15. Đồ án Thiết kế cải tiến hệ thống phanh xe ZIL130 khi tăng tải 2 tấn

15. Đồ án Thiết kế cải tiến hệ thống phanh xe ZIL130 khi tăng tải 2 tấn 15. Đồ án Thiết kế cải tiến hệ thống phanh xe ZIL130 khi tăng tải 2 tấn 15. Đồ án Thiết kế cải tiến hệ thống phanh xe ZIL130 khi tăng tải 2 tấn 15. Đồ án Thiết kế cải tiến hệ thống phanh xe ZIL130 khi tăng tải 2 tấn 15. Đồ án Thiết kế cải tiến hệ thống phanh xe ZIL130 khi tăng tải 2 tấn 15. Đồ án Thiết kế cải tiến hệ thống phanh xe ZIL130 khi tăng tải 2 tấn 15. Đồ án Thiết kế cải tiến hệ thống phanh xe ZIL130 khi tăng tải 2 tấn 15. Đồ án Thiết kế cải tiến hệ thống phanh xe ZIL130 khi tăng tải 2 tấn

Phần I tính toán kiểm nghiệm hệ thống phanh

Hệ thống phanh trên xe Zil-130 hiện nay là hệ thống phanhdẫn động khí nén một dòng Truyền động phanh gồm cómáy nén khí, van điều chỉnh áp suất, bình chứa khí nén,van phân phối, các ống dẫn khí và bầu phanh

Vì điều kiện khí hậu ở Việt nam là nóng và ẩm cho nên độtin cậy của hệ thống phanh xe Zil-130 là không cao, đểnâng cao độ tin cậy và an toàn khi sử dụng xe thì việcthiết kế cải tiến hệ thống phanh là cần thiết Để việc thiết

kế cải tiến hệ thống phanh đợc hoàn chỉnh hơn Trớc hết ta

đi kiểm nghiệm hệ thống phanh để đảm bảo các thông sốphù hợp cho việc thiết kế cải tiến

Một số giả thiết khi tiến hành kiểm nghệm:

1 áp suất tại thời điểm nào đó trên má phanh tỷ lệ thuận vớibiến dạng hớng kính của điểm đó khi phanh nghĩa là máphanh

2 Toàn bộ diện tích làm việc của má phanh ép vào bề mặttrống phanh

3 Khi phanh trống phanh và guốc phanh không bị biến dạng

mà chỉ có má phanh bị biến dạng Có lý do đó bởi vì tấm

ma sát làm bằng vật liệu có độ cứng nhỏ hơn guốc phanh vàtrống phanh, hơn nữa guốc phanh và trống phanh thờng cógân tăng cứng

4 Quy luật phân bố áp suất trên má phanh theo quy luậthình sin

áp suất tại một điểm nào đó đợc xác định theo côngthức:

q = q max sin

Trong đó: q: áp suất tại điểm cần tính

qmax: áp suất cực đại cần tính

: góc ôm xác định vị trí điểm cần tính

I Các số liệu ban đầu

Số liệu ban đầu dùng để tính toán và kiểm nghiệm hệ

thống phanh đợc lấy theo xe tham khảo ở đây là xe Zil 130

Hình PI.1 Kích thớc cơ bản của xe Zil-130

8 L Chiều dài cơ sở của xe m 3,8

9 Hg Chiều cao trọng tâm của xe m 1,45

1

0

 Góc ôm của tấm ma sát độ 120 và

1251

1

 Góc bố trí tấm ma sát độ 20 và 251

2 D Khoảng cách từ tâm bánh xe đến điểm tựa chốt quay m 0,165

6 Chiều rộng cam mở má phanh m 0,04

II xác định Mô men yêu cầu ở các cơ cấu phanh khi

tăng tải 2 tấn

1 Xác định trọng tâm của xe khi tăng tải

Với giả thiết khi tăng tải thì tải trọng đợc phân bố đều trên thùng xe

Khi đó tại trọng tâm của thùng xe sẽ có thêm một lc G =

 

G

575 950

Chiều cao toạ độ trọng tâm lấy hg = 1,6 (m)

2

Tính toán Mômen phanh

Mômen phanh sinh ra ở các cơ cấu phanh phải đảm bảo giảm đợc tốc độ của xe hoặc dừng hẳn xe với gia tốc chậm dần trong thời gian cho phép

Mômen phanh yêu cầu ở các cơ cấu phanh đợc tính nh sau:

+ Mômen phanh yêu cầu ở cơ cấu phanh trớc

Mp1 = G1

[I 1]

+ Mômen phanh cần có ở cơ cấu phanh sau:

Chiều cao trọng tâm xe: h g = 1,6(m).

