Đồ án môn học thiết kế tổng phanh.DOC

Phân tích và chọn dẫn động: Đối với xe du lịch: làm việc với vận tốc lớn cần phải tính ổn định cao, vì vậy yêu cầu đối với hệ thống phanh phải: - Làm việc bền vững, tin cậy - Hiệu quả p

1 MỤC ĐÍCH , YÊU CẦU CỦA ĐỀ RA:

1.1 Mục đích:

ĐôÖ án ôtô là một môn học quang trọng, không thể thiếu được đối với sinh viên ngành động lực Nó giúp cho chúng ta nắm vững chắc hơn các kiến thức đã được học, rèn luyện kỹ năng, tự tiềm tòi, học hỏi Hiểu biết sâu hơn về ôtô,và các môn liên quan đến nó, mỡ rộng hơn cho kiến thức của mình

1.2 yêu cầu :

Theo yêu cầu đề ra, sinh vin phải thực hiện đúng quy định của khoa, của giáo viên hướng dẩn về thiết minh, bản vẽ

- theo số liệu yêu cầu đề ra

1.2.1Các thông số kỹ thuật của xe thiết kế:

1.2.1.1 Bảng thông số kỹ thuật:

8 Khoảng cách hai điểm tỳ

guốc phanh

2.PHÂN TÍCH VÀ CHỌN DẪN ĐỘNG PHANH YÊU CẦU XE THIẾT

KẾ:

2.