Thiết kế hệ thống phanh trên xe tải

Thiết kế hệ thống phanh xe tải MỤC LỤC LỜI NÓI ĐẦU Nền kinh tế nước ta ngày hội nhập sâu với kinh tế giới Nhu cầu chuyển tải, vận chuyển hàng hóa người ngày tăng cao tăng dần theo năm Để đáp ứng nhu cầu ngành giao thông vận tải phải có đủ sức có đủ tầm, có chiến lượt vận tải đa dạng từ đường sắt, đường bộ, đường biển lẫn đường hàng không lưu thông hàng hóa, người kinh tế thị trường Làm điều cần phải có đội ngủ cán bộ, kĩ sư chuyên nghiệp có trình độ công -1- Thiết kế hệ thống phanh xe tải nghệ cao.Trong dạng vận tải vận tải đường đóng vai trò quan trọng, xuyên suốt có tính động cao đáp ứng điều kiện kinh tế Làm điều phương tiện vận tải đường (chủ yếu xe ô tô) phải thiết kế tốt để vận tải Các cán kĩ sư ngành phải đào tạo trang bị kĩ thực tế tiếp thu công nghệ giới đáp ứng yêu cầu vận tải ngày tăng Đang sinh viên em nhận nhiệm vụ thực đồ án”Thiết kế ô tô”.Mà cụ thể ‘tính toán thiết kế hệ thống phanh ô tô’ trường Đại Học Bách Khoa-Đại Học Đà Nẵng Nhu cầu vận chuyển ngày tăng tốc độ ô tô ngày phải cao, để đảm bảo an toàn cho người hàng hóa hệ thống phanh ô tô quan trọng cần thiết Với kiến thức học kiến thức thực tế hướng dẫn giáo viên hướng dẫn TS Lê Văn Tụy giúp em hoàn thành đồ án thời gian quy định Tuy nhiên trình làm đồ án không tránh khỏi sai sót mong thầy(cô) dẫn thêm để đồ án sau hoàn thiện Cuối em xin chân thành cảm ơn thầy Lê Văn Tụy thầy cô giáo môn bạn giúp em hoàn thành đồ án Huế, ngày 18 tháng 09 năm 2013 Sinh viên thực Hồ Khả Lĩnh Chương 1: TỔNG QUAN VỀ HỆ THỐNG PHANH 1.1 Công dụng: - Hệ thống phanh dùng để giảm tốc độ ô tô máy kéo dừng hẳn đến tốc độ cần thiết đó, ra, hệ thống phanh giữ cho ô tô máy kéo đứng yên chỗ mặt đường dốc nghiêng hay mặt đường ngang -2- Thiết kế hệ thống phanh xe tải - Với công dụng hệ thống phanh hệ thống đặc biệt quan trọng Nó đảm bảo cho ô tô máy kéo chuyển động an toàn chế độ làm việc Nhờ có khả phát huy hết khả động lực, nâng cao tốc độ khả vận chuyển ôtô 1.2 Phân loại: • Theo tính chất điều khiển mà ta chia ra: + Phanh chân + Phanh tay • Theo vị trí đặt cấu phanh mà ta chia ra: +Phanh bánh xe +Phanh trục truyền động (sau hộp số) • Theo kết cấu phanh mà ta chia ra: + Phanh guốc +Phanh đĩa + Phanh dải • Theo phương thức dẫn động: + Dẫn động phanh khí: Nhược điểm lực tác dụng lên cấu phanh không nhạy, điều khiển nặng dùng cấu phanh chân Còn phanh tay dùng để phanh dừng đổ hổ trợ cho phanh chân phanh gấp, nó dung phổ biến loại ô tô + Dẫn động phanh chất lỏng (dầu thủy lực): Được dùng phổ biến xe du lịch xe tải nhỏ + Dẫn động phanh khí nén( phanh khí): Dùng loại xe tải vừa nặng, xe khách, dùng loại xe kéo đoàn xe (xe kéo sơ- mi -rơ móc) + Dẫn động phanh liên hợp thủy khí: Dùng loại ô tô, đoàn xe có tải trọng lớn lớn -3- Thiết kế hệ thống phanh xe tải 3 a) b) c) Hình 1.1 Sơ đồ nguyên lý loại phanh a).Phanh guốc: 1- Chiều lực tác dụng, 2- Má phanh, 3- Tang trống b) Phanh đĩa: 1- Chiều lực tác dụng, 2- Mà phanh, 3- Đĩa phanh c) Phanh dải: 1,5- Chắn bảo vệ, 2,6- Đĩa phanh, 3,8- Khớp quay, 7- Cần kéo, 9- Lò xo, 4- Tang trống 1.3 Yêu cầu: Hệ thống phanh cần đảm bảo yêu cầu sau : Có hiệu phanh cao tất bánh xe trường hợp là: + Quảng đường phanh ngắn + Thời gian phanh nhỏ + Gia tốc chậm dần ổn định trình phanh • Hoạt động êm dịu để đảm bảo ổn định ô tô phanh + Ðiều khiển nhẹ nhàng thuận tiện, lực cần thiết tác dụng bàn đạp hay đòn • • • điều khiển phải nhỏ Có độ nhạy cao để thích ứng nhanh với trường hợp nguy hiểm Đảm bảo việc phân bố moment phanh bánh xe phải tuân theo nguyên • • • tắc sử dụng hoàn toàn trọng lượng bám phanh với cường độ Cơ cấu phanh tượng tự xiết Cơ cấu phanh phải có khả thoát nhiệt tốt Hệ số ma sát má phanh trống phanh (đĩa phanh) cao ổn định điều kiện sử dụng • Giử tỉ lệ thuân lực tác dụng lên bàn đạp phanh lực phanh sinh cấu phanh • Hệ thống phải có độ tin cậy, đồ bền tuổi thọ cao • Bố trí hợp lý để dễ dàng điều chỉnh chăm sóc, bảo dưỡng 1.4 Kết cấu hệ thống phanh ô tô: -4- Thiết kế hệ thống phanh xe tải Ðể thực nhiệm vụ mình, hệ thống phanh phải có hai phần kết cấu sau: - Cơ cấu phanh : Là phận trực tiếp tạo lực cản Trong trình phanh động ôtô máy kéo biến thành nhiệt cấu phanh tiêu tán môi trường bên - Dẫn động phanh : Ðể điều khiển cấu phanh 1.4.1.Cơ cấu phanh - Cơ cấu phanh phận trực tiếp tạo lực cản làm việc theo nguyên lý ma sát, kết cấu cấu phanh có hai phần : Các phần tử ma sát cấu ép - Ngoài cấu phanh có số phận khác : Bộ phận điều chỉnh khe hở bề mặt ma sát, phận để xả khí dẫn động thủy lực - Phần tử ma sát cấu phanh có dạng : Trống - Guốc, Ðĩa hay Dải Mỗi dạng có đặc điểm riêng biệt 1.4.1.1 Loại phanh trống – guốc Đây loại cấu phanh sử dụng phổ biến nhất, cấu tạo gồm: - Trống phanh: Là trống quay hình trụ gắn với moayơ bánh xe - Các guốc phanh: Trên bề mặt gắn ma sát (còn gọi má phanh) - Mâm phanh: Là đĩa cố định bắt chặt với dầm cầu, nơi lắp đặt định vị hầu hết phận khác cấu phanh - Cơ cấu ép: Khi phanh cấu ép người lái điều khiển thông qua dẫn động, ép bề mặt ma sát guốc phanh tỳ chặt vào mặt trống phanh, tạo lực ma sát để phanh bánh xe lại - Bộ phận điều chỉnh khe hở: Khi nhả phanh, trống phanh má phanh cần phải có khe hở tối thiểu đó, khoảng (0,2÷0,4)mm phanh nhả hoàn toàn Khe hở tăng lên má phanh bị mài mòn, làm tăng hành trình cấu ép, tăng lượng chất lỏng làm việc cần thiết hay lượng tiêu thụ không khí nén, tăng thời gian chậm tác dụng Để tránh hậu xấu đó, phải có cấu để điều chỉnh khe hở má phanh trống phanh Có hai phương pháp để điều chỉnh: Điều chỉnh tay tự động -5- Thiết kế hệ thống phanh xe tải P2 fN a N1 N2 b b c fN1 c fN a b P1 fN N1 N1 N1 N2 b P2 P2 c d b fN1 c fN a a fN1 fN2 rb e c N1 a rb fN1 rb P2 P1 a b P1 N1 fN2 rb N2 a rb N1 P2 P1 P1 e Hình 1.2 Sơ đồ cấu phanh thông dụng loại trống guốc lực tác dụng a - Ép cam; b - Ép xi lanh thủy lực kép; c - Hai xi lanh ép, guốc phanh bậc tự do; d- Hai xi lanh ép, guốc phanh hai bậc tự do; e- Cơ cấu phanh tự cường hóa Trong đó: P, P1, P2: Lực xylanh dẫn động guốc phanh N 1, N2: Áp lực pháp tuyến tác dụng lên guốc phanh fN1, fN2: Lực ma sát rt: Bán kính tang trống Các sơ đồ khác chỗ: - Dạng số lượng cấu ép - Số bậc tự guốc phanh - Đặc điểm tác dụng tương hỗ guốc với trống, guốc với cấu ép khác ở: +Hiệu làm việc + Đặc điểm mài mòn bề mặt ma sát guốc +Giá trị lực tác dụng lên cụm ổ trục bánh xe + Mức độ phức tạp kết cấu Để đánh giá, so sánh sơ đồ khác nhau, tiêu chung, người ta sử dụng ba tiêu riêng, đặt trưng cho chất lượng cấu phanh là: Tính thuận nghịch (đảo chiều), tính cân hệ số hiệu -6- Thiết kế hệ thống phanh xe tải - Cơ cấu phanh có tính thuận nghịch cấu phanh mà giá trị mômen phanh tạo không phụ thuộc chiều quay trống, tức chiều chuyển động ôtô - máy kéo - Cơ cấu phanh có tính cân tốt cấu phanh làm việc, lực từ guốc phanh tác dụng lên trống phanh tự cân bằng, không gây tải trọng phụ tác dụng lên cụm ổ trục bánh xe - Hệ số hiệu đại lượng tỷ số mômen phanh tạo tích lực dẫn động nhân với bán kính trống phanh (mômen lực dẫn động) 1.4.1.2 Loại phanh đĩa Cơ cấu phanh loại đĩa thường sử dụng ôtô du lịch Phanh đĩa có loại : Kín, hở, đĩa, nhiều đĩa, loại vỏ quay, đĩa quay