giao an oto 2

Khi tính toán truyền động phanh bằng chất lỏng trước tiên cần xấc định kích thước ống xilanh làm việc ( nằm ở cơ cấu phanh ) trên cơ sở xác định được lực ép P lên các guốc phanh và ch[r]

I LY HỢP

I.1 Xác định kích thước tính tốn hao mịn nhiệt độ cũa ly hợp

I.1.1 Xác định kích thước cũa ly hợp

Cơ sở để xác định kích thườc cũa ly hợp ly hợp phải có khả truyền mơ men xoắn lớn mô men cực đại cũa động

Mô men ma sát cũa ly hợp phải mô men xoắn lớn cần truyền qua ly hợp : M1 .Memax (3.29)

Ở :

- M

1 – Mô men ma sát cũa ly hợp (Nm)

- M

emax - Mô men xoắn cực đại cũa động (Nm)

- β - Hệ số dự trữ cũa ly hợp

 Xe du lịch : β = 1,3 ÷ 1,75

 Xe tải khơng có mooc β = 1,6 ÷ 2,25

 Xe tải có mooc ÷

Phương trình (2.39) viết dạng sau: p

R P M

M1  emax  tb (3.30)

Ở :

- µ - Hệ số ma sát cũa ly hợp

- p - Số lượng đôi bề mặt ma sát

p = m + n –

- m -Số lượng dĩa chu động

- n - Số lượng đĩa bị động

- P - Lực ép lên đĩa ma sát

- Rtb - Bán kính ma sát trung bình (bán kính cũa điểm đặt đĩa ma sát

tổng hợp)

Từ phương trình (3.30) xác định lực ép cần thiết lên đĩa để truyền mô men Memax :

P MR p MR p

tb e

tb

max

 

 

Bán kính Rtb xác định theo cơng thức sau: 2 3

.

3

2

R

R

R

R

R

tb







Hình 3.4:Sơ đồ xác định Rtb

Giá trị Rtb xác định sau :

Trên hình (3.4) hình vẻ cũa ma sát cũa ly hợp Chúng ta xét trường hợp ly hợp có đơi bề mặt ma sát (p=1)

Giả thiết có lực P tác dụng lên ma sát với bán kính R1 ,bán

kính ngồi R2 áp suất sinh bề mặt ma sát sẻ :

( ) 2 R R P S P q    

Bây ta xét vịng phần tử cách tâm O ,bán kính R có chiều dày dR

Mơ men lưc ma sát tác dụng lên vòng phần tử : dM q.2 R.dR.R .qR2.dR

  

 



Mô men lực ma sát tác dụng tồn vịng ma sát :

Măt khác mô men lư ma sát tác dụng tồn vịng ma sát lực ma sát tổng hợp µP nhân với Rtb ,tức :

M1 = µ.P.Rtb (3.33)

Từ cơng thức (3.32) (3.33)ta suy :

)

(

)

(

.

3

2

2 3

R

R

R

R

R

tb







(3.34)

Trong trượng hợp không cần độ chinh xác cao thi Rtb xáac định

theo công thức gần sau :

2

2

1 R

R

Rtb   (3.35)

Đường kính ngồi D2 cũa vòng ma sát bị khống chế đường kính ngồi

cũa bánh đà động Có thể chọn đường kính ngồi cũa ma sát theo cơng thức kinh nghiệm sau :

C M R

D emax

2

2 2 3,16 (3.36) Trong :

- D2 - Đường kính ngồi cũa ma sát (cm)

- Memax - Mô men xoắn cực đại cũa động cơ(N.m)

- C - Hệ số kinh nghiệm

 Đối với xe du lịch : C = 4,7

 Đốivới xe tải sử dụng điều kiện bình thường C = 3,6

 Đối với xe tải chở hàng xe tải sử dụng điều kiện nặng nhọc

C = 19

Bán kính R1 cũa ma sát chọn sơ sau :

R1 = (0,53 ÷ 0,75).R2

Giới hạn (0,53.R2)dùng cho động có số vịng quay thấp Cịn giới

hạn (0,75.R2) dùng cho động có số vịng qua cao

Bảng 3.1 : Vật liệu chế tạo ma sát ly hợp Nguyên liệu cũa

bề mặt ma sát

Hệ số ma sát µ Áp suất cho phép

(kN/m2)

Khô Trong dầu

Thép với gang Thép với thép Thép với phểađô Gang với phểa đô

Thép với phêrađơ cao su

0,15 ÷ 0,18 0,15 ÷ 0,20 0,25 ÷ 0,35

0,2 0,4 ÷ 0,5

0,03 ÷ 0,07 0,07 ÷ 0,15

0,07 ÷ 0,15

150 ÷ 300 250 ÷ 400 100 ÷ 250 100 ÷ 250 100 ÷ 250 Số lượng đơi bề mặt ma sát p tự chọn dựa vào két cấu có ,sau tịm lực ép P cần thiết theo cơng thức (3.11),sau cần kiểm tra áp suất lên

bề mặt ma sát theo công thức sau :q SP R P R 

 

q

 



) ( 22 21

 (3.37)

Ở :

[q] - Áp suất cho phép lấy theo bảng 3.1

Trong trường hợp dự kiến trước số lượng đôi bề mặt ma sát p thidf xác định thơng qua cong thức sau :

M1 = β.Memax=2.πR2tb.b.µq.p

Trong đó:

- Memax - Mô men xoắn cực đại cũa đông (Nm)

- B - Chiều rộng cũa ma sát : b = R2 - R1

- q - Áp suất cho phép lấy theo bảng 3.1(N/m2)

Từ ta xác định đơi bề mặt ma sát :

tb e R b q M

p max2

    (3.38)

I.1.2 Tính tốn độ hao mịn ly hợp

mòn nhiều Cho nên để xét mức độ hao mòn cũa ly hợp phải tính cơng trượt trê đơn vị diẹn tích bề mặt ma sát Đó cơng trượt riêng L0:

S.p L0 L

L   (3.39)

Trong đó:

- L0 - Công trượt riêng (J/m2)

- L - Công rượ sinh ly hợp trượt (J)

- S - Diện tích bbề mặt ma sát (m2) S=π.(R12 - R22)

- p - Số lượng đôi bề mặt ma sát

- [L0] – Công trượt riêng cho phép tra theo bảng 3.2

Bảng 3.2

Loại ô tô [L0]

Ơ tải có trọng tải đến 50 kN Ơ tơ tải có trọng tải 50 kN Ơ tơ du lịch

150.000 ÷ 25.000 J/m2

400.000 ÷ 600.000 J/m2

1000.000 ÷ 1.200.000 J/m2

I.1.3 Tính tốn nhiệt độ ly hợp.

Mổi lần đóng ly hợp, công trượt sinh biến thành nhiệt làm nung nóng ch tiết cũa ly hợp ,bởi ngồi việc kiểm tra cơng trượt riêng cần phải kiểm tra nhiệt độ chi tiét bị nng nóng trìnhtrượt

Khi khởi hành xe chổ ,cơng trượt sinh sẻ lớn Bởi tính toán nhiệt độcũa ly hợpcần phải kiểm tra lú khởi hành

Nhiệt độ tăng lên cũa hi tiết tiếp xúc trực tiếp với ma sát thời gian ly hợp bị trượt xác định theo công thức :

T cmL



 (3.40)

Ở :

θ - Hệ số xác định phần cơng trượt dùng để nung nóng phần chi tiết cần tính, θ xác định sau :

 2n

1





: Đối với đĩa ép (n- số lượng đĩa bị động )

 n

1





: Đối vói đĩa chủ động trung gian L - Cơng trượt sinh tồn đóng ly hợp

c - Nhiệt dung riêng chi tiết bị nung nóng, thép gang: c = 500 (J/kg độ)

m -Khối lượng cũa chi tiết bị nung nóng ( kg)

Mổi lần khởi động ô tô chổ điều kiện sử dụng đường phố T không vượt q 10 0K

I.2 Tính tốn chi tiết chủ yếu ly hợp

Trong phần ,chúng ta tính tốn chi tiết chủ yếu cũa ly hợp gồm :lò xo ép, đòn mở cấu điều khiển ly hợp Các chi tiết lại cũa ly hợp như: đĩa bị động vòng ma sát ,moay đĩa bị động ,giảm chấn trục ly hợp, đĩa ép đĩa ép trung gian tham khảo thêm tài liệu khác

I.2.1 Lò xo ép ly hợp

Nhằm tạo lực nén P sử dụng lị xo hình trung

tâm nhiều lị xo hình trụ bố rí vịng trịn có bán kính Rtb

Cơ sở để thiết ké lò xo ép giá trị lực nén Nmax

Giả thiết có n1 lị xo , để tạo lực nén tổng cộng P lên đĩa ly

hơp thân mổi lò xo phải chịu lực nén N = P/n1 bị ép môt đoạn

là f ( xem hình 3.5)

Khi tách ly hợp đĩa ép dịch đoạn s nén tiếp lị xo ,do tải rọng dùng để tính tốn thiết kế :

1 max

2 , n

P

N  ( N) (3.41)

Ở :

1,2 :Hệ số tính đến lị xo bị nén thêm tách ly hợp Lò xo tính tốn theo giáo trình “Chi Tiết Máy”

Hình 3.5 :Lị xo ép ly hợp

I.2.2 Đòn mở ly hợp

Khi muốn mở ly hợp ,cần thiết phải tác dụng lên đòn mở lực lớn lực tổng cộng cũa lò xo trường hợp đĩa ép dịch

chuyển đoạn S Giả thiết có nd địn mở ,thì mổi đon mở chịu lực là:

d

n i

P Q

,

 ( N) (3.42)

Dưới tác dụng cũa lực Q sẻ xuất hiên mô men uốn :Q.l tiết diện nguy

hiểm A-A.Cơ sở để thiết kế địn mở tỉ số truyền :ief phải thỗ mản điều

kiện điều khiển điều kiện bền tiết diện A-A (hình 3.6): u  u

l Q

   

u

W

(3.43) Ở đây:

[σ] = 300 ÷ 400 MN/m2

Hình 3.6:Sơ đồ lực tác dụng lên địn mở

I.2.3 Cơ cấu điều khiển ly hợp.

Trên ô tô thường sử dụng hai dạng : điều khiển ly hợp khí điều khiển ly hợp thuỷ lực( Xem hình 3.7 hình 3.8)

Sau định chọn cấu điều khiển dạng khí hay thuỷ lực, tính tốn tỉ số truyền i cấu thoã mản yêu cầu sau :

- Có chổ để bố trí hệ địn bẫy

- Hạn chế để số lượng khớp nối ma sát ,nhằm để nâng cao

hiệu suất truyền lực

- Lực tác dụng lên ban đạp hành trình bàn đạp ly hợp phải nằm trong

giới hạn cho phép

- Lực tác dụng lên chi tiết nhỏ tốt

a) Tính tốn tỉ số truyền:

- Đối với cấu điều khiển khí :

Hình 3.7 :Cơ cấu điều khiển ly hợp khí

- Đối với cấu điều khiển thuỷ lực :

2

1



     

d d f e d c b a

it (3.45)

Ở :

d1,d2: Đường kính xy lanh thuỷ lực

b) Kiểm tra điều chỉnh ly hợp

b1) Hành trình bàn đạp ly hợp :

- Điều khiển khí :

Sbd S.ic S S.ic.ab.dc (3.46)

- Điều khiể thuỷ lực :

2            d d d c b a i S S i S

Sbd t t (3.47)

Ở :

Sbd – Hành trình tổng cộng cũa bàn đạp (khoảng 150 ÷ 180mm)

ΔS - Hành trình tự cũa bàn đạp (khoảng 35÷60mm) Δ - Khe hởgiữa đầu đòn mở bạc mở.(khoảng ÷ 4mm)

S – Hành trình dịchchuyển đĩa ép để đảm bảo cho ly hợp đươc mở cách dứt khốt, mổi đơi bề mặt ma sát phải có khoảng cách: 0,75 ÷ 1mm đó:

S = (0,75 ÷ 1)p

(Trong p lượng đơi bè mặt ma sát ) b2) Lực tác dụng lên bàn đạp ly hợp :

N i

P

Pbd 200

,  

 (3.48)

Ở :

P - Lực nén tổng cộng tác dụng lên đĩa cũa ly hợp tính theo cơng thức (3.31)

1,2 - Hệ số tính đến lò xo ép cũa ly hợp bị nến thêm tách mở ly hợp

i - Tỉ số truyền theo công thức (3.44) (3.45)

 - Hiệu suất truyền lực :

 Đối với cấu điều khiển khí :

 c 0,70,8

 Đối với cấu điều khiẻn thuỹ lực :

b3) Công mở ly hợp :

A P P S 30J

) , (

 

 (3.49)

II HỘP SỐ

II.1 Trình tự tính tốn hộp số có cấp ơtơ

Cơng việc tính tốn thiết kế hộp số tơ có bước sau:

- Xác định tỷ số truyền đảm bảo tính chất kéo tính kinh tế theo điều

kiện cho trước

- Xác định kích thước chi tiết hộp số

Hai bước lớn cụ thể hoá bước cụ thể sau:

1 Trên sở điều kiện sử dụng điều kiện kỷ thuật cho trước, với điều kiện chế tạo, chọn sơ đồ động học dự kiến số cấp hộp số

2 Tính tốn lực kéo ô tô, xác định tỷ số truyền chung hệ thống truyền lực gài số khác

3 Phân chia phù hợp tỷ số truyền hệ thống truyền lực theo cụm (hộp số, hộp số phụ, truyền lực chính, truyền lực cuối cùng)

4 Tính tốn xác định tỷ số truyền hộp số

5 Xác định kích thước chi tiết, bố trí chi tiết hộp số kiểm tra liên quan làm việc chi tiết với

II.2 Sơ đồ động học số loại hộp số có cấp ơtơ II.2.1 Sơ đồ động học hộp số trục

II.2.2 Sơ đồ động học hộp số trục

Trên hình 4.2 sơ đồ động học số hộp số trục có từ đến số tiến Khi số cấp hộp số tăng mức độ phức tạp mặt kết cấu tăng theo Ở 4.2 thống kí hiệu sau:

- 1,2,3,4,5,6: Vị trí gài số 1,2,3,4,5,6 - L (hoặc R) : Vị trí gài số lùi

- I- Trục sơ cấp

- II- Trục thứ cấp

II.2.3 Sơ đồ đồ động học hộp số hành tinh

II.3 Chọn tỷ số truyền hộp số:

Tỷ số truyền hộp số ô tô xác định sở tính tốn lực kéo tay số Trong quan trọng tỷ số truyền tay số I Tỷ số truyền ihl

được xác định theo công thức viện sĩ Chuđacốp: ihl =

tl e

bx

i M

r G

 

0 max

max

(4.1) Ở đây:

- G - Trọng lượng toàn xe (N )

- 

- R

bx – Bán kính lăn bánh xe có tính đến biến dạng lốp ( m )

- Io - Tỷ số truyền truyền lực chính

- - Hiệu suất hệ thống truyền lực

Tỷ số truyền lực xác định: i0 =  2.56

bx

r

( 4.2 )

Ở đây:

-  - Hệ số vòng quay động cơ

 Đối với xe du lịch:  = 30-40  Đối với xe tải:  = 40-50

Nếu hộp số có ba cấp với số III số truyền thẳng thì:

ih3 = 1; ih2 = ihl

Nếu hộp số có số với số IV số truyền thẳng thì:

ih4 = 1; ih3 = 3 ihl ; ih2 = 3

hl i

Nếu hộp số có cấp với số V số truyền thẳng thì:

ih5 = 1; ih4 = 4 ihl ; ih3 = 4 ihl2 ; ih2 = 4

3

hl i

Nếu hộp số có cấp vơi số V số truyền tăng số IV số truyền thẳng thì:

ih5 = 3

1

hi

i ; ih4 = 1; ih3 = 3 ihl ; ih2 = 3 ihl2

Số truyền cao hộp số nên làm số truyền thẳng hay số truyền tăng tuỳ thuộc vào thời gian sử dụng Nên chọn số truyền làm việc nhiều làm số truyền thẳng để giảm tiêu hao truyền lực tăng tuổi thọ hộp số

II.4 Tính tốn chi tiết hộp số

II.4.1 Bánh hộp số

a) Tính tốn thiết kế tổng thể

Khi thiết kế sơ hộp số bánh hộp số người ta chọn trước khoảng cách trục môđuyn bánh Dựa vào thong số xác định số bánh để đảm bảo tỷ số truyền cần thiết cho hộp số

Khoảng cách A trục chọn theo công thức kinh nghiệm sau: A = C3

max

e

M (mm) (4.3) Ở đây:

- M

emax – Mômen xoắn cực đại động (Nm)

- C - Hệ số kinh nghiệm

 Đối với xe du lịch: C = 13-16

 Đối với xe tải: C = 17-19

 Đối với xe dung động diesel: C = 20-21

a2) Chọn môđuyn pháp tuyến bánh răng:

Chúng ta có phương pháp lựa chọn

Có thể chọn theo cơng thức kinh nghiệm sau:

m = (0.032-0.040).A (4.4)

Hoặc sử dụng đồ thị kinh nghiệm hình 4.3

Hình 4.3 Đồ thị để chọn mô đuyn pháp tuyến bánh a/ Dùng cho bánh có thẳng

b/ Dùng cho bánh có xiên Ở đây:

a3) Xác định số bánh

- Đối với hộp số hai trục:

Ở hình 4.4 sơ đồ hộp số hai trục để xác định số răng:

Ở hộp số hai trục xác định khoảng cách A theo công thức sau: A = ' 1 cos ) (  z z m  = i i i i z z

m z

z m



 2cos

) ( cos ( ' ' ) 2     (4.5)

Sau thay: ihl =

1 '

z z

ih2 =

2 ' z z ……… ihi =

i i

z z'

Vào biểu thức tính A, nhận công thức tổng quát để xác định zi z’i:

zi = (1 )

cos hl i i i m A   (4.6) z’

I = zi.ihi (4.7)

Ở đây:

- z

1, z2,…zi - Số bánh trục sơ cấp - z’

1, z’2,…z’i - Số bánh trục thứ cấp A

- A - Khoảng cách giửa hai trục - 

i – Góc nghiêng bánh thứ i - m

i – Môđuyn pháp tuyến cặp bánh thứ i

- Đối với hộp số ba trục:

Ở hình 4.5 sơ đồ hộp số ba trục để xác định số tăng

Khoảng cách A tính sau:

A = a a a a a a a

a z z m z i

m



 2cos

) ( cos ) ( '    (4.8)

Bởi vậy: ia = .

cos  a a a z m A  (4.9) Ở đây: - i

a - Tỷ số truyền cặp bánh ăn khớp

- m

a – Môđuyn pháp tuyến cặp bánh ăn khớp

-a – Góc nghiêng cặp bánh ăn khớp

Số z’

a bánh bị động cặp bánh ln ăn khớp

tính:

z’

Tỷ số truyền cặp bánh gài igi là:

igi =

a hi

i i

Số bánh trục trung gian thứ cấp xác định:

zi = (1 )

cos gi i i i m A   (4.10) z’

I = zi igi (4.11)

Trong đó:

- z

i - Số bánh thứ i trục trung gian - z’

i - Số bánh thứ I trục thứ cấp

-i - Góc nghiêng cặp bánh thứ i

- mi - Môđuyn pháp tuyến cặp bánh thứ i

b) Tính tốn kiểm tra bánh

Bánh hộp số ơtơ tính tốn theo uốn tiếp xúc b1) Tính tốn kiểm tra theo ứng suất uốn

Ứng suất uốn tiết diện nguy hiểm xác định theo công thức Lewis

u = bt y

K P

n

(MN/m2) (4.12)

Trong đó:

- P - Lực vòng tác dụng lên tâm ăn khớp (MN)

- b - Bề rộng bánh (m)

- t

n - Bước pháp tuyến (m)

- y - Hệ số dạng (xem bảng 4.1)

- k - Hệ số bổ sung: Tính đến tập trung ứng suất răng, độ trùng

khớp ăn khớp, ma sát bề mặt tiếp xúc, biến dạng ổ đỡ trục…

Lực vòng P tác dụng lên xác định:

P = Mr

- M – Mômen xoắn tác dụng lên tính

- M = M

emax i 

- i - Tỷ số truyền từ động đến bánh tính

- - Hiệu suất truyền lực kể từ động đến bánh tính

Bề rộng b răng thẳng chọn sau:

b = (4.4- 7)m, xiên chọn khoảng b = (7 – 8.6 )mn

Trong đó:

- m – Mơđuyn bánh trụ thẳng

- m

n – Môđuyn pháp tuyến bánh trụ xiên

Trong trường hợp thẳng tn thay t ta có:

t = .m

tn = .mn (4.13)

Hệ số dạng y cặp bánh không điều chỉnh chọn theo bảng 4.1

Đối với thẳng lấy số Z thực tế để chọn, xiên chọn theo số tương Ztđ

Ztd = cos3 z

(4.14)

Trong đó:

- Z - Số thực tế bánh răng

-  - Góc nghiêng đường bánh trụ xiên

Nếu cặp bánh có điều chỉnh, hệ số dạng tính: ydieu chinh = y

0

f  



(4.15)s

Trong đó:

- y - Hệ số dạng tiêu chuẩn (bảng 4.1)

- - Hệ số tra bảng 4.1 theo Z Ztđ

-  - Hệ số điều chỉnh răng

- fo - Hệ số chiều cao đầu răng

Nếu góc ăn khớp  ≠ 20o chiều cao khác 2.25m hệ số dạng

a = a ah

Trong đó:

- a

h - Hệ số chiều cao

h m ah 2,25 - a

- Hệ số góc ăn khớp

- h - Chiều cao răng

- m - Môđuyn

Nếu:

 = 14o50’ a= 0.75

 = 17o30’ a = 0.89  = 22o30’ a = 1.1

 = 25o a = 1.23

Cho bánh cụt có chiều cao đầu h’ = 0.8 m hệ số dạng y tìm theo cách phải nhân thêm 1.14

Ứng suất uốn cho phép [u ] = trình bày bảng 4.2

Bảng 4.1 Z

hoặc Ztd

Hệ số dạng y

Hệ số 

Cắt dao phay đĩa hoăc dao phay

ngón

Cắt dao phay lăn dao sọc

thanh

28 30 32 35 37 40 45 50 60 80 0.117 0.120 0.123 0.128 0.131 0.136 0.142 0.145 0.150 0.158 0.138 0.140 0.142 0.144 0.146 0.148 0.150 0.152 0.56 0.59 0.129 0.132 0.135 0.137 0.140 0.143 0.146 0.149 0.153 0.159 0.29 0.27 0.25 0.23 0.22 0.21 0.20 0.19 0.17 0.14 Bảng 4.2

Loại bánh [u ] (MN/m2)

1 Bánh trụ thẳng cho số số lùi 400 – 850

2 Bánh trụ nghiêng dung cho

số cao cặp bánh ăn khớp

Xe tải 100 – 250

Xe du lịch 180 – 350

Hệ số bổ sung K cho bánh trụ thẳng 1.12 cho bánh trụ xiên 0.75

Thay giá trị K bước t tn từ công thức (4.13) vào

công thức (4.12) để tính u, sau đơn giản ta có:

Cho bánh trụ thẳng:

u = 0.36 bm y

P

(MN/m2) (4.16)

Cho bánh trụ xiên:

u = 0.24 bm y

P

n

(MN/m2) (4.17)

Trong đó:

Đơn vị đại lượng là: P: (MN) B, m, mn,: ( m )

Mức độ hao mòn bánh phụ thuộc vào giá trị ứng suất tiếp xúc tâm ăn khớp Ứng suất tiếp xúc tính theo cơng thức Hert – Believ:

tx = 0.418 

      1   b NE (4.18) Trong đó:

- N - Lực tác dụng vng góc lên mặt tiếp xúc ăn khớp

(MN)

- 

tx - Có đơn vị MN/m2 - B

o - Chiều dài đường tiếp xúc (m)

- E - Môđuyn đàn hồi (E = 2,1 105 MN/m2 )

-1, 2 - Bán kính cong bề mặt chủ động bị động

điểm tiếp xúc (m)

Nếu hai bánh ăn khớp lấy dấu “+”, ăn khớp lấy

dấu “-"

Đối với bánh trụ thẳng:

N = ;

cos P

bo = b (4.19)

Ở đây:

- P - Lực vòng tác dụng lên bánh (MN)

- b - Bề rộng bánh (m)

Đối với bánh trụ nghiêng; với góc nghiêng đường :

 

.cos ; cos cos

b b

P

N  o  (4.20)

Thay giá trị (4.19) (4.20) vào (4.18) ta có công thức chung cho bánh trụ thẳng nghiêng:

tx = 0.418 

      1 cos    b PE (4.21)

Muốn xác định tx tâm ăn khớp phải lấy 1, 2 tâm ăn

khớp

1 = r1 sin ; 2 = r2 sin (4.22)

Cho bánh trụ nghiêng:

  

 

1 2 2

cos sin ; cos sin r r 

 (4.23)

Ở đây:

r1, r2 – Bán kính vịng trịn lăn bánh chủ động bị động

Ứng suất tiếp xúc thông thường xác định theo theo chế độ tải trọng trung bình

Lực vịng P tính công thức: P =

r i Me max



(4.24)

Trong  xác định theo đồ thị kinh nghiệm

Thơng thường xe sử dụng ½ Me max, nên thường chọn  = 0,5

Ứng suất tiếp xúc cho phép [tx] bề mặt chế độ tải trọng

trục sơ cấp hộp số 0,5 Me max trình bày bảng 4.3:

Bảng 4.3

Loại bánh [ ] (MN/m2)

Xêmentít hố Xianuya hố

1

Bánh dung cho số số lùi Bánh ăn khớp bánh số cao

1900 – 2000 1300 – 1400

950 – 1000 650 – 700 Các bánh hộp số xe du lịch xe tải với tả trọng đến 20 kN thường xianuya hố, ngồi bánh ô tô tải với tải trọng 20 kN xe buyt thường xêmentít hố

II.4.2 Trục hộp số

a) Chọn sơ kích thước trục:

Chúng ta tính kích thước sơ theo cơng thức kinh nghiệm sau:

Đối với trục sơ cấp:

d1 = 5.3 Memax (4.25)

Trong đó:

- d

- M

emax (Nm) – Mômen xoắn cực đại động

Đối với trục trung gian:

d2  0.45.A ; 0.16 0.18

2

 

l d

(4.26) Trong đó:

- d

2, l2 (mm) - Đường kính chiều dài trục trung gian

- A (mm) - Khoảng cách trục hộp số

Đối với xe du lịch:

A = 12.13 3

max

e

M (mm)

Đối với xe tải:

A = 18.7 3

max

e

M (mm)

Đối với trục thứ cấp:

d3  0.45 A ;

