7 (KG) NZ1 + P.cos( + ) + TX.cos / +NX.sin / = QY1 - P.sin( + ) + NX.cos / +TX.sin / = MU1 - P.[a- r.cos( + ) ] + NX.d TX.d = Ta có: d = a- r.cos( X + ) , d = r.sin X / d= r- r.cos X / = r.(1- cos X / ) MU1 - P.[a- r.cos( + ) ] + NX.r sin / TX r.(1- cos / ) = P: Lực đẩy guốc phanh, P = 292 (KG) A: Khoảng cách từ tâm trống phanh đến điểm đặt lực P đo xe a = 112 (mm) = 0,112 (m) : Góc hợp trục Y đờng qua tâm O điểm A guốc phanh, = 150 Thay số vào ta đợc: NZ1 =-[ 292.cos(40+15)+ 95,7.cos200+317,3.sin 200] = -365,8 (KG) QY1 = 292.sin(40+15)- 317,3.cos200 -95,7.sin200 = - 91,7 (KG) MU1 = 292.[0,112- 0.14.cos(400+150)] - 317,3.0,14.sin200 + 95,7.0,14.(1- cos200) = - 5,13 (KG.m) * Xét cân cho đoạn dới: Mu Qy2 d' TX NX d '' U1X U1Y C D C + Tại điểm D ta có: = 10 , = 15 , c = 115 (mm) = 0,115 (m), = 100 NX = 793,7 (KG), TX = 239,3 (KG) U1Y = U1.sin300 = 1104.sin300 = 552 (KG) U1X = U1.cos300 = 1104.cos300 = 956 (KG) NZ2 = - U1Y.cos - U1X.sin - TX.cos / - NX.sin / QY2 = U1Y sin - U1X cos - NX cos / - TX sin / MU1 = - U1X.c.sin( + ) + U1Y.c.[1- cos( + ) ]- NX.r.sin / + +TX.r.(1- cos / ) Thay số vào ta đợc: NZ2 = - 1471,5 (KG) QY2 = - 1539 (KG) MU = - 136,2 (KG.m) + Tại điểm C : = 0 , = 10 , = 15 NZ2 = - U1X.sin - U1Y.cos QY2 = - U1X.cos + U1Y.sin MU2 = Thay số ta đợc: NZ2 = - 709,6 (KG); QY2 = -845,6 (KG) MU2 = Từ số liệu ta có biểu đồ nội lực: A B A P 282 B 365,8 1471,5 D 91,7 1539 D 845,6 709,6 C Lực tiếp tuyến NZ P C Lực hớng kính QY B 5,13 136,2 D C Mô men uốn MU * Tính ứng suất mặt cắt nguy hiểm: Dựa biểu đồ nội lực ta thấy mặt cắt D- D nguy hiểm Ta tính ứng suất mặt cắt + ứng suất lực QY MU gây = R QY M U + (1 th ) F F Ri F: Diện tích thiết diện tính toán.(F = F1 + F2 = cm2) Rth : Bán kính đờng trung hoà (Rth = 126,8 mm) Ri: Bán kính điểm xét QY = 1539 (KG) MU = 136,2 (KG.m) - Xét điểm có R1 = 140 (mm) = 14 (cm) = 1539 + 13620 12,68 (1 ) = 460,8 (KG/cm2) 14 - Xét điểm có R2 = 134 (mm) = 13,4 (cm) = 1539 + 13620 12,68 (1 ) = 378,5 (KG/cm2) 13,4 - Xét điểm có R2 = 94 (mm) = 9,4 (cm) = 1539 + 13620 12,68 (1 ) = 535,5 (KG/cm2) 9,4 + ứng suất cắt lực NX gây = N S x J x b N: lực cắt, N = 1471,5 (KG) Sx : Mô men tĩnh phần bị cắt trục quán tính trung tâm Jx : Mô men quán tính tiết diện b: Chiều dày phần bị cắt - Xác định mômen quán tính Jx Jx = ( R2 R3 ).c ( R R2 ).a + Yc22 F2 + + Yc21 F1 12 12 Thay số vào ta đợc: Jx = (13,4 9,4).0,6 (14 13,4).6 + 1,38 2.2,4 + + 0,92 2.3,6 = 18,5 (cm4) 12 12 - Xác định Sx: Sx = Y.FC Y: Toạ độ trọng tâm phần bị cắt trục trung hoà FC: Diện tích phần bị cắt Trên guốc phanh hình chữ T điểm có dF = 0, Sx = Tại điểm ta có: SX2 = Y2 FC Với Y2 khoảng cách từ toạ độ trọng tâm phần hai đến đờng trung hoà Y2 = Rth R2 = 126,8 114 = 12,8 (mm) =1,28 (cm) FC = F1 = 3,6 (cm2) => SX = 1,28.3,6 = 4,6 (cm3) b = 0,6 (cm) - Tại điểm ta có: = N S x 1471,5.4,6 = = 610 (KG/cm2) 18,5.0,6 J x b + ứng suất tổng hợp: th = z2 + 4. - Tại điểm có: th = z2 + 4. = 378,5 + 4.610 = 1277(KG/cm2) - Tại điểm 1, có SX = = nên th = Z th1 = = 460,8 (KG/cm2) th = = 535,5 (KG/cm2) Với kết tính toán đợc ta lập bảng: Vị trí (KG/cm2) 460,8 378,5 (KG/cm2) 610 th (KG/cm2) 460,8 1277 535,5 - 535,5 Từ giá trị ta vẽ đợc biểu đồ phân bố ứng suất guốc phanh: 460,8 378,5 535,5 610 Hình 3.10: Biểu đồ phân bố ứng suất guốc phanh Ta thấy ứng suất tổng hợp điểm lớn với: th = 1277 (KG/cm2) < [ K ] = 4000 (KG/cm2) Vậy guốc phanh đủ bền 3.3.2 Kiểm tra bền trống phanh Khi tính toán coi trống phanh ống dầy chịu lực + áp suất trống phanh tính theo công thức: q= MP b.rt MP: mô men phanh guốc phanh sinh ra, MP = 61,6 (KG.m) : Hệ số ma sát má phanh trống phanh, = 0,3 b: chiều rộng má phanh, b = (cm) rt: Bán kính trống phanh, b = 140 (mm) : Góc ôm ma sát, = 2,09 (rad) Thay số vào ta đợc: 61,6 = 11696 (KG/m2) = 1,17 (KG/cm2) 0,3.0,06.0,14.2,09 q= + ứng suất hớng tâm tính theo công thức: q.a ' b '2 n = '2 (1 + ) r b a '2 a: Bán kính trống phanh, a = 14 (cm) b: Bán kính trống phanh, b = 16 (cm) r : Khoảng cách từ tâm đến điểm cần tính Khi r = a n t đạt giá trị cực đại, để kiểm tra bền trống phanh ta chọn r = a = 14 (cm) Thay số vào ta đợc: n = 16 1,17.14 + ) = 8,82 (KG/cm2) ( 2 14 16 14 + ứng suất tiếp tuyến đợc tính theo: t = q.a '2 b '2 ( ) r2 b '2 a '2 Thay số vào ta đợc: t = 16 1,17.14 ) = 1,17 (KG/cm2) ( 2 14 16 14 Từ ta có ứng suất tơng đơng là: td = n2 + 4. t = 8,82 + 4.(1,17) = 9,13 (KG/cm2) Để đảm bảo an toàn ta lấy thêm hệ số an toàn n = 1,5 td = 1,5.9,13 = 13,7 (KG/cm2) Vật liệu trống phanh gang (CH18-36) có K = 1800 (KG/cm2) So sánh ta thấy : td < [ K ] trống phanh đủ bền [...]... 0,8 p10 7. 837 16.508 26.0 13 36 .35 2 47.525 59. 532 72 .37 3 86.048 p20 16.0 93 29.812 41.157 50.128 56.725 60.948 62.797 62.272 7.42 16.88 28 .38 41.92 57.5 75.12 94.78 116.48 p1 p2 20 .33 8 37 .672 52.002 63. 328 71.65 76.968 79.282 78.592 3 p2 2 80 70 60 50 40 30 20 10 0 1 20 40 60 80 100 120 p1 Hình 3. 4: Đồ thị đờng đặc tính lý tởng của bộ điều hoà lực phanh 1 Khi xe không tải 2 Khi xe đầy tải 3 Khi xe cha... (m), 3 = 100 0 NX = 7 93, 7 (KG), TX = 239 ,3 (KG) U1Y = U1.sin300 = 1104.sin300 = 552 (KG) U1X = U1.cos300 = 1104.cos300 = 956 (KG) NZ2 = - U1Y.cos - U1X.sin - TX.cos 3 / 2 - NX.sin 3 / 2 QY2 = U1Y sin - U1X cos - NX cos 3 / 2 - TX sin 3 / 2 MU1 = - U1X.c.sin( 3 + 0 ) + U1Y.c.[1- cos( 3 + 0 ) ]- NX.r.sin 3 / 2 + +TX.r.(1- cos 3 / 2 ) Thay số vào ta đợc: NZ2 = - 1471,5 (KG) QY2 = - 1 539 (KG)... (KG/cm2) 460,8 37 8,5 (KG/cm2) 0 610 0 th (KG/cm2) 460,8 1277 535 ,5 - 535 ,5 Từ các giá trị trên ta vẽ đợc biểu đồ phân bố ứng suất trên guốc phanh: 1 460,8 37 8,5 2 3 535 ,5 0 610 0 Hình 3. 10: Biểu đồ phân bố ứng suất trên guốc phanh Ta thấy ứng suất tổng hợp tại điểm 2 là lớn nhất với: th 2 = 1277 (KG/cm2) < [ K ] = 4000 (KG/cm2) Vậy guốc phanh đủ bền 3. 3.2 Kiểm tra bền trống phanh Khi tính toán coi trống... (cm) = 1 539 6 + 136 20 12,68 (1 ) = 37 8,5 (KG/cm2) 6 13, 4 - Xét tại điểm 3 có R2 = 94 (mm) = 9,4 (cm) = 1 539 + 6 136 20 12,68 (1 ) = 535 ,5 (KG/cm2) 6 9,4 + ứng suất cắt do lực NX gây ra = N S x J x b N: lực cắt, N = 1471,5 (KG) Sx : Mô men tĩnh phần bị cắt đối với trục quán tính trung tâm Jx : Mô men quán tính của tiết diện b: Chiều dày phần bị cắt - Xác định mômen quán tính Jx Jx = ( R2 R3 ).c 3 ( R... thấy guốc phanh trớc chịun tải lớn nhất, do đó ta chỉ cần tính bền các guốc này là đảm bảo đủ bền cho các guốc còn lại 1 Xác định các thông số hình học Guốc phanh thờng làm dạng chữ T, đợc dùng để dán má phanh X X G X1 X1 R1=140 R'2=114 RG=127,8 R'1= 137 Hình 3. 6: Sơ đồ tính toán guốc phanh + Tính kích thớc đến trọng tâm G áp dụng công thức: YC1 = Y2 F1 F1 + F2 Y2: Kích thớc chế tạo guốc phanh, Y2 = 23. .. tiết 3. 3.1 Kiểm tra bền guốc phanh Việc tính bền cho guốc phanh là tiến hành xác định sự phân bố của các nội lực sinh ra do ngoại lực tác dụng vào guốc phanh trong quá trình phanh Nội lực trong guốc phanh bao gồm có lực cắt Qy, lực dọc trục NZ và mô men uốn MU Để đơn giản trong tính toán ta coi guốc phanh nh một thanh cong, có tâm tại trống phanh Mặt cắt guốc phanh có dạng chữ T, so sánh các guốc phanh,... độ võng f của hệ thống treo cầu sau (KG) Ta có: p2E D 2 4 = p1E.( D 2 4 d 2 4 ) + Flx2 + KX.f2 f2: Độ biến dạng của điểm E so với điểm A của hệ thống treo cầu sau f2 = fE- fA = 90,8- 22,7 = 68,1 (mm) = 6,81 (cm) 76,5 3, 14.D 2 3, 14.D 2 3, 14.2,76 2 = 80.( ) + 35 5,8 + 12,8.6,81 4 4 4 => D = 3, 58 (cm) Vậy để phù hợp với điều kiện làm việc thì đờng kính của piston là D = 36 (mm) 3. 3 Kiểm tra bền... T F1 = a.b = 6.60 = 36 0 (mm2) F1: Diện tích phần dới của chữ T F2 = c.d = 40.6 = 240 (mm2) Thay số vào ta đợc: Và: : YC1 = 23. 360 = 13, 8 (mm) 36 0 + 240 YC2 = Y2 YC1 = 23- 13, 8 = 9,2 (mm) + Tính bán kính đờng trung hoà: RTh = F1 + F2 36 0 + 240 = = 126,8 (mm) F1 F2 36 0 240 + + 137 114 R1' R2' R1: Bán kính trọng tâm của phần diện tích trên của tang trống đến tâm tang trống, R1= 137 (mm) R2: Bán kính... = F1 = 3, 6 (cm2) => SX = 1,28 .3, 6 = 4,6 (cm3) b = 0,6 (cm) - Tại điểm 2 ta có: = N S x 1471,5.4,6 = = 610 (KG/cm2) 18,5.0,6 J x b + ứng suất tổng hợp: th = z2 + 4. 2 - Tại điểm 2 có: th 2 = z2 + 4. 2 = 37 8,5 2 + 4.610 2 = 1277(KG/cm2) - Tại điểm 1, 3 có SX = 0 do đó = 0 nên th = Z th1 = 1 = 460,8 (KG/cm2) th 3 = 1 = 535 ,5 (KG/cm2) Với kết quả tính toán đợc ta lập bảng: Vị trí 1 2 3 (KG/cm2)... chọn d = 5 (mm) D: Đờng kính của piston visai, chọn D = 30 (mm) Thay số vào ta đợc: S2 = S1 = ( D 2 d 2 ) 4 => d = D 2 = S2 tg = 686,9 0,16 = 110 (mm2) 4.110 3, 14. (30 2 5 2 ) = 686,9 (mm2) 4 = 30 2 4.110 = 27,6 (mm) 3, 14 *) Tính biến dạng của hệ thống treo phụ thuộc vào tải trọng và cờng độ phanh Để xây dựng đờng đặc tính biến dạngcủa hệ thống treo ta dùng công thức: f= G.a g 2 L G.hg L.C