vòng ma sát quay Ðĩa đĩa đặc, đĩa có xẻ rãnh thông gió, đĩa lớp kim loại hay ghép hai kim loại khác Phanh đĩa có loạt ưu điểm so với cấu phanh trống guốc sau : - Áp suất phân bố bề mặt má phanh, má phanh mòn phải điều chỉnh - Bảo dưỡng đơn giản điều chỉnh khe hở, có khả làm việc với khe hở nhỏ (0,05÷0,15)mm nên nhạy, giảm thời gian chậm tác dụng cho phép tăng tỷ số truyền dẫn động Phanh đĩa có số nhược điểm hạn chế sử dụng : - Nhạy cảm với bụi bẩn khó làm kín - Áp suất làm việc cao nên má phanh dễ bị nứt xước -7- Thiết kế hệ thống phanh xe tải Hình 1.3 Sơ đồ kết cấu phanh đĩa má kẹp tỳ động Má phanh; Má kẹp; Piston; Vòng làm kín; Đĩa phanh; Chốt dẫn hướng Hình 1.4 Sơ đồ kết cấu phanh đĩa má kẹp cố định Má phanh; Má kẹp; 3.piston; Vòng làm kín; Đĩa phanh 1.4.1.3 Loại phanh dải Loại phanh chủ yếu sử dụng máy kéo xích Vì dùng phối hợp với ly hợp chuyển hướng tạo kết nối đơn giản gọn Phanh dải có số loại, khác phương pháp nối đầu dải phanh khác hiệu phanh - Phanh dải đơn giản không tự siết: Khi tác dụng lực, hai đầu dải phanh rút lên siết vào trống phanh Ưu điểm loại phanh êm dịu, hiệu phanh không phụ thuộc chiều quay Nhược điểm hiệu phanh không cao - Phanh dải đơn giản tự siết chiều: Nhờ có đầu nối cố định nên hiệu phanh theo chiều tự siết cao chiều ngược lại tới gần lần Tuy phanh thường dễ bị giật, không êm - Phanh dải loại kép: Là loại mà trống phanh quay theo chiều hiệu phanh không đổi luôn có nhánh tự siết - Phanh dải loại bơi: Nó làm việc tương tự phanh dải đơn giản tự siết, hiệu phanh không phụ thuộc chiều quay Tất loại phanh dải có nhược điểm áp suất bề mặt ma sát phân bố không Nên má phanh mòn không tải trọng hướng kính tác dụng lên trục lớn 1.4.2.Dẫn động phanh -8- Thiết kế hệ thống phanh xe tải - Ðối với hệ thống phanh làm việc ô tô, người ta sử dụng chủ yếu hai loại dẫn động : thủy lực khí nén - Dẫn động khí thường dùng cho phanh dừng, : Hiệu suất thấp (η =0,4 – 0,6)và khó đảm bảo phanh đồng thời bánh xe - Dẫn động điện dùng cho đoàn xe kéo moóc, Trên xe đoàn xe tải trọng lớn lớn, sử dụng nhiều loại phanh liên hợp thủy khí - Dẫn động thủy lực không dung cho máy kéo lại thường dùng để dẫn động phanh rơ móc kéo sau Trên máy kéo cở lớn thường sữ dụng đẫn động khí nén 1.4.2.1 Các sơ đồ phân dòng - Dẫn động phanh làm việc với mục đích tăng độ tin cậy, cần có hai dòng dẫn động độc lập Trong trường hợp dòng bị hỏng dòng lại làm việc với hiệu định Hiện phổ biến dẫn động với hai dòng với sơ đồ phân dòng hình 1-5 - Để phân chia dòng sử dụng phận điều khiển kép như: Tổng van khí nén hai khoang, xi lanh kép hay chia 1 4 2 3 5 b) a) 1 4 2 3 d) c) e) Hình 1.5 Các sơ đồ phân dòng dẫn động phanh - Bộ phận phân dòng (Xilanh tổng van khí nén); -9- Thiết kế hệ thống phanh xe tải 2,3 – Các bánh xe trước, sau; 4,5 – Các dòng dẫn động - Mỗi sơ đồ có ưu nhược điểm riêng Vì vậy, chọn sơ đồ phân dòng phải tính toán kỹ dựa vào ba yếu tố : + Mức độ giảm hiệu phanh dòng bị hỏng + Mức độ bất đối xứng lực phanh cho phép + Mức độ phức tạp dòng dẫn động - Thường sử dụng sơ đồ hình (1-5a ) sơ đồ phân dòng theo yêu cầu Ðây sơ đồ đơn giản hiệu phanh giảm nhiều hỏng dòng phanh cầu trước - Khi dùng sơ đồ hình (1-5b, c d ) sơ đồ phân dòng chéo, sơ đồ phân dòng cho cầu trước, dòng cho cầu sau sơ đồ phân dòng chéo cho cầu sau dòng cho cầu trước hiệu phanh giảm Hiệu phanh đảm bảo không thấp 50% hỏng dòng Tuy dùng sơ đồ hình (1-5b d) lực phanh không đối xứng, làm giảm tính ổn định phanh hai dòng bị hỏng - Sơ đồ (hình 1-5e) sơ đồ hoàn thiện phức tạp 1.4.2.2 Dẫn động thủy lực a Ưu nhược điểm:  Ưu điểm: - Độ nhạy lớn, thời gian chậm tác dụng nhỏ (dưới 0,2- 0,4s) - Luôn đảm bảo phanh đồng thời bánh xe áp suất dòng dẫn động bắt đầu tăng tất má phanh ép vào trống phanh - Hiệu suất cao (η = 0,8 – 0,9) Kết cấu đơn giản, kích thước, khối lượng, giá thành thấp Có khả dùng nhiều loại xe khác mà cần thay đổi cấu phanh  Nhược điểm: - Yêu cầu độ kín khít cao Khi có chỗ bị rò rỉ dòng dẫn động - không làm việc Lực cần thiết tác dụng lên bàn đạp lớn nên thường sử dụng phận trợ lực để giảm lực bàn đạp, làm cho kết cấu thêm phức tạp - 10 - Thiết kế hệ thống phanh xe tải M g2 = 6225,617.0,224.0,33 = 424,145 0,755 + 1.0,33 [N.m] - Mô-men phanh guốc phanh tự siết tạo cho tang trống cấu phanh cầu sau: M g1 = P.h.µ A − B.µ Thay giá trị P, h, A, B, µ vào (4.18) ta được: M g1 = 6225,617.0,224.0,33 = 1082 ,818 0,755 − 1.0,33 (4.18) [N.m] 4.3 Tính toán xác định bề rộng má phanh - Bề rộng má phanh xác định diện tích làm việc má phanh ép lên tang trống Bề rộng má phanh tăng làm cho diện tích làm việc tăng, điều nói chung có lợi cho mài mòn ma sát diện tích làm việc tăng đồng nghĩa với áp lực tác dụng lên đơn vị diện tích giảm, dẫn đến mức độ mài mòn giảm lần phanh ( lần phanh diễn lần trình trượt má phanh tang trống diễn mãnh liệt, vừa làm mài mòn má phanh, vừa sinh nhiệt lớn làm nung nóng tang trống má phanh chi tiết liên quan đến truyền nhiệt với chúng ) Tuy bề rộng má phanh không nên tăng lớn làm giảm tính đồng áp lực phân bố theo chiều rộng má phanh, dẫn đến mòn má phanh không giảm hiệu phanh - Khi thông số khác chọn xác định theo mômen yêu cầu nêu bề rộng má phanh xác định theo áp suất cho phép [q] hình thành má phanh trình phanh - Với kiểu cấu phanh tang trống, bề rộng má phanh b xác định theo mômen phanh (Mg) guốc tạo cho tang trống sau : + Với guốc cấu phanh trước: M g1 bT = q.µ rt ( α − α ) (4.19) Trong : - 30 - Thiết kế hệ thống phanh xe tải rt: Bán kính tang trống (rt = 0,14 [m]) (α2 – α1): Góc ôm má phanh ((α2 -α1)) = 1050) q: Áp suất tác dụng lên má phanh Mg1: Mômen phanh guốc cấu phanh cầu trước Với: Mg1=946,10 [N.m] Áp suất làm việc bề mặt ma sát chọn đủ nhỏ so với giá trị giới hạn [ q] = 1,5 ÷ 2,0 [MN/m2] Vậy chọn q = 1,5 [MN/m2] = 1,5.106 [N/m2] Thay giá trị Mg1, q, rt, µ, (α2 – α1) vào (4.19) ta được: bT = 946,10.180 = 0,053 1,5.10 0,33.0,14 2.(125 − 20).π [m] = 53 [mm] + Với guốc cấu phanh sau: M g1 bS = q.µ rt ( α − α ) (4.20) Trong đó: Mg1: Mômen phanh guốc cấu phanh cầu sau Với: Mg1 = 1082,818 [N.m] Thay giá trị Mg1, q, rt, µ, (α2 – α1) vào (4.20) ta được: bS = 1082 ,818 180 = 0,061 1,5.10 0,33.0,14 2.(125 − 20).π [m] = 61 [mm] Thống chọn bề rộng má phanh cấu phanh trước/sau b = 61 [mm] 4.4 Tính toán kiểm tra thông số liên quan khác cấu phanh 4.4.1 Tính toán kiểm tra công trượt riêng - Kích thước má phanh không xác định theo tiêu chí áp suất làm việc phải nhỏ áp suất cho phép [q] nhằm đảm bảo tuổi thọ cho má phanh, mà xác định theo tiêu chí công ma sát trượt riêng nhằm bảo đảm cho má phanh làm việc thời gian lâu dài Bởi với áp suất làm việc má phanh trình phanh tốc độ xe bắt đầu phanh lớn má phanh mau mòn - Theo định nghĩa công ma sát trượt riêng công ma sát trượt má phanh trình phanh tính đơn vị diện tích làm việc má phanh - 31 - Thiết kế hệ thống phanh xe tải Giả sử công ma sát trượt L trình phanh thu toàn động ô tô bắt đầu phanh với vận tốc v1 ô tô dừng hẳn ( v2 = ) tức là: m v12 − v22 G.v12 L= = 2 g (4.21) Trong : + m: khối lượng đầy tải ô tô phanh [kg] + G: trọng lượng ô tô [N] + v1: vận tốc ô tô bắt đầu phanh [m/s] + g: gia tốc trọng trường (g=9,81[m/s2]) Với: G =29430 [N] Vmax = 120 [Km/h] = 33,333 [m/s] v1 = 0,5 Vmax = 0.5.33,333 = 16,6667 [m/s] [Theo tài liệu [1]] Thay giá trị G, v1, g vào (4.21) ta được: ( L= ) 29430.16,6667 = 416668,33 2.9,81 [J/m2] - Công trượt riêng (Lr) xác định theo biểu thức sau: Lr = G v L = a AΣ 2.g AΣ (4.22) Trong đó: AΣ : Là tổng diện tích làm việc tất má phanh AΣ + Xác định ( ) theo biểu thức sau: A Σ =2.b.rt α( -α ) (4.23) Trong đó: b = 0,061 [m] Thay giá trị b, rt , α1, α2 vào (4.23) ta được: 2.0,061.0,14.(125 − 20).4.π AΣ = = 0,125 180 [m2] Ta tính L AΣ thay giá trị L, AΣ vào (4.22) ta xác định Lr: Lr = 416668,33 = 3333346,664 0,125 [J/m2] = 3,333 [MJ/m2] - 32 - Thiết kế hệ thống phanh xe tải Trị số công ma sát riêng tính theo công thức bắt đầu phanh với tốc độ trung bình nửa tốc độ cực đại (v 1=0,5vmax) xe dừng hẳn (v = 0) phải nằm giới hạn cho phép [Lr] = ÷ [MJ/m2] ô tô vận tải Vậy so với giá trị cho phép giá trị tính (Lr) thỏa mãn 4.4.2 Tính toán kiểm tra nhiệt độ hình thành cấu phanh - Trong trình phanh, động ô tô bị tiêu tán công ma sát trượt biến thành nhiệt làm nung nóng má phanh phần truyền môi trường không khí Tuy nhiên, phanh ngặt thời gian ngắn nhiệt sinh không kịp truyền môi trường không khí truyền không đáng kể nên tính toán thiết kế, để an toàn nhiệt, xem tang trống nhận hết nhiệt trình phanh - Vậy ta có phương trình cân nhiệt sau : ( ) m v12 − v22 = m p C.∆T (4.24) Trong : + mp : Tổng khối lượng tang trống + C: Nhiệt dung riêng vật liệu làm tang trống ( vật liệu làm tang trống thép nên C = 500 [J/kg]) + v1: Vận tốc xe bắt đầu phanh + v2: Vận tốc xe dừng hẳn ΔT + :Độ tăng nhiệt độ tang trống - Độ tăng nhiệt độ tang trống phanh với tốc độ ô tô v1 = 8,33 (m/s) dừng hẳn (v2 = 0) không vượt 150C Khi phanh ngặt với tốc độ trung bình nửa tốc độ cực đại độ tăng nhiệt độ không vượt 1250 Ta chọn ΔT=100C +Tính kiểm tra độ tăng nhiệt độ phanh với vận tốc v = 8,33 ( m/s ) Suy khối lượng tổng cộng trống phanh phải đủ lớn để tăng nhiệt độ không 100 phanh với vận tốc v = 8,33 (m/s) - 33 - Thiết kế hệ thống phanh xe tải Từ công thức (4.24) suy m.( v12 − v22 ) mp = 2.C.∆T (4.25) Thay giá trị m, v1, v2, C, ∆T vào (4.25) ta được: mp = 3000.( 8,332 − 0) = 20,817 2.500.10 [KG] +Tính kiểm tra độ tăng nhiệt độ phanh với vận tốc v = 0,5.v max Suy khối lượng tổng cộng trống phanh phải đủ lớn để tăng nhiệt độ không 1000 phanh với vận tốc v = 16,6667 [m/s] mp = Từ công thức (4.24) suy ra: m.( v12 − v22 ) 2.C.∆T (4.26) Ở đây: v1 =16,6667 [m/s], v2 = [m/s] ∆T =1000C Thay giá trị m, v1, v2, C, ∆T vào (4.26) ta được: 3000.(16,6667 − 0) mp = = 8,33 2.500.100 [KG] Như để đảm bảo điều kiện bền nhiệt, khối lượng trống phanh xe tải phải : mt = 20,817 = 5,204 [KG] Chọn mt = 5,3 [KG] - Xác định bề dày tang trống (δ): Cùng với toán kiểm tra nhiệt, toán tính toán thiết kế bề dày trống suy từ công thức khối lượng trống phanh sau : [ ] π ( rt + δ ) − rt ( b + δ ).ρ = mt (4.27) Trong : + mt : Khối lượng tang trống (mt =5,3 [KG]) + rt: Bán kính tang trống (rt = 0,14 [m]) + b: Bề rộng má phanh (b =0,061 [m]) + ρ: Khối lượng riêng vật liệu làm tang trống Với thép ρ =7800 [KG/m3] - 34 - δ tang Thiết kế hệ thống phanh xe tải δ Với số liệu có phương pháp tính gần ta tìm bề dày tang trống : Chương 5: δ ≈ 10( mm) TÍNH TOÁN DẪN ĐỘNG PHANH THỦY LỰC 5.1 Hành trình dịch chuyển đầu piston xi lanh công tác cấu ép - Trong truyền động phanh dầu, để tạo lực ép cho cấu phanh ta thường dung piston để truyền lực ép (P) lên guốc phanh - Đối với kiểu cấu phanh guốc: hành trình dịch chuyển piston công tác x[mm]của cấu ép xác định : x= ( δ + δ m )( a + b ) b (5.1) Trong đó: + δo: Khe hở hướng kính trung bình trống phanh má phanh Theo kinh nghiệm δ = 0,5 ÷ 0,6( mm) , chọn - 35 - δ0 =0,5 (mm) Thiết kế hệ thống phanh xe tải + δm: Độ mòn hướng kính cho phép má phanh trống phanh Khi lượng mòn hướng kính đạt đến giá trị cho phép nằm khoảng (1,0 ÷ 1,2 ) mm hành trình bàn đạp đạt giá trị cực đại cho phép cần phải điều chỉnh lại khe hở hướng kính trung bình δ0 [ S bd ] mà δ m = 1,0[mm] Ta chọn Với khoảng cách a =b =0,112 [m],[ tính (4.6 (4.8)] Thay giá trị δ0, δm, a, b vào (5.1) ta được: x= (0,5 + 1).(112 + 112) =3 112 [mm] 5.2 Xác định đường kính xi lanh xi lanh công tác 5.2.1 Xác định đường kính xi lanh công tác -Đường kính xi lanh công tác dk cấu phanh xác định từ lực ép yêu cầu tương ứng Pk: dk = 4.Pk π Pd (5.2) Trong đó: + Pk: Lực ép cấu phanh thứ k + pd: Áp suất làm việc dầu hệ thống phanh Với hệ thống phanh bơm dầu hổ trợ thì: P d = (5-10)[MN/m2].[Theo [1]] + Với cấu phanh trước ta có đường kính xi lanh công tác (d1) bằng: d1 = 4.P1 π Pd (5.3) Ta chọn Pd =10 [MN/m ] có P1 =5439,568 [N].[ tính (4.13)] Thay giá trị P1, Pd, π vào (5.3) ta được: - 36 - Thiết kế hệ thống phanh xe tải d1 = 4.5439,568 = 0,0263 π 10 [m] = 26,3 [mm] + Với cấu phanh sau ta có đường kính xi lanh công tác (d2) bằng: d2 = 4.P2 π Pd (5.4) Ta chọn Pd =10 [MN/m ] có P2 =6255,617 [N].[ tính (4.16)] Thay giá trị P2, Pd, π vào (5.4) ta được: d2 = 4.6255,617 = 0,0282 π 10 [m] = 28,2 [mm] 5.2.2 Xác định đường kính xi lanh - Đường kính xi lanh Dc xác định từ tỉ số khuếch đại thủy lực ik sau: d i k =  k  Dc    (5.5) Trong đó: + ik: Tỷ số truyền khuếch đại thủy lực xi lanh công tác thứ k so với xi lanh Trong thực tế kinh nghiệm hệ thống phanh dầu tỷ số khuếch đại ik = 0,75 ÷ 1,5 thủy lực thường nằm khoảng - Vậy xác định đường kính xi lanh theo giá trị trung bình gần sau:  d k2min d k2max Dc ≈  +  0,75 1,5    (5.6) Trong đó: dkmin giá trị nhỏ đường kính xy lanh công tác dkmax giá trị lớn đường kính xi lanh công tác Các số 0,75 1,5 hệ số kinh nghiệm Với: dkmin = d1 =0,0263 [m] dkmax = d2 =0,0282 [m] - 37 - Thiết kế hệ thống phanh xe tải Thay giá trị dkmin, dkmax vào (5.6) ta được: Dc ≈  0,02632 0,0282   = 0,0269  +  0,75 1,5  [m] = 26,9 [mm] Đường kính xilanh điều khiển trợ lực lấy đường kính xi lanh : ddk = Dc = 0,0269 [m] = 26,9 [mm] 5.3 Xác định hành trình dịch chuyển piston xi lanh - Piston có nhiệm vụ truyền lực từ bàn đạp trợ lực phanh ( có) để tạo áp suất cao hệ thống phanh Áp suất cao hệ thống bắt đầu hình thành tất khe hở khắc phục, nên hành trình dịch chuyển piston xi lanh h [mm] xác định theo biểu thức sau:   2.x1 n1 d12 2.x2 n2 d 22  d dk2    h =  + .2 + δ + δ + δ dk D Dc2 c    Dc  .K   (5.7) Trong đó: + x1, x2: Hành trình dịch chuyển piston công tác cấu phanh cầu trước/sau Với x1 = x2 = 3[mm] (được tính (5.1)) Còn số theo thông số x để xác định số lượng piston công tác cấu phanh + n1, n2: Số lượng trục bánh xe cầu trước/sau Với n1 = n2 =1 (Vì xe có công thức bánh xe 4x2) Chỉ số bên ngoặc đơn xác định có cấu phanh trục trước/sau + d1, d2: Lần lượt đường kính xy lanh công tác cấu phanh cầu trước, cầu sau Với d1 =26,3[mm] d2 =28,2[mm] + ddk: Đường kính xy lanh dầu điều khiển đóng mở van trợ lực phanh chân.Với ddk =Dc =26,9[mm] + δ1, δ2: Lần lượt khe hở thông dầu xy lanh trạng thái không phanh ứng với dòng trước/sau Với δ1= δ2= 1,5 [mm] (Theo tài liệu [1]) + δdk : Khoảng dịch chuyển piston trợ lực để điều khiển đóng mở van trợ lực Với δdk = [mm] (Theo tài liệu [1]) + K: Hệ số tính đến độ đàn hồi hệ thống - 38 - Thiết kế hệ thống phanh xe tải K ≈ 1,05 ÷ 1,07 , chọn K = 1,06 Thế tất giá trị biết vào (5.7) ta được:   2.3.1.26,32 2.3.1.28,2  26,9   h =   + + , + , + 1,06 = 30,378 2   26 , 26 , 26 ,     [mm] 5.4 Hành trình tỉ số truyền bàn đạp 5.4.1 Tỉ số truyền bàn đạp phanh ibđ - Đòn bàn đạp phanh có nhiệm vụ truyền lực đạp lái xe lên piston xy lanh Vì dịch chuyển đầu bàn đạp phanh xác định: Sbđ = ( h + δ k ).ibđ (5.8) Trong đó: + h: Hành trình dịch chuyển piston xy lanh + δ: Khe hở cần thiết cần đẩy piston xy lanh + i bđ : Tỷ số khuếch đại lực từ bàn đạp đến piston xy lanh (và thường gọi tỷ số truyền bàn đạp) Với điều kiện giá trị hình thành bàn đạp lớn ứng với lúc mà phanh mòn đến giá trị giới hạn phải hiệu chỉnh không vượt giá trị cho phép hành trình cực đại [Sbđ] ( h + δ k ).ibđ ∈ [ S bđ ] (5.9) Trong đó: [Sbđ]: Giới hạn hành trình bàn đạp lớn [ S ] = 170 ÷ 180 bd Đối với ô tô vận tải hàng hóa hành khách [Theo tài liệu [1]] Chọn [Sbđ] =170[mm] h = 30,378[mm] [Được tính (5.7)] δ = (0,5-1) [mm] Ta chọn δ = 0,5 [mm] [Theo tài liệu [1]] Thay giá trị [Sbđ], h, k, δ vào (5.9) suy ibđ ta được: ibđ = [ S bđ ] 170 = = 5,5 (h + δ k ) (30,378 + 0,5.1,06) - 39 - [mm] Thiết kế hệ thống phanh xe tải 5.4.2 Hành trình bàn đạp Sbđ - Hành trình bàn đạp phanh thực tế Sbđ không xét đến lượng mòn δm (tức δm=0) tính: ( ) S bđ = h ∗ + δ k ibđ (5.10) Với δm=0 x1 =x2 =1 giá trị h xác định: *   2.1.1.26,32 2.1.1.28,2  26,9   h * =   + + , + , + 1,06 = 12,953 26,9  26,9    26,9 [mm] Thay giá trị h*,δ, k, ibđ vào (5.10) ta được: S bđ = (12,953 + 0,5.1,06).5,5 = 74,157 [mm] - Hành trình làm việc piston xi lanh cho khe hở 0: δ = δ = δ đk = δ m = δ = Xác định lại hành trình dịch chuyển piston xi lanh (h**):   2.1.1.26,32 2.1.1.28,2  26,9   h ** =   + + + + 1,06 = 8,713 26,9  26,9    26,9 [mm] Khi hành trình làm việc bàn đạp (Slv) xác định theo biểu thức: S lv = h ∗∗ ibđ (5.11) Thay giá trị h**, ibđ vào (5.11) ta được: S lv = 8,713.5,5 = 47,922 [mm] - Ta có tỷ số hành trình thực tế bàn đạp Sbđ so với hành trình làm việc bàn đạp Slv bằng: K bđ / lv = S bđ 74,157 = = 1,547 S lv 47,922 So với tỷ số kinh nghiệm nằm khoảng (5.12) (1,4 ÷ 1,6) phù hợp 5.5 Lực cần thiết tác dụng lên bàn đạp phanh chưa tính trợ lực Lực cần thiết phải tác dụng lên bàn đạp phanh (khi chưa tính đến trợ lực) để thực trình phanh khẩn cấp với lực phanh lớn yêu cầu sau: - 40 - Thiết kế hệ thống phanh xe tải Pbđ ≥ π Dxl2 Pd 4.ibđ η bđ η xl (5.13) Trong đó: + Dxl : Đường kính xylanh cung cấp dầu cho xy lanh công tác, trợ lực dùng kiểu trợ lực trực tiếp Dxl xy lanh Dc Với Dxl =Dc =0,0269 [m] + Pd : Áp suất làm việc dầu hệ thống (Pd =10 [MN/m2]) + ηbđ: Hiệu suất bàn đạp, kể đến tổn thất truyền lực tính từ bàn đạp đến piston xy lanh η bđ ≈ 0,85 − 0,9 Với [Theo tài liệu [1]] ⇒ Chọn ηbđ =0,9 + Hiệu suất thủy lực ηxl xét đến tổn thất truyền lực ma sát piston với xy lanh η xl ≈ 0,92 − 0,95 Với [Theo tài liệu [1]] ⇒ Chọn ηxl =0,95 Thay giá trị Dxl, ibđ, ηbđ, ηxl, Pd vào (5.13) ta được: π 0,0269 2.107 Pbđ ≥ = 1208,553 4.5,5.0,9.0,95 [N] Giá trị tính toán lực bàn đạp so với yêu cầu cho phép nhằm bảo đảm điều khiển nhẹ nhàng cho lái xe Đối với ôtô tải ôtô khách giá trị cho phép [ Pbđ ] = ( 300 ÷ 500)[ N ] Vì giá trị Pbd tính lớn giá trị cho phép nên ta cần phải thiết kế thêm trợ lực cho hệ thống điều khiển nhằm giảm nhẹ lực điều khiển cho người lái 5.6 Tính lực trợ lực cần thiết trợ lực -Ta sử dụng trợ lực chân không cho hệ thống (đối với động xăng chân không nối thông với đường ống nạp động diesel chân không lấy từ bơm chân không) -Khi có phận trợ lực (trực tiếp hay gián tiếp) công thức tổng quát tính lực cần thiết phải có để thực trình phanh khẩn cấp với lực phanh lớn yêu cầu sau: - 41 - Thiết kế hệ thống phanh xe tải Pbđ ibđ η bđ π D xl2 Pd + Ptl itl η tl ≥ 4.η xl (5.14) Trong đó: + itl: Tỷ số khuếch đại lực tính từ xi lanh trợ lực đến piston xi lanh cung cấp dầu cho xi lanh công tác + ηtl: Hiệu suất phận trợ lực, kể đến tổn thất truyền lực tính từ xy lanh trợ lực đến piston xy-lanh cung cấp dầu cho xy-lanh công tác Vì trợ lực trực tiếp nên: itl=1, ηtl=0,95 [Theo tài liệu [1]] Lực bàn đạp cần phải tác dụng lên bàn đạp trường hợp có trợ lực chọn theo giới hạn nhỏ [Pbd] = 300[N] Khi lực yêu cầu trợ lực Ptl xác định bằng:  π D xl2 Pd    − [ P ] i η bđ bđ bđ  4.η  xl   Ptl ≥ itl η tl (5.15) Thay giá trị có vào (5.15) ta được:  π 0,0269 2.10   − 300.5,5.0,9  4.0,95  = 4734,038 Ptl ≥  1.0,95 [N] 5.7 Tính đường kính xi lanh bầu trợ lực - Để giảm nhẹ lực điều khiển phanh cho hệ thống phanh xe, thường dùng trợ lực kiểu chân không (loại đơn) với độ chênh lệch chân không Δp=0,06[MN/m2],(∆pck≈ 0,05-0,065[MN/m2]) - Lực trợ lực tạo nhờ nguyên lý chênh lệch áp suất hai ngăn bầu trợ lực (Db) xác định sau: π Db2 ∆P Ptl = Suy đường kính bầu trợ lực Db: 4.Ptl Db = π ∆P Thay giá trị Ptl, π, ∆P, vào (5.17) ta được: - 42 - (5.16) (5.17) Thiết kế hệ thống phanh xe tải Db = 4.4734,038 = 0,317 π 0,06.10 [m] = 317 [mm] Chọn Db =317 [mm] Kích thước bầu trợ lực tính nằm khoảng cho phép từ Db ≈ (200 − 400)[ mm] Vậy giá trị Db =317 [mm] hợp lý KẾT LUẬN Đối với hệ thống phanh xe tải nhẹ tính toán thông số cấu phanh dẫn động phanh hợp lý Với cấu phanh trước tự siết sau tách, siết không với lý thuyết xét đến hệ số bám trọng lượng thân xe đảm bảo độ an toàn tính đơn giản gọn nhẹ thuận lợi trình bảo dưỡng sửa chửa Phần trợ lực đảm bảo giúp người điều khiển thao tác nhẹ nhàng Qua đồ án ta hình dung cách tính toán thiết kế lựa chọn thông số lựa chọn sơ đồ cấu phanh, dẫn động phanh phù hợp với mục đích công dụng đặc biệt tính an toàn hệ thống Ta phân tích ưu nhược điểm phương án để có hướng trình thiết kế Tuy đồ án chưa hoàn chỉnh góp phần cho em hiểu toàn thiết kế hệ thống ô tô, rèn luyên khả tư duy, phân tích logic để đưa định phù hợp với yêu cầu thiết kế Cuối em xin chân thành cám ơn thầy Ts Lê Văn Tụy hướng dẫn cho em hoàn thành đồ án Em xin cám ơn!!!!! - 43 - Thiết kế hệ thống phanh xe tải TÀI LIỆU THAM KHẢO [1] HƯỚNG DẪN TÍNH TOÁN THIẾT KẾ MÔN HỌC HỆ THỐNG PHANH ÔTÔ – TS Lê Văn Tụy Giáo trình mạng nội Khoa Cơ Khí Giao Thông –Đại Học Bách Khoa Đà Nẵng [2] KẾT CẤU TÍNH TOÁN THIẾT KẾ VÀ THIẾT KẾ ÔTÔ – TS Nguyễn Hoàng Việt Giáo trình mạng nội Khoa Cơ Khí Giao Thông –Đại Học Bách Khoa Đà Nẵng [3] THIẾT KẾ TÍNH TOÁN ÔTÔ MÁY KÉO (TẬP III) – Nguyễn Hữu Cẩn, Phan Đình Kiên Nhà xuất Đại học Trung học chuyên nghiệp [4] LÝ THUYẾT ÔTÔ MÁY KÉO – Nguyễn Hữu Cẩn, Dư Quốc Thịnh, Phạm Minh Thái, Nguyễn Văn Tài, Lê Thị Vàng NXB Khoa học Kỹ thuật, Hà Nội -2005 - 44 - ... chỉnh chăm sóc, bảo dưỡng 1.4 Kết cấu hệ thống phanh ô tô: -4- Thiết kế hệ thống phanh xe tải Ðể thực nhiệm vụ mình, hệ thống phanh phải có hai phần kết cấu sau: - Cơ cấu phanh : Là phận trực tiếp... nhỏ, hệ thống làm việc được, hiệu phanh giảm) - Dễ phối hợp với dẫn động cấu sử dụng khí nén khác nhau, : phanh rơ moóc, đóng mở cửa xe, hệ thống treo khí nén, - 14 - Thiết kế hệ thống phanh xe tải. .. thong số kết cấu qui luật phân bố áp suất má phanh guốc phanh tự tách - 28 - Thiết kế hệ thống phanh xe tải + h2: Khoảng cách từ tâm quay guốc đến lực ép - Vậy mômen phanh hai guốc phanh cấu phanh