3

l d

= 0.18-0.21 (4.27) d3, l3 (mm) - Đường kính chiều dài trục thứ cấp

Khi có sơ kích thước trục vẽ sơ đồ bố trí hộp số xác

định lực tác dụng lên trục hộp số Cuối tiến hành tính tốn trục theo cứng vững tính sức bền trục

b) Tính tốn lực tác dụng lên trục Lực tác dụng lên trục gồm cò hai nhóm:

- Nhóm 1: Các lực từ bánh làm việc

- Nhóm 2: Các lực từ ổ trục ( phản lực)

Muốn xác định phản lực ổ, trước hết phải xác định lực tác dụng lên trục từ bánh

Sơ đồ chịu lực trục trình bày hình 4.6 Lấy vị trí ăn khớp bánh tay số làm ví dụ

Giá trị lực vịng, lực hướng kính, lực chiều trục đwowcj tính sau (xét trường hợp tổng quát bánh trụ nghiêng):

Lực vòng: P =

r M

Lực hướng kính: R = rM.cos.tg (4.29)

Lực chiều trục: Q = M.rtg (4.30)

Ở đây:

M = Me max i

- i - Tỷ số truyền từ động đến trục tính

- - Góc ăn khớp trục bánh

-  - Góc nghiêng răng

- r – Bán kính vịng trịn lăn răng

Các phản lực ổ trục xác định từ phương trình cân mơmen

c) Tính tốn kiểm tra độ cứng vững

f - Độ võng: - Góc xoay: 12 = 1 + 2

Độ cứng vững mổi điểm trục đặc trưng độ võng góc xoay điểm trục hai mặt phẳng vng góc với

Độ võng góc xoay đặt vị trí đặt bánh

Trên sở chịu lực, vẽ sơ đồ nội lực mặt phẳng ngang

dọc, tiến hành tính độ võng góc xoay lớn tiết diện có bánh ăn khớp

Quan trọng độ cứng vững mặt phẳng ngang, ảnh hưởng

Phương pháp tính độ võng góc xoay theo sách “Sức bền vật liệu” Độ

võng cho phép mặt phẳng dọc (ZOX)  0.2 mm Góc xoay cho phép

các trục mặt phẳng ngang (YOZ)  0.002 rad

b) Tính tốn sức bền trục:

Trục hộp số tính theo uốn xoắn, phần có then hoa trục tính theo dập cắt

Khi tính sức bền phải tiến hành cho tay số:

Ứng suất uốn u tính:

u = 3

d

Mu

(MN/m2) (4.31)

Ứng suất xoắn  tính:

 = 3

d

Mx

(MN/m2) (4.32)

Nếu trục làm việc đồng thời vừ chịu uốn vừa chịu xoắn, ứng suất tổng

hợp tính theo lý thuyết sức bền vật liệu:

th =

2 3 2                d M d

Mu x

u 



Bởi vì:

Mth = Mu2Mx2 Nên ta có:

th = 3

1 d

Mth

(MN/m2) (4.33)

Trong đó:

- M

th – Mơmen tổng hợp tác dụng lên trục (MNm)

- 

th - Ứng suất tổng hợp mà trục phải chịu (MN/m2)

- d - Đường kính trục tiết diện nguy hiểm (m)

Nếu có then hoa lấy đường kính trung bình để tính (dtb)

dtb =

2

t n d

d 

- d

n - Đường kính trục then hoa (m)

- d

Nếu trục chế tạo liền với bánh trục loại bánh Khi trục chế tạo riêng với bánh dung thép 40, 40X, 50 Đôi trục chế tạo loại thép sau 18XHBA, 40XHMA, 45, 15XA

Ứng suất tổng hợp cho phép 50 – 70 MN/m2

Phần then hoa trục làm việc chịu ứng suất dập cắt Qua thực tế

sử dụng chưa có trường hợp then hoa bị hỏng ứng suất cắt Vì then hoa thường tính theo ứng suất dập, lúc thất cần thiết tính them ứng suất cắt

Ứng suất dập d then hoa xác định:

d =

tb d d l h z i M F Q 75 



(4.34)

Trong đó:

- Q - Lực vịng tác dụng lên then hoa

-F - Tổng số bề mặt tiếp xúc then với moay bánh

- M

d – Mômen xoắn động

- i - Tỷ số truyền từ động đến trục tính

- z - Số lượng then hoa

- h - Chiều cao then hoa

- l - cjiều dài tiếp xúc then hoa với moay bánh răng

- 0.75 - Hệ số tính đến phân bố tải trọng không lên then hoa

- d

tb - Đường kính trung bình trục then hoa

Đối với loại then hoa nối ghép cố định, ứng suất dập cho phép:

[ d ] = 50.100 MN/m2

Đối với loại then hoa nối ghép khơng cố định thì:

[ d ] = 30 MN/m2

II.4.3 Các cấu điều khiển quan trọng hộp số

Bộ đồng tốc

Khi sang số, cho dù tách ly hợp quán tính nên bánh

Xét trường hợp chuyển từ số cao số thấp để tìm hiểu ngun lý phân tích lực (hình 4.8)

b1) Giai đoạn chuyển tự (lúc mặt côn ống lồng chưa tiếp xúc với mặt côn bánh 4)

Vì vịng gạt liên kết cứng với ống ống lại liên kết đàn hồi

với ống lồng7, gạt phía bánh 4, khối chi tiết 6-2-3-5-7 dịch chuyển Khi hai mặt tiếp xúc với tạm thời dừng lại bắt đầu gai đoạn hai

b2) Giai đoạn chưa đồng tốc

Do tác dụng đà qn tính nên ống vẩn cịn quay với tốc độ góc số cũ:

3 = c

m

i



Trong đó:

- 

3 - Vận tốc góc ống - 

m - Vận tốc góc trục - i

Trong bánh ln ăn khớp với bánh trục trung gian vậy:

4 = t

m

i



- 

4 - Vận tốc góc bánh - i

t - Tỷ số truyền thấp

Bởi vì: ic < it nên 3 > 4

Ống lồng vừa có liên hệ với bánh vừa có liên hệ với ống

nên tốc đọ góc 7 nằm giới hạn:

4 < 7 < 3

Kết chốt bị hãm hốc ống ống không dịch

chuyển

Sau phâ tích lực để thấy vù chốt bị hãm:

Dưới lực ép lực chiều trục Q1 (lực tác dụng người lái thơng qua

cơ cấu địng bẩy chuyển đến ) tình trạng chịu lực chi tiết hình 4.9

Trong giai đoạn chưa đồng tốc mặt côn ống lồng trượt mặt

của bánh 4, nên chúng có lực ma sát .N, đó:

N =



sin

1

Q

Ở đây:

-  - Góc nghiêng mặt côn

- N - Phản lực

Lực ma sát cân với lực vòng P tác dụng tương hỗ giữ chi tiết

2 theo điều kiện sau;

P.r1 = .N.r  P =

1 r r N  Trong đó:

-  - Hệ số ma sát - r, r

1 –Bán kính điểm đặt lực

Thay N vào biểu thức (4.35) ta có:

P = ..sin.

1 r r Q (4.36)

Tại mặt xiên góc  cổ vng chốt tác dụng phản lực Q phân

tích từ P:

Q = tgP (4.37)

Lực Q lức hãm cổ vng B chốt hốc A ống lồng

7, Q phải thoả mãn điều kiện hãm sau đây: Q > Q1 

   tg r r Q sin 1 Tức là:

tg  < .sin 

r r

(4.38)

Biểu thức (4.38) sở để thiết kế góc  đủ để hãm chốt giữ không

cho ống dịch chuyển chưa đồng tốc

b3) Giai đoạn đồng tốc

Do ma sát nên đà quán tính dần bị triệt tiêu cuối cùng;

3 = 7 = 4

Khi đồng tốc lực ma sát N khơng cịn lực hãm

lò xo bi gạt ống ăn khớp với vành bánh cách êm dịu chúng đồng vận tốc góc

Khi thiết kế thường chọn hệ số ma sát  = 0.05-0.1, góc nghiêng  = 7o –

12o, Q

1 = (4-9).(50-100)N, tỷ số truyền cần số : 4-9, Lực tác dụng lên cần số:

50-100N

III TRUYỀN ĐỘNG CÁC ĐĂNG

III.1 Xác định kích thước trục theo số vịng quay nguy hiểm :

Trước hết phải xác định số vòng quay cực đại trục đăng ứng với tốc độ lớn xe:

p h e i i n n max

max  (v/ph) (6.24)

Ở đây:

- n

emax: Số vòng quay cực đại động

- i

h: Tỉ số truyền số cao hộp số (1 )

- i

p: Tỉ số truyền số cao hộp số phụ

Tiếp theo xác định số vòng quay nguy hiểm nt trục:

max ) 2 , ( n

nt   (v/ph)

Giả thiết bề dày thành trục rỗng , xác định giá trị đường kính D:

Loại điểm tựa Trục đặc D Trục rỗng D d

1 Đặt tự điểm tựa

2 10 12 l D 2 10 12 l d D 

2 Ngàm điểm tựa

2 10 , 27 l D 2 10 , 27 l d D 

Bảng 6.1: Cơng thức tính số vịng quay nguy hiểm nt

Theo bảng (6.1) ta có, trục rỗng đặt tự gối tựa ta có: 12.104 22

l d D nt   (6.25)

) 10 44 , ( 10 2   

 D n l

D   t (6.26)

Giải phương trình ta xác định đường kính D

III.2 Tính tốn kiểm tra trục đăng:

Hình 6.13

Trên hình 6.13 truyền động đăng từ trục sang trục với góc  >

0 coi cơng suất mát khớp đăng K không đáng kể cơng suất trục N1 công suất trục N2

N1 N2  M1.1 M2.2 (6.26)

Nếu K khớp đăng đồng tốc 1 = 2  M1 M2

Nếu K khớp đăng khác tốc 1  2  M1 M2

Từ (2.26) ta có:

( ) 2 1     M M

M  

(6.27)

max

2 M

M 

 min

1

2) ( )

(     

Theo (6.7) thì:

   cos ) (  Bởi vậy:  cos max M

M  (6.28)

Vậy K khớp đăng khác tốc trục chịu mômen xoắn lớn trường hợp K khớp đăng đồng tốc Cho nên tính toán trục bị động ứng với trường hợp K khớp đăng khác tốc

Khi làm việc trục chịu xoắn, uốn, kéo (hoặc nén) Trong ứng suất xoắn lớn so với ứng suất lại, cần tập trung tính trục theo giá trị M2max:

  cos cos 1 max max p h e i i

M M

M   (6.29)

ứng suất xoắn cực đại trục đăng là:   cos 1 1

max max X p h e X W i i M W M 





MN/m2



(6.30)

Trong đó:

X

W : mômen chống xoắn nhỏ trục đăng.

  2

2 57 D D

WX   (6.31)

Với  D2 d : Bề dày trục đăng

D,d: đường kính ngồi trục đăng Giá trị cho phép:

  100300 MN/m2

Giá trị góc xoắn trục đăng là:

   cos

108 max 1

X p h e J G l i i M

  0

(6.32) đây:

X

J : Mômen qn tính tiết diện xoắn.

G: mơ đuyn đàn hồi xoắn G = 80 GN/m2 = 8.105 kG/cm2

Góc  cho phép:

  30 90

 

Khi tính theo xoắn hệ số bền dự trữ theo giới hạn chảy dịch chuyển lấy khoảng 33,5

Khi xe chuyển động, cầu xe dao động, nên khoảng cách l hai tâm hai khớp đăng thay đổi trượt rãnh then hoa Lúc trục đăng chịu lực chiều trục Q;

max 1.

t t

p h e

d D

i i M Q



 (6.33)

Trong đó:

t

D dt: đường kính ngồi then hoa.

 : Hệ số ma sát then hoa.

Khi bôi trơn tốt:  0.040.06 Khi bôi trơn kém:  0.110.12

Rãnh then hoa trục đăng kiểm tra theo cắt chèn dập Vì then hoa lắp ghép lỏng nên ứng suất cắt thừa nhận bằng:

  30 

 MN/m2

ứng suất chèn dập thừa nhận bằng:





65  cd cd 

III.3 Tính tốn chốt chữ thập:

Trên hình 6.14 sơ đồ lực tác dụng lên chốt chữ thập

Hình 6.14: Sơ đồ lực tác dụng lên chốt chữ thập Vì M2max M1 nên lực P tính theo M2max

 cos

1 max max

2

R i i M R

M

P  e h p (6.34)

Dưới tácdụng lực P, mặt cắt nguy hiểm A-A xuất hiệu ứng suất uốn cắt

Ngoài bề mặt cổ chốt chữ thập chịu ứng suất chèn dập

a) ứng suất uốn:

  350

2

 

 cd

u u

W l P



 MN/m2

ở đây:

u

W : Mômen chống uốn mặt cắt A-A

b) ứng suất cắt:

    170 S

P

MN/m2

ở đây:

c) ứng suất chèn dập:

 80

  cd cd F

P 

 MN/m2

ở đây:

F: diện tích tiết diện cổ chốt (F 1.dc)

Trường hợp có ổ bi kim bọc ngồi phần làm việc cổ chốt lực Pb cho

phép lớn tính:

3 7800  tg i n i d l P P h n t t t b  

MN (6.35)

Trong đó:

t

i : số lăn hay số kim ổ bi.

t

l , dt: chiều dài làm việc đường kính lăn hay kim cm n

n : số vòng quay động ứng với giá trị Memax

Hệ số bền dự trữ

P P

k b

 phải lớn

III.4 Tính tốn nạng đăng:

Lực tác dụng lên nạng xác định theo biểu thức (6.34) Tiết diện nguy hiểm mặt cắt A-A

Dưới tác dụng lực P, tiết diện A-A xuất ứng suất uốn xoắn:

a) ứng suất uốn:

  u5080

u u W e P   MN/m2. đây: u

W : Mômen chống uốn tiết diện A-A

Nếu tiết diện hình chữ nhật thì: (xem hình 6.15)

6 /

2

bh Wu 

Nếu tiết diện hình êlip:

10 /

2

bh Wu 

(h: đường kính dài; b: đường kính ngắn elip)

b) ứng suất xoắn:

  80 160

      X W a P MN/m2 đây: X

W : Mômen chống xoắn tiết diện A-A

Nếu tiết diện hình chữ nhật thì:

h b K WX



K ch n theo t l h/b theo b ng sau:ọ ỷ ệ ả

h/b 1,5 1,75 2,5

K 0,208 0,231 0,239 0,246 0,258 0,267 0,282

Nếu tiết diện A-A hình êlip thì:

16 / h b WX 

III.5 Vật liệu chế tạo chi tiết truyền động đăng:

Trục đăng chế tạo thép ống:

Thép 15A 20, phần then hoa thép 30, 40X 45T2

Chốt chữ thập làm thép: 20X, 13XT, 20XHTP Hai loại thép đầu phải thấm cacbon Loại sau thấm nitơ

Nạng đăng chế tạo thép 30X, 40, 45 thép 35 cao tần

IV.1 Phân tích lực tác dụng:

Hình 7.9: Phân tích lực tác dụng lên cặp bánh nón

Giả thiết điểm đặt lực (điểm A) nằm bán kính trung bình rtb Chúng ta

sẽ phân tích tác dụng tương hỗ N hai bánh thành ba lực thành phần: - Lực vòng P

- Lực chiều trục Q - Lực hướng kính R

- Trên hình 7.9: Trong mặt phẳng vng góc với đường xoắn răng, lực N phân tích thành lực P1 P2(góc N P1  P1P2 ) Lực P1lại

được phân thành hai lực P S, lực S theo phương đường sinh lực F theo phương tiếp tuyến với vịng trịn lăn (góc P P1 

PS )

- Giá trị lực thành phần tính sau:

P =

tb

r M

(7.4) S = P.tg (7.5)

P2 = P1.tg =   cos



tg P

Hình 7.10: Phân tích lực P2 S thành lực thành phần

Trong lực thành phần đây,nếu tiếp tục phân tích S P2

thành lực thành phần theo chiều x (theo chiều dọc trục) theo chiều y (chiều hướng kính) (hình 7.10)

Sau tổng hợp thành phần lại theo chiều x, y nhận lực chiều trục Q lực hướng kính R:

Q = xi = P2sin - S.cos (7.7)

R =  yi = P2cos + S.sin (7.8)

Thay giá trị P2 S từ (7.5) (7.6) vào (7.7) (7.8) trừờng hợp tổng

quát ta có: Q =

 Cos

p

(tg.sinsin.cos) (7.9)

R =

 cos

P

Qui định ch n d u bi u th c (7.9) v (7.10) theo chi u b ng (7.2)ọ ấ ể ứ ề ả

Chiều M Răng xoắn Lực Q (7.9) Lực R (7.10)

Dương (+) PhảiTrái +- +

-Âm (-) Phải +

-Trái - +

Bảng 7.2: dùng để chọn dấu cho (7.9) (7.10)

a) b) Hình 7.11: Quy định chiều xoắn a)Xoắn phải

b)Xoắn trái

Chiều xoắn quy định hình (7.11) Khi nhìn vào đáy nhỏ bánh nón xoắn, thấy đường khỏi đáy nhỏ (hoặc xa ta) theo chiều thuận kim đồng hồ goi chiều xoắn phải, theo chiều ngược lim đồng hồ xoắn trái

Khi nhìn vào đáy lớn thấy bánh quay theo chiều thuận kim đồng hồ mômen M dương, hciều ngược kim đồng hồ mômen M âm

Chiều dương lực chiều trục hướng đáy lớn lực hướng kính hướng vào tâm

IV.2 Tính tốn kiểm tra ứng suất uốn:

 = bPm y

tb

85

0  [u] (7.11)

ở đây:

mntb- mơđun pháp tuyến tíêt diện trung bình, tính theo(7.3)

y- hệ số dạng tra bảng (xem lại môn "chi tiết máy") theo số tương đương

Số tương đương xác định sau: Đối với bánh nón chủ động:

Z1td =

cos 1   Cos Z (7.12) Đối với bánh nón bị động: Z2tđ = .cos2 .

2   Cos Z (7.13)

IV.3 Tính toán kiểm tra ứng suất tiếp xúc:

ứng suất tiếp xúc tính theo cơng thức củ giáo trình Chi tiết máy :“ ”

tx =

 

 ( 0.5 ) sin

) ( cos i b L i b E P  

 [tx]

Trong đó:

E = 2.15.105 MN/m2 - môđuyn đàn hồi vật liệu bánh răng.

 = 1.15  1,35 : chọn theo giá trị lớn nhỏ góc xoắn   - góc ăn khớp

IV.4.Tính tốn cặp bánh hypơit:

Đối với bánh hypơit cần ý phân tích lực riêng cho bánh chủ động (1) bánh bị động (2)

a.Bánh chủ động:

1 tb r M P 

ở :

rtb1- bán kính vong trịn lăn trung bình bánh chủ động

Q1=

1

cos

P

(tgsin1  sin1cos1)

R1=

1

cos

P

(tgcos1  sin1sin1)

Trong đó:

 - góc ăn khớp bánh

1 - góc nghiêng bánh chủ động

 - nửa góc đỉnh bánh chủ động

b Bánh bị động:

P2= P1

1

cos cos

 

Q2 =

1

cos

P

(tgsin2 sin2cos2)

R2 =

1

cos

P

(tgcos2 sin2sin2)

Trong :

2 - Góc nghiêng bánh bị động

2- Nửa góc đỉnh bánh bị động

IV.5 Các biện pháp tăng cường độ cứng vững truyền lực chính

a) Bánh trục chủ động:

Thường có cách bố trí gối đỡ bánh nón chủ động: bố trí cơng xơn (hình 7.12a) bố trí phía (hinh 7.12b)

a) b)

Phương án bố trí gối đỡ hai phía có độ cứng vững cao cơng nghệ chế tạo vỏ truyền lực phức tạp Loại thường dùng trưòng hợp mổmnen xoắn truyền qua lực q lớn, có khả gây biến dạng đáng kể

Phương án bố trí kiểu cơng xơn phổ biến ôtô.Trường hợp thường dùng bi lăn nón đỉnh quay vào để giảm tốc độ cơng xơn a, giảm mơmen uốn đầu cơng xơn (hình7.13)

a)

b)

Hình 7.13:Cách bố trí trục chủ động

a) Sơ đồ biến dạng trục chủ động

b) Đồ thị biến dạng

1;2: Các lò xo

Để tăng độ cứng vững kết cấu theo chiều trục, vịng bi lăn nón lắp ghép với độ căng ban đầu Thực chất độ căng ban đầu điều chỉnh ổ lăn khơng hồn tồn khắc phục khoảng hở viên lăn, mà cịn gây biến dạng đàn hồi chi tiết ổ lăn Bản chất độ căng ban đầu, thể sơ đồ (hình 7.13) thay độ biến dạng đàn hồi lò xo Nếu khơng có độ nén ban đầu, quan hệ lực trục chiều trục Q độ nén lò xo là:

Q= c.f [N] đây:

f- độ biến dạng lò xo (trên đồ thị đường nét đứt) Q=2.c.f [N]

Trên đồ thị đường nét liền OA Như có độ căng ban đầu, giá trị lực chiều trục Q, biến dạng có giảm Do cần phải khắc phục khe hở đầu vòng bi

Độ găng ban đầu có ảnh hưởng đến tuổi thọ truyền lực chính, độ căng tăng ăn khớp bánh nón ổn định hơn, làm chi tiết chóng mịn

b) Bánh trục bị động:

Để tăng tỷ số truyền, bánh bị động thường có đường kính lớn so với bánh chủ động Trong nhiều kết cấu có điểm tựa để giới hạn dịch chuyển bánh bi động nhiều trục sinh (hình 7.14)

Hình 7.14: Sơ đồ loại điểm tựa

Khi đặt điểm tựa phải tính tốn sau để bánh bị động dịch chuyển giới hạn cho phép (0,25mm) chạm vào điểm tựa Có loại điểm tựa khơng điều chỉnh (hình 7.14a) mũ đồng thau loại điểm tựa lăn (hình 7.14b) cách thay chốt bulơng

Hình 7.15

IV.6 Vật liệu chế tạo truyền lực chính:

Đối với bánh chịu tải nhỏ: làm thép hợp kim crôm mănggan 20XGP

Đối với bánh chịu tải lớn trục làm thép hợp kim 20XH2M; 15X

V VI SAI

V.1 Vi sai đặt hai bánh xe chủ động

Thường gặp vi sai thuộc loại đối xứng Sử dụng thông dụng vi sai bánh nón, vi sai bánh trụ, vi sai cam vi sai trục vít

a) Vi sai đối xứng kiểu bánh trụ:

Trên hình (8.4) vi sai đối xứng kiểu bánh trụ sử dụng xe Tatra 111 động hịa CZECH

Hình 8.4: Cấu tạo vi sai đối xứng kiểu bánh trụ C Cần dẫn (lồng răng)

1 2: Các bánh trung tâm 3': Các bánh hành tinh

Quá trình phát triển kết cấu để đến phương án độc đáo phân tích sau:

Từ cấu vi sai không đối xứng kiểu bánh trụ (hình 8.5a) lắp thêm bánh hành tinh 3' thu kết cấu (hình 8.5b)

Cơ cấu chưa phải vi sai đối xứng Nếu mở rộng dần cần c thành khung lắp ghép bánh 3, 3' cho điểm ăn khớp không năm mặt phẳng, đồng thời bảo đảm điều kiện Z1 = Z2 Z3 = Z'3 (hình

8.5d) nhận vi sai đối xứng kiểu bánh trụ

Hình 8.5: Phân tích q trình phát triển kết cấu phương án vi sai đối xứng kiểu bánh trụ

a Vi sai không đối xứng ăn khớp cần b Vi sai không đối xứng ăn khớp cần c Vi sai khơng đối xứng ăn khớp ngịai d Vi sai đối xứng

b) Vi sai cam:

Hình 8.6: Vi sai cam đặt hướng tâm a Kết cấu vi sai cam

b Sơ đồ lực tác dụng c Tam giác lực

d Đồ thị mối quan hệ kh - 2

Kết cấu nguyên lý làm việc sau

Giá trị hệ số hãm kh vi sai cam phụ thuộc vào hệ số ma sát chạy với mặt cam phụ thuộc vào góc đỉnh cam  Khi  = 350

kh = 0,3,  = 60 kh =

Giá trị trung bình kh là: kh = 0,4  0,5

Sơ đồ lực tác dụng lên chạy biểu diễn hình 8.6b N1, N2, R hợp lực tác dụng lên chạy từ phía vỏ ngồi, vỏ ngồi

và vịng ngăn giá trị  góc ma sát

Từ tam giác lực (hình 8.6c) ta có:







90  2



sin



90



 2





sin 1

2      N N (8.21) Suy ra:







 



  cos cos 1   N N

Mômen vỏ (ứng với bánh xe quay chậm dừng) M'' = N2sin (2 +).r2

Mơmen vỏ ngồi (ứng với bánh xe quay nhanh) M' = N1sin (1 +).r1

Hệ số hãm vi sai kh tính:



































sin





cos





sin





8.22



cos sin cos sin cos sin sin sin sin 2 1 2 1 1 2 1 2 ' '' ' '' r r r r r N r N r N r N M M M M kh                                             

Khi  = 60; r1 = 2r2, quan hệ hệ số hãm kh góc 2 biểu thị hình

8.6d giá trị cực tiểu kh 0,3 2 = 250  300

Từ biểu thức (8.22) ta thấy  =  kh = 1, tức vi sai hoàn toàn bị

hãm cứng ứng suất tiếp chạy vỏ cam xe chuyển động thẳng là:

1 - ứng suất tiếp chạy vỏ cam

2 - ứng suất tiếp chạy vỏ cam

E - Mơđun đàn hồi

1, 2 - Các bán kính cong chạy tiếp điểm Nếu tâm đường

con hai bên tiếp điểm lấy dấu (+), tâm bên lấy dấu (-) [] = 2,5  3MN/m2

l - Chiều dài tiếp xúc chạy cam

c Vi sai trục vít:

Hình 8.7: Vi sai trục vít 1, 5: Các bánh vít

2, 3, 4: Các trục vít hành tinh

Thường chọn = 200  300 loại vi sai có kết cấu phức tạp vi sai cam

Mômen phân phối trục thông qua cặp hành tinh M' = M''.1 2 3 4 (8.24)

ở đây:

1, 2, 3, 4 - Hiệu suất truyền động theo thứ tự cặp trục vít,

bánh vít

Hệ số hãm kh tính

4 ' '' ' ''               M M M M

kh (8.25)

Độ nhớt dầu bơi trơn có ảnh hưởng đến hệ số hãm theo tỷ lệ thuận

V.2 Vi sai đặt cầu chủ động

Vi sai cầu dùng để phân phối mômen truyền đến cầu

Thông thường giá trị mômen phân phối đến cầu trước sau (đối với xe hai cầu) tỷ lệ với trọng lượng bám cầu

Nếu ta ký hiệu M1, M2 mômen phân phối từ vi sai cầu tương

ứng ta có:

Sử dụng loại vi sai giảm tác hại mơmen phụ truyền lực với loại vi sai có ma sát nhỏ khắc phục ảnh hưởng chi tiết hệ thống truyền lực ôtô nhiều cầu không bị tải

Trong vi sai loại đối xứng, mômen truyền đến vỏ vi sai chia cầu không mà theo tỷ số định thường tỷ lệ với trọng lượng bám cầu chủ động

Hình 8.8: Sơ đồ bố trí vi sai cầu xe Ural - 375 T - Cầu trước; G - Cầu giữa; S - Cầu sau

M - mômen; Z - Phản lực thẳng đứng

Bộ vi sai đặt cầu trục trước hai cầu phía sau có kết cầu kiểu khơng đối xứng bánh hình trụ Bộ vi sai đặt hộp phân phối (hình 8.9)

Hình 8.9: Nguyên lý cấu tạo vi sai không đối xứng kiểu bánh trụ đặt cầu trước hai cầu phía sau xe Ural - 375

V vật liệu chế tạo chi tiết vi sai

Vỏ vi sai chế tạo gang rèn thép 40 thử thập vi sai chế tạo thép hợp kim nhãn hiệu 12XHA, 18XH, 30XH có nhiệt luyện

Đối với vi sai trục vít: trục vít chế tạo thép 12X2H4A, xêmăngtít

VI TRUYỀN ĐỘNG ĐẾN BÁNH XE CHỦ ĐỘNG VI.Công dụng, phân loại yêu cầu nửa trục

1,Công dụng :

Dùng để truyền mômen xoắn từ truyền lực đến bánh xe chủ động Nếu cầu chủ động loại cầu liền (đi kèm với hệ thống treo phụ thuộc) truyền động đến bánh xe nhờ nửa trục Nếu cầu chủ động cầu rời (đi kèm với hệ thống treo độc lập) truyền mômen đến bánh dẩn hướng bánh xe chủ động có thêm khớp đăng đồng tốc

2,Yêu cầu:

Với loại hệ thống treo nào, truyền động đến bánh xe chủ động phải đảm bảo truyền kết mômen xoắn

Khi truyền mơmen xoắn, vận tốc góc bánh xe chủ động bánh xe dẩn hướng vừa chủ động không thay đổi

3,Phân loại:

a,Theo kết cấu cầu chia làm loại: + Cầu liền

+ Cầu rời

b,Theo mức độ chịu lực hướng kính lực chiều trục chia làm loại: + Loại nửa trục khơng giảm tải(hình 1-a) Ở loại bạc đạn đặt trực tiếp lên nửa trục Lúc nửa trục chịu toàn lực, lực từ phía đường lực vịng bánh vành chậu

Loại nửa trục không giảm tải xe đại thông dụng

+ Loại nửa trục giảm tải nửa(hình 1-b) Ở loại bạc đạn đặt vỏ vi sai Cịn bạc đạn ngồi đặt trục

+Loại nửa trục giảm tải ba phần tư (hình 1-c) Ở loại bạc đạn đặt lên vỏ vi sai cịn bạc đạn ngồi đặt vỏ cầu lồng vào moay bánh xe

Hình 1.1: Sơ đồ loại nửa trục lực tác dụng

a) Nữa trục không giảm tải

Hình 1.1: Sơ đồ loại nửa trục lực tác dụng

c) Nửa trục giảm tải ba phần tư

d) Nửa trục giảm tải hồn tồn

II. Tính tốn nửa trục theo độ bền.

1.Xác định lực tác dụng lên nửa trục:

Để tính tốn nửa trục, trước hết phải xác định độ lớn lực tác dụng lên nửa trục Tuỳ theo trường hợp,các nửa trục chịu tồn hay phần lực tác dụng lên bánh xe cầu chủ động

Z1 , Z2 -Phản lực thẳng đứng tác dụng lên bánh xe trái phải

Y1 ,Y2 -Phản lực ngang tác dụng lên bánh xe trái phải

X1 ,X2 -Phản lực cửa lực vòng truyền qua bánh xe chủ động

Lực X1,X2 thay đổi chiều phụ thuộc vào bánh xe chịu lực kéo hay lực

phanh (Xk hay Xp)

Lực X = Xmax ứng với luc sxe chạy thẳng

m2.G2 -Lực thẳng đứng tác dụng lên cầu sau

Hình 1.2: Sơ đồ lực tác dụng lên sau cầu chủ động

G2 -Phần trọng lượng xe tác dụng lên cầu sau xe đứng yên

trên mặt phẳng nằm ngang

m2 -Hệ số thay đổi trọng lượng tác dụng lên cầu sau phụ thuộc vào

điều kiện chuyển động

+ Trường hợp truyền lực kéo:m2 = m2k lấy theo giá trị

trung bình sau:

- Cho xe du lịch: m2k =1,2÷1,4

- Cho xe tải: m2k =1,1÷1,2

+ Trường hợp xe phanh: m2= m2p lấy theo giá trị trung

bình sau:

- Cho xe du lịch: m2p =0,8 ÷ 0,85

Y - Lực quán tính phát sinh xe chuyển động đường nghiêng quay vòng Lực đặt độ cao trọng tâm xe trạng thái cân có:

Y = Y1 + Y2

Ngồi lực kể trên, nửa trục cịn chịu lực uốn lực sinh má phanh ép lên trống phanh Khi lực ép trống phanh bên trái bên phải không sẻ sinh lực phụ tăng thêm (hoăc giảm)mômen uốn phụ lên nửa trục Khi tính tốn ta bỏ qua lực giá trị nhỏ

B- chiều rộng sở xe(m) gbx -trọng lượng xe(N)

hg -chiều cao trọng tâm xe(m)

rbx –bán kính bánh xe có tính độ biến dạng(m)

Khi xe chuyển động đường thẳng, mặt đường không nghiêng với giả thiết hàng hoá xe chất bên trái phải, ta có:

X1 = X2 =

2

2 2G

m

Khi xe chuyển động đường cong mặt đường nghiêng, xuất

hiện lực Y lúc Z1 ≠ Z2 Theo hình 1.2, viết phương trình cân

mơmen F E ta có:

Z1 =

B h Y G

m g



2

2

Z2 = 

2

2 2G

m

Y

B hg

Nửa trục bên trái E’ chịu lực:Z1t = Z1 - gbx

Nửa trục bên phải F’ chịu lực:Z2t = Z2 - gbx

Trong đó:

B – chiều rộng sở xe Nếu bánh xe bánh đơi bên B khoảng cách hai bánh xe

Để tăng dự trữ bền tính gần :Z1t = Z1; Z2t =Z2 (1.3)

Ymax = m2G2φ1 (1.4)

Trong đó:

φ1 - hệ số bám ngang lốp đường, lấy φ1=

tính tốn

Thay (1.4) vào (1.2) ta có:

Z1 = )

2 ( 2 B h G

m g

 (1.5)

Z2 = )

2 ( 2 B h G

m g



Khi xuất lực Y, đặc biệt Y=Ymax(xe trượt ngang) bánh xe

khơng thể truyền lực vịng X lớn.Sự phân bố trọng lượng xe lên cầu

theo hệ số m2≠1 xảy bánh xe có lực vịng lớn Cho nên

Y Ymax thừa nhận m2=1 để tính Z1 Z2:

Z1= )

2 ( 2 B h

G g



(1.6)

Z2=

2

2

G

(1

-B hg 1 

)

Các lực Y1 Y2 tỉ lệ thuận với Z1 , Z2 phụ thuộc vào hệ số bám ngang φ1:

Y1 = Z1 φ1= )

2 ( 1 B h

G  g



(1.7)

Y2 =Z2 φ1= )

2 ( 1 B h

G  g



Các lực vòng X1 ,X2 đạt giá trị cực đại Y=0 Các lực vòng X1,X2 đạt

giá trị X1max,X2max cầu truyền lực kéo phanh

Khi truyền lực kéo ta có :

X1kmax=X2kmax=

2 max max  G m X X p p

p  (1.9)

Các giá trị Ximax (1.8) (1.9) tính trường hợp xe chuyển động

thẳng trọng lượng phân bố hai bánh xe

Ứng suất cực đại nưar trục cầu chủ động sinh lực vòng bánh xe truyền lực kéo lực phanh

Khi phanh xe phản lực X1p X2p lớn, phanh đột ngột bánh xe có

thể bị siết cứng trượt lết đường( Lúc hệ số bám dọc  coi gần

bằng 1) Khi truyền lực kéo truyền số truyền thấp hộp số phụ lực X1k X2k nhỏ X1p X2p Khi tính nửa trục phanh

tính với X1, X2, Z1, Z2

Sau ứng suất nửa trục tăng lên xe qua ổ gà mặt đường lồi, lõm không phẳng Khi Z1, Z2 đạt giá trị Z1max, Z2max

Như vậy, xe chuyển động, nửa trục, đầm cầu vỏ cầu gặp chế độ tải trọng đặc biệt sau Đó sở để tính tốn nửa trục, dầm cầu vỏ cầu:

a/ Trường hợp 1: Xi Ximax;Y 0,Z1 Z2

Khi truyền lực kéo cực đại:

bx h e r i i M X X max

1 

0

2

1Y 

Y (1.10) 2 2 G m Z

Z   k

Khi phanh với lực phanh cực đại:

2 2  G m X

X   p

0

2

1Y 

Y (1.11) 2 2 G m Z Z p   Ở đây:

Nếu xe có hộp số thì: ih = ih1

Nếu xe vừa có hộp số vừa có hộp số phụ thì: ih = ih1 ip1

b/ Trường hợp :

2 1 2 max ; ,

0 Y Y mG Z Z

Xi      (Xe bị trượt ngang)

0

2

1X 

X         B h G

Z g

1 2  (1.12)         B h G

Z g

2 2          B h G

Y g

1 2   (1.13)         B h G

Y g

2 2   Ở đây:

 - hệ số bám ngang, lấy 1 1

m2=1 xe trượt ngang

c/ Trường hợp 3:

max

, ,

0 i i

i Y Z Z

X   

0

2

1X 

X

0

2

1 Y 

Y 2 max max G k Z

Z   d (1.14)

Trong đó:

Kd - hệ số động xe chuyển động đường lồi lõm xe bị xóc

mạnh

- Với xe du lịch xe buýt: kd 2

- Với xe tải: kd 34

2 Tính tốn nửa trục giảm tải nửa: Sơ đồ nửa trục giảm tải nửa hình 1.1- b

a/ Trường hợp 1: Xi Ximax;Y 0; Z1 Z2

Mômen uốn X1, X2 gây lên mặt phẳng ngang:

Mux 1= Mux = X1b = X2b

Mômen xoắn X1, X2 gây nên:

Mx = Mx = X1rbx = X2rbx

Nếu đặt bên ngồi nửa trục vỏ cầu khơng phải mà bạc đạn cạnh khoảng cách b lấy đến ổ bi ngồi

Mơmen uốn Z1, Z2 gây lên mặt phẳng thẳng đứng:

Muz = Muz = Z1b = Z2b

 Khi truyền lực kéo cực đại:

+ Ứng suất uốn tiết diện đặt bạc đạn với tác dụng đồng thời lực X1 Z2 (tương tự cho nửa trục bên phải)

3 2 2 2 1 2 1, 1, d Z X b d Z X b W M M u uz ux u        (1.15)

Trong đó:

d- đường kính nửa trục tiết diện tính [m] X1, X2, Z1, Z2 tính MN

Thay giá trị X1, X2, Z1, Z2 từ (1.10) vào biểu thức ta có:

  max 2 ,

0 

      bx o h e k u r i i M G m d b

 [MN/m2] (1.16)

+ Ứng suất tổng hợp uốn xoắn là:

  max max 2 2 3 , , 1 ,                     b i i M r i i M G m d b M M M d d M o h e bx o h e k k uz ux th th 

[MN/m2] (1.17)

Đối với nửa trục bên phải tính tương tự nửa trục bên trái

Ứng suất uốn xác định theo phương trình (1.15) Thay giá trị từ (1.11) vào (1.15) ta có:

2 2 1 ,     d G bm p

u [MN/m2] (1.18)

b/ Trường hợp 2:

1 2 max

;

0 Y Y m G

Xi    (Xe bị trượt ngang; m2 =1 ; 1 1)

Lúc nửa trục chịu uốn, nén kéo Nhưng ứng suất nén, kéo tương đối nhỏ, nên tính tốn ta bỏ qua Nửa trục bên phải chịu tổng hai

mômen uốn sinh lực Z2, Y2 Nửa trục bên trái chịu hiệu số hai

mômen uốn sinh Z1 Y1

b Z r Y

Mu1  bx  (1.19)

b Z r Y

Mu2  1bx  2 (1.20)

Trong đó:

Mu1 - Mơmen uốn nửa trục bên trái vị trí đặt bạc đạn

ngồi

Mu2 – Mơmen uốn nửa trục bên phải vị trí đặt bạc đạn

ngoài

Thay giá trị Y1, Y2, Z1, Z2 từ biểu thức (1.12) (1.13) vào (1.19)

và (1.20)

Sau lập tỉ số u u M M

để tìm xem Mu1Mu2 hay Mu1Mu2

Nếu Mu1Mu2 nửa trục tính tốn theo Mu1 Ngược lại

1 u

u M

M  nửa trục tính theo Mu2

b r b r h B h B M M bx bx g g u u       1 1 2    

Vì 11nên:

b r b r h B h B M M bx bx g g u u       2

2 1 u u u

u M M

M M

  

Cho nên trường hợp ta tính theo Mu1:





1 1 u 1 , , W d b r Z d b Z r Y

Mu bx bx

u       

 r b

B h d G bx g          1

2 1

2 ,

0 



(MN/m2) (1.21)

c/ Trường hợp 3:

2 ; ; max G k Z Z Y

Xi   i  i  d

Lúc nửa trục chịu uốn:

b G k b Z M

Mu u d

2

2 max

1

1    (1.22)

Ứng suất uốn tiết diện đặt bạc đạn ngoài: 3 , , d b G k d M d u

u  

 [MN/m2] (1.23)

3 Tính tốn nửa trục giảm tải ba phần tư:

Sơ đồ nửa trục giảm tải ba phần tư hình 1.1- c

Trường hợp tiết diện nguy hiểm nửa trục đầu gắn với

moayơ bánh xe Khoảng cách từ tiết diện đến điểm đặt phản lực R1, R2

của bạc đạn c

a/ Trường hợp 1: Xi Ximax;Y 0;Yi 0;Z1Z2

Lúc lực tác dụng lên bánh xe bên trái phải nhau, nên cần tính tốn cho nửa trục bên trái

 Khi truyền lực kéo cực đại:

Mômen uốn tiết diện nguy hiểm bên trái Mu1 R1 gây nên Vậy trước

hết phải tính R1 Lực R1 tính nhờ điều kiện cân mơmen vị trí

đặc bạc đạn ngoài:

2 1 2

1 a X Z

b R b Z X a

R       [MN]

2 1

1 X Z

a bc c R

Mu   

2 3 X , ,

0 d a Z

bc d

Mu

u   

 (1.24)

Thay giá trị X1, X2 (1.10) vào (1.24) ta có:

 2

2 2 max ,

0 r m G

i i M a d bc k bx o h e

u   

     

 [MN/m2] (1.25)

Tại tiết diện nguy hiểm vừa chịu ứng suất uốn vừa chịu ứng suất xoắn, nên ứng suất tổng hợp thsẽ là:









2 2

3 0,1 0,1

1 , d r X c R d M M d

Mth u k k bx

th      

Thay giá trị X1, Z1 (1.10) vào biểu thức tính thta có:

  max max 2 ,

0 

             bc a i i M r i i M G m a d

bc e h o

bx o h e k th

 [MN/m2] (1.26)

 Khi truyền lực phanh cực đại:

Ưng suất uốn lúc tính theo cơng thức (1.24), X1 Z1

được thay giá trị tính theo biểu thức (1.11): 2 1 ,     d G bcm p

u [MN/m2] (1.27)

b/ Trường hợp 2:

2 1 2 max ; ;

0 Y Y mG Z Z

Xi      (Xe bị trượt ngang; m2=1; 1 1

Lúc mômen uốn tiết diện nguy hiểm bên trái R1 gây nên Để

quyết định nửa trục tính tốn theo R1 hay R2, phải xác định

R1>R2 hay R1<R2, R1 xác định nhờ điều kiện cân mômen vị trí

đặt bạc đạn ngồi bên trái:

a b Z r Y R b Z r Y a R bx

bx 1 1

1     

Tương tự cho bên phải:

a b Z r Y R b Z r Y a R bx

bx 2 2

2     

Chúng ta lập tỉ số:

Dễ thấy

R R

có giá trị u u M M

ở trường hợp nửa trục giảm tải nửa

Lập luận trước ta có

R R

>1 tức R1>R2

Vậy ứng suất uốn tính theo R1





a d c b Z r Y d c R W M bx u u u 1 1 , ,      (1.28)

Thay giá trị Y1, Z1 từ (1.12) (1.13) vào (1.28) ta có:

 r b

B h d c G bx g

u  

       1

2 1

2 ,

0 



 [MN/m2] (1.29)

Khi bên bánh đơn, điểm đặt phản lực từ mặt đường bề mặt tiếp xúc bánh xe với đường

Trường hợp bên bánh đơi, điểm đặt phản lực bề mặt tiếp xúc bánh xe bên với mặt đường

4 Tính tốn nửa trục giảm tải hồn tồn:

Sơ đồ nửa trục giảm tải hoàn toàn hình 1.1 – d

Trường hợp nửa trục chịu mômen xoắn Mk1=X1krbx

Mk2=X2krbx

Ưng suất xoắn là:

3 max max , , d i i M d r X W M W

M k bx e h o

x k x

k   



 [MN/m2] (1.30)

Hệ số dự trữ bền cá nửa trục điều kiện chuyển động tay số với Me max động lấy từ đến

Các tính tốn tính với điều kiện tải trọng tĩnh không thay đổi theo đại lượng chiều

Trong thực tế có mơmen xoắn với điều kiện Cịn mơmen

do lực kéo Xik mômen lực ngang Yi tải trọng xe gây

Về phương diện thiết kế chế tạo phải tránh chỗ tập trung ứng suất đổi chiều

5 Vật liệu chế tạo nửa trục:

Nửa trục làm thép hay thép rèn Vật liệu thường thép cacbon, thép hợp kim cacbon trung binh, thép 40X, 40XHM hay thép cacbon 35;40 Sau thường hố phơi tơi dầu ram Độ cứng nửa

trục chế tạo thé hợp kim phải bảo đảm HB350



420, thép hợp kim

cao cấp crôm – môlipđen phải có HB 440 nửa trục gia công máy công cụ

Ứng suất cho phép nửa trục sau:

Khi nửa trục chịu uốn xoắn, ứng suất tổng hợp cho phép là:





600 750 MN/m2

th   

Khi nửa trục chịu xoắn ứng suất xoắn cho phép là:

  500 650 MN/m2

  

Góc xoắn 1m chiều dài nửa trục là: 9o15o 

III.Công dụng, yêu cầu, phân loại dầm cầu, vỏ cầu

1, Công dụng

Dầm cầu (hoặc vỏ cầu) dùng để đở toàn phần treo(bao gồm: động cơ, ly hợp, hộp số, khung, thân, hệ thống treo, thùng chở hàng buồng lái…).Ngoài vỏ cầu cịn có chức bảo vệ chi tiết bên trong(gồm có: truyền lực chính, vi sai, bán trục…)

2, Phân loại:

a, Theo loại cầu chia ra:

- Cầu không dẩn hướng, không chủ động - Cầu dẩn hướng, không chủ động

- Cầu không dẩn hướng, chủ động - Cầu dẩn hướng chủ động

b,Theo phương pháp chế tạo vỏ cầu chia ra: - Loại dập hàn

- Loại đúc

- Loại liên hợp

c, Theo kết cấu chia ra: - Loại cầu liền - Loại cầu rời 3, Yêu cầu:

- Phải có hình dạng tiết diện đảo bảo chịu lực thẳng đứng, lực

nằm ngang, lực chiều trục mômem xoắn làm việc - Có độ cứng lớn trọng lượng nhỏ

- Có độ kín tốt để ngăn khơng cho nước, bụi, đất lọt vào làm hỏng chi tiết bên

- Đối với cầu dẩn hướng phải đảm bảo dặt bánh dẩn hướng góc độ quy định

IV.Tính vỏ cầu chủ động khơng dẩn hướng:

Chúng ta xét trường hợp vỏ cầu cầu sau

1, Tính vỏ cầu sau chủ động khơng dẩn hướng theo bền:

Vỏ cầu sẻ chịu uốn xoắn tác dụng ngoại lực Sơ đồ lực tác dụng biểu diển hình(2.1)

Các phản lực X1, X2 ,Y1 ,Y2 ,Z1, Z2,và lực Y, m2, G2 S1, S2 lực tác

dụng thẳng đứng từ thân xe thông qua nhíp lên vỏ cầu điểm A C Y1’vàY2’ lực ngang tác dụng nhíp vỏ cầu(Y1’+Y2’=Y1+Y2).Các

Hình2.1 Sơ đồ lực tác dụng lên cầu sau chủ động khơng dẩn hướng Khi tính phản lực thẳng đứng Z1 vàZ2 người ta tính trọng lượng bánh xe

và moay phần trọng lượng truyền lên đất mà không đè lên cầu

Ngồi lực kể cịn có momem xoắn tác dụng lên vỏ cầu phanh truyền lực kéo

Theo hình2.1 phản lực Z1 ,Z2 làm cầu bị kéo phần dướivà bị nén phần

trên Các phản lựcY1 ,Y2 tác dụng khác phía trái phải cầu Lực phanh

X1 ,X2làm mặt trước vỏ cầu bị nén mặt sau bị nén

Thứ tự tính tốn làm riêng với lực phản lực Sau cọng ứng suất tiết diện nguy hiểm lại với

Tuỳ theo kết cáu, cách bố trí bán trục ổ bi bên vỏ cầu mà ứng suất gây vỏ cầu khác

Trường hợp bán trục bên bố trí theo kiểu giảm tải nửa vỏ cầu chịu phần mơmem lực phản lực X1, X2, Z1, Z2 chịu

hoàn toàn momem uốn Y1, Y2 gây

Trường hợp bán trục bên bố trí theo kiểu giảm tải ba phần tư giảm tải hồn tồn lực X1, X2,Y1,Y2, Z1, Z2 truyền trực tiếp từ bánh xe lên vỏ cầu

và gây uốn vỏ cầu mặt phẳng thẳng đứng măt phẳng nằm ngang Sơ đồ lực hình 2.1ứng với lực ngang Y tác dụng từ phải sang trái.Nếu lực Y tác dụng theo chiều ngược lại phép tính vẩn củ, ta lấy kết tính nửa cầu bên phải chuyển sang nửa cầu bên trái ngược lại

Hình 2.2 Sơ đồ cầu sau chủ động chịu mơmem uốn

Hình 2.2 hình chiếu cầu sau chủ động bánh xe có cấu

phanh Khi bánh xe bị phanh, mơmem phanh Mp1 tác dụng lên mặt bích 2(vì

chốt má phanh gắn mặt bích 2).Mặt khác mặt bích gắn liền với vỏ cầu, mômem phanh sẻ truyền lên vỏ cầu làm cho vỏ cầu bị xoắn

Trong trường hợp nhíp khơng chịu mơmem Mp1, ống bọc trục đăng

sẽ chịu lực Mp1,lúc phần vỏ cầu từ mặt bích đến tiết diện N-N bị xoắn

Giá trị mơmen xoắn phanh giá trị mơmem phanh Mp1:

Mp1=Xp1max.rbx= bx

p G r

m

  



2

2

2 (2.1)

Khi xe truyền lực kéo đến cầu sau (cũng với kết cấu hình 2.2).Nếu

nhíp chụi mơmen xoắn Mkl , phần vỏ cầu nhíp 3sẽ bị xoắn

Trong trường hợp cầu xe có ống bọc trục đăng chịu xoắn

riêng (thanh 4) ,thì vỏ cầu khơng chịu mômen xoắn Mkl

Giá trị mômen xoắn truyền lực kéo là: Mkl = Xkl rbx=

2

max h o e i i

M

(2.2) Vì hai cầu xe đối xứng qua mặt phẳng đối xứng xe cầu bên phải lại xét tương tự bên trái

Khi tính tốn vỏ cầu sau theo bền , giả thiết cầu xe chịu lực , phản lực tính trường hợp cầu chịu tải chương IX

A, tính vỏ cầu sau theo bền trục bên bố trí theo kiểu giảm tải 3\4 giảm tải hoàn toàn

a1.Trường hợp 1:

Khi truyền lực kéo:

Theo hình 2.1 mơmen uốn Z1 ,Z2 gây nên đạt giá trị cực đại A C

MuzA = MuzC =Z1 l = Z2 l = m kG l

2

2

2 (2.3) bên bánh đơi l tính từ nhíp (điểm A điểm C) đến

giữa bánh xe bên biểu đồ mômen uốn tĩnh Mux xem biểu đồ hình 2.3

Mơmen uốn X1 , X2 gây nên A C có giá trị :

MuxA = MuxC =X1 l =X2 l = r l

i i M bx o h e   max (2.4)

biểu đồ mômen uốn Mux trường hợp đường nét liền biểu đồ

2 hình 2.3

Trường hợp lực kéo truyền từ cầu sang sau lên khung nhờ ống bọc trục đăng tiết diện nguy hiểm N-N lúc giá trị mômen uốn :

MuxN=

max

2 r l i i M bx o h e 

 (2.5)

Vì l2 lớn l nhiều nên mơmen uốn N-N có giá trị lớn (đường nét đứt

ở biểu đồ ,(hình 2.3) , để giảm bớt Mux số xe người ta làm

thêm giảm tải xem ( hình 2.2) trường hợp Mux tính tiết

diện qua thân 4:

Mux = max

2 r l i i M bx o h e 

 (2.6)

Mômen chống uốn vào cầu tăng ,nên tiết diện nguy hiểm thường chọn A C (ở chổ đặt nhíp ) Mơmen chống uốn chống xoắn vỏ cầu sau xác định sở tiết diện vỏ cầu cho sẵn kết hợp với giá trị mơmen uốn xoắn tính , xác định ứng suất uốn xoắn tất tiết diện vỏ cầu

Ứng suất tổng hợp uốn xoắn xác định trường hợp vỏ cầu có tiết diện rỗng Nếu vỏ cầu có tiết diện chữ nhật rỗng ứng suất Muz Mux

sẽ cộng số học với ,còn ứng suất xoắn tính riêng

 Khi xe phanh với lực phanh cực đại :

MuzA = MuzC= Z1.l =Z2.l = l G m p   2

2 (2.7)

MuxA = M uxC =X1.l =X2.l = l

G m p     2 (2.8) a2 Trường hợp 2: Xi 0;Y Ymax m2G21;Z1Z2;xe bị trượt ngang



m2 1;1 1



Khi xe trượt ngang, phản lực là: Z1, Y1 (bên trái); Z2,Y2(bên phải)(Xem

hình 2.1)

Các mômen uốn lực Z1 Y1 tác dụng lên cầu ngược chiều

khi mơmen Z2và Y2 gây nên lại chiều với Bởi vậy, mơmen uốn

lớn tiết diện khác Mômen uốn tổng cộng tiết diện A C là:

br uA Z l Y r

M  1  1 (2.9)

br uC Z l Y r

M  2  2 (2.10)

Thay giá trị Z1,Y1,Z2,Y2 tính vào (2.9) (2.10) ta có:

 bx

g uA r B h G M 1

2 1 1

2              (2.11)

 bx

g uC r B h G M 1

2 1 1

2            (2.12)

Nếu xét giá trị tuyệt đối mơmen MuA đạt giá trị cực đại l= 0( Tại điểm A’)

 bx

g bx uA r B h G r Y M 1 2 '           (2.13)

Trong trường hợp đặc biệt: Nếu l1rbx thìMuA 0 nếuB2hg 1

 uC

Trên hình 2.3 trình bày biểu đồ mơmen lực Z1, Z2 (biểu đồ3) ca

lực Y1, Y2 (biểu đồ 4) Biểu đồ Mômen phối hợp lực Z1 với Y1, Z2 với Y2

biểu đồ

Ở trường hợp mômen uốn đạt giá trị cực đại mặt tựa bánh xe với vỏ cầu (bên trái), nửa bên phải tiết diện qua C

a3 Trường hợp 3:

2 ;

0 ; ;

0

max

G k Z

Z Y

Y

Xi   i  i  i  d

Mômen uốn Z1max Z2 max gây nên đạt giá trị cực đại A C:

l G k l Z M

MuzA uzC    d  

2 max

1 (2.14)

Ở phần trên, ứng suất sinh trọng lượng thân cầu xe chưa xét đến, mà đề cập thành mục riêng

b Tính vỏ cầu sau theo bền nửa trục bên bố trí theo kiểu giảm tải nửa

b1) Trường hợp 1: X1Ximax;Y 0



Y10



;Z1 Z2

Để xác định lực tác dụng lên vỏ cầu, phải xem lại hình 2.1b sơ đồ nửa trục giảm tải nửa: Giữa vỏ cầu nửa trục có lực R1’ R2’,

các lực làm vỏ cầu bị uốn

ở hình 2.4 ta thấy bánh xe có tác dụng lực Z1,Y1,Z2,Y2,X1,X2

lực sinh lực R1’ R2’ tác dụng vào đầu vỏ cầu

Các lực R1, R2 truyền từ bánh nửa trục qua vỏ vi sai tác dụng lên vỏ cầu

Trong trường hợp cầu sau bị uốn tiết diện A C lực X1, X2,

Z1, Z2 (vì lúc Y1=Y2=0)

Lúc lực tác dụng lên bên trái bên phải cầu nên ta cần tính cho bên:

Mơmen uốn A lực Z1:

l b

R

Muz  '1z  (2.15)

Ở đây:

R’1z - phản lực xuất tác dụng lực Z1 Theo sơ đồ hình 1.4 ta

tìm giá trị R’1z:

a b a Z R'1z 1 

Thay vào (2.15) ta có:

 l b

a b a Z

Muz  1  

Qua biến đổi ta nhận được:

a b l

a b Z l Z

Muz  1  1   (2.16)

Chứng minh tương tự ta có mơmen uốn A X1 gây nên là:

a b l

a b X l X

MuX  1 1   (2.17)

Mômen xoắn sinh X1, X2 trường hợp tính theo cơng

thức (2.1) (2.2)

Nếu so sánh giá trị Muz công thức (2.16) với (2.3) Mux công

thức (2.17) với (2.4) Chúng ta thấy chúng khơng khác giá trị b nhỏ

Vì tính vỏ cầu sau có nửa trục giảm tải nửa trường hợp sử dụng cơng thức tính vỏ cầu sau có nửa trục giảm tải ba phần tư giảm tải hoàn toàn

b2) Trường hợp 2:Xi 0;Y Ymax m2G21; Z1Z2

Mômen uốn MuA tác dụng tiết diện A phản lực Y1, Z1 gây nên( lưu ý

mômen uốn Z1 Y1 sinh ngược dấu)

l b

R

MuA  '1YZ  (2.18)

Ở đây:

R’1YZ lực R’1(h.2.4) tác dụng lên cầu

R’1YZ tính sau: a r Y a b a Z R bx

YZ 1

1

'    (2.19)

Thay R’1YZ vào (2.18) ta có:







l b



a r Y b l a b a Z M bx

uA   



 1 1 (2.20)

Vì Y1Z11 nên suy

















                       a r b a b l B h G a r b a b l Z M bx g bx uA 1 1 2    (2.21)

Mômen uốn Muc tác dụng C Z2 Y2 gây nên tổng mômen hai

lực

Chứng minh tương tự trường hợp ta có:

















                       a r b a b l B h G a r b a b l Z M bx g bx uC 1 2 2    (2.22)

Biểu đồ mômen uốn trường hợp biểu đồ hình (2.3) b3) Trường hợp 3:

2 ; ; ; max G k Z Z Y Y

Xi   i  i  i  d (2.23)

Trong trường hợp mơmem uốn tính theo công thức (2.16)nhưng thay

2 max 1 G k Z

Z   d

Vậy ta có cơng thức gần giống cơng thức(2.14) dùng (2.14) để tính cho trường hợp hợp

Lúc Z1max= Z2max nên MuA = MuC

2 Tính vỏ cầu sau theo tải trọng động trọng lượng thân cầu:

Khi xe chuyển động đường không phẳng, lực thẳng đứng truyền từ nhíp lên vỏ cầu ln thay đổi trọng lượng cầu bắt đầu gây tác dụng lớn Phản lực thẳng đứng bánh xe mặt đường qua chổ mấp mơ lớn nhiều so với tải trọng tĩnh

Khi xe qua chổ mấp mơ, cầu sau có gia tốc lớn, nên số trường hợp trọng lượng thân cầu làm gãy vỏ cầu

Để tìm độ lớn ứng suất trọng lượng thân cầu gây ra, ta chia cầu i phần( thông thường i=8 đến 12) xác định khối lượng phần mi Tiếp theo cho gia tốc cố định cầu qua chổ mấp mơ ta xác định mômen uốn sinh tải trọng động cầu sau

Trên hình 2.5a sơ đồ tác dụng lên vỏ cầu mặt phẳng thẳng đứng xe chuyển động thẳng mặt đường khơng phẳng

Hình 2.5: Sơ đồ tác dụng lên vỏ cầu chủ động mặt phẳng thẳng đứng

a- Sơ đồ tác dụng

b- Biểu đồ mômen uốn

c- Biểu đồ mômen chống uốn

d- Biểu đồ ứng suất uốn

Trong mặt phẳng thẳng đứng vỏ cầu chịu tác dụng lực động S1, S2 (giả

thiết hàng hoá chất bên trái bên phải, nên S1=S2), trọng lượng

phần treo gây nên truyền qua nhíp đến vỏ cầu Ngồi vỏ cầu cịn chịu tác dụng lực qn tính trọng lượng thân cầu gây xe chuyển động đường mấp mô

Các lực động S1, S2 lấy với trường hợp nhíp vừa chạm vào ụ đỡ cao

su(không va đập)

Tần số dao động phần treo xe phụ thuộc vào loại trọng tải ô tô: từ đến hz

Tần số dao động phần không treo( cầu từ đến 10 hz) Tải trọng động mi cầu gây có giá trị:

Pđi= t v i

d d

m (2.24)

Ở đây:

mi- khối lưọng phần tử thứ I cầu t

v

d d

: gia tốc thẳng đứng cầu sau

Ứng suất cao mặt phẳng thẳng đứng luc ụ đỡ cao su đập vào cầu, lầm xuất lực S3, S4

Các giá trị cực đại hệ số Kđ tính sau: t

x z t d

K

  

  

 (2.25)

t

 : Ứng suất tĩnh

z

 : Ứng suất dao động phần treo

x

 : Ứng suất dao động thân cầu

Khi xe chuyển động đường phẳng, phần treo ảnh hưởng đến ứng suất vỏ cầu

Khi xe chuyển động đường mấp mô, phần không treo ảnh hưởng nhiều đến giá trị ứng suất vỏ cầu

Ứng suất tổng hợp vỏ cầu chế tạo gang rèn không vượt 300

kN/m2 chế tạo từ thép ống không vượt 500kN/m2.

V Tính dầm cầu trước dẩn hướng theo bền.

Chúng ta xét cầu trước với loại dầm cầu liền Sơ đồ tác dụng lên cầu trước hình (2.6) Cầu trước dẫn hướng tính tốn sở cơng thức tính cầu sau Phần tải trọng tác dụng lên cầu trước m1.G1 gồm hai thành phần

G1- Tải trọng tác dụng lên cầu trước xe đứng yên mặt phẳng nằm

ngang

m1- Hệ số phân bố lại tải trọng tác dụng lên cầu trước, m1 phụ thược vào điều

kiện chuyển động Khi xe truyền lực kéo đến câu sau chủ động m1

m1k<1

Khi xe phanh m1 là: m1p>1

Các phản lực X1, X2, Y1, Y2, Z1, Z2 phản lực tiếp tuyến, phản lực cản

trượt ngang phản lực thẳng đứng mặt đường S1, S2: Các lực thẳng đứng tác dụng từ nhíp lên dầm cầu

Y’1, Y’2: Các lực ngang tác dụng nhíp dầm cầu

Hình (2.6): Sơ đồ lực tác dụng lên dầm cầu trước dẫn hướng

Ở cầu trước dẫn hướng từ đầu cầu đến chổ đặt nhíp cầu chịu uốn xoắn lực phanh (vì cầu bị động nên xuất lực kéo)

Ở giai đoạn hai nhíp cầu chịu uốn mặt phẳng thẳng đứng Z1, Z2, Y1

Y2 hình(2.6) Ngồi cầu cịn bị uốn mặt phẳng nằm ngang X1p X2p

Do mômen uốn mặt phẳng thẳng đứng lớn mômen uốn mặt phẳng nằm ngang nên dầm cầu có tiết diện chữ I Bởi tiết diện chữ I cố khả chống uốn mặt phẳng thẳng đứng tốt mặt phẳng nằm ngang Cầu trước bị động dẫn hướng tính theo ba chế độ tải trọng đặc biệt cầu sau Các công thức xác định mômen uốn xoắn cầu sau ứng dụng cho cầu trước, cần thay m2,G2 m1,G1

a.Trường hợp 1:

;

0

; 1 2

max Y Z Z

X

Xi  i  

Mômen uốn Z1, Z2 gây nên mặt phẳng thẳng đứng

l G m l Z M M p uzC

uzA    

2

1

1 2.26)

Mômen uốn X1p X2p gây nên mặt phẳng nằm ngang:

l G m l X M M p p uXC

uXA    2 

1

1 (2.27)

Tiết diện nguy hiểm chổ đặt nhíp cầu(vì cầu thường chế tạo mỏng hai đầu) Do chỗ đặt nhíp thường có tiết diện lớn nên tiết diện kiểm tra ứng suất uốn thường lấy bên cạnh nhíp

Mơmen xoắn X1p X2p gây nên:

bx p bx p p p r G m r X M

M     

2 1 (2.28)

Tiết diện để kiểm tra ứng suất xoắn lấy nơi có mơ men chống xoắn nhỏ tính từ cam quay đến chỗ đặt nhíp

b.Trường hợp 2:Xi 0;Y Ymax m1G11; Z1 Z2

Lúc phản lực mặt đường là:         B h G

Z g

1 2  (2.29)         B h G

Z g

2 2  (2.30) 1 1 1 2             B h G Z Y g (2.31) 1 1 2 2             B h G Z Y g (2.32) Mômen uốn mặt phẳng thẳng đứng nửa cầu bên trái đạt giá trị tuyệt đối lớn vị trí A’ (xem hình 2.3-5 công thức 2.13)

bx g

bx

uA B r

h G

r Y

M  

       

 1 1 1

2

'  

(2.33)

Đối với nửa cầu bên phải mômen uốn mặt phẳng thẳng đứng đạt giá trị cực đại (Xem hình 2.3-5 công thức 2.12)

 bx

g

uC r

B h G

M   

       1

1 1 1

2 



(2.34) Trong trường hợp này, tiết diện nguy hiểm để kiểm tra ứng suất uốn cho nửa cầu bên phải cạnh nhíp điểm C nửa cầu bên trái tiết diện cạnh cam quay (Ở đầu dầm cầu cạnh điểm A’)

c.Trường hợp 3:

2 ; ; ; max G k Z Z Y Y

Xi  i   i  i  d

Mômen uốn mặt phẳng thẳng đứng A C là:

l G k l Z l Z M

MuZA  uZC      d 

2 max max

Đối với dầm cầu trước Kđ nằm khoảng từ đến Nếu Kđ ta chọn

bằng ta có:

l G M

MuZA  uZC  1 (2.35)

ứng suất tiết diện dầm cầu cần phải biết giá trị mômen chống uốn chống xoắn

Hình 2.7: Sơ đồ tiết diện gầm cầu chữ I

Nếu dầm cầu trước có tiết diện hình chữ I giá trị Wu Wx tính

như sau:

Mơmen chống uốn mặt phẳng thẳng đứng:

H bh BH Wud 3  

Mômen chống uốn mặt phẳng nằm ngang:

    H b B h B h H Wun 3     

Mômen chống xoắn xác định gần sau:

H b

t

Wx

9 2

 

Ứng suất uốn xoắn cực đại xuất vị trí khác dầm cầu có tiết diện chữ I nên khơng thể cộng chúng lại với

Trường hợp gầm cầu có tiết diện Êlip, cộng ứng suất uốn với xoắn tính ứng suất tổng hợp

Ngoài lực nêu trên, dầm cầu dẫn hướng cịn bị lực qn tính thân cầu qua chỗ mấp mơ tác dụng lên Có thể tính lực qn tính cầu sau chủ động Nhưng trọng lượng cầu trước dẫn hướng bị động tương đối nhỏ, phần cầu nên khơng cần tinh lực

Dầm cầu dẫn hướng thường chế tạo thép Cacbon trung bình 30,35,40,30X với chế độ nhiệt luyện ram

Ứng suất tổng hợp mặt phẳng thẳng đứng nằm ngang không

HỆ THỐNG TREO

I Công dụng, phân loại yêu cầu hệ thống treo

1 Công dụng:

Các phận hệ thống treo dùng để nối khung hay thân xe với cầu (bánh xe) ô tô phận thực nhiệm vụ sau đây:

- Bộ phận đàn hồi làm giảm nhẹ tải trọng động tác dụng từ bánh xe lên khung, đảm bảo độ êm dịu cần thiết di chuyển truyền lực mô men từ đường lên khung xe

- Bộ dẫn hướng để truyền lực dọc, ngắn momen từ đường lên khung xe Động học phận dẫn hướng xác định tính chất dịch chuyển tương đối bánh xe khung xe

- Bộ phận giảm chấn để dập tắt dao động phần treo không treo ôtô

2.Phân loại:

a Theo phận đàn hồi chia ra:

- Loại kim loại (gồm có nhíp lá, lò xo xoắn ốc, xoắn)

- Loại khí (gồm loại bọc cao su-sợi, loại bọc màng, loại ống) - Loại thuỷ lịch (loại ống)

- Loại cao su (gồm loại chịu nén loại chịu xoắn) b Theo sơ đồ phận dẫn hướng chia ra:

-Loại phụ thuộc với cầu liền (gồm có loại riêng, loại thăng bằng) - Loại độc lập với cầu cắt

c Theo phương pháp dập tắt chấn động chia ra:

- Loại giảm chấn thuỷ lực (gồm loại tác dụng chiều loại tác dụng hai chiều)

3 Yêu cầu:

a Độ vọng tĩnh ft: (Độ vọng sinh tác dụng tải trọng tĩnh) phải nằm giới hạn đủ đảm bảo tần số dao động riêng vỏ xe độ võng động fđ (độ võng sinh ô tô chuyển động) phải đủ để đảm bảo vận tốc chuyển động ô tô đường xấu nằm giới hạn cho phép

b Động học bánh xe dẫn hướng giữ bánh xe dẫn hướng dịch chuyển mặt phẳng thẳng đứng

c Dập tắt nhanh dao động vỏ bánh xe d Giảm tải trọng động ô tô qua đường gồ ghề II Phân tích kết cấu hệ thống treo :

1 Hệ thống treo phụ thuộc: a Nhíp đặt dọc:

Trên hình vẽ sơ đồ kết cấu loại hệ thống treo phụ thuộc a- Nhíp dọc nửa êlíp; b- loại 1/4 êlíp lắc qua lắc lại điểm tựa nối với khung nhờ quang nhíp nối với nhíp cầu nhờ quang nhíp

b) Nhíp 1/4 êlíp

Nhíp dầm ghép thép mỏng để có độ đàn hồi cao Trên hình vẽ trình bày nhíp dạng rời dạng ghép

Hình Dạng tổng qt nhíp

Kích thước nhíp nhỏ dần từ lớn gọi nhíp nhíp gốc Hai đầu nhíp uống thành hai tai để nối với khung, phần hồi nhíp có bulơng căng để siết nhíp lại với Các quang nhíp giữ cho nhíp khơng xơ lệch hai bên

b- Nhíp đặt ngang

Hình Nhíp đặt ngang

Trường hợp khung nối với cầy có ba điểm: Một điểm cầu trước hai điểm cầu sau, phần treo ô tô không chuyển động ổn định tốc độ ô tô bị hạn chế Một nược điểm nhíp ngang khơng thực nhiệm vụ truyềng lực đẩy từ khung xuống đến cầu trước Muốn truyền lực đẩy, trường hợp phải làm riêng

2 Hệ thống treo độc lập :

Trên hình vẽ kết cấu hệ thống treo độc lập thường sử dụng xe du lịch hệ thống phận dẫn hướng gồm đòn đòn chúng kết nối với đòn đứng dầm cầu dẫn hướng phép quay Trong

trường hợp lò xo phận đàn hồi giảm chấn ống luồn vào bên lò xo nên kết cấu gọn

Hình : Hệ thống treo độc lập

B Bộ phận dẫn hướng:

I Công dụng, phân loại yêu cầu Công dụng

Bộ phận dẫn hướng hệ thống treo có mục đích: xác định tính chất chuyển động (động học) bánh xe mặt tựa vỏ xe, đồng thời góp phần vào việc truyền lực mơmen bánh xe vỏ

2 Phân loại:

a Hệ thông treo phụ thuộc:

Trong hệ thống treo phụ thuộc hai bánh trái phải nối mặt phảng ngang bánh xe cịn lại dịch chuyển Hệ thống treo phụ thuộc đảm bảo hoàn toàn động học bánh xe dẫn hướng

b Hệ thống treo độc lập

Trong hệ thống treo độc lập hai bánh xe trái phải khơng có quan hệ trực tiếp với nhau, dịch chuyển bánh xe mặt phẳng ngang, bánh xe dẫn hướng giữ Nhưng tất loại hệ thống treo độc lập động học bánh xe dẫn hướng

3 Yêu cầu: Các yêu cầu phận dẫn hướng:

a Giữ nguyên động học bánh xe ô tô chuyển động Điều có nghĩa bánh xe dịch chuyển thẳng đứng góc đặt bánh xe, chiều rộng, chiều dài sở phải giữ nguyên Dịch chuyển bánh xe theo chiều ngang

Ybx (thay đổi chiều rộng sở) làm lốp mòn nhanh tăng sức cản chuyển

động ô tô loại đất mềm

Dịch chuyển bánh xe theo chiều dọc Xbx có giá trị thứ yếu gây

nên thay đổi truyền động lái Thay đổi góc dỗng  bánh xe dẫn

b Đối với bánh dẫn hướng nên tránh thay đổi góc nghiêng , thay đổi  làm trụ đứng nghiêng phía sau độ chụm A-B (thay đổi góc ) Góc  thay

đổi làm thay đổi quỹ đạo chuyển động ô tô không bám đường c đảm bảo truyền lực x, y mômen My, Mz từ bánh xe lên khung mà không gây nên biến dạng rõ rệt hay không làm dịch chuyển chi tiết hệ thống treo

d Giữ động học truyền động lái Động học truyền động lái giữ dịch chuyển thẳng đứng quay trụ đứng bánh xe không phụ thuộc vào

e Độ nghiêng thùng xe mặt phẳng ngang phải

f Bộ phận dẫn hướng phải đảm bảo bố trí hệ thống treo ô tô thuận tiện không ngăn cản việc dịch chuyển động phía trước

g Bộ phận dẫn hướng phải có kết cấu đơn giản dễ sử dụng

h Trọng lượng phận hướng đặc biệt phần không treo phải II Kết cấu phận dẫn hướng

1 Kết cấu phận dẫn hướng hệ thống treo phụ thuộc

Hệ thống treo phụ thuộc, loại thường thấy có ưu điểm kết cấu đơn giản rẻ tiền: nhíp vừa làm nhiệm vụ đàn hồi, dẫn hướng, giảm chấn Hệ thống treo phụ thuộc dễ chăm sóc, lốp mịn tơ quay vịng có thùng xe nghiêng cịn cầu thăng

Hệ thống treo phụ thuộc có nhược điểm: nâng bánh xe lên, vết bánh xe làm thay đổi phát sinh lực ngang Y làm tính chất bám đường tơ ô tô dễ bị trượt

2 Kết cấu phận hướng hệ thống treo độc lập địn

Hình 5: Hệ thống treo độc lập đòn

Khi bánh xe dịch chuyển phía hay phía góc nghiêng anpha bánh xe thay đổi chiều phát sinh mô men hiệu ứng quay Kết cấu phận hướng hệ thống treo độc lập với cấu hướng đòn Kết cấu loại cấu có hai địn ngang có chiều dài (cơ cấu hướng hình bình hành), có hài địn ngang có chiều dài khác (cơ cấu hướng hình thang)

Khi sử dụng loại cấu hướng hình bình hành, lúc ta nâng hay hạ bánh xe đoạn h mặt phẳng quay bánh xe dịch chuyển ln song song với Do khắc phục hoàn toàn phát sinh hiệu ứng quay triệt tiêu rung bánh xe hệ đứng hệ thống lái

Theo kết cấu hệ thống treo độc lập có cấu hương hình thang, nâng hạ bánh xe đoạn h góc quay a bánh xe giới hạn khoảng 50

60 với hệ tự số a nh

– hiệu ứng quay tự triệt tiêu lực ma sát

Hình 6: Sơ đồ động học hệ thống treo độc lập bánh xe với cấu hướng hai địn hình bình hành hình thang

Đồng thời thay đổi chiều rộng vết bánh xe bù lại độ đàn hồi lốp, nên lốp không bị trượt mặt tựa

Hình 5: Sơ đồ hệ thống treo loại nến

Cơ cấu hướng loại nén nên đảm bảo dịch chuyển bánh xe

khơng làm thay đổi góc đặt bánh xe a, d,8 chiều rộng sở B thay đổi nhờ độ nghiêng ngang bánh dẫn hướng bù lại nên coi không đổi Trọng lượng phần không treo loại bé

Nhược điểm phận hướng loại nén là:

- Vì thu gọn kết cấu phận hướng dẫn nén lực ngang mô men lực ngang bánh xe tác dụng, lên cấu địn cịn có giá trị lớn, nên tuổi thọ cấu giảm

- Đội dịch chuyển tịnh tiến chiều phận dẫn hướng lớn nên khó giảm ma sát bên phận hướng khó đảm bảo độ kín

- Khó bố trí hệ thống treo lên tơ đặc biệt bánh xe có độ dịch

chuyển lớn, phần tử đàn hồi loại lò xo xoắn ốc Lò xo xoắn ốc làm tăng độ dài nén

5 Kết cấu phận hướng hệ thống treo loại thăng

Trong ô tô ba cầu, cầu thứ cầu thứ thường đặt gần nhau, hệ thống treo hai cầu thường đặt gần Hệ thống treo hai cầu thường làm loại thăng để đảm bảo tải trọng thẳng đứng hai bánh xe bánh xe sau bên trái bên phải Hệ thống treo trường hợp hệ thống treo phụ thuộc hệ thống treo độc lập

Hình 7: Hệ thống treo thăng 1.Bộ nhíp; 2.3 Địn dẫn hưóng; Trục

Nhíp đóng vai trị địn thăng bằng, khơng chịu lực dọc mô men phản lực Các cầu nối với khung hệ thống đòn dẫn hướng Các lực dọc mô men phản lực truyền lên khung qua địn Đặc tính dịch chuyển bánh xe mặt phẳng dọc phụ thuộc vào bốn khâu lề tạo tâm nhíp nối với khung trục lắc 4, hai đầu nhíp tỳ lên hai dầm cầu

Hình Hệ thống treo thăng đảm bảo mơ men phản lực III Tính tốn phận dẫn hướng:

Ở phần kết cấu hệ thống treo độc lập, phận đàn hồi chịu tải trọng thẳng đứng lực bền tiếp tuyến chi tiết phận dẫn hướng chịu

Khi tính độ bền chi tiết phận dẫn hướng lấy hệ số động tương đương tính tốn cầu tơ

Hệ thống treo độc lập với cấu hướng hai địn sử dụng tơ du lịch tơ tải nhiều cầu có tính khơng q cao

Để xác định kích thước phận dẫn hướng ta tính tốn tải trọng theo ba trường hợp tính với nửa trục cầu chủ động

* Trường hợp 1: Lực kéo hay lực phanh cực đại: Xi = Ximax

X1max = Z1  ;  = 0,7  0,8 hệ số bám dọc, lực ngang Y =

* Trường hợp 2: lực ngang cực đại Y = Ymax = m1.G1 1; 1 = hệ số bám

ngang, hệ số m1 = 1, lực dọc Xi =

* Trường hợp 3: Lực thẳng đứng cực đại Zi = Zmax

2

1 max

G K

Zi  đ ; Kđ Hệ số tải trọng động

Kđ =  Đối với tơ có tính thơng qua cao

Tính tốn trường hợp cụ thể: Trường hợp 1:

Có tác dụng đồng thời lực:

Z1p = Z1t = Z1 X1p = X1t = Xi ( Trên hình vẽ) bx

PG g

m

Z  

2

1 1

Z1 = m1p G1 _ gbx

2

X1 = m1p G1 f

2

Z1 = m1p G1

Z1 từ cam trụ quay tác dụng lên đứng phận dẫn hướng (Trình bày hình vẽ) Trên đoạn cánh tay địn (b1 - r1) lực gây mô men Z1 (b1 - r1) cân với mô men Fv2

Lấy mô men điểm A1, ta có Fr2 = Z1 (b1 - r1)

F = Z1 b1 - r1

r2

Lực phanh X1 gây nên tải trọng lên khớp Xt Xd

Xt = X1 b

r2

Xđ = X1 c

r2

r2

Mô men phanh Mp = X1 vbx qua đĩa từ phanh có khuynh hướng quay đứng phận dẫn hướng Trong mặt phẳng chứa bánh xe Mp cân với mô men Sr2 Nhờ ta tính giá trị S

Do hợp lực khớp quay khớp quay ta có:

S Xt = X1– rbx b–

r2

S + Xđ = X1rbx q–

r2

U = X1 = l l1 Lực

do lực X1 gây kéo ngang hình thang lái ( hình vẽ) l:khoảng cách từ viết bánh xe đến trụ đứng

l1: khoảng cách từ cổ ngồng quay đến trục kéo ngang

Uđ = l a

l2 r2

U: sinh lực Ut Ud ; cách lấy mô men với điểm A1 B1 lực U ta có:

Ut = X1 l b

l2 b2

Như trường hợp đòn chịu nén hay kéo lực (F Ut ) –

Hình 9.a: Sơ đồ tính tốn để chọn kích thước phận hướng hệ thống treo độc lập

2 Trường hợp

Trên hình vẽ hợp lực Z1p Z1t tính theo công thức :

Z1t = G1 (1+ 2hg f ) - gbx

2 B

Hình 9.b: Sơ đồ tính tốn để chọn kích thước phận hướng hệ thống treo độc lập

Z1p = G1 (1- 2hg f ) - gbx

2 B

Để tăng độ dự trữ liền, tính Z1p, Z1t khơng trừ trọng lượng gbx

Z1t = G1 (1+ 2hg f )

2 B

2 B Còn lực

Y1t = G1 (1+ 2hg f ) f

2 B

Y1p =G1 (1- 2hg f ) f

2 B

Phản lực trượt ngang Y1 tác dụng lên cánh tay đòn ( rbx b ) sinh mô men –

y1 ơơ (rbx ơơ- b) cân với mô men lực Q tác dụng lên đòn phận hướng lực chung cho hai bên trái phải đó:

Qt = Y1t rbx b – ; Qp = Y1p Rbx b –

r2 r2

Trong trường hợp 2, tải trọng tác dụng lên đòn ngỗng quay phải chịu uốn lực Z1p , Z 2p chịu kéo lực (F1p + Q1p + Y1p)

Đòn ngổng quay bên trái chịu nén hay chịu kéo lực (F1t Qt ) – Đòn

dưới ngỗng quay trái chịu nén hay chịu kéo lực (Y1t + Qpơ - F1t ) bị lực uốn lực Z1t , Z2t

3 Trường hợp

Lực F1t = F1p = F xác định

Z1t = Z1p = kđ G1

Z2t = Z2p = kđ G1 r1

F = kđ G1 (b1 r1)–

2 r2

Do

Lực Z1t = Z1p nén lò xo vừa nêu trường hợp Đòn trường hợp chịu nén hay uốn dọc lực F Đòn trái chịu uốn Z2t , đòn phải chịu uốn Z 2p ; hai đòn kéo lực F

Trường hợp đòn hệ thống treo đặt nghiêng theo mặt phẳng ngang hay mặt phẳng dọc tính phải kể đến góc nghiêng

Các địn hệ thống treo thường chế tạo thép 30, 35 hay 40 Đôi đứng chế tạo thép 30x hay 40x, đòn hệ thống treo đơi dập từ thép cacbon 10 hay 15

bộ phận đàn hồi I Phân loại

1 Phần tử đàn hồi kim loại

a) Nhíp: Sử dụng hệ thống treo độc lập phụ thuộc b) Lò xo xoắn ốc: sử dụng hệ thống treo độc lập c) Thanh xoắn: sử dụng hệ thống treo độc lập Phần tử đàn hồi kim loại

a) Loại đàn hồi cao su b) Loại đàn hồi nhờ khí ép c) Loại thuỷ lực

Lợi dụng ưu điểm loại, người ta sử dụng loại phận đàn hồi liên hợp gồm hai hay nhiều loại phần tử đàn hồi

Nhờ đường đặc tính đàn hồi ta đánh giá cấu đàn hồi hệ thống treo Đường đặc tính đàn hồi biểu thị quan hệ lực Z thẳng đứng tác dụng lên bánh xe độ biến dạng hệ thống treo f đo trục bánh xe

Trên hình 11.13 trình bày hai loại đường đặc tính hệ thống treo: đường thẳng ứng với hệ thống treo có độ cứng khơng đổi cịn đường cong ứng với loại hệ thống treo có độ cứng thay đổi Trục hoành biểu diễn độ võng f, trục tung biểu diễn lực Z thẳng đứng tác dụng lên bánh xe Muốn có độ võng ft điểm đường cong (ví dụ: điểm D), ta vẽ đường tiếp tuyến điểm (điểm D) hạ đường thẳng góc với trục hồnh

Hồnh độ AB độ võng tĩnh ft hệ thống treo có độ cứng thay đổi (đường cong 2) hoành độ OB độ võng tĩnh hệ thống treo có độ cứng khơng đổi (đường thẳng 1)

Tần số dao động riêng cở biên độ bé xác đinh độ võng hiệu

dụng (hay độ võng tĩnh) ứng với tải trọng tĩnh Zt=G Tuy độ võng tổng

Khi tính độ êm dịu chuyển động (các dao động) tần số dao động riêng cần thiết n phải đo độ võng tĩnh hiệu dụng ft định Quan hệ ft n theo

công thức tần số dao động riêng hệ thống treo n  300/ft thể hiển

giản đồ (hình 11.15.)

Như xác định độ võng tĩnh theo tần số dao động riêng n hệ thống treo Độ võng tĩnh ft giá trị khác với độ võng fdd

Nói chung ft khơng nên 150-300mm ô tô du lịch ft không bé 100-200mm ô tô buýt

Để đảm bảo độ êm dịu chuyển độngt hfi tỉ số độ võng tĩnh fts hệ thống treo sau độ võng tĩnh ftt hệ thống treo trước ơhải nằm giới hạn sau:

- Trong ô tô du lịch

III- tính tốn phần tử đàn hồi kim loại: Tính tốn nhíp đặt dọc:

Khi tính tốn nhíp ta phân biệt ra: a) Tính tốn kiểm tra:

Trong tính tốn kiểm tra ta biết tất kích thước cần phải tìm ứng suất độ võng xem xó phù hợp với ứng suất độ võng cho phép hay không

b) Tính tốn thiết kế:

Khi cần phải chọn kích thước nhíp ví dụ số nhíp, độ dày thơng số khác để đảm bảo giá trị độ võng ứng suất cho

Chọn kích thước nhíp xuất phát từ độ cõng tĩndh ft ứng suất tĩnh ?t (đỗ võng ứng suất với tải trọng tĩnh) với độ võng động fđ ứng suất độg ?t (độ võng ứng suất ứng với tải trọng động) Nhíp coi gần dầm có tính chống uốn Thực muồn dầm có tính chống uốn phải cắt nhịp thành mẩu có chiều rộng , chiều cao h xếp hình 11.16 a,b Nhưng nhíp có đầu hình tam khơng có tai nhíp để truyền lực lên khung Vì để đảm bảo truyền lực lên khung, đảm bảo độ tai nhíp có độ võng tĩnh cực đạt phải làm nhíp káh dày số lượng lớn có chiều cao h giảm dần xa nhíp

Khi tính tốn độ bền nhíp thơng thường người ta tính uốn chỗ gắn chặt nhíp khó tính xác siết chặt nhíp lại với lắp vào tơ nhíp đ phát sinh ứng suất ban • đầu Lá nhíp

nằm chịu lực uốn sơ bé nhất, nhíp thứ hai, thứ ba ngắn dần nên chịu uốn lớn Có nhíp người ta chế tạo có cung cong khác

Để đơn giản tính tốn người ta giả thiết mơmen uốn phân phối theo nhíp chiều cao nhíp

a), b) - Loại êlíp c), d), đ) - Sơ đồ đầu nhíp

Dưới ta khảo sát quan hệ độ võng tĩnh nhíp lực tác dụng lên nhíp Lực tác dụng lên nhíp X0 hiệu số lực tác dụng lên bánh xr Zbx trọng lượng phần không treo gồm có cầu bánh xe

Zn= Zbx- ……

XA= XB ?Z=0 nghĩa ZA+ZB= Zn Móc nhíp sinh lực dọc XB= ZBtg? (?: Góc nghiêng móc nhíp) Muốn cho lực dọc ban đầu XB khơng lớn ? nhỏ, nhỏ q dễ làm cho móc nhíp quay theo chiều ngược lại tơ chuyển động khơng tải, lúc tơ bị xóc nhiều Vì vậy? khơng chọn bé 50

Để tăng độ đàn hồi đầu nhíp thường làm mỏng thân Như ứng suất nhíp phân bố ma sát nhíp nhíp làm theo đầu vgn dễ sản xuất ứng suất tiếp đầu sé rát lớn Khi tính tốn nhíp người ta bỏ qua ảnh hướng lực dọc XA, AB

Theo côg thức sức bền vật liệu, trường hợp nhíp khơng đối xứng tác dụng lực Zn độ võng tĩnh ft tính gần theo cơng thức:

Trong lh= l-l0 chiều dài hiệu dụng nhíp l- Chiều dài tồn nhíp(m)

lo - Khoảng cách quang nhíp (m)

E= 2,15.105 MV/m2 -môđun đàn hồi theo chiều dọc;

L1h, l2h- Chiều dài hiệu dụng tính từ hai quang nhíp đến chốt nhíp (m) Trong đó: Jo- Tổng số mơ men qn tính nhíp tiến diện trung bình nằm sát bên tiết diện bắt quang nhịp (m4);

h1- Chiều dày nhíp thứ (m); h2- Chiều dày nhíp thứ hai (m); hm- Chiều dày nhíp thứ m (m);

b- Chiều rộng nhíp Chiều rộng nhíp thường chọn theo chiều rộng b nhíp cí bán thị thường (m);

Thường nhíp chia nhóm theo chiều dày số nhóm khơng q ba Tỉ số chiều rộng nhíp b chiều dày h tốt nằm giới hạn 6<…

.<10 nhíp có chiều rộng lớn q khơng lợi lúc thùng xe bị nghiêng ứng suất xoắn nhịp số nhíp tăng lên

Hệ số biến dạng dối với nhíp có tính chống uốn (nhíp lí tưởng) ?=1.5 thực tế?=1,45-1,25 phụ thuộc theo dạng đầu nhíp số nhíp có độ dài Khi đầu nhíp cắt theo hình thang nhíp thứ hai ngắn hớn nhíp nhiều ta lấy ? =1,4, thứ hai dùng để dường hố nhíp ta lấy ? =1,2

Khi dát mỏng đầu nhíp cắt đầu nhíp theo hình trái xoan, nhíp mềm ? tăng Ngoài hệ số ? phụ thuộc kết cấu quang nhíp khoảng cách quang nhíp

Trong trường hợp đặt biệt nhíp đối xứng cơng thức (11.1) ta có: Đối với nhíp loại phần tự êlip:

Chiều dài nhíp phụ thuộc chiều dài sở L ô tô Đối với ô tô du lịch lh= (0.35-0.5) Lô tô tải lh= (0.25-0.3)L

Từ công thức (11.1) (11.3), (11.5) ta tìm mơ men qn tính J0 tiết diện nằm quang sát bên tiết diện nhíp:

Đối với nhíp có chiều rộng b chiều cao hc thì: (11.10)

Trường hợp nhíp nửa êlip khơng đối xứng ta có: Mu=ZAl1=ZBl2

Mu= thay vào phương trình 11.1 ta có:

Muc= (11.11)

Thay giá trị Muc vào (11.10) ta có ứng với trường hợp nhíp khơng đối xứng nhíp ứng suất uốn tĩnh là:

?utc= (11.12)

Với trường hợp nhíp đối xứng, nhíp ta có ứng suất uốn tĩnh là:

?utc= (11.13)

Cũng tương tự độ võng fđ ta xác định ứng suất uốn trường hợp động với nhíp nửa êlip khơng đối xứng:

?uđ= (11.14)

Với nhíp nửa êlip loại đối xứng:

Với loại nhíp cơngxơn:

?ut= (11.16)

?uđ= (11.17)

Với loại nhíp phần tự êlip:

?ut= (11.18)

?uđ= (11.19)

Như ứng suất nhíp (từ suy nhíp khác) tỉ lệ với độ dày độ võng Khi chất loại hàng rời lên ô tơ nhíp thường phát sinh tải trọng động Để đề phịng hỏng nhíp, trường hợp người ta

Trong nhíp ứng suất lớn thường hành trình trả nhíp với tải trọng động Nếu hành trình trả khơng hạn chế thường để giảm tải cho nhíp người ta đặt ngược nhuíp

Theo Páckhilapxki quan hệ lí thuyết trọng lượng cần thiết nhíp gn ứng suất tĩnh ?t nhíp biểu thị sau:

gn=0,5.104

ở đây: Zt- tải trọng tĩnh thẳng đứng (G) tác dụng lên nhíp (MN);

ft- Độ võng tĩnh nhíp (m) tác dụng trọng tải tĩnh Zt' ?t - ứng suất uốn tĩnh tương ứng nhíp (MN/m2);

Như ứng suất tĩnh nhíp lớn trọng lượng nhíp bé ng su t ng v i t i tr ng t nh cho phép l :ứ ấ ứ ả ọ ĩ

ft(mm) bé 80

80

150 150 250

?t (MN/m2) bé 400 400

500 500 700

Ngoài phải kiểm tra ứng suất ?d nhíp độ võng động fđ (khi ụ đỡ nhíp cao su hồn tồn biến dạng) Lúc ?đ khơng lớn 1000MN/m+2

Đối với toàn nhíp kể nhíp ta có ứng suất uốn độ võng bảng (11.1)

* Chú ý: bảng 11.1 thừa nhận ký hiệu sau: lh= 1-l0 - Chiều dài làm việc có ích nhíp (m); b- Chiều rộng nhíp (m)

?hi - Tổng số chiều dày nhíp phụ (m);

?h0 - Tổng số chiều dày nhíp có chiều dài nhíp (m);

Khi thiết kế nhíp chọn đại lượng (ft+fđt), ?umax kích thước l1h, l2h, l b (chiều rộng nhíp) chọn Kđ để có Zmax =KđG

Như tìm ?h2 từ cơng thức tính ?u ?h3 từ cơng thức tính độ võng f từ suy độ dày nhíp

Chọn trước độ dày nhíp ta tính độ dày nhíp cịn lại Để kể đến ảnh hưởng nhíp phụ kèm theo nhíp tính J0, đề nghị thay:

?hi - Tổng số độ dày tất nhíp (cm)

?h0- Tổng số độ dày nhíp chiều dày nhíp phụ có chiều dài nhíp (cm);

Khi tính J0 sau đ thay ?hi3 theo (11.29) công thức •

(11.3); (11.4), (11.5) cần ý chọn số nhíp để thảo m n •

điều kiện sau:

1 Độ dày nhíp chọn theo loại nhíp đ phân loại theo tiêu chuẩn.•

2 Số nhóm nhíp (kể nhíp chính) có chiều dày khác phải không vượt ba

3 Chiều dày nhíp phải khác Thường lấy tỉ số chiều dày hai nhíp khơng vượt 1,5

Khi tăng độ dài hiệu dụng lh tăng chiều dày h giảm số nhíp n Như bớt cơng lai động chế tạo nhíp làm giảm ma sát nhíp

Trong tơ du lịch loại nhíp gồm ứng dụng rộng r i •

Trong điều kiện có độ bền từ đầu đến cuối, loại nhíp gồm phải có tiết diện thay đổi

Trong đó:

Theo điều kiện nhíp dầm có tính chống uốn có trọng lượng bé Loại nhíp gồm có độ dài lớn loại nhíp nhiều

Khi khơng có đệm nhíp lắp ghép nhíp đè lên nhíp khác thường phần phần cuối

Trong thực tế tính tốn người ta giả thiết nhíp cong tiếp xúc với từ đầu đến cuối nên tải trọng phân bố tồn chiều dài nhíp Thừa nhận giả thiết mơmen tác dụng lên nhíp thừ i là:

Mi = Ji Trong đó:

h0và b0 - Chiều dày chiều rộng tiết diện trung bình nhíp hx bx - Chiều dày chiều rộng tiết diện nhíp tiết diện trung bình khoảng cách x

Theo điều kiện nhíp dầm có tính chống uốn có trọng lượng bé Loại nhíp gồm có độ dài lớn loại nhíp nhiều

khi khơng có đệm nhíp lắp ghép nhíp đè lên nhíp khác thường phần phần cuối

trong thực tế tính tốn người ta giả thiết nhíp cong tiếp xúc từ đầu đến cuối nên tải trọng phân bố toàn chiều dài nhíp thừa nhận giả thiết mơmen tác dụng lên nhíp thứ i sẻ là:

Mi = Ji đây:

Ji - Mômen quán tính nhíp thứ i;

Ri - bán kính cong nhíp thứ i trang thái tự

R0 - Bán kínhcong sau đ ghép vào nhíp.•

Trên hình 11.20 trình bày tính chất phân bố ứng suất híp nhịp có ba nhóm có độ dày khác Chiều dài nhíp nhíp Trên trục tung đặt thứ tự giá trị chiều dày nhíp đ tính • theo

Đoạn BD nửa chiều dài nhíp, mm trục quang nhíp, AC nửa chiều dài nhíp Đờưng CD xác định chiều dài cịn lại Chiều dài lí thuyết nhíp lí tưởng

Khi nhịp chuyển truyền lực kéo ta có sơ đồ

Giá trị lực xác định theo phương trình hìnhchiếu mơ men đảm bảo cho hệ lực cân

X= Xx Z1= Z2=

Dùng phương trình xác định kích thước nhíp chính, tai nhíp chi tiết cặp nhíp Khi nhíp truyền lực phanh Xk ,ang dấu ngược lại phương trình Mômen phản lực Xkdi gây ứng suất phụ nhíp Theo phương trình ta tính ứng suất phụ nhíp

?ui = (11.33)

Hoặc ?ui = (11.34)

Trên ta tính tốn nhíp truyền lực kéo hay lực phanh cực đại Ngồi phải tính nhíp chịu lực thẳng đứng lớn lúc ô tô bị trượt ngang (Ymax) Trên hình (11.23) ta thấy nhíp bên trái chịu lực thẳng đứng lớn Hơn xác định S1 theo phương trình cân mơmen điểm tựa nhíp phải (điểm C)

Trong đó:

B1- Khoảng cách hai nhíp;

d- khoảng cách thẳng đứng từ trọng tâm tơ đến mặt phẳng tựa nhíp; miGi - Trọng lượng ô tô tác dụng lên cầu tương ứng tính Vì Y=? 1Gi(mi=1), sử dụng phương trình (11.35) ta có:

S1= (11.36)

ứng suất nhíp phần là: ?= S1 (11.37)

Trong đó:

?W - Tổng số mơmen chống uốn nhíp ?1 - hệ số bám ngang

l1l2 - Các kích thước nhíp hình 11.17a S1 - Lực thẳng đứng tác dụng lên nhíp trái S2 - Lực thẳng đứng tác dụng lên nhíp phải Với chiều lực Y hình 11.23 S1> S2

Nhíp đặt ngang khơng truyền lực kép lực phanh mà truyền lực thẳng đứng

Khi tính tốn nhíp đặt ngang ta tính nhíp đặt dọc cần phải ý nhiều đến góc nghiêng móc nhíp ? lúc tơ bị trượt ngang a) Sơ đồ lực dụng lên nhíp nửa êlip đặt ngang

Ta ký hiệu góc nghiêng móc nhíp mặt phẳng thẳng đứng ?1 ?2 Khi ô tô không trượt ngang (Y=0) hai góc (?1=? 2= ?0) nhíp tính theo ứng suất tổng hợp sau:

?th = (11.38

Trong đó:

b- Chiều rộng nhíp; h- Chiều cao nhíp;

f- Độ võng tĩnh nhíp;

Vì f thường bé lên bỏ qua (ftg?0) ta có:

?th= (11.39)

b) Khi so lực ngang Y=Ymax m1=1 ta có: Z2l + yd - G

Z1l - yd - G

Vì Ymax = G?1 nên ta có: Z2=

Z1=

Lực ngang Y1 Y2 xác định theo phương trình: Y1=Z1 tg?1, Y2=Z2 tg?2

ứng suất tổng hợp nhíp là: Nửa nhíp trái:

?th=

3 Tính chi tiết nhíp

a) Tai nhíp: Tai nhíp thường tín theo ứng suất tổng hợp gồm ứng suất uốn, nén (hay kéo) ứng suất uốn tai nhíp là:

?u =

?u = Xmax Trong đó:

Xmax - Lực kéo tiếp tuyến cực đại hay lực phanh cực đại tác dụng lên tai nhíp (MN)

hc - Chiều dày nhíp (m) D- Đường kính tai nhíp (m) B- Chiều rộng nhíp (m)

ứng suất nén tai nhíp là: ?n =

Ưng suất tổng hợp tai nhíp tính theo: ?th = Xmax (MN/m2 )

ứng suất tổng hợp cho phép (?th) =350 (MN/m2)

Thực nghiệp chứng tỏ ?th đạt đến giới hạn chảy kim loại tai nhíp bị lo ng Lực • đẩy hay lực phanh hay truyền lên tai nhíp

thường bị hạn chế lực bám với đường Tuy nhiên ô tô chuyển động đường gồ ghề, bánh xe chịu lực va đạp, lực X đạt giá trị cực đạu Vì người ta tính Xmax = Gbx?=0,7 Gbx=0,7 Zbx, đó:

Gbx - tải trọngt ác dụng lên bánh xe Zbx- Phản lực đất lên bánh xe b) Chốt nhíp:

Chốt nhíp kiểm tra theo ứng suất chèn đập

?1cd= , (MN/m2); ?2cd= , (MN/m2)

Chốt nhíp chế tạo thép bon xianuya hố loại 30 hay 40 vứi ứng suất chèn dập cho phép (?cd) =3-4 (MN/m2) hay thép hợp kim xêmăngtit hố loại 20 hay 20X với (?cd)=7,5-9(MN/m2)

Bạc nhíp kiểm tra theo ứng suất chèn đập

Bạc nhíp chế tạo đồng thanh, chất dẻo, thép Bạc chế tạo thép mềm chịu áp chèn dập đến Mn/m2

ở cần điều chỉnh độ cao thùng xe; cần thay đổi khoảng cách thùng bánh xe thì; đưa khí ép từ bình chứa vào buồng bình chứa phụ 2, đẩy phần khí nén khỏi Để điều chỉnh khơng làm việc tơ cịn dao động giảm tốc quán tính cho điều chỉnh làm việc sau khoảng cách vỏ xe lốp xe4 đ thay • đổi vài giây, tượngg iao động đ bớt hẳn, nh•

chỉ cho thay đổi ứng với tải trọng tĩnh

Trong kết cấu chữa giữ tần số dao động riêng không đổi Trên hình 11.26b trình bày thay đổi tần số dao động riêng thay đổi trọng lượng ô tô có hệ thống treo loại khí số liệu ứng với dao động nhỏ gần vị trí cân Khi khơng có bình chứa phụ độ cứng hệ thống treo lớn độ võng tĩnh thay đổi thay đổi 1,34 lần tương ứng với trọng lượng phần treo thay đổi khoảng lần tần số dao động riêng khoảng 123-142 lần/ph, (2,05-2,33lần/ss)

Khi có bình chứa phụ dung tích 12,21, độ cứng hệ thống treo giảm tần riêng 94-104 lần/ph

V điều chỉnh hệ thống treo

Điều chỉnh hệ thống treo thay đổi thông số đặc tính theo mức tải trọng tác động lên thùng xe Hiện hệ thống treo khí thuỷ khí sử dụng hai loại điều chỉnh, điều chỉnh vị trí thùng xe điều chỉnh độ cứng hệ thống treo Tiện lợi sử dụng hai loại điều chỉnh hệ thống treo khí Hệ thống treo với phần tử đàn hồi kim loại khơng đặt loại điều điều chỉnh phức tạp

Sơ đồ nguyên lý điều chỉnh vị trí thùng xe hệ thống treo thuỷ khí trình bày hình 11.28

khoảng cách trục bánh xe khung(thùng xe) giảm xuống gần lốp Con chạy điều chỉnh dịch xuống phía , dầu có sáp suất bơm 10 truyền liên tục

Vị trí thùng xe điều chỉnh nhờ quay tay gạt quanh trục Quay tay gạt theo chiều kim đồng hồ chạy xuống , thùng xe nâng lên, khoảng sáng gầm xe hành trình động hệ thống tăng lên

Nhờ tính chất này, tơ có tính việt d cao, sử dụng • điều chỉnh hệ

thống treo để thay đổi khoảng sáng gầm xe đường xấu nơi đường - tơ phải dừng lâu hoặc ô tô vận chuyển phương tiện khác

Khi ô tô dao động, để điều chỉnh thùng xe không chịu ảnh hưởng thay đổi độ võng, vỏ điều chỉnh thùng xe chế tạo thành hai buồng

chứa đầy dầu, bịt kín màng cao su thông r nh chuẩn•

6 tạo thành chậm tác dụng thuỷ lực (bộ giảm chấn)

Khi tải trọng thay đổi cách tĩnh, chạy dịch chuyển chậm, dầu

chảy chậm từ buồng sang buồng khác qua r nh chuẩn với sức bé Khi tải •

trọng thay đổi cáh động, dầu tạo thành sức cản lớn chạy dịch chuyển nhanh chạy giữ vị trí trung bình nhờ biến dạng đàn hồi kéo

Bộ điều chỉnh độ cứng hệ thống treo có mục đích giữ ổn định tần số dao động riêng với tải trọng tác dụng lên hệ thống treo Sơ đồ nguyên lý điều chỉnh độ cứng hệ thống treo khí trình bày hình 11.29

C Bộ phận giảm chấn

I Công dụng, yêu cầu phân loại Công dụng:

Giảm chấn để dập tắt dao động thân xe lốp ô tô cách chuyển

năng dao động thành nhiệt Giảm chấn chủ yếu giảm

chấn thuỷ lực (trên hình vẽ) nên ma sát chất lỏng lỗ tiết lưu ma sát chủ yếu để dập tắt chấn động

Hình 10 : Giảm chấn thuỷ lực Yêu cầu:

Các yêu cầu giảm chấn

a, Đảm bảo giá trị số thay đổi đường đặc tính dao động Đặc biệt là:

- Dập tắt nhanh dao động tần số dao động lớng Mục đích để tránh cho thùng xe khỏi bị lắc qua qua đường mấp mô lớn

- Dập tắt dao động ô tô chạy đường mấp mơ (độ lồi lõm đường bé dày

b Làm việc ổn định ô tô chuyển động điều kiện đường sá khác nhiệt độ không khí khác

c Có tuổi thọ cao

d Trọng lượng kích thước bé, giá thành hạ Phân loại:

Người ta phân loại giảm chấn theo hai đặc điểm sau:

a Theo tỉ số hệ số cản kn hành trình nén (lúc lốp tiến gần khung) hệ số cản kt hành trình trả (lúc lốp khung) Theo đặc điểm giảm chấn thuỷ lực chia thành loại tác dụng hai chiều có đường đặc tính đối xứng (kn = k1) đường đặc tính khơng đối xứng (kn < k1) loại tác dụng chiều kn ˜

b Có hay khơng van giảm tải

Phổ biến loại giảm chấn hai chiều có đường đặc tính khơng đối xứng có van giảm tải Trường hợp lực cản giảm chấn hành trình nén tăng chậm hành trình trả

Trong giảm chấn naykt= ữ 5kn Độ lồi lõm đường bé dày (độ dài không cao lõm không sâu) hệ số kt kn phải khác

Khi bánh xe qua chỗ lồi 6( hình vẽ) vận tốc khối lượng khơng treo lớn (trừ phần tử đàn hồi ra) Lực truyền qua giảm chấn lớn

Có thể giảm lực cách hạ thấp hệ số kn Khi ô tô qua chỗ lõm va đập truyền lên bánh xe qua chỗ lõm

Trên đường cí độ lồi lõm dài đường lượn chỗ lồi với chỗ lõm tương đối êm dịu khơng cần có kt kn thật khác Vì tơ qua chỗ lõm làm bánh xe không tiếp xúc với đường

II Đường đặc tính giảm chấn thủy lực

Lực cản chấn động Zg giảm chấn sinh phụ thuộc vào vận tốc tương đối Z dao động thùng xe bánh xe

ở đây:

k: hệ số cản giảm chấn

hàm số Zg = f ( Z ) Biểu diễn đường đặc tính giảm chấn Tuỳ theo giá trị số mũ n mà đường đặc tính giảm chấn truyền tính ( đường thẳng) đường cong nếu:

n = 1: đường đặc tính đường thẳng (hình vẽ b) n > 1: đường đặc tính đường cong lõm

n < 1: đường đặc tính đường cong lồi

Đường cong có dạng hay dạng khác phụ thuộc trước tiên kích thước lỗ thơng qua đến độ nhớt chất lỏng kết cấu van Chú ý với đường đặc tính (hình vẽ b ) ta thấy giá trị công suất tiêu hao (tỉ lệ với diện tích nằm đường đặc tính) Thơng thương n dao động khoảng 1,5 ữ 2,5

Hình 11: Đường đặc tính khơng đối xứng giảm chấn tác dụng hai chiều với van giảm tải

Trên hình vẽ ta thấy hai điểm đường biểu diễn thẳng

(đường nét đứt) g y khúc (• đường bền) Trường hợp có van giảm tải

đường biểu diển đường g y khúc • điểm điểm điểm mở van

Trong ô tô đại Zn Zt nằm giới hạn (30 ữ 50 ) cm/s Nếu ô tô sử dụng khí hậu ơn đới khơng đặt van giảm tải để giảm bớt kết cấu

III Tính tốn giảm chấn thuỷ lực: Tính tốn hệ số cản giảm chấn

Phương trình tính lực cản giảm chấn phương trình : Zg = k Zn

Phương trình tính lực cản chấn động hệ thống treo Ztr : Ztr = ktr Ztrn Trong Ztr vận tốc chuyển động hệ thống treo

n : số thay đổi khác hành trình nén hành trình trả hệ thống treo Để đảm bảo ta cho n = phương trình tính lực cản hệ thống treo là: Ztr = ktr Ztrn Hệ số giảm cản k giảm chấn tính từ hệ số cản dao động hệ thống treo ktr ktr ơđặc trưng trình dập tắt chấn động hệ thống treo Tăng giảm chấn hệ thống treo có hệ số k khác sử dụng với hệ thống treo khác

Do để đánh giá dập tắt chấn động người ta rút lý thuyết ô tô hệ số dập tắt chấn động

f = ktr

vCM

Trong C: độ cứng hệ thống treo:

C = Zbx = Gbx

f f

M: khối lượng treo bánh xe (kg) M = Gbx

g

Gbx : Phần trọng lượng treo tính bánh xe (N) f: độ võng tĩnh hệ thống treo (m)

g: gia tốc trọng trường g = 9,81 m/s2

ktr = F.Gbx 0,131vf (Ns/m)

Biết ktr tuỳ theo cách bố trí phận giảm chấn hệ thống treo tuỳ theo loại giảm chấn ta tính k Gọi k = a ktr , với loại giảm chấn địn bố trí hình vẽ ta có phương trình lực:

Ztr = Zg b g

Phương trình vận tốc là: Ztr = Zg a

b

Trong kích thước a b hình vẽ Ztr : tốc độ chuyển động hệ thống treo Zg : tốc độ chuyển động giảm chấn

Từ công thức Ztr = ktr Ztrn cho n = công thức Ztr = Zg a/b ta có :

Zg = Ztr a = ktr Ztr a = ktr ( a )2 Zg

b b b

ở a = (a/b)2

Với loại hệ thống treo có giảm chấn ống đặt lồng vào lịng lị xo trụ hệ thống treo độc lập với dịch chuyển bánh xe mặt phẳng ta có kết tương tự:

Zg= ktr ( r1 )2 Zg

a1

a = ( a )2

Trong r1 a1 kích thước trường hợp Nếu giảm chấn đặt nghiêng góc f so với trục thẳng đứng ta có:

Zg= ktr ( ) Zg

cos f ktr = F.Gbx

0, 313vf

Trường hợp a = / cos f

Chương XII Hệ thống phanh

I công dụng, phân loại yêu cầu Công dụng

Hệ thống phanh dùng để giảm tốc độ ôtô đến dừng hẳn đến tốc độ cần thiết Ngoài hệ thống phanh cịn dùng để giữ ơtơ đứng dốc

Đối với ôtô hệ thống phanh cụm quan trọng nhất, đảm bảo cho ơtơ chạy an tồn tốc độ cao, nâng cao suất vận chuyển

Hệ thống phanh gồm có cấu phanh để h m trực tiếp tốc • độ

bánh xe trục hệ thống lực truyền động phanh để dẫn động cấu phanh

2 Phân loại

Tùy theo cách bố trí cấu phanh bánh xe hoặtc trục hệ thống truyền lực mà chia thành phanh bánh xe mà phanh truyền lực

ở ôtô cấu phanh đặt bánh xe (phanh chân) cấu phanh tay thường đặt trục thứ cấp hộp số hộp phân phối (ôtô cầu chủ động) Cũng có cấu phanh phanh phanh tay phối hợp làm đặt bánh xe, trường hợp làm truyền động riêng rẽ

Theo phận tiến hành phanh cấu phanh chia phanh guốc, phanh dải phanh đĩa

Phanh gốc sử dụng rộng r i ơtơ cịn phanh • đĩa có chiều

Theo loại phận quay, cấu phanh chia loại trống đĩa Phanh đĩa chia nhiều đĩa tùy theo số lượng đĩa quay

Cơ cấu phanh chia loại cân không cân cấu phanh cân tiến hành phanh không sinh lực phụ thêm lên trục hay lên ổ bi moayơ bánh xe, cịn có cấu phanh khơng cân ngược lại

Truyền động phanh có loại cơ, khí, điện liên hợp ơtơ du lịch ôtô vận tải tải trọng nhỏ thường dùng truyền động phanh loại thủy (phanh dầu) Truyền động phanh khí (phanh hơi) thường dùng ơtơ vận tải trọng lớn ơtơ hành khách, ngồi cịn dùng ơtơ vận tải trọng trung bình có động điêzel ôtô kéo để kéo đoàn xe Truyền động phanh điện dùng đồn ơtơ truyền động dùng phanh tay Yêu cầu

Hệ thống phanh phải đảm bảo yêu cầu sau:

- Qu ng • đường phanh ngắn phanh đột ngột trường hợp

nguy hiểm Muốn có qu ng • đường phanh ngắn phải đảm bảo gia tốc

chậm dần cực đại

- Phanh êm dịu trường hợp để đảm bảo ổn định ôtô phanh

- Điều khiển nhẹ nhàng, nghĩa lực tác dụng lên bàn đạp hay địn điều khiển khơng lớn

- Thời gian nhạy cảm bé, nghĩa truyền động phanh có độ nhạy cảm lớn - Phân bố mômen phanh bánh xe phải theo quan hệ sử dụng hoàn toàn trọng lượng bám phanh với cường độ

- Khơng có tượng tự siết phanh ơtơ chuyển động tịnh tiến quay vịng

- Cơ cấu phanh thoát nhiệt tốt

Hệ thống phanh ơtơ gồm có phanh (phanh bánh xe hay gọi phanh chân) phanh phụ (phanh truyền lực hay gọi phanh tay) Sở dĩ phải làm phanh phanh phụ để đảm bảo an tồn ơtơ chuyển động Phanh phanh phụ có cấu phanh truyền động phanh hoàn toàn riêng rẽ có chung cấu phanh (đặt bánh xe) truyền động phanh hoàn toàn riêng rẽ Truyền động phanh phanh phụ thường dùng loại

Phanh thường dùng truyền động loại thủy gọi phanh dầu truyền–

động loại khí gọi phanh khí Khi dùng phanh dầu lực tác dụng lên bàn –

đạp phanh lớn so với phanh khí, lực để sinh áp suất dầu bầu chứa dầu hệ thống phanh, cịn phanh khí lực cần thắng lực cản lò xo để mở van phân phối hệ thống phanh Vì phanh dầu nên dùng ôtô du lịch, vận tải cỡ nhỏ trung bình loại ơtơ mơmen phanh bánh xe bé, lực bàn đạp bé Ngoài phanh dầu thường gọn gàng phanh khí khơng có bầu chứa khí kích thước lớn độ nhạy phanh tốt, bố trí dễ dàng sử dụng thích hợp ơtơ kể

Phanh khí thường sử dụng ơtơ vận tải trung bình lớn Ngồi ơtơ loại cịn dùng hệ thống phanh thủy khí Dùng hệ thống phanh kết hợp ưu điểm phanh khí phanh dầu

Sơ đồ kết cấu loại hệ thống phanh ơtơ trình bày sau đây: Phanh dầu

Hình 12.1: Sơ đồ hệ thống phanh dầu ôtô

Sơ đồ hệ thống phanh dầu (hình 12.1) gồm có phần chính: truyền động phanh cấu phanh Truyền động phanh bố trí khung xe gồm có: bàn đạp 1, xilanh có bầy chứa dầu để tạo áp suất cao, ống dẫn dầu đến cấu phanh cấu phanh đặt bánh xe gồm có: xilanh làm việc 4, má phanh 5, lò xo kéo 6, trống phanh

Nguyên lý làm việc hệ thống phanh dầu sau: người lái tác dụng vào bàn đạp qua hệ thống đòn bẩy đẩy píttơng xilanh hai píttơng thắng lực lò xo để đẩy hai má phanh ép sát vào trống phanh tiến hành phanh ôtô trống phanh gắn liền với moayơ bánh xe Khi nhả bàn đạp nghĩa lúc ngừng phanh, lị xo píttơng xilanh làm việc ép dầu trở lại xilanh

Sự làm việc phanh dầu làm việc nguyên lý thủy lực tĩnh học Nếu tác dụng lên bàn đạp phanh áp suất truyền đến xilanh làm việc lực má phanh phụ thuộc vào đường kính píttơng xilanh làm việc Muốn có mơmen phanh bánh xe trước khác bánh xe sau cần làm đường kính píttơng xilanh làm việc khác

ở xilanh làm việc lớn gấp đôi tỷ số truyền tăng lên hai lần, lúc hành trình píttơng làm việc giảm hai lần, mà chúng có quan hệ theo tỷ lệ nghịch với làm khó khăn thiết kế truyền động phanh

Đặc điểm quan trọng hệ thống phanh dầu bánh xe phanh lúc áp suất đường ống dầu bắt đầu tăng lên tất má phanh ép sát vào tang trống không phụ thuộc vào đường kính xilanh làm việc khe hở trống phanh má phanh

Hệ thống phanh dầu có ưu điểm sau:

- Phanh đồng thời bánh xe với phân bố lực phanh bánh xe

hoặc má phanh theo yêu cầu

- Hiệu suất cao

- Độ nhạy tốt kết cấu đơn giản

- Có khả dùng nhiều loại ơtơ khác mà cần thay đổi

cấu phanh

- Khuyết điểm hệ thống phanh dầu

- Khơng thể làm tỷ số truyền lớn phanh dầu khơng có cường

hố dùng cho ơtơ có trọng lượng tồn nhỏ lực tác dụng lên bàn ạp lớn

- Khi có chỗ bị hư hỏng hệ thống phanh khơng làm việc

- Hiệu suất truyền động giảm nhiệt độ thấp

2 Phanh khí

Phanh khí sử dụng lượng khí nén để tiến hành phanh, người lái không cần nhiều lực để điều khiển phanh mà cần thắng lò xo van phân phối để điều khiển việc cung cấp khí nén làm khí phận làm việc Nhờ mà phanh khí điều khiển nhẹ nhàng

Nguyên lý làm việc hệ thống phanh khí nén theo sơ đồ sau:

qua van phân phối đến bầu phanh màng bầu phanh bị ép dẫn động cam phanh quay, má phanh ép vào trống phanh 11 để tiến hành trình phanh

Hình 12.2: Sơ đồ làm việc hệ thống phanh khí ơtơ

Các sơ đồ phân biệt với theo số lượng đường ống dẫn nối ôtô kéo với rơmooc loại dòng dòng

Các phần lại giống theo hình 12.3a, khơng khí nén máy nén khí truyền tới bình lọc phận điều chỉnh áp suất đến bình chứa khí nén Khi bình chứa khí có đầy đủ lượng dự trữ khơng khí nén phận điều chỉnh cắt khơng cấp khí từ máy nén vào bình chứa

Đề phịng trường hợp áp suất tăng đột ngột đường dẫn khí, hệ thống có đặt van an tồn Khơng khí nén từ bình chứa đến van phân phối 11 Khi cần phanh người lái tác dụng lên bàn đạp phanh qua hệ thống đòn đến van phân phối 11 mở cho khí nén vào buồng phanh 9, từ dẫn động cam phanh ép má phanh vào trống phanh để tiến hành trình phanh

Hình 12.3: Sơ đồ làm việc hệ thống phanh khí có phanh rơmc Khi có khơng khí nén phanh rơmooc tay địn 10, tay đòn tác dụng lên van phân phối hệ thống phanh rơmooc Khi ôtô làm việc khơng kéo rơmooc đường ống dẫn hệ thống phanh rơmooc tách khỏi đường ống hệ thống ơtơ van bịt kín

ở hệ thống phanh khí hai dịng (hình 12.3b) phần cung cấp khí ( gồm máy nén khí 1, bình lọc 2, phận điều chỉnh 3, bình chứa van an toàn 5) giống hệ thống phanh khí dịng, khác van 11 điều khiển hệ thống phanh ôtô hệ thống phanh rơmooc nối với hai đường ống Một đường ống nối với ống cung cấp 12, ống thường xun có khí nén dẫn đến hệ thống phanh rơmooc Đường ống thứ nối với ống có khơng khí vào để điều khiển hệ thống phanh rơmooc

So sánh hệ thống phanh khí dịng hai dịng rút kết luận sau: Hệ thống phanh dịng điều khiển riêng rẽ hệ thống phanh ôtô kéo rơmooc, hay điều khiển lúc tuỳ theo yêu cầu phanh hợp lý đoàn xe Điều đảm bảo tính ổn định xe phanh

- Hệ thống phanh hai dịng, khơng khí nén cấp cho ôtô kéo phanh rơmooc van chung Vì có tượng cấp khơng khí nén không kịp thời cho phanh rơmooc xe có kéo nhiều rơmooc

- Hệ thống phanh hai dịng có ưu điểm thường xun cung cấp khơng khí cho hệ thống phanh rơmooc, điều có ý nghĩa lớn phanh thường xuyên phanh lâu dài

Các thí nghiệm hệ thống phanh phịng thí nghiệm đường chứng tỏ hệ thống phanh dòng ưu việt hệ thống phanh hai dòng Vì xe chủ yếu dùng hệ thống phanh khí dịng

Hệ thống phanh khí có ưu điểm lực tác dụng lên bàn đạp bé Vì trang bị cho ôtô vận tải tải trọng lớn, có khả điều khiển hệ thống phanh rơmooc cách nối hệ thống phanh rơmooc với hệ thống phanh ôtô kéo

Dẫn động phanh khí nén đảm bảo chế độ phanh rơmooc khác ơtơ kéo, phanh đồn xe ổn định, rơmooc bị tách khỏi ôtô kéo rơmooc bị phanh cách tự động

ưu điểm hệ thống phanh khí có khả khí hố q trình điều khiển ơtơ sử dụng khơng khí nén cho phận làm việc hệ thống treo loại khí…

Khuyết điểm hệ thống phanh khí số lượng cụm nhiều, kích thước chúng lớn giá thành cao, độ nhạy ít, nghĩa thời gian hệ thống phanh bắt đầu làm việc kể từ người lái bắt đầu tác dụng lớn

3 Phanh thuỷ khí:

ống dẫn dầu 5, xilanh làm việc 6, má phanh 7, trống phanh 8, bàn đạp điều khiển

Máy nén khí qua bình lọc cung cấp khí nén đến bình chứa Khi tác dụng lên bàn đạp van mở để khí nén từ bình đến xilanh lực sinh lực ép pittông xilanh 4, đầu áp lực cao truyền qua ống dẫn đến xilanh dẫn động đến má phanh tiến hành q trình phanh Các ống dẫn khí hệ thống phanh ngắn độ nhạy hệ thống phanh tăng lên

Phanh thuỷ khí thường dùng ơtơ tải tải trọng trung bình lớn Nó phối hợp ưu điểm phanh khí phanh dầu cụ thể lực tác dụng lên bàn đạp bé, độ nhạy cao, hiệu suất lớn sử dụng cấu phanh nhiều loại khác

Phanh thuỷ khí sử dụng chưa rộng r i phần truyền • động thuỷ lực có

nhược điểm: nhiệt độ thấp hiệu suất giảm, chăm sóc kỹ thuật phức tạp

kiểm tra mức dầu khơng khí khỏi truyền động…

Hình 12.4: Sơ đồ hệ thống phanh thuỷ khí dịng A tính tốn cấu phanh

Mơmen phanh sinh cấu phanh ôtô phải đảm bảo giảm tốc độ dừng ơtơ hồn tồn với gia tốc chậm dần giới hạn cho phép Ngoài cịn phải đảm bảo giữ ơtơ đứng độ dốc cực đại ( mômen phanh sinh tay

phanh)

Đối với ôtô lực phanh cực đại tác dụng lên bánh xe cầu trước phanh đường phẳng là:

p p b m p

L G m

G

P 1 1

1  2 2 (12.1)

ở cầu sau là:

p p a m p

L G m

G

P 2 2

2

2

2 

 (12.2)

ở đây:

G - trọng lượng ôtô tải đầy

- tải trọng tương ứng ( phản lực đất) tác dụng lên bánh xe trước sau trạng thái tĩnh, bề mặt nằm ngang

- hệ số thay đổi tải trọng tương ứng lên cầu trước cầu sau phanh

a, b khoảng cách t– ương ứng từ trọng tâm ôtô đến cầu

L chiều dài c– sở ôtô

- hệ số bám lốp đường ( )

Các hệ số xác định theo lý thuyết ôtô sau: (12.3)

(12.4) Trong đó:

- chiều cao trọng tâm ôtô g gia tốc trọng tr– ường

- hệ số đặc trưng cường độ phanh ( )

ở ôtô cấu phanh đặt trực tiếp tất bánh xe ( phanh chân) Do momen phanh tính tốn cần sinh cấu phanh cầu trước là: (12.5)

ở cầu sau ( ôtô hai cầu ) là: (12.6)

Trong đó:

- bán kính làm việc trung bình bánh xe Khi tính toán thể chọn

Đứng kết cấu cấu phanh mà xét mơmen phanh phải bằng: (12.7)

(12.8) đây:

- mômen phanh sinh má phanh trước má phanh sau cấu phanh cầu trước

- mômen phanh sinh má phanh trước má phanh sau cấu phanh cầu sau

II tính tốn cấu phanh guốc

1 Quy luật phân bố áp suất má phanh:

nghiệm chứng tỏ độ hao mòn điểm khác má phanh không giống nhau, vừa nhận quy luật phân bố áp suất má phanh không phù hợp với thực tế Chứng minh sau chứng tỏ điều

Hình 12.5: Sơ đồ dịch chuyển má phanh trống phanh

* Để tìm quy luật phân bố áp suất má phanh thừa nhận giả thiết sau:

+ áp suất điểm má phanh tỷ lệ thuận với biến dạng hướng kính điểm phanh, nghĩa coi má phanh tuân theo định luật Húc Điều thừa nhận phạm vi biến dạng thường nhỏ má phanh + Khi phanh trống phanh guốc không bị biến dạng mà má phanh ( má sát) biến dạng Sở dĩ trống guốc phanh làm nguyên liệu cứng má phanh nhiều, kết cấu trống guốc phanh có đường gân tăng cường độ cứng vững

+ Bề mặt làm việc má phanh ép sát vào bề mặt làm việc trống phanh phanh

Trên hình 12.5a trình bày sơ đồ dịch chuyển guốc phanh ống phanh quanh tâm

Giả sử trình phanh má phanh vừa chạm vào bề mặt làm việc trống phanh ( thời điểm bắt đầu bị biến dạng) guốc phanh quay thêm góc má phanh bị biến dạng tác dụng lực P ống xilanh làm việc

Nếu xét điểm A má phanh thấy điểm A ứng với thời điểm má phanh vừa chạm vào trống phanh Trong trình biến dạng điểm A phải quay quanh tâm với bán kính A tới điểm A' tương ứng với góc quay nhỏ má phanh, nghĩa A= A' Từ A' hạ đường thẳng góc A'B xuống bán kính OA, đoạn AB đặc trưng cho biến dạng hướng kính má phanh điểm A má phanh quay góc

Xét tam giác vng ABA' ta có:

Nhưng AA' = A Y( tính theo rad) cho nên: (12.9)

Tam giác cho ta biểu thức sau:

Hay là:

(12.10)

Thay trị số từ biểu thức 12.10 vào 12.9 ta có:

áp suất q điểm A theo giả thiết thứ tỷ lệ với biến dạng hướng kính, đó:

(12.11) đây:

k hệ số tỷ lệ, – độ cứng má phanh

Thay số trị số không đổi K coi điểm A điểm xác định má phanh góc ( góc thay đổi), cuối ta có cơng thức tổng qt để xác định áp suất điểm má phanh sau:

(12.12) đây:

K- hệ số tỷ lệ ( )

- góc xác định vị trí điểm cần tính áp suất má phanh

Công thức (12.12) cho thấy áp suất phân bố má phanh theo quy luật đường sin áp suất cực đại ứng với lúc nghĩa điểm C ( hình

12.5b) ( điểm C má phanh nằm trục X X thẳng góc với trục Y Y – –

đi qua tâm O ) áp suất cực tiểu ứng với lúc , điểm áp suất không Biểu đồ phân bố áp suất má phanh rõ hình 12.5b áp suất cực đại điểm C là:

Do cơng thức (12.12) cịn viết: (12.13)

Do áp suất phân bố má phanh không ( theo luật đường sin) điểm má phanh hao mòn khác nhau, phần gần điểm C hao mòn nhiều hơn, đầu cuối hao mịn

Thực tế ra, đầu cuối má phanh không làm việc mà góc ơm má phanh guốc phanh thường lấy nhỏ 1200, ôtô có góc thường nằm giới hạn

khơng lớn Vì tính tốn ban đầu chọn sơ kích thước, coi áp suất phân bố má phanh để đơn giản cho tính tốn Khi guốc phanh có độ cứng lớn muốn tính xác phải lấy quy luật phân bố theo đường sin

Sau tính cấu phanh cho hai trường hợp phân bố áp suất theo đường sin

2 Tính tốn cấu phanh:

Tính tốn cấu phanh nhằm mục đích xác định kích thước thông số cấu phanh để phanh sinh mơmen phanh đảm bảo h m • ôtô

Mômen ôtô mà cấu phanh cầu trước cầu sau phải sinh xác định tương ứng theo công thức (12.5) (12.6)

Các mômen coi mơmen phanh để tính tốn cấu phanh

a) Xác định góc bán kính lực tổng hợp tác dụng vng góc lên má phanh

a1) Trường hợp thừa nhận áp suất phân bố má phanh :

Mômen phanh sinh trống phanh phụ thuộc vào kết cấu cấu phanh Trên hình 12.6a trình bày sơ đồ tính tốn cấu phanh với hai guốc phanh có điểm tựa cố định riêng rẽ phía Nếu truyền động phanh loại thuỷ lực ( phanh dầu) lực ép P lên guốc phanh ống xilanh làm việc có đường kính Nếu dùng cam để ép lên guốc phanh ( truyền động loại khí loại khí) lực ép lên guốc phanh khác nhau, dịch chuyển má phanh giống Sở dĩ khác chiều lực ma sát má phanh khác

cố định riêng rẽ phía lực ép lên guốc phanh

Trong trị số chúng ( = ) dịch chuyển hai má phanh ( lực T sinh có lực N, mà trị số lực N phụ thuộc vào biến dạng má phanh, biến dạng lực )

Chúng ta xét trường hợp hai guốc phanh ép lực P Trên hình 12.6a trục qua hai tâm O và thẳng góc với trục qua điểm có áp suất cực đại

Khi phanh phần tử má phanh bị tác dụng từ phía trống phanh lực thẳng góc lực ma sát Lực ma sát:

ở đây:

- hệ số ma sát trống phanh má phanh

Chúng ta xét phần tử má phanh nằm cách trục góc Phần tử chốn góc d

Lực thẳng góc phần tử là: (12.14)

(12.15) đây:

- áp suất phân bố má phanh trước ( theo giả thiết)

b chiều rộng má phanh–

- bán kính trống phanh

- góc ơm phần tử má phanh xét

Hình 12.7: Xác định góc đặt lực N1 áp suất phân bố Góc tạo lực trục là:

= =

= ( 12.16) đây:

- góc đầu góc cuối má phanh ( hình 12.7) Chiếu lực trục ta có:

Tích phân giới hạn từ góc đến ta có: (12.17)

(12.18)

Lực tổng hợp thẳng góc tác dụng lên má phanh là: (12.19)

Mômen phanh tác dụng lên má phanh trước là:

= (12.20) đây:

- góc ơm má phanh

Lực thẳng góc tổng hợp sinh lực ma sát tổng hợp Lực có điểm đặt cách tâm O đoạn

Mômen phanh má phanh tính theo cơng thức (12.20) cịn tính theo cơng thức sau:

(12.21) Từ đó:

(12.22)

Thay cơng thức (12.19) (12.20) vào (12.22) ta có:

Nếu thay , cơng thức (12.23) có dạng sau: (12.24)

ở đây:

- ơm góc má phanh

Cần ý góc cơng thức (12.23) (12.24) tính theo rad Nếu

Nếu

a2) Trường hợp thừa nhận áp suất má phanh phân bố theo quy luật đường sin

Khi phân bố áp suất theo đường sin phần tử lực tác dụng lên má phanh là:

(12.25) ( 12.26) Chiếu lực lên trục ta có:

Từ đó:

(12.27a)

(12.27b)

Góc tạo lực với trục là:

Đơn giản ta được: (12.28)

Mômen phanh sinh phần tử má phanh là:

Mômen phanh sinh má phanh trước là: (12.29)

Lực tổng hợp là: (12.30)

Lắp trị số từ công thức (12.29), (12.30) vào đơn giản ta có:

Cuối ta có: (12.31)

Các cơng thức (12.16), (12.23) cho ta tính tốn góc bán kính trường hợp áp suất phân bố đều, trường hợp áp suất phân bố theo đường sin dùng công thức (12.28) (12.31) để tính Từ cơng thức thấy góc bán kính phụ thuộc vào thơng số kích thước cấu phanh ( ) mà không phụ thuộc vào trị số áp suất

Nếu má phanh trước má phanh sau hoàn toàn đối xứng với trục đứng (nghĩa thơng số kích thước nhau) góc bán kính má trước má sau áp suất hai má phanh phân bố theo quy luật ( phân bố theo đường sin) với trị số khác

Khi bố trí má phanh hình 12.6b áp suất má phanh trước lớn má phanh sau lực má phanh trước tăng cường cho phanh, lực má phanh sau lại giảm phanh (hình 12.6b), góc bán kính hai má phanh có trị số

Trong thực tế tính tốn cấu phanh, cần xác định lực tác dụng lên guốc phanh ( hình 12.6b) để đảm bảo tổng số mơmen phanh sinh guốc phanh trước ( ) guốc phanh sau ( ) mômen phanh quán tính ( ) cấu phanh Mơmen phanh qn tính xác định trước theo cơng thức (12.5) (12.6) ếau xét quan hệ lực mômen phanh ( giả sử xét cấu phanh cầu trước) Khi thiết kế cấu phanh chọn trước quy luật phân bố áp suất má phanh sở chọn trước thông số kết cấu ( ) tính góc bán kính , nghĩa xác định hướng điểm đặt lực

Lực tổng hợp tạo với góc Góc xác định sau: (12.32)

Chọn xác định góc nghĩa xác định hướng Góc má phanh trước má phanh sau hệ số ma sát Mơmen phanh cấu phanh là:

(12.33) đây:

- tổng hợp lực má phanh trước sau - bán kính, xem hình 12.6b

Bán kính xác định theo cơng thức: (12.34)

(12.35)

Muốn xác định riêng rẽ lực dùng phương pháp họa đồ cách vẽ đa giác lực guốc phanh trước sau Trên guốc phanh có ba lực tác dụng , , , , ( trường hợp dẫn động thuỷ lực lực P hai guốc phanh ống xilanh làm việc đường kính) Guốc phanh trước sau nằm vị trí cân ba lực tác dụng phải gặp tâm O' O'' ( hình 12.6b) Hướng lực đ biết (trị số chúng ch• ưa biết),

kéo dài chúng cho gặp O', nối O' với hướng lực Cũng làm guốc phanh sau tìm hướng lực Sau xây dựng đa giác lực cho guốc phanh trước guốc phanh sau với tỷ lệ định ( lực hai guốc phanh nhau: = = P, lấy P làm đơn vị chẳng hạn, điều không thiết, chủ yếu đảm bảo tỷ lệ hai đa giác lực hai guốc phanh ) Trên sở đa giác lực vẽ tìm tỷ số lực ( ) Biết tỷ số biết tổng số theo công thức (12.35) xác định trị số riêng rẽ Có , xác định trị số lực P, ,

Biết lực P có sở để tính tốn truyền động phanh Ngồi lực P, tạo điều kiện cho tính tốn sức bền chi tiết cấu phanh Lực P mà xác định theo phương pháp nêu đảm bảo cho cấu phanh sinh mômen phanh yêu cầu cầu trước cầu sau Nếu guốc phanh bị ép cam lực tác dụng lên hai guốc phanh khác Trong trường hợp cam quay, hai guốc phanh dịch chuyển Nếu thời gian đầu khe hở má phanh trống phanh guốc phanh trước có khác guốc phanh sau qua thời gian chạy rà áp suất tác dụng lên hai má phanh dịch chuyển hai guốc phanh Vì áp suất hai má phanh lực = Như vậy, guốc phanh bị ép cam quay xác định lực

Biết trị số lực , dựa vào đa giác lực guốc phanh trước sau vẽ theo phương pháp tìm trị số lực , ,

Trên dùng phương pháp hoạ đồ để xác định lực P Có thể dùng phương pháp giải tích để xác định quan hệ lực P mômen phanh sau: xét cân guốc phanh trước tâm O ta có (hình 12.6 a):

(12.37) đây:

- hình chiếu lực trục

c, a - kích thước, xem hình 12.6a Từ biểu thức (12.37) rút ra:

(12.38)

Chiếu lực tác dụng lên guốc phanh trước trục ta có: (12.39)

Thay trị số từ công thức (12.38) thay , vào biểu thức (12.39) biểu thức sau:

(12.40)

Giải phương trình (12.40) P ta biểu thức sau: (12.41)

(12.42)

Công thức (12.41) (12.42) dùng trường hợp guốc phanh dẫn động chất lỏng Khi guốc phanh dẫn động cam lực = , Từ rút biểu thức sau:

(12.43) đây:

, - lực tác dụng từ cam quay lên guốc phanh trước sau, hai lực có trị số khác

Tỷ số lực , xác định sau: (12.44)

Hình 12.8: Sơ đồ cấu phanh tự cường hố

Trên hình 12.8 trình bày cấu phanh tự cường hoá cấu phanh hiệu phanh tăng lên nhờ dùng lực ma sát má phanh trước trống phanh Hai guốc phanh nối với trung gian Như vậy, guốc phanh sau ép vào trống phanh khơng lực P mà cịn lực có trị số lực Coi guốc phanh trống phanh hồn tồn cứng xác định trị số theo phương trình (12.31) (12.34) Nếu lực P song song lực cân lực phải song song đồng thời lại tiếp tuyến với vịng trịn bán kính Chúng ta có phương trình sau: ; (12.45)

Do mơmen phanh guốc phanh sau: ( 12.46)

So sánh công thức (12.46) (12.45) thấy trường hợp mômen phanh guốc phanh sau lớn guốc phanh trước

Điều kiện cân mômen tất lực tác dụng lên guốc phanh trước điểm đặt lực là:

;

Từ đấy:

(12.47)

Điều kiện cân mômen tất lực tác dụng lên guốc phanh sau điểm tựa A (hình 12.8) là:

Biến đổi ta có:

Công thức (12.48) (12.47) cho thấy cấu phanh tự cường hoá có lực P tác dụng, guốc phanh sau sinh mômen phanh lớn nhiều so với guốc phanh trước Nếu góc có má phanh trước khác với má phanh sau hai guốc phanh khác

ở cấu phanh tự cường hố trình bày hình 12.8 hiệu phanh ( mômen phanh) ôtô tiến lùi

3 Phanh êm dịu ổn định ôtô phanh (hiện tượng tự siết)

Phanh êm dịu ổn định ôtô phanh phụ thuộc vào phân bố lực phanh bánh xe phải trái bánh xe không bị gài cứng, vào ổn định mômen phanh cấu phanh đ có, hệ số ma sát • đ thay • đổi

trong giới hạn ( thường từ 0,28 đến 0,30) vào khả bị siết cấu phanh Nếu mômen phanh bánh xe phải trái sai lệch so với mơmen phanh tính tốn khoảng , hệ số thay đổi độ ổn định ơtơ phanh (khi phanh không bị lệch hướng) bảo đảm dễ dàng cách giữ bánh lái Trong trình phanh xuất hiện tượng tự siết Hiện tượng tự siết xảy má phanh bị ép sát vào trống phanh lực ma sát mà không cần tác động lực P truyền động lên guốc phanh Trong trường hợp vậy, mômen phanh đứng phương diện lý thuyết mà nói tiến tới vơ tận Đối với guốc phanh trước ( hình 12.6a) tượng tự tiết xảy có điều kiện sau theo công thức (12.41):

Nghĩa khi:

(12.49)

Nếu xét công thức (12.42) dùng cho guốc phanh sau, thấy mẫu số khơng thể số khơng ln ln đảm bảo tổng hợp lực qua tâm quay guốc quay sau (hình 12.6b) Vì guốc phanh sau làm việc khơng thuận chiều quay khơng sinh tượng tự siết

ở guốc phanh tự cường hoá tượng tự siết xảy ( theo công thức 12.47 12.48) nghĩa lực tổng hợp qua ép trung gian lực tổng hợp qua điểm tựa A ( hình 12.8) Hiện tượng tự siết xảy khi:

(12.50)

Cơ cấu phanh tự cường hố có mơmen phanh ổn định hệ số ma sát thay đổi có khả bị tự siết nhiều so với cấu phanh mà guốc có điểm tựa cố định riêng rẽ Cũng mà cấu phanh tự cường hố khơng dùng ôtô du lịch

Khi thiết kế cấu phanh phải ý chọn thơng số kích thước để tránh xảy tượng tự siết, có phanh êm dịu ổn định

III tính tốn cấu phanh đĩa:

Hình 12.9: Sơ đồ tính tốn cấu phanh đĩa ơtơ

Trên hình 12.9 trình bày sơ đồ để tính cấu phanh đĩa ơtơ Lực P ống xilanh làm việc sinh làm cho đĩa ép xoay tì vào ụ đỡ Nhờ bi chạy r nh nghiêng hai • đĩa ép bị ép vào vỏ

(12.51) đây:

T thành phần lực pháp tuyến N, thành phần tác dụng song song với –

bề mặt làm việc đĩa ép (h.12.9)

- khoảng cách từ tâm bi đến đường trục cấu phanh.(h.12.10) n số l– ượng ống xilanh làm việc

P lực sinh ống xilanh làm việc.–

a Khoảng cách từ – đường trục cấu phanh đến đường tâm ống xilanh

làm việc (h12.10)

- hệ số ma sát má phanh ( vòng ma sát) với vỏ cấu phanh Q lực ép sinh bề mặt ma sát.–

- bán kính trung bình má phanh ( vịng ma sát) - góc nghiêng đường lăn hịn bi

Hình 12.10: Phanh đĩa với vỏ quay Từ công thức 12.51 rút ra: (12.52)

Mômen phanh sinh cấu phanh là: (12.53)

ở đây:

p số l– ượng đôi bề mặt ma sát, cấu phanh tính p =2

Lực cần sinh ống xilanh làm việc là: (12.55)

Từ phương trình 12.55 ta thấy muốn tránh tượng tự siết thì: >0

Từ đấy:

(12.56) Nếu

ở ơtơ góc nằm giới hạn Phanh đĩa có ưu điểm hiệu phanh ( mômen phanh) không phụ thuộc vào chiều quay trống phanh khơng có lực hướng kính tác dụng lên trục Khác với phanh dải phanh guốc phanh đĩa áp suất phân bố bề mặt phanh má phanh (vòng ma sát) đĩa phanh hao mòn đều, thời gian làm việc chúng lâu Dùng phanh đĩa có khả bịt kín tốt tăng thời hạn làm việc

Nhược điểm phanh đĩa có lực chiều trục tác dụng lên trục cấu phanh ( lực không lớn lắm) thiết kế cần phải ý đến điểm tựa để nhận lực

IV xác định kích thước má phanh (tấm ma sát) Phanh guốc:

Kích thước má phanh guốc chọn sở đảm bảo công ma sát riêng, áp suất má phanh, tỉ số trọng lượng tồn ơtơ diện tích tồn má phanh chế độ làm việc phanh

Công ma sát riêng L xác định sở má phanh thu tồn động ơtơ chạy với tốc độ trước phanh sau:

ở đây:

G trọng l– ượng tồn ơtơ đầy tải (kN)

- vận tốc ôtô bắt đầu phanh (m/s) g gia tốc trọng tr– ường (g=9,81m/s2)

- diện tích tồn má phanh tất cấu phanh ôtô (m2) Trị số công ma sát riêng cấu phanh có phanh từ tốc độ cực đại đến dừng ơtơ phải nằm giới hạn sau:

Ơtơ du lịch: kNm/m2 Ơtơ vận tải: kNm/m2

Thời hạn phục vụ má phanh phụ thuộc công ma sát riêng Cơng lớn nhiệt độ phát phanh cao, trống phanh bị nóng nhiều má phanh chóng bị hư hỏng

Một tiêu để đánh giá thời hạn làm việc má phanh áp suất bề mặt má phanh Từ cơng thức (12.20) rút áp suất bề mặt má phanh sau:

(12.58)

áp suất cho phép bề mặt má phanh phụ thuộc nguyên liệu má phanh trống phanh áp suất thay đổi giới hạn rộng Đối với má phanh dùng cho ôtô áp suất cho phép phanh với cường độ cực đại nằm giới hạn từ MN/m2

Hiệu phanh phụ thuộc nhiều cách chọn góc ơm Nếu q lớn làm cho phân bố áp suất má phanh không

Đối với phanh guốc mà guốc có điểm cố định riêng rẽ góc ơm thích hợp, tăng hiệu phanh giảm hao mịn cho má phanh Nếu lấy góc ơm má phanh hao mòn nhanh

Thời hạn làm việc má phanh đánh giá tỉ số p: (kg/m2) (12.59)

M khối l– ượng ôtô (kg)

- tổng số diện tích bề mặt ma sát má phanh tất cấu phanh (m2)

Tỷ số cho phép sau: Ơtơ du lịch: kg/m2

Ơtơ hành khách: kg/m2 Ơtơ vận tải: kg/m2

Đối với ôtô du lịch vận tải trọng tải nhỏ trung bình má phanh thường gắn vào guốc phanh đinh tán, cịn ơtơ vận tải tải trọng lớn dùng bulông để gắn Khi dùng phương pháp gắn cho phép má phanh mịn đến nửa chiều dày ban đầu phải thay

Hiện giới đ bắt • đầu dùng nhựa dán để gắn má phanh vào guốc

phanh Ưu điểm phương pháp sử dụng má phanh mòn gần hết chiều dày phải thay Khi gắn đảm bảo độ bền không nhỏ 5,0 MN/m2 với giới hạn nhiệt độ -500 đến +2000C

2 Phanh đĩa:

Tính tốn phanh đĩa giống phương pháp tính toán ly hợp ly hợp chuyển hướng

Trong q trình phanh động ơtơ chuyển thành nhiệt trống phanh, phần mơi trường khơng khí Phương trình cân lượng lúc có dạng sau:

(12.60) đây:

G trọng l– ượng ôtô (N)

g gia tốc trọng tr– ường (g=9,81m/s2)

- tốc độ ban đầu tốc độ cuối trình phanh (m/s)

- khối lượng trống phanh chi tiết liên quan với chúng bị nung nóng (kg)

c nhiệt dung riêng chi tiết bị nung nóng (J/kg – độ) thép gang

c=500 J/kg độ, xilumin c= 950 J/kg độ khoảng nhiệt độ từ 2730 đến 5730K

- tăng nhiệt độ trống phanh so với mơi trường khơng khí (0K) - diện tích làm mát trống phanh (m2)

K hệ số truyền nhiệt trống phanh không khí (W/m210K)–

t thời gian phanh (s).–

Số hạng thứ bên vế bên phải chương trình (12.60) phần lượng làm nung nóng trống phanh, cịn số hạng thứ hai phần lượng truyền ngồi khơng khí

Khi phanh ngặt thời gian ngắn, lượng truyền mơi trường khơng khí coi không đáng kể số hạng thứ hai bỏ qua, cở sở xác định tăng nhiệt độ trống phanh phanh sau:

Sự tăng nhiệt độ trống phanh với tốc độ ôtô =8,33m/s dừng hồn tồn ( = 0) khơng 150K

Khi phanh ngặt thời gian phanh ngắn nhiệt độ sinh phanh khơng kịp làm nóng tồn trống phanh Vì nhiệt độ bề mặt tiếp xúc trống phanh với má phanh vượt nhiều nhiệt độ trung bình tính theo cơng thức (12.61)

Nếu phanh nhiều lần liên tục số hạng thứ hai vế bên phải phương trình (12.60) tăng lên

Thí nghiệm điều kiện chạy thành phố cho biết nhiệt độ trung bình trống phanh ôtô du lịch 3230K phanh ngặt liên tục lên đến 4230K

Để đảm bảo điều kiện làm việc bình thường cấu phanh để má phanh mịn cần đảm bảo thoát nhiệt tốt phanh Muốn thoát nhiệt tốt cần phải tăng diện tích làm mát trống cách làm gân tản nhiệt Thí nghiệm chứng tỏ nhiệt độ trống phanh có gân tản nhiệt thấp khoảng so với trống khơng có gân Khi thiết kế cấu phanh phải đảm bảo thông gió tốt cho trống phanh Điều quan trọng để hạ nhiệt độ trống phanh trống phanh thường đặt lồng bánh Để cho má phanh không bị nung nóng mức phanh, dốc xuống dài nên dùng phương pháp phanh động Đề TàI THựC TậP TốT NGHIệP

TÊN Đề TàI: BảO DƯỡNG Và SửA CHữA Hệ THốNG Phanh XE UOAT

I Công dụng phân loại yêu cầu

Công dụng

Đối với ôtô hệ thống phanh cụm quan trọng nhất, đảm bảo cho tơ chạy an tồn tốc độ cao, nâng cao suất vận chuyển

Hệ thống phanh gồm có cấu phanh để h m trực tiếp tốc • độ góc

các bánh xe trục hệ thống truyền lực truyền động phanh để dẫn động cấu phanh

2.Phân loại

Tùy theo cách bố trí cấu phanh bánh xe trục hệ thống truyền lực mà chia phanh bánh xe phanh truyền lực

ở ôtô, cấu phanh đặt bánh xe ( phanh chân) cấu phanh tay thường đặt trục thứ cấp hộp số hộp phân phối ( ôtô cầu chủ động) Cũng có cấu phanh phanh phanh tay phối hợp làm đặt bánh xe, trường hợp làm truyền động riêng rẽ

Theo phận tiến hành phanh cấu phanh chia phanh guốc, phanh dải phanh đĩa

Phanh guốc sử dụng rộng r i ơtơ cịn phanh • đĩa ngày có chiều

hướng áp dụng Phanh dải sử dụng cấu phanh phụ ( phanh tay) Theo loại phận quay, cấu phanh chia loại trống đĩa Phanh đĩa chia nhiều đĩa tùy theo số lượng đĩa quay

Cơ cấu phanh chia loại cân không cân Cơ cấu phanh cân tiến hành phanh không sinh lực phụ thêm lên trục hay lên ổ bi mayơ bánh xe, cịn cấu phanh khơng cân ngược lại

Truyền động phanh có loại cơ, thủy, khí, điện liên hợp ôtô du lịch ôtô vận tải tải trọng nhỏ thường dùng truyền động phanh lọai thủy ( phanh dầu ) Truyền động phanh khí ( phanh ) thường dùng ô tô vận tải tải trọng lớn ôtô hành khách, ngồi cịn dùng ơtơ vận tải tải trọng trung bình có động điêzen ôtô kéo để kéo đoàn xe Truyền động phanh điện dùng đồn ơtơ Truyền động dùng phanh tay

Hệ thống phanh phải đảm bảo yêu cầu sau:

- Qu ng • đường phanh ngắn phanh đột ngột trường hợp nguy

hiểm Muốn có qu ng • đường phanh ngắn phải đảm bảo gia tốc chậm

dần cực đại

- Phanh êm dịu trường hợp để đảm bảo ổn định ôtô phanh

- Điều khiển nhẹ nhàng, nghĩa lực tác dụng lên bàn đạp hay địn điều khiển khơng lớn

- Thời gian nhạy cảm bé, nghĩa truyền động phanh có độ nhạy cảm lớn

- Phân phối mômen phanh bánh xe phải theo quan hệ sử dụng hoàn toàn trọng lượng bám phanh với cường độ

- Khơng có tượng tự siết phanh ôtô chuyển động tịnh tiến quay vịng

- Cơ cấu phanh nhiệt tốt

- Giữ tỷ lệ thuận lực bàn đạp đòn điều khiển với lực phanh bánh xe

- Có khả phanh đứng thời gian dài

II Kết cấu chung hệ thống phanh

Hệ thống phanh ôtô bao gồm có phanh ( phanh bánh xe hay gọi phanh chấn) phanh phụ ( phanh truyền lực hay gọi phanh tay ) Sở dĩ phải làm phanh phanh phụ để đảm bảo an tồn ơtơ chuyển động Phanh phanh phụ có cấu phanh truyền động phanh an tồn riêng rẽ có chung cấu phanh ( đặt bánh xe ) truyền động phanh hoàn toàn riêng rẽ Truyền động phanh phanh phụ thường dùng loại

Phanh thường dùng truyền động loại thủy gọi phanh dầu –

truyền động loại khí gọi phanh khí Khi dùng phanh dầu lực tác dụng –

các bánh xe bé, lực bàn đạp bé Ngồi phanh dầu thường gọn gàng phanh khí khơng có bầu chứa khí kích thước lớn độ nhạy phanh tốt, bố trí dễ dàng sử dụng thích hợp ơtơ kể

Phanh khí thường sử dụng ơtơ vận tải trung bình lớn Ngồi ơtơ loại cịn dùng hệ thống phanh thủy khí Dùng hệ thống phanh kết hợp ưu điểm phanh khí phanh dầu

Sơ đồ kết cấu loại hệ thống phanh ôtô trình bày sau đây:

1 Phanh dầu

ở phanh dầu lực tác dụng từ bàn đạp đến cấu phanh qua chất lỏng ( chất lỏng coi không đàn hồi ép ) đường ống

Hình 12.1: Sơ đồ hệ thống phanh dầu ơtơ

Sơ đồ hệ thống phanh dầu (hình 12.1 ) gồm có phần chính: truyền động phanh cấu phanh Truyền động phanh bố trí khung xe gồm có: bàn đạp 1, xilanh có bầu chứa dầu để tạo áp suất cao, câc ống dẫn dầu đến cấu phanh Cơ cấu phanh đặt bánh xe gồm có: xilanh làm việc 4, má phanh 5, lò xo kéo 6, trống phanh

Chất lỏng với áp suất cao tác dụng lên bề mặt hai pittông xilanh Hai pittông thắng lực lò xo đẩy hai má phanh ép sát vào trống phanh tiến hành phanh ôtô trống phanh gắn liền với moayơ bánh xe Khi nhả bàn đạp nghĩa lúc ngừng phanh, lò xo kéo hai má phanh vị trí ban đầu, tác dụng lị xo pittông xilanh làm việc ép dầu trở lại xilanh

Sự làm việc phanh dầu làm việc nguyên lý thủy lực tĩnh học Nếu tác dụng lên bàn đạp phanh áp suất truyền đến xilanh làm việc Lực má phanh phụ thuộc vào đường kính pittơng xilanh làm việc Muốn có mơmen phanh bánh xe trước khác bánh xe sau cần làm đường kính pittơng xilanh làm việc khác

Lực tác dụng lên má phanh phụ thuộc vào tỷ số truyền truyền động: phanh dầu tỷ số truyền phần truyền động khí nhân với tỷ số truyền phần truyền động thủy lực Nếu pittông xilanh làm việc có diện tích gấp đơi diện tích pittơng xilanh lực tác dụng lên pittơng xilanh làm việc lớn gấp đôi Như tỷ số truyền tăng lên gấp hai lần, lúc hành trình pittơng làm việc giảm hai lần, mà chúng có quan hệ theo tỷ lệ nghịch với làm khó khăn thiết kế truyền động phanh

Đặc điểm quan trọng hệ thống phanh dầu bánh xe phanh lúc áp suất đường ống dầu bắt đầu tăng lên tất má phanh ép sát vào trống phanh khơng phụ thuộc vào đường kính xilanh làm việc khe hở trống phanh má phanh

Hệ thống phanh có ưu điểm sau:

- Phanh đồng thời bánh xe với phân bố lực phanh bánh xe má phanh theo yêu cầu

- Hiệu suất cao

- Độ nhạy tốt, kết cấu đơn giản

Khuyết điểm hệ thống phanh dầu là:

- Không thể làm tỷ số truyền lớn phanh dầu khơng có cường hóa dùng cho ơtơ có trọng lượng tồn nhỏ, lực tác dụng lên bàn đạp lớn

- Khi có chỗ bị hư hỏng hệ thống phanh không làm việc

- Hiệu suất truyền động giảm nhiệt độ thấp Phanh khí

Phanh khí sử dụng lượng khí nén để tiến hành phanh, người lái không cần nhiều lực để điều khiển phanh mà cần thắng lò xo van phân phối để điều khiển việc cung cấp khí nén làm khí phận làm việc Nhờ mà phanh khí điều khiển nhẹ nhàng

Nguyên lý làm việc hệ thống phanh khí theo sơ đồ (h12.2) sau: Máy nén khí dẫn động động bơm khí nén qua bình lắng nước dầu đến bình chứa khí nén áp suất khí nén bình xác định theo áp kế đặt buồng lái Khi cần phanh người lái tác dụng vào bàn đạp 7, bàn đạp dẫn động đòn van phân phối 4, lúc khí nén từ bình chứa qua van phân phối đến bầu phanh Màng bầu phanh bị ép dẫn động cam phanh quay, má phanh 10 ép vào trống phanh 11 để tiến hành trình phanh

Hình 12.2: Sơ đồ làm việc hệ thống phanh khí ơtơ

Trong trường hợp kéo rơmc ( đồn xe) hệ thống phanh cần đảm bảo chuyển động an toàn cho đoàn xe Bố trí hệ thống phanh ơtơ kéo rơmc theo sơ đồ hình 12.3

Các sơ đồ phân biệt với theo số lượng đường ống dẫn nối ơtơ kéo với rơmc loại dòng dòng

Các phần lại giống theo hình 12.3a, khơng khí nén máy nén khí truyền tới bình lọc phận điều chỉnh áp suất đến bình chứa khí nén Khi bình chứa khí có đầy đủ lượng dự trữ

khơng khí nén phận điều chỉnh s cắt khơng cấp khí từ máy nén vào •

bình chứa

Đề phịng trường hợp áp suất tăng đột ngột đường dấn khí, hệ thống có đặt van an tồn Khơng khí nén từ bình chứa đến van phân phối 11 Khi cần phanh người lái tác dụng lên bàn đạp phanh qua hệ thống đòn đến van phân phối 11 mở cho khí nén vào buồng phanh 9, từ dẫn động cam phanh ép má phanh vào trống phanh để tiến hành trình phanh

Để phanh rơmoóc, hệ thống có trang bị van phân phối cho rơmc Khi khơng phanh khơng khí nén truyền qua van ống dẫn đầu nối để cung cấp khí nén cho hệ thống rơmc Khi phanh khơng khí nén ngồi khỏi đường ống nối ơtơ kéo rơmc qua van Do áp suất đường ống nối bị giảm nên hệ thống phanh rơmoóc bắt đầu làm việc

Hình 12.3: Sơ đồ làm việc hệ thống phanh khí có phanh rơmc Khi có khơng khí nén phanh rơmc tay địn 10 , tay đòn tác dụng lên van phân phối hệ thống phanh rơmc Khi ơtơ làm việc khơng kéo rơmc đường ống dẫn hệ thống phanh rơmoóc tách ta khỏi đường ống hệ thống ơtơ van bịt kín

Khác với hệ thống phanh khí dịng hệ thống phanh khí hai dịng phanh áp suất đường ống điều khiển tăng lên, nhờ mà hệ thống phanh rơmoóc bắt đầu làm việc

So sánh hệ thống phanh khí dịng hai dịng rút kết luận sau:

Hệ thống phanh dịng điều khiển riêng rẽ hệ thống phanh ơtơ kéo rơmc, hay điều khiển lúc tùy theo yêu cầu phanh hợp lý đoàn xe Điều đảm bảo tính ổn định xe phanh

- Hệ thống phanh hai dịng, khơng khí nén cấp cho ơtơ kéo phanh rơmc van chung Vì có tượng cấp khơng khó nén khơng kịp thời cho phanh rơmc xe có kéo nhiều rơmoóc

- Hệ thống phanh hai dịng có ưu điểm thường xun cung cấp khơng khí cho hệ thống phanh rơmc, điều có ý nghĩa lớn phanh thường xuyên phanh lâu dài

Các thí nghiệm hệ thống phanh phịng thí nghiệm đường chứng tỏ hệ thống phanh dòng ưu việt hệ thống phanh hai dịng Vì xe chủ yếu dùng hệ thống phanh khí dịng

Hệ thống phanh khí có ưu điểm lực tác dụng lên bàn đạp bé Vì trang bị cho ơtơ vận tải tải trọng lớn, có khả điều khiển hệ thống phanh rơmoóc bị phanh cách tự động

ưu điểm hệ thống phanh khí có khả khí hóa q trình điều khiển ơtơ sử dụng khơng khí nén cho phận làm việc hệ thống treo loại khí…

2 Phanh thủy khí

Trên hình 12.4 trình bày sơ đồ phanh thủy khí Hệ thống phanh thủy khí gồm có máy nén khí dẫn động động ơtơ, bình lọc 2, bình chứa khí nén 3, xilanh lực, van xilanh phanh (ba phận kết hợp làm cụm), ống dấn dầu 5, xilanh làm việc 6, má phanh 7, trống phanh 8, bàn đạp điều khiển

Máy nén khí qua bình lọc cung cấp khí nén đến bình chứa Khi tác dụng lên bàn đạp van mở để khí nén từ bình đến xilanh lực sinh lực ép pittơng xilanh 4, dầu áp lực cao truyền qua ống dẫn đến xilanh dấn động đến má phanh tiến hành trình

phanh Các ống dẫn khí hệ thống phanh ngắn độ nhạy hệ thống phanh tăng lên

Phanh thủy khí thường dùng ơtơ tải tải trọng trung bình lớn Nó phối hợp ưu điểm phanh khí phanh dầu cụ thể lực tác dụng lên bàn đạp bé, độ nhạy cao, hiệu suất lớn sử dụng cấu phanh nhiều loại khác

Phanh thủy khí sử dụng chưa rộng r i phần truyền • động thủy lực có

những nhược điểm : nhiệt độ thấp hiệu suất giảm, chăm sóc kỹ thuật phức tạp

như kiểm tra mức dầu khơng khí khỏi truyền động v v … …

Hình 12.4: Sơ đồ hệ thống phanh thủy khí dịng

III TRuyền động phanh

Trong phần xét ba loại truyền động phanh thường dùng: khí, chất lỏng khí

Lực tác dụng lên bàn đạp phanh đòn điều khiển phanh hành trình bàn đạp địn điều khiển phụ thuộc mơmen phanh cần sinh thông số truyền động phanh Mô men phanh cực đại cần sinh ôtô tính theo cơng thức (12.5) (12.6)

Trên sở tính mơmen phanh cực đại mà cấu phanh phải đảm bảo xác định lực Pi cần ép lên guốc phanh phương pháp họa đồ giải tích trình bày phần tính cấu phanh Từ có sở để tính tốn truyền động phanh

1 Truyền động phanh khí

Trên hình 12.11 trình bày sơ đồ lực tác dụng thơng số loại truyền động khí

Đối với truyền động khí mơ men cần thiết Mt sinh trục quay để trực tiếp ép guốc phanh phụ thuộc vào kết cấu cấu ép guốc phanh

Đối với cấu cam đơn giản cam có cánh tay địn cố định (hình 12.11b) mơmen Mt xác định sau:

Mt= (P1+P2) (12.62)

ở : P1,P2 - Lực ép cần thiết lên guốc phanh trước sau, đ •

Hình 12.11: Sơ đồ xác định lực tác dụng lên bàn đạp phanh với truyền động khí

Đối với cam cân (h12.11c)

Mt= Pd (12.63) Đối với cấu loại chêm (h12.11d)

Mt= 2pltg (12.64) Trong hai công thức đây:

P - Lực ép lên guốc phanh, xác định tính cấu phanh d,l, - Các thơng số kích thước góc trình bày hình 12.11c,d

ở cấu ép loại cam lực ma sát lớn tổn thất truyền động lớn Mơmen M1 M cần sinh trục phanh trung gian để dẫn động cấu phanh đằng trước đằng sau tương ứng là: M1 = 2Mt'i' M2=2Mt"i" (12.65) ậ : Mt' Mt" Mômen trục c– cấu ép trực tíêp guốc

phanh cấu phanh đằng trước đằng sau

i' i'' - tỷ số truyền truyền động tính từ trục cấu ép trực tiếp guốc phanh đến trục phanh trung gian điều khiển cấu phanh đằng trước đằng sau (h.12.11a)

Lực Q cần thiết tác dụng lên bàn đạp phanh là: Q= (12.66)

? - Hiệu suất truyền động khí, tính tốn chọn ?=0,8? 0,85

Lực Q cực đại phải nằm giới hạn 650 ? 750 N ôtô du lịch 750 ? 800N đối vơí ơtơ vận tải Sỡ dĩ lực tác dụng lên bàn đạp phanh lấy lớn nhiều so với lực tác dụng lên bàn đạp ly hợp số lần phanh ngặt ( phanh đột ngột với hiệu phanh cực đại) chiếm ? 10% số lần phanh nói chung

Lực tác dụng lên đòn điều khiển phanh tay phanh ngặt với gia tốc

chậm dần cực đại đ cho không • 350N

Khi thiết kế truyền động phanh cần ý đảm bảo hành trình làm việc bàn đạp Hành trình làm việc phụ thuộc tỷ số cánh tay đòn cho phép l l' Tỷ số bị hạn chế đo điều kiện kết cấu với mục đích đảm bảo cho người lái điều khiển thuận lợi

Hành trình cực đại bàn đạp ơtơ vận tải khơng 180mm ôtô du lịch không 150mm Trị số hành trình cực đại cho ứng với lúc má phanh bị mòn Đối với hệ thống phanh điều chỉnh bình thường hành trình bàn đạp phanh hoàn toàn chiếm 50 ? 60% hành trình cực đại

Hình 12.12: Sơ đồ tính hành trình dịch chuyển guốc phanh

Hành trình dịch chuyển x hai đầu guốc phanh (h12.12) tính theo cơng thức sau:x

x = (12.67)

? - độ mịn hướng kính cho phép má phanh a,c- kích thước guốc phanh (h12.12)

Xác định trị số x theo công thức (12.67) xác định góc quay cam ép xác định hành trình bàn đạp truyền động loại khí Trong thực tế hành trình bàn đạp lớn hành trình tính theo lý thuyết độ 30 ? 40 % có khe hở khớp nối biến dạng chi tiết truyền động khí

Hành trình địn điều khiển phnah tay không 220mm ôtô vận tải 160 mm ôtô du lich

2 Truyền động phanh chất lỏng ( dầu )

a Truyền động phanh dòng

Truyền động phanh dòng dùng rộng r i ơtơ •

vì kết cấu đơn giản

Khi tính tốn truyền động phanh chất lỏng trước tiên cần xấc định kích thước ống xilanh làm việc ( nằm cấu phanh ) sở xác định lực ép P lên guốc phanh chọn áp suất làm việc cực đại hệ thống truyền động thủy lực

Đường kính d ống xilanh làm việc xác định theo công thức sau (h12.1):

d= (12.68)

ở : P - Lực cần thiết ép lêmn guốc phanh (kN)

Pi - áp suất cực đại cho phép hệ thống phanh (kN/m2) áp suất cho phép giới hạn Pi =5000 ? 8000 kN/m2

Trong vài kết cấu truyền động phanh thủy lực áp suất hệ thống lên đến 104kN/m2 áp suất lớn hệ thống cịn gọn gàng kích thước, yêu cầu ống dẫn lại khắt khe ống dẫn cao su chỗ nối ghép

Lực Q tác dụng lên bàn đạp để tạo nên áp suất đ chọn hệ thống •

xác định theo công thức sau (h12.1) Q= (kN) (12.69)

ở đây: D - đường kính xilanh phanh (m) (h12.1) P i - áp suất đ chọn hệ thống (kN/m2)•

l',l kích th– ước bàn đạp (m) (h12.1)

? - hiệu suất truyền động thủy lực , tính tốn chọn 0,92

Lực Q cho phép lấy trường hợp tính truyền động phanh loại khí

Nếu lực Q tính lớn dùng cường hóa để giảm bớt

Hành trình toàn bàn đạp truyền động phanh thủy lực tính sở bỏ qua biến dạng đàn hồi truyền động thủy lực sở tính thể tích chất lỏng cần ép khỏi ống xilanh

Đối với ôtô hai cầu có cấu phanh đặt tất bánh xe hành trình bàn đạp h tính theo công thức sau:

H= (12.70)

đây: dơ1 d2 - đường kính xilanh làm việc cấu phanh bánh trước bánh sau

x1 x2 hành trình pittông xilanh làm việc c– cấu phanh trước

và sau

?0 khe hở pittong xilanh – đẩy nối với bàn đạp

(h.12.1)

Khe hở cần thiết để đảm bảo nhả phanh hoàn toàn tác dụng vào bàn đạp phanh, khe hở lấy từ 1,5 ? 2,0mm

D - đường kính xilanh

l,l' kích th– ước bàn đạp (h12.1)

?ng=1,05 ? 1,10

Hành trình bàn đạp cho phép chọn giống trị số đ cho • truyền động

Đối với truyền động phanh thủy lực đường ống dẫn cao su chiếm vai trò quan trọng để đảm bảo hành trình cho phép bàn đạp

Đường ống dẫn cao su phải có độ cứng định để chịu áp suất cao mà không bị biến dạng

b Truyền động phanh hai dòng

Hình 12.13: Sơ đồ truyền động phanh dịng riêng rẽ

Để tăng độ an tồn làm việc hệ thống phanh, ngày số xe xó trang bị

truyền động phanh hai dịng có có cấu điều khiển chung bàn – đạp phanh

(hình 12.13)

Truyền động phanh hai dịng làm theo nhiều sơ đồ khác với mục đích đảm bảo tính ổn định tính lái cực đại ơtơ Đối với sơ đồ hình 12.13a,b; bị hỏng truyền động dòng dòng ơtơ phanh tương ứng bánh xe sau bánh xe trước

Đối với sơ đồ hình 12.13c, dịng bị hỏng tất bánh xe phanh hiệu phanh bánh xe trước có giảm Cịn hỏng dịng có bánh xe trước phanh, sơ đồ dùng số ôtô dulịch nước phương Tây (BMV, NSU,v.v ), sơ đồ

phanh tiến hành tất bánh xe Sơ đồ sử dụng ôtô ZIL –

114

3.Truyền động phanh khí

Truyền động phanh khí dùng ơtơ vận tải cỡ trung bình lớn Truyền động phanh bầng khí gồm có cụm chủ yếu như: máy khí nén, van điều chỉnh áp suất, bình chứa khí nén, van phân phối, ống dẫn, bầu phanh a Máy nén khí

Máy nén khí có nhiệm vụ tạo khí nén áp suất định để cung cấp cho hệ thống, ôtô thường dùng máy nén khí loại pittơng, dùng loại quay trịn Thường máy nén khí ơtơ cung cấp khí nén từ 500 ? 800kN/m2 Dẫn động máy nén thường dây curoa, xích hay ly hợp lấy cơng suất từ trụch động

Năng suất máy nén khí Q xác định theo cơng thức: Q= (l/ph)

đây: i số l– ượng xilanh máy nén khí

d - đường kính xilanh(cm) s- hành trình pittơng (cm)

n- số vịng quay trục máy nén (vg/ph)

?v hiệu suất truyền khí máy nén, – máy nén khí dùng

ơtơ

?vơ=0,50 ? 0,75

Số lượng xilanh từ đến bốn thường đặt thẳng hàng, đặt theo chữ V Máy nén xilanh dùng o ôtô tải trọng nhở (đến 30 kN) Máy nén xilanh sử dụng rộng r i nhất, cụ thể dùng cho ôtô tải trọng từ 40 • đến

400 kN

Năng suất máy nén khí đặt ôtô nằm khoảng 60 ? 5201/ph suất thường số vòng quay máy nén khí 1250vg/ph

10 ? 20% thời gian làm việc tồn ơtơ tủy theo số nguồn tiêu thụ khí nén Thời gian cịn lại nên máy nén chạy không tải để tăng tuổi thọ làm việc

Công suất tiêu hao cho máy nén khí vào khoảng 0,50 ? 2,2kW tùy theo suất máy nén

b Van điều chỉnh áp suất

Van điều chỉnh áp suất có nhiệm vụ giữ cho áp suất hệ thống mức quy định

Van điều chỉnh áp suất thiết kế theo kiểu ống áp suất theo kiểu hịn bi

Van điều chỉnh có kết cấu khác loại màng chẳng hạn c Bình chứa khí nén

Bình chứa khí nén chế tạo cách hàn thép lá, bên ngồi bên có sơn để chống gỉ Các bình thường bố trí vị trí thấp hệ thống nước ngưng tụ lại nhờ van đặt đáy bình mà nước ngồi Bình chứa thử phương pháp thủy lực với áp suất 1,2 ? 1,4 MN/m2 Dung tích bình chứa thường từ 20 đến 351 Dung tích số lượng bình tùy thuộc lượng khơng khí cần cung cấp cho hệ thống suất máy nén khí.Dự trứ khơng khí nén bình phải đảm bảo phanh vài lần sau máy nén khí ngừng làm việc

Hình 12.14: Sơ đồ để tính van phân phối

Van phân phối dùng để đóng mở hệ thống phanh ( cung cấp khí nén ngừng cung cấp ) theo yêu cầu người lái

Van phân phối phận quan trọng truyền động phanh khí, đảm bảo độ nhạy truyền động trình phanh tốt

Van phân phối làm theo loại màng loại pittông

Các phận làm việc truyền động phanh khí tốn với áp suất cực đại 0,55MN/m2, cịn rơmc 0,45MN/m2

Van phân phối đảm bảo cho áp suất khơng khí dẫn động tỉ lệ thuận với lực tác dụng lên bàn đạp Điều kiện cân cấu tùy chọn: van, màng lò xo thể sau ( khồn kể ma sát lò xo phụ )

Q=?C= Fm (p2 - p1) + Fv (p3 - p2)

Lực bàn đạp phanh tỉ lệ thuận với chuyển dịch bàn đạp, nghĩa tượng tùy động tiến hành theo chuyển dịch

Bởi Q= Qbđibđ=?C => Qbđ = Do ?= Qbđ = Sbđ

ở đây: C- độ cứng lò xo

Qbđ - Lực tác dụng lên bàn đạp ibđ - tỷ số truyền bàn đạp Sbđ - hành trình bàn đạp ? - độ dịch chuyển lò xo

Fm, Fv diện tích màng cuả van–

p1 - áp suất khơng khí

p2,p3ơ - áp suất sau trước van

Từ : Qbđibđ = FmPh + Fv(p3 p2).–

ở : ph= p2 p1 - áp suất hệ thống;–

pb = p3 p2 - áp suất bình chứa khí nén–

ph = [ Qbđibđ - Fv (p3 p2)]–

Có thể coi gần phmax= Qbđ = pb ph = KtQbđ

ở : Kt hệ số tùy – động tương ứng với hệ số trợ lực K

Kt

Hình 12.15: Đường đặc tính van phân phối

Đường đặc tính van phân phối trình bày hình 12.15 Độ nhạy van vào khoảng ?P = 0,05 MN/ m2 kiểm tra áp suất Ptb = 0,3 MN/m2

e Bầu phanh

Bầu phanh có nhiệm vụ tạo thành lực ép lên đẩy để dịch chuyển cam quay cấu phanh

D

Hình 12.16: Kết cấu bầu phanh loại pittông

Lực tác dụng lên đẩy bầu phanh tính theo cơng thức:

pth = p ?1?2 (N) (12.17)

p - áp suất bầu phanh N/m2) thông thường p= 0,4 ? 0,55 MN/m2 D- đường kính làm việc màng pittông (m)

?1 hệ số tính – đến độ nạp khơng khí nén vào bầu phanh ; ?1 =

?2 hiệu suất c– học bầu phanh; ?2 = 0,95

Lò xo bầu phanh thường có độ cứng khoảng 1500 ? 3500 N/m Lực ép lò xo thường vào khoảng 80 ? 150N Lò xo khơng nên có độ cứng lớn q nhiều công để thắng biến dạng

Lực pth tác dụng lên đẩy phải đủ để tạo lên cam quay cấu phanh lực p1 p2 theo yêu cầu, để ép guốc phanh vào trống sinh mômen phanh cần thiết

3 Bộ điều hòa lực phanh chống h m cứng.•

a Bộ điều hòa lực phanh

van để giảm áp suất đường ống đến phanh sau tùy theo áp suất xilanh Thời điểm bắt đầu làm việc van ( áp suất cắt) cố định phụ thuộc vào áp suất đ •định xilanh chính, thay đổi tùy theo lực

phanh tải trọng ôtô ( điều hịa hai thơng số)

Bộ điều hịa làm việc theo thơng số có kết cấu đơn giản cẩ ổn định sử dụng, phạm vi sử dụng chúng hạn chế ôtô mà tải trọng thay đồi không lớn sử dụng Kết cấu điều hịa trình bày hình 12.17 Bộ điều hịa gồm có pittơng 2, lò xo van Buồng A nối với xilanh cịn buồng B nối với cấu phanh bánh xe sau Diện tích làm việc q1 pittơng buồng A ( phía chất lỏng vào) nhỏ diện tích q2 buồng B ( phía chất lỏng ra) trạng thái ban đầu pittông ép vào thành buồng B lò xo hai buồng thông với qua van mở

Khi xilanh có áp suất thấp chất lỏng vào đường ống dẫn động phanh bánh xe sau cách tự Hiệu số lực sinh bề mặt khác pittông không đủ để thắng lực F lị xo 1, pittơng nằm vị trí cũ van mở Vì áp suất chất lỏng dẫn động phanh bánh xe sau áp suất xilanh chính, nghĩa áp suất dẫn động đến phanh bánh trước pt=p2

Hình 12.17: Bộ điều hịa lực phanh với áp suất bắt đầu tác dụng không đổi a) Sơ đồ kết cấu b) Đường đặc tính tĩnh

Phương trình thể liên quan áp suất p1 p2 sau: P2 Ap1 + B

ở : A - tỉ số diện tích bề mặt nhỏ q1 lớn q2 pittông B=

Các hệ số A B cố định loại điều hòa chúng chọn thiết kế hệ thống phanh

áp suất bắt đầu tác dụng p1bđ điều hòa phụ thuộc lực F lị xo hiệu số diện tích bề mặt pittông

P1bđ =

Bộ điều hòa lực phanh làm việc chế độ động theo hai thơng số thiết kế sở điều hịa nói trên, khác điều phận đàn hồi điều hòa bố trí lực tác dụng lên pittơng điều hịa thay đổi tỷ lệ thuận với tải trọng thẳng đứng tác dụng lên trục sau ôtô

b Bộ chống h m cứng bánh xe khí phanh•

Để đảm bảo hiệu phanh cao cần tiến hành trình phanh giới hạn h m •

các bánh xe, nghĩa bánh xe q trình phanh khơng bị trượt lết;

trên ơtơ có trang bị hệ thống chống h m cứng bánh xe phanh.•

Sơ đồ hệ thống chống h m trình bày hình 12.18 Hệ thống gồm •

có cảm biến 1, phận điều khiển 2, cấu thực 3, nguồn lượng 4.Bộ cảm biến nhạy cảm với thông số chọn để điều khiển ( tốc độ trượt bánh xe) truyền tín hiệu đến điều khiển Bộ phận điều khiển xử lý tín hiệu nhạy cảm truyền lệnh đến cấu thực 3, để tiến hành việc giảm tăng áp suất dẫn động phanh Chất lỏng truyền từ xilanh từ xilanh qua cấu thực đến xilanh bánh xe để ép guốc phanh Nguồn lượng đảm bảo cho cấu thực tiến hành điều khiển trình phanh

Hình 12.18: Sơ đồ hệ thống chống h m cứng bánh xe phanh•

I Công dụng, Phân loại, yêu cầu Công dụng:

Hệ thống lái dùng để thay đổi phương chuyển động ôtô nhờ quay bánh dẫn hướng để phương chuyển động thẳng hay chuyển động cong tơ cần thiết

Muốn quay vịng tơ phải có mơ men quay vịng Mơ men phát sinh nhờ phản lực bên quay bánh dẫn hướng

2.Phân loại:

a Theo cách bố trí vơlăng chia ra:

- Hệ thống lái với vơlăng bố trí bên trái (khi chiều thuận chuyển động theo luật

đi đường chiều phải nước phe X hội chủ Nghĩa, Pháp, •

Mỹ )…

- Hệ thống lái với vôlăng đặt bên phải (khi chiều thuận chuyển động chiều trái nước Anh, Nhật, Thuỵ Điện)

b Theo kết cấu cấu lái chia ra: - Loại khí gồm có:

+ Trục vít bánh vít (với hình rẽ quạt hay lăn)

+ Trục vít bánh quay( Với hay hai ngỗng địn quay) + Thanh khía

+ Liên hợp ( Trục vít êcu địn quay hay trục vít êcu khía - rẽ quạt răng)

- Loại thuỷ lực

c Theo kết cấu nguyên lý làm việc trở lực chia ra: - Loại trở lực thuỷ lực

- Loại trở lực khí ( gồm cường hố chân khơng) - Loại trở lực điện

- Quay vịng tơ thật ngoặt thời gian ngắn diện tích bé

- Lái nhẹ, tức lực cần thiết để quay vành tay lái phải nhỏ

- Động học quay vòng đúng, bánh xe tất cầu phải lăn theo vòng trịn đồng tâm (nều điều kiện khơng đảm bảo lốp trượt đường nên chóng mịn cơng suất bị mát để tiêu hao cho lực ma sát trượt) - Người lái tốn sức, đủ cảm giác để quay vòng tay lái hệ thống lái đủ sức ngăn cản va đập bánh dẫn hướng lên vành tay lái (Người lái đỡ mệt) - Ô tô chuyển động thẳng phải ổn định

- Đặt cấu lái phần treo (để kết cấu hệ thống treo bánh trước không ảnh hưởng đến động học cấu lái)

II Tỷ số truyền hệ thống lái

Trong hệ thống lái có tỷ số truyền sau: - Tỷ số truyền cấu lái i - Tỷ số truyền dẫn động lái id

- Tỷ số truyền theo góc hệ thống lái ig - Tỷ số truyền lực hệ thống lái il Tỷ số truyền cấu lái i

lái Bố trí tỷ số truyền hợp lý đảm bảo cho tay lái nhẹ ô tô cần chuyển động linh hoạt

2 Tỷ số truyền dẫn động lái id

Nó phụ thuộc vào kích thước quan hệ cánh tay địn Trong q trình bánh dẫn hướng quay vòng giá trị cánh tay đòn đòn dẫn động thay đổi Trong kết cấu id thay đổi không nhiều

id =0,85 : 1,1

3.Tỷ số truyền theo góc hệ thống lái iơơg

Tỷ số góc quay vành tay lái lên góc quay bánh dẫn hướng Tỷ số truyền tích số tỷ số truyền cấu lái i với tỷ số truyền dẫn động lái

ig = i id (13.1)

4.Tỷ số truyền lực hệ thống lái il:

Hình vẽ 13.1: Sơ đồ trụ đứng nghiêng mặt phẳng ngang

Tỷ số tổng lực cản tơ quay vịng chia cho lực đặt vành tay lái cần thiết để khắc phục lực cản quay vòng

Il = Pc = Pl =

c : cánh tay đòn quay vòng, tức khoảng cách từ tâm mặt tựa lốp đến đường trục đứng kéo dài (hình 13.1);

Mơl : mô men lái đặt vành tay lái; r bán kính vành tay lái

Như vậy: il =

Bỏ qua lực ma sát ta có: ig il = ig (13.2)

Bán kính vành tay lái đa số ô tô 200 đến 250 mm tỷ số truyền góc ig khơng vượt q 25 il khơng chọn q lớn Cánh tay địn c khơng nên giảm nhiều giảm nhiều làm cho tơ chuyển động khơng ổn định bánh xe nghiêng mặt phẳng ngang nhiều quá, il chọn khoảng từ 100 đến 300

Nếu tỷ số truyền il đòi hỏi phải lớn cần thiết phải đặt trợ lực tay lái hệ thống lái

III kết cấu hệ thống lái Sơ đồ chung:

Trong trường hợp tổng quát hệ thống lái gồm có: Cơ cấu lái, truyền động lái phận trợ lực Trong số kiểu tơ (ơ tơ tải có tải trọng bé, tơ du lịch có cơng suất lít nhỏ cơng suất lít trung bình) khơng đặt trợ lực lái

Trên hình 13.2 trình bày sơ đồ đơn giản hệ thống lái Vành tay lái gắn đầu trục lái Đầu có đặt trục vít Trục vít ăn khớp với bánh vít ( bánh vít nằm trục 14) Bộ trục vít bánh vít 3, vỏ chứa trục vít, bánh vít cấu lái Truyền động lái gồm đòn quay đứng 13, kéo dọc 12, đòn quay ngang 7, hình lái gồm ba 6, 10, 11và cam quay bên trái bên phải 5,

Vành tay lái có nhiệm vụ tạo mô men quay cần thiết người lái tác dụng vào Vành tay lái có dạng vành trịn có nan hoa bố trí hay khơng quanh vành bánh lái Mơ men lái tích số lực lái vành tay lái nhân với bán kính vành tay lái

Trục lái thường địn dài đặc rỗng Trục lái có nhiệm vụ truyền mô men lái xuống cấu lái

Cơ cấu lái có nhiệm vụ biến chuyển động quay trịn thành chuyển động góc mặt phẳng thẳng đứng đòn quay đứng giảm tỷ số truyền theo yêu cầu cần thiết

Hình 13.3: Giản đồ biểu diễn quan hệ tỉ số truyền cấu lái góc quay bánh xe