Gia tốc chậm dần cực đại khi phanh: =5,88(m/s2)

Gia tốc trọng trờng: g =9,81(m/s2)

Hệ số bám của bánh xe với mặt đờng chọn φ = 0,6 do xekhông có hệ thống ABS

Bán kính lăn của bánh xe và đợc xác định theo mối quan

Thay các giá trị ở trang 4 vào [I 1] và [I 2] ta đợc :

Mômen phanh yêu cầu ở các bánh xe trớc là :

Mômen phanh yêu cầu ở các bánh xe sau là :

Tính toán kiểm nghiệm cơ cấu phanh guốc.

Để tính toán kiểm nghiệm phanh guốc, trớc hết ta phải tínhtoán các thông số cơ bản nh góc xác định điểm đặt phảnlực tác dụng từ trống phanh lên các guốc phanh trớc và sau (),bán kính đặt phản lực tác dụng từ trống phanh lên các guốcphanh trớc và sau ()

1 Tính góc xác định điểm đặt lực

Hình PI.3

Góc  là góc xác định điểm đặt của lực N và đây cũngchính là điểm đặt của lực R Góc này đợc xác định theocông thức dới đây

[I 3]

Trong đó các góc , , là các góc hình học phụ thuộc kết

cấu cơ cấu phanh theo (Hình PI.4)

+ Góc ở cơ cấu phanh trớc

Trong đó:

: Góc tính từ tâm chốt quay của guốc phanh đến

đầu cuối tấm ma sát = 200

+ Góc ở cơ cấu phanh sau

Trong đó :

: Góc tính từ tâm chốt quay của guốc phanh đến

đầu cuối tấm ma sát = 250

+ Cơ cấu phanh sau

Thay rT, vào [I 4] ta đợc:

Xác định lực cần thiết tác dụng lên guốc phanh

Để xác đinh lực cần thiết tác dụng lên guốc phanh ta có thểdùng phơng pháp hoạ đồ lực

Khi tính toán cơ cấu phanh ta cần xác định lực P tác dụnglên guốc phanh để đảm bảo cho tổng mô men phanh sinh

ra ở guốc phanh trớc và sau bằng mô men phanh tính toáncủa mỗi cơ cấu phanh đặt ở bánh xe

Đối với cơ cấu phanh dẫn động các guốc phanh bằng khínén, cơ cấu tác động cuối cùng là cam ép Trên xe Zil - 130các biên dạng cam có dạng đối xứng nên khi tác động, các máphanh của guốc phanh trớc và sau có các khoảng dịchchuyển bằng nhau Trong điêù kiện đó nếu kích thớc củacác má phanh nh nhau thì biến dạng của chúng cũng bằngnhau và vì vậy áp suất trên các má phanh cũng bằng nhau.

Điêù này có nghĩa là các phản lực từ trống phanh lên các guốcphanh trớc và sau là bằng nhau

R’ = R’’ = R

- Quy trình xác định các lực bằng phơng pháp hoạ đồ: + Xây dựng hoạ đồ lực

1 Xác định các thông số hình họccủa cơ cấu phanh và vẽsơ đồ theo đùng tỷ lệ, vẽ các lực P

2 Tính góc  và bán kính , từ đó xác định điểm đặtcủa lực R

3 Tính góc và vẽ các phơng của lực R Kéo dài phơngcủa lực R’ và P cắt nhau tại O’, kéo dài phơng của P vàR’’ cắt nhau tại O’’

Để xác định phơng của lực U ta dựng theo trạng thái cânbằng ậ trạng thái này tổng hợp lực tácdụng lên guóc phanh bằng không Vì vậy 3 lực này phải tạothành tam giác lực khép kín Nghĩa là, nếu kéo dài 3 lựcnày thì chúng phải cắt nhau tại một điểm, đó chính làcác điểm O’, O” Nh vậy, để xác định phơng của các lực U

4 Vẽ các đờng song song với R’ và R’’, trên các đờng này

đặt các đoạn bằng nhau: R’ = R’’ = R và từ đó dựng cáctam giác lực bằng cách tơng tự nh đã trình bầy trên

Ta có góc ôm β0 của tấm ma sát trớc và sau bằng nhaunên bán kính đặt lực tổng hợp là nh nhau và bán kính r0

bằng nhau

Hình PI.6: Họa đồ lực phanh của cơ cấu trớc.

Mô men phanh tại các bánh xe : Mpbx = ro’.R’ + ro”.R” = 2.R.ro

Rt = R’t = R”t = = = 53014 (N)

Từ họa đồ lực phanh ta đo đợc các độ dài các véctơ lực:

+ Má trớc của cơ cấu phanh

t = kt U’’

d = 212,056 93,67 = 19863 (N)

b Với cơ cấu phanh sau:

Hình.PI.7: Họa đồ lực phanh của cơ cấu phanh sau

Mô men phanh tại các bánh xe : Mpbx = ro’.R’ + ro”.R” = 2.R.ro

Rs = R’s = R”s = = = 63023 (N)

Từ họa đồ lực phanh ta đo đợc các độ dài các véctơ lực:

+ Má trớc của cơ cấu phanh sau

Pd’ = 76,17 (mm)

U' p'

R''

P'

P''

s = ks U’’

d = 212,056 93,67 = 19863 (N)

5 Kiểm tra hiện t ợng tự xiết :

Trong quá trình phanh có thể xẩy ra hiện tợng tự xiết Hiệntợng tự xiết xẩy ra khi má phanh bị ép sát vào trống phanhchỉ bằng lực ma sát mà không cần lực P của cam ép tác

động lên guốc phanh Trong trờng hợp nh vậy đứng về mặt

lý thuyết mô men phanh trên guốc phanh sẽ lớn vô cùng lớn

Điều này rất nguy hiểm đối với xe vì nó làm mất tính ổn

định và dẫn hớng khi phanh

Điều kiện xảy ra hiện tợng tự xiết là: (Theo [TL2])

= 0,28 – 0,3

[I 6]

để không xảy ra hiện tợng tự xiết thì

Từ công thức tính Mômen phanh ta thấy để Mômen phanhtiến đến một giá trị cực đại lá vô cùng thì hiện tợng tự xiếtchỉ có thể xẩy ra đối với má trớc của cơ cấu phanh guốc

+ Đối với má trớc của cơ cấu phanh trớc (với c = 0,165 (m), =5,820 )ta có:

0,74Vậy m = 0,74 không thuộc vào giới hạn của m nên cơ cấu

+ Đối với má trớc của cơ cấu phanh sau (với c = 0,165 (m),  =1,370 )

0,75

Vậy m = 0,75 không thuộc vào giới hạn của m nên cơ cấuphanh sau không xẩy ra hiện tợng tự xiết

6 Kiểm nghiệm độ bền má phanh.

Kích thớc má phanh đợc xác định theo điều kiện sau:Công ma sát riêng, áp suất lên bề mặt má phanh, tỷ số p, chế

độ làm việc cơ cấu phanh

1

Công ma sát riêng L:

Nếu ô tô đang chuyển động với vận tốc Vô cho tới khidừng hẳn (V0=0)

Thì toàn bộ động năng của ôtô có thể chuyển thành công

ma sát L tại các cơ cấu phanh :

L = Trong đó Wd : Động năng của Ôtô

Wd = m: Khối lợng của ôtô khi tăng tải m = 11252 (kg)

VËn tèc cña «t« b¾t ®Çu phanh ta lÊy v2 = 50(Km/h) =13,88 (m/s)

Suy ra: Wd =

= 1111593 (J): DiÖn tÝch toµn bé cña m¸ phanh ë tÊt c¶ c¸c c¬ cÊuphanh

L = = 3288737 (J/m2)

= 3288,737 (KJ/m2)Víi [L] = 3000-7000 (KJ/m2)

VËy c«ng ma s¸t riªng tho¶ m·n ®iÒu kiÖn

rt – b¸n kÝnh trèng phanh :

β0 – lµ gãc «m m¸ phanh [q] – lµ ¸p suÊt cho phÐp: [q] = 1,5 – 2 (MN/m2)

+ C¬ cÊu phanh tríc:

Víi c¬ cÊu phanh tríc hai m¸ b»ng nhau nªn:

q1 = [I 9]

+ C¬ cÊu phanh sau:

q2 = [I 10]

3

Tỷ số giữa khối l ợng và tổng diện tích má phanh

Ngoài các chỉ tiêu trên, thời gian làm việc của má phanh còn

đợc đánh giá bằng tỷ số p tỷ số này trong giới hạn ( 2,5.104 –3,5.104 ) kg/m2

4 Tính toán nhiệt phát ra trong quá trình phanh .

Trong quá trình phanh ô tô, toàn bộ khối lợng chuyển

động của ôtô đợc chuyển hóa thành nhiệt tại các cơ cấuphanh Một phần của nhiệt lợng này sẽ nung nóng các chi tiếttrong cơ cấu phanh mà chủ yếu là trống phanh, phần còn lạitoả ra môi trờng không khí

Phơng trình cân bằng nhiệt đợc viết nh sau (Theo [TL2]):

[I 12]

Trờng hợp phanh ngặt, thời gian phanh rất ngắn nên lợngnhiệt toả ra ngoài không khí rất nhỏ nên ta có thể bỏ qua:

Nên sự tăng nhiệt độ đợc xác định bằng công thức sau:

T0 =

[I 13]

Trong đó: m : Khối lợng của xe m = 11525(kg),

V1 : Vận tốc ban đầu lấy V1= 30 km/h = 8,3m/s

V2 : Vận tốc xe sau khi phanh V2= 0

mt : Khối lợng của các trống phanh

mT = 4 m m: Khối lợng của một trống phanh m=19 (kg),Suy ra: mT = 4.19 = 76 (kg)

C : Nhiệt dung của chi tiết nung nóng C =500(J/kgđộ)

Thay số vào [I 13] ta đợc:

T0 = C < 150C

Nh vậy điều kiện nhiệt đợc thoả mãn

Phần II Tính bền một số chi tiết

I Tính bền trốnh phanh.

Dựa vào trạng thái chịu lực của trống phanh trong qúa trìnhphanh ta thấy trống phanh làm việc gần giống nh ống dầychịu áp suất bên trong Trong quá trình tính toán ta giả thiếtrằng áp suất phân bố trên bề mặt trống phanh là không

đổi, đồng thời ta đa thêm vào hệ số an toàn là n =1,5trong khi tính toán bền cho trống phanh

áp suất bên trong trống phanh đợc tính theo công thức (Theo[TL2]) :

Trong đó :

Mp : Mômen phanh do guốc trớc và guốc sau sinh ra

Qua phân tích và tính toán ở mục III ta thấy rằng áp suấtsinh ra trên bề mặt trống phanh ở cơ cấu phanh trớc lớn hơn

ở cơ cấu phanh sau nên ta chỉ tính bền cho cơ cấu phanhtrớc

Theo lý thuyết về ứng suất và biến dạng của ống dầy chứa ápsuất bên trong có áp suất phát sinh trong ống khi chịu lực bêntrong là.

Trong đó

n :ứng suất phát sinh theo phơng hớng tâm

T :ứng suất phát sinh theo phơng tiếp tuyến

a :Bán kính trong của trống phanh a = 210 mm b:Bán kính ngoài của trống phanh b = 228 mm

r’: Khoảng cách từ tâm ống đến điểm cần tính Qua hai công thức [II.1], [II 3] ta thấy

n : Luôn là ứng suất nén vì : và < 0

do vậy n < 0

t : Luôn là ứng suất kéo vì : và > 0

Ta thấy rằng khi r = a thì n đạt giá trị cực đại vì r = b) ta có:

(a-:- nmax= = - q

 nmax = 1,67 (MPa )

Để đảm bảo điều kiện an toàn khi làm việc ta lấy thêm hệ

số an toàn là n = 1,5 khi đó ta có:

 nmax = 1,67.1,5 = 2,505 (MPa)

Trống phanh đợc làm bằng vật liệu thép Gr-18-36 có:

n] = 38 (MPa)

k] = 18 (MPa)Vậy trống phanh đợc chế tạo đủ điều kiện làm việc

II Tính bền guốc phanh.

Theo kết quả tính toán ở trên ta thấy rằng guốc phanh trớccủa cơ cấu phanh sau chịu lực lớn nhất vì vậy ta tiến hànhtính toán bền cho guốc phanh trớc của cơ cấu phanh sau

1.Tìm toạ độ trọng tâm của mặt cắt ngang guốc phanh.

H×nh.PII.1: MÆt c¾t ngang cña guèc phanh.

B¸n kÝnh ngoµi m¸ guèc phanh: R1= 201(mm)

B¸n kÝnh trong m¸ guèc phanh: R2=190(mm)

B¸n kÝnh trong x¬ng guèc phanh: R3 =130(mm)

ChiÒu réng guèc phanh: a = 100(mm)

ChiÒu dÇy m¸ guèc phanh: b = 11(mm)

ChiÒu cao x¬ng guèc phanh: d = 60(mm)

ChiÒu dÇy x¬ng guèc phanh: c = 22(mm).

Rth =

Vậy khoảng cách từ tâm bánh xe đến tâm guốc phanh

là

RG = R2'+ YC2=160 +19,36 =179,36(mm)

2 Kiểm tra bền guốc phanh.

Đối với guốc phanh để kiểm tra bền là rất phức tạp do vậy khitính toán ở đây ta chỉ lấy các giá trị gần đúng

Ta kiểm tra tại những tiết diện nguy hiểm nhất, muốn thế taphải vẽ đợc biểu đồ nội lực ở trên bằng phơng pháp hoạ đồlực ta đã xác định đợc các lực P, U, R tác dụng lên guốcphanh trớc của cơ cấu phanh sau:

P = 19202 (N)U= 46377 (N)R= 63023 (N)

Đặt các giá trị lực này vào guốc phanh trớc của cơ cấu phanhsau tại vị trí đặt lực R1 ta cắt ra thành 2 nửa thay vào mặtphẳng cắt đó đặt các lực:

Lực Nz1 hớng tâm, và QY1, MU1 ở nửa trên

Lực Nz2 hớng tâm, và QY2, MU2 ở nửa dới

Các lực này có phơng giống nhau chiều ngợc và trị số bằngnhau theo tứng cặp

a

Xét cân bằng cho đoạn trên của guốc phanh:

Guốc phanh đợc cắt thành hai nửa, nửa trên và nửa dới tại

điểm đặt của lực R Xét cân bằng cho đoạn trên ta tínhtổng các nội lực và tổng các ngoại lực chúng bằng nhau theotừng phơng X,Y,Z của hệ trục toạ độ

Ta đi xét sơ đồ dới đây:

Trong đó:

 Góc tạo bởi trục Y_Y và tia OA

 :Góc tạo bởi trục X_X và phơng của điểm cần xét.

Thay vào [II 5] ta đợc:

Tại điểm B thì (góc tạo bởi 0A và OB, với A, B là 2

[II 6]

Từ hoạ đồ lực của cơ cấu phanh ta lại có:

Thay các góc và các lực đã biết vào công thức [II 6] ta có:

B

Từ biểu độ nội lực ta thấy tại mặt cắt B_B là mặt cắtnguy hiểm nhất.

A

Đối với tiết diện hình chữ T, để kiểm nghiệm bền ta cầntính ứng suất tại các điểm 1,2,3.

ứng suất do QY và MU gây ra đợc tính nh sau :

Trong đó:

F: diện tích của tiết diện tính toán, F = 2420 ( mm2)

= 2420.10-6(m2)

Rth: bán kính đờng trung hoà: Rth = 0,1758( m)

R i: bán kính tại điể đang xét

Qy = - 37873(N)

Mu = - 6011(N)

+ Xét tại điểm 1

ta có Ri=R1=0,201 m

ứng suất tiếp do lực Nz gây ra :

Theo DuRapxki thì ứng suất tiếp đợc tính theo công thức [II 8] Với SX : Mômen tĩnh phần bị cắt đối với trục quán tínhtrung tâm

Ta có:

Trong đó:

Fc: Diện tích phần cắt phía dới chữ T:

Fc = 0,00132 (m2) Y- toạ độ trọng tâm phần bị cắt đốivới trục trung hoà

Trên hình guốc phanh chữ T nên tại điểm 1,3 có dF = 0 nên

Suy ra:

Sx = 0,0237.0,00132 = 31,284.10-6 (m3 )

JX : M«men qu¸n tÝnh cña tiÕt diÖn

Ta cã : Víi: R1 = 0,201(m)

3 ta có : th3= 3= 8,6.10 (N/m ).

Với kết quả tính toán ở trên ta lập bảng sau:

Bảng 3: ứng suất tại các điểm 1,2,3.

Tại điểm1: Phân tố chịu ứng suất đơn (chịu nén)

Tại điểm 2: Phân tố chịu trạng thái ứng suất phẳng

Tại điểm 3: Phân tố chịu ứng suất đơn (trạng thái chịukéo)

Guốc phanh chế tạo bằng thép 40 nên có

Nên với giá trị trên ta thấy guốc phanh đủ bền.

III Tính bền đ ờng ống dẫn động phanh

Đờng ống dẫn động phanh có nhiệm vụ truyền đợc ápsuất tại máy nén khí đến các bộ phận khác với áp suất0,7(MPa) Vì vậy đờng ống cần phải đmả bảo chịu đợc ápsuất cao khi làm việc không bị biến dạng, dạn nứt, dò rỉ Khitính toán ta coi đờng ống dẫn khí nh loại vỏ mỏng bịt kínhai đầu và có chiều dài khá lớn

ứng suất tiếp tuyến tính theo công thức :

Để đảm bảo đủ bền ta tính theo điều kiện áp suất chophép:

Thay các thông số vào [II 11] ta đợc:

Vậy chốt thoả mãn điều kiện cắt