Đồ án thiết kế hệ thống phanh thủykhí (kèm bản vẽ)

Loại xe HINO-FG.CBKích thước & Trọng lượng Kích thước xe: Dài x Kích thước thùng: Dài x Rộng x Cao mm 7.400 x 2.500 x 2.550 Trọng lượng bản Trọng tải cho phép Động cơ Loại Diesel HINO

Loại xe HINO-FG.CB

Kích thước & Trọng lượng

Kích thước xe: Dài x

Kích thước thùng:

Dài x Rộng x Cao mm 7.400 x 2.500 x 2.550

Trọng lượng bản

Trọng tải cho phép

Động cơ

Loại Diesel HINO J08E-UG tuabin tăng nạp và két làm mát khí nạp, 6 máy thẳng hàng Đường kính x hành

Mômen xoắn cực đại N.m/rpm 706/1.500

Dung tích thùng

Khung xe

Hộp số 6 số tiến, 1 số lùi, đồng tốc từ 2 đến số 6

Hệ thống lái Trợ lực toàn phần, điều chỉnh được độ nghiêng,

cao thấp

Hệ thống phanh Thủy lực, điều khiển bằng khí nén

Hệ thống treo Trước: Lá nhíp dạng e-lip cùng giảm chấn thủy lựcSau: Nhíp chính và nhíp phụ gồm các lá nhíp dạng

bán e-lip

Bán kính quay vòng

Cabin Lật với cơ cấu thanh xoắn và thiết bị khóa an toàn

1 Tính toán và thiết kết cơ cấu phanh

1.1 Xác định mô men cần thiết sinh ra ở mỗi cơ cấu phanh ở cầu trước và cầu sau

L 0

hg G

Pj

Theo công thức (1.1 và 1.2 Trong sách TKHTP ĐHBK ) ta có

*) Đối với mỗi cơ cấu phanh cầu trước:

Mct1 = 2 0

G

L (b + '.h g

). rbx (3 - 1)

*) Đối với mỗi cơ cấu phanh cầu sau:

Mct2 = 2 0

G

L (a - '.h g

). rbx (3 - 2)

Trong đó:

G -Trọng lượng toàn bộ của ô tô khi đầy tải

L-Chiều dài cơ sở của ô tô (L = 5530 mm)

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

hg-Chiều cao trọng tâm của ô tô khi đầy tải Với xe thiết kế thì có

hg = 1100(mm)

a - Khoảng từ trọng tâm đến cầu trước

b - Khoảng từ trọng tâm đến cầu sau.

 - Hệ số bám bánh xe với mặt đường và có ( = 0,6  0,8),

chọn  = 0,7

φ’ – Hệ số đặc trưng cường độ phanh (φ’ =

ax

m

j

rbx- Bán kính lăn của bánh xe

*) Các tính toán khác:

- Trọng lượng của ô tô khi đầy tải:

G = Ga1 + Ga2 = 14950 (KG)

- Bán kính lăn của bánh xe:

+ Theo ( LT Ô TÔ ) ta có: rbx =  r0

Trong đó:  - Hệ số kể đến sự biến dạng của lốp Chọn loại lốp có áp suất thấp

( = 0,93  0,935), chọn  = 0,932

r0 - Bán kích thiết kế và được xác định theo công thức

r0 = ( B +

d

2 ) 25,4 = ( 10 + 20/2) 25,4 = 508 (mm)

Suy ra: rbx =  r0 = rbx = 0,932 508  473,46 (mm )

- Khoảng cách từ tâm cầu trước và cầu sau đến trọng tâm ô tô

+ Khoảng từ trọng tâm đến cầu trước:

a =

G a2 L

10500.5530

14950 = 3884 (mm)

+ Khoảng từ trọng tâm đến cầu sau:

b = L -a = 5530 – 3884 = 1646 (mm)

Thay các giá trị dưới đây vào công thức (3-1) và (3-2)

G = 14950 (KG) a = 3,884(m)

L = 5,530 (m) g = 9,81 ( m/s2) b = 1,646 (m)  = 0,7 rbx = 0,473 (m) hg = 1,1 (m)

Ta xác định được mô men cần thiết sinh ra ở cơ cấu phanh ở mỗi cầu:

2

m G

;

mi – là hệ số phân bố lại tải trọng khi phanh

i

i

m

L G

G





; +) Đối với mỗi cơ cấu phanh cầu trước:

1

7 1,1

5,53 4485

9,81

14950



;

1

1, 47 4485

2

p

+) Đối với mỗi cơ cấu phanh cầu sau:

2

2

7 1,1

5,53 10465 9,81

14950

m

L G

G



;

2

0,80 10465

2

p

Tỷ số: A =

1 2

0, 776

pct pct





Thỏa mãn A (0,5 – 1,0)

1.2 Xác định các thông số cơ bản của cơ cấu phanh

Hệ thốnh phanh thiết kế cho xe ô tô tải, có đặt cơ cấu phanh guốc ở tất cả các bánh xe Ngoài ra trên xe còn sử dụng chung cùng một loại lốp để tiện cho việc thay thế trong quá trình sử dụng

1.2.1 Quy luật phân bố áp suất trên má phanh.

Áp suất trên má phanh phân bố theo quy luật hình sin:

Hình

1.2.2 Xác định bán kính tang trống (rt):

Việc lựa chọn bán kính của trống phanh (rt), được chọn theo kích thước của vành bánh xe Với kích thước của lốp (10 – 20) thì bán kính trống phanh được xác định dựa theo sơ đồ (Hình 3-1)

Trong đó:

B - Bề rộng của lốp

H - Chiều cao của lốp

D - Đường kính bánh xe

d - Đường kính vành bánh xe

Sửa hình

Hình 3.1: Sơ đồ xác định bán kính trống phanh.

v - Chiều dày của vành bánh xe (v = 3  5 mm), chọn v = 4 (mm)

tt - Chiều dày của trống phanh (tt = 6  12 mm), chọn tt = 10 (mm)

kk - Khoảng cách khe hở giữa vành bánh xe và tang trống

(kk = 30  55 mm), chọn kk = 50 (mm)

Từ đó ta tính được bán kính tang trống theo công thức sau:

Rt =

d

2 - (v + tt + kk) (*) Thay các giá trị sau vào (*) ta được bán kính của trống phanh

v = 4 (mm); tt = 10 (mm); kk = 50 (mm); d = 20 (inch)

Vậy ta có bán kính của trống phanh:

Rt =

20

2 25,4 - (4 + 10 + 40) = 200 (mm), chọn Rt = 200(mm)

1.2.3 Các thống số khác như ( a, c, e, ) chọn theo kinh nghiệm:

Để chọn các thông số ta dựa vào hình (3-2)

c

a

o

o

1

t

e

Hình 3 2: Xác định các hệ số theo kinh nghiệm.

Trong đó: + Khoảng cách từ tâm cơ cấu phanh đến xi lanh lực (a),

chọn a = 0,8 Rt = 0,8 200 = 160 (mm)

+ Khoảng cách từ tâm cơ cấu phanh đến chốt tựa (c)

chọn c = 0,8 Rt =0,8 200 = 160 (mm),

+ Khoảng cách từ tâm chốt tựa đến điểm giữa tấm ma sát (e),

chọn e = 0,85 Rt = 0,85 200 =170 (mm)

+ Hệ số ma sát giữa má phanh và trống phanh ( = 0,3  0,35 ),

chọn = 0,3

1.3 Xác định góc (δ) và bán kính (ρ) của lực tổng hợp tác dụng lên má phanh:) và bán kính (ρ) của lực tổng hợp tác dụng lên má phanh:) của lực tổng hợp tác dụng lên má phanh:

Góc δ) và bán kính (ρ) của lực tổng hợp tác dụng lên má phanh: (góc tạo bởi trục Ox và đường thẳng đi qua tâm O với điểm đặt lực pháp tuyến N):

1 2

tan







Với:

β1 – Góc đầu của má phanh;

β2 – Góc cuối của má phanh;

β0 = β2 – β1: Góc ôm của má phanh

Bán kính ρ) của lực tổng hợp tác dụng lên má phanh: của lực tổng hợp R (phản lực của trống phanh tác dụng lên má phanh) hay khoảng cách từ tâm O đến điểm đặt lực R được xác định:

t

c







Trên cơ sở chọn trước các thông số kết cấu: β1; β2 ta xác định được hướng và điểm đặt lực N1

1.3.1 Đối với cơ cấu phanh cầu trước.

a Má trước

1 21 ; 2 139 ; 0 118 2,059rad

1

0,105

6

t

t

tg



1

b Má sau

1 39 ; 2 115 ; 0 76 1,326rad

1

0,194

11

s

s

tg



1

1.3.2 Đối với cơ cấu phanh cầu sau.

a Má trước

1 20 ; 2 140 ; 0 120 2, 094rad

2

0,102

5 50'

t

t

tg



2

b Má sau

1 25 ; 2 125 ; 0 100 1, 745rad

2

0,19

10 45'

s

s

tg



2

1.4 Xác định các lực tác dụng lên guốc phanh bằng phương pháp họa đồ

Guốc phanh phải chịu 3 lực:

Lực P do dẫn động phanh tạo ra, cụ thể là do piston của xylanh công tác đặt trong cơ cấu phanh Phương, chiều, điểm đặt của lực này xác định theo kết cấu của cơ cấu phanh

Phản lực U từ chốt phanh tác dụng lên guốc phanh, điểm đặt của lực này được coi là đặt tại tâm quay của guốc phanh O1, tuy nhiên phương, chiều, độ lớn thì chưa biết

Phản lực R của trống phanh tác dụng lên má phanh Lực này chưa biết cả về điểm đặt, phương, chiều, độ lớn

Cả 3 lực trên đều có những yếu tố chưa biết, để xác định các lực này người ta dùng phương pháp dựng hình gọi là phương pháp họa đồ lực phanh

1.4.1 Xác định góc φ ở các cơ cấu phanh.

Lực R1 là lực tổng hợp của N1 và T1

Góc φ1 được xác định:

1

1

N

; Với μ1 là hệ số ma sát giữa tấm ma sát với tang trống, thường μ = 0,3 Như vậy, ta xác định được: φ1 ≈ 16,6990 Nghĩa là xác định được hướng của R1 Góc φ của má phanh trước và sau đều bằng nhau vì có cùng hệ số ma sát

1.4.2 Xác định bán kính r0

Với R đã biết, moment phanh sinh ra ở cơ cấu phanh của một bánh xe sẽ là:

Trong đó bán kính r0 là khoảng cách từ tâm O tới phương của lực R, và được xác định theo công thức:

1





a Cơ cấu phanh cầu trước

Má trước

'

0,3

1 0,3

t



Má sau

'

0,3

1 0,3

s



b Cơ cấu phanh cầu sau

Má trước

''

0,3

1 0,3

t



Má sau

''

0,3

1 0,3

s



1.4.3 Xây dựng họa đồ lực phanh.

Phanh dẫn động thủy lực với một xylanh công tác chung cho cả hai guốc phanh trước và sau thì các lực tác động bằng nhau:

Pt = Ps = P

Họa đồ được xây dựng cho từng guốc phanh Các bước gồm có:

- Xác định các thông số hình học của cơ cấu phanh và vẽ sơ đồ theo đúng tỷ

lệ, vẽ các lực tác dụng

- Tính góc δ) và bán kính (ρ) của lực tổng hợp tác dụng lên má phanh: và bán kính ρ) của lực tổng hợp tác dụng lên má phanh:, từ đó xác định điểm đặt của lực R

- Tính góc φ và vẽ phương của lực R Kéo dài phương của lực Rt và P cắt nhau tại Ot, kéo dài phương của lực Rs và P cắt nhau tại Os

- Để xác định phương của U cần lưu ý rằng, ở trạng thái cân bằng tổng các lực tác dụng lên guốc phanh bằng 0: P+R+U 0    

Vì vậy 3 lực này phải tạo thành 1 tam giác khép kín Tức là chúng đồng quy tại một điểm, đó chính là các điểm Ot và Os Như vậy, để xác định phương của các lực U chỉ cần nối Ot với O1 và Os với O2

- Trên hình vẽ, lấy 2 lực P bằng nhau đặt song song ngược chiều Từ các lực

P này dựng các tam giác lực cho các guốc phanh bằng cách vẽ các đường song song với các lực R và U đã có trên họa đồ

Thông số Cơ cấu phanh trước Cơ cấu phanh sau

Cơ cấu phanh cầu trước

ß0

1 s

O2

U1t

T1s

U1s

R1s

T1t

R1t

U1t

P s

Pt

O

O1t O1s

X1s

X1s

P1s

P1t

U1t

R1t

R1s

U1s

Y1t

Y1s

Y1s

Y1

X1t

X1t

1 0 0 00 0 0

32 5 3 9 17

2 3 9 21 9 4

1 4 9 82 9 6

56 70 9 8

Hình 3 – 12 Họa đồ lực phanh cơ cấu phanh cầu trước

Đo trực tiếp các đoạn R t1 và R1s, tính tỷ lệ:

1

1

325,3917

2,17 149,8296

t

s

R

k

R

; Kết hợp ta có hệ phương trình:

0









 

Giải hệ phương trình ta được:

1

1

114450,38( )

52742,11( )

t

s









Trên họa đồ ta đo được giá trị của R  t1 325,3917 vậy ta có tỷ lệ xích:

114450,38

351,73 325,3917

T h a ừ họa đồ lực phanh ta đo được: ọa đồ lực phanh ta đo được: đồ lực phanh ta đo được: ực phanh ta đo được: l c phanh ta o đ được:c:

P = 100 (mm); Ut1 = 239,2194 (mm); Us1 = 56,7098 (mm)

Ta tính được:c các l c còn l i:ực phanh ta đo được: ại:

 

 

 

1

1

P 100*351,73 35173 N ;

U 239, 2194*351, 73 84140, 64 N ;

t

s

Cơ cấu phanh cầu sau

ß1

ß0

2 s

O2

U2t

T 2 s

U 2 s

R 2 s

T 2 t

R 2 t

U2t

P s

Pt

O

O 2

t O2s

X2s

X 2 s

P 2 s

P2t

U 2 t

R2t

R 2 s

U 2

s

Y2t

Y2s

Y2s

Y2t

X 2 t

X2t

10 0 0 00 0

3 2 6.3 0 78

24 0 3 22 3

5 4 45 0 9

1 4 7.6 5 07

Hình 3 – 2 Họa đồ lực phanh cơ cấu phanh cầu sau

Đo trực tiếp các đoạn R t2 và R s2, tính tỷ lệ:

2

2

326,3078

2, 21 147,6507

t

s

R

k

R

; Kết hợp ta có hệ phương trình:

0









 

Giải hệ phương trình ta được:

2

2

143827,1( )

65080,14( )

t

s









Trên họa đồ ta đo được giá trị của R  t2 334, 7589 vậy ta có tỷ lệ xích:

440,77 326,3078

T h a ừ họa đồ lực phanh ta đo được: ọa đồ lực phanh ta đo được: đồ lực phanh ta đo được: ực phanh ta đo được: l c phanh ta o đ được:c:

P = 100 (mm); Ut2 = 240,3223 (mm); Us2 = 54,4509 (mm)

Ta tính được:c các l c còn l i:ực phanh ta đo được: ại:

 

 

 

2

2

P 100*440, 77 44077 N ;

U 240,3223*440,77 105926,86 N ;

t

s

1.5 Kiểm tra hiện tượng tự siết

1.5.1 Đối với guốc trước của cơ cấu phanh.

Quan hệ giữa lực Pt và Mp có dạng:

M p= μρ t P(c cos α +a)

c(cos δ t+μ sin δ t)−μρ t

Biểu thức trên cho thấy, nếu ccost  sint t 0 thì M   p

Điều này có nghĩa là moment phanh ở guốc trước của cơ cấu phanh sẽ trở nên

vô cùng lớn, đây chính là hiện tượng tự siết Điều kiện xảy ra hiện tượng tự siết là:

 

cos sin

t

c c





a Với cơ cấu phanh cầu trước

1

6

t













0 0

161 cos 6

0,74 0,3

232, 44 161 sin 6

Vậy không có hiện tượng tự siết xảy ra với guốc trước của cơ cấu phanh cầu trước

b Với cơ cấu phanh cầu sau

2 2

5,83

t













161 cos5,83

0,74 0,3 233,37 161 sin 5,83

Vậy không có hiện tượng tự siết xảy ra với guốc trước của cơ cấu phanh cầu sau

1.5.2 Đối với guốc sau của cơ cấu phanh.

p

M

Từ họa đồ có thể thấy s csins 0 trong mọi trường hợp, vì vậy:

Với cơ cấu guốc sau của phanh sẽ không có hiện tượng tự siết

1.6 Xác định các kích thước má phanh

Đối với cơ cấu phanh guốc, kích thước má phanh được xác định dựa trên các điều kiện: công ma sát riêng, áp suất lên bề mặt má phanh, tỷ số p, chế độ làm việc của cơ cấu phanh

1.6.1 Công ma sát riêng.

Khi phanh ô tô đang chuyển động với vận tốc v0 cho tới khi dừng hẳn (v = 0) thì toàn bộ động năng của ô tô có thể được coi là đã chuyển thành công ma sát

L tại các cơ cấu phanh:

2 0

2

G V

L

g



Với: G = 14950 (kG) là trọng lượng ô tô khi đầy tải;

V0 = 50 (km/h) = 13,89 (m/s) là tốc độ ô tô khi bắt đầu phanh;

Gọi tổng diện tích các má phanh là A∑ ta có:

0 1

m

i t i i



; Với: m – Số lượng má phanh, m = 8;

Β0i – Góc ôm của má phanh thứ I;

rt – Bán kính trống phanh, rt = 200 (mm);

bi – Chiều rộng má phanh thứ i, tham khảo xe thực tế ta có bt = 155 (mm), bs = 165 (mm)

0

180

Công ma sát riêng được tính theo công thức:

0

2

G V

g A kNm m







Đối với ô tô vận tải: l = 3000 – 7000 (kNm/m2);

Vậy thỏa mãn điều kiện: l l 3000 7000( kNm m/ 2)

1.6.2 Áp suất trên bề mặt má phanh.

Áp suất trên bề mặt má phanh được giới hạn bởi sức bền của vật liệu:

 

2 0



;

 

0 2

0

143827,1 0,06706

120 0,3 0,190 0, 2

180







;

Ta kiểm tra với [q] = 2 MN/m2 tại vị trí có moment phanh lớn nhất, guốc trước của cơ cấu phanh Để xác định bề rộng má phanh

Ta được:

Bề rộng má phanh cơ cấu phanh trước: 160 (mm);

Bề rộng má phanh cơ cấu phanh sau: 190 (mm)

3.2.6 Đánh giá thời hạn làm việc của phanh bằng tỷ số p

14950

G

g A

; Với ô tô tải: p = 2,5 – 3,5.104 (kG/m2)

Th a mãn i u ki nỏa mãn điều kiện đ ều kiện ện

3.2.7 Ki m tra s t ng nhi t c a tang tr ngểm tra sự tăng nhiệt của tang trống ực phanh ta đo được: ăng nhiệt của tang trống ện ủa tang trống ống

Trong i u ki n, khi phanh v i t c đ ều kiện ện ới tốc độ v = 8,33 m/s cho đến khi dừng hoàn toàn; sự ống độ v = 8,33 m/s cho đến khi dừng hoàn toàn; sự v = 8,33 m/s cho đến khi dừng hoàn toàn; sựn khi d ng ho n to n; sừ họa đồ lực phanh ta đo được: àn toàn; sự àn toàn; sự ực phanh ta đo được:

t ng nhi t ăng nhiệt của tang trống ện độ v = 8,33 m/s cho đến khi dừng hoàn toàn; sự ủa tang trống c a tr ng phanh không quá 150K.ống

Trong quá trình phanh, động năng của ôtô sẽ chuyển thành nhiệt năng ở

trong trống phanh và các chi tiết khác, một phần nhiệt thoát ra ngoài môi trường không khí Theo phương trình cân bằng năng lượng ta có:

2

2 .

o t

G V t

m C

 

(3-17)

Trong đó:

G-Trọng lượng của ô tô (G = 14950 kG).

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

V o - chọn V o = 8,33 (m/s)

m t - Khối lượng của tang trống và các chi tiết khi bị nung nóng

chọn (m t =80 kg)

C - Nhiệt dung của các chi tiết khi bị nung nóng, chọn vật liệu các chi tiết bị nung

là gang và thép (C = 500J/kg.độ)

o

t

G V

t

m C

;

2 Tính toán dẫn động phanh

2.1 Tính toán dẫn động phanh thủy lực

khí vào

1 X

d1

D

Δ

Sơ đồ tính toán hệ thống thủy lực

Nhiệm vụ của quá trình tính toán dẫn động phanh thủy lực bao gồm việc xác định các thông số cơ bản của nó: đường kính xylanh công tác; đường kính xylanh chính; tỷ số truyền động

2.1.1 Đường kính xy lanh công tác.

Đường kính xylanh công tác được tính trên cơ sở lực P đã được xác định khi xây dựng họa đồ lực phanh:

4

i

P d

p





; Với: P – Lực ép của xylanh lên guốc phanh;

pi – Áp suất dầu làm việc trong hệ thống phanh (80 – 120 kG/cm2 ~ 7,8 Mpa – 11,8 MPa); chọn pi = 10 MPa

a Đối với cơ cấu phanh cầu trước

P = 35173 (N); pi = 10MPa

7

4 35173

10





b Đối với cơ cấu phanh cầu sau

P = 44077 (N); pi = 10MPa

7

4 44077

10





2.1.2 Đường kính xylanh chính.

p

kt ki

i

P

Dk

Sơ đồ tính xylanh thủy khí

Kích thước của xylanh khí và lực khí thể cần thiết đặt lên màng có thể được xác định trên cơ sở chọn trước một trong hai thông số

Xét điều kiện cân bằng tại xylanh chính ta có:

;

Với: Dk – Đường kính bầu khí trợ lực;

Dd – Đường kính xy lanh thủy lực chính;

Pi – Áp suất dầu tác động lên piston của xylanh thủy lực, pi = 10 (MPa);

Pki – Áp suất khí thể đặt lên màng của bầu trợ lực khí nén, trên ô tô thông thường pki = 5 ~ 6 (kG/cm2), chọn pki = 6 (kG/cm2) ~ 0,6 (MPa)

Như vậy, nếu chọn trước đường kính xylanh dầu là Dd = 35 (mm) ta sẽ tính được đường kính làm việc của màng trong bầu phanh:

10

0, 6

i

ki

p

p

Lực tác dụng lên thanh đẩy của bầu phanh tính theo công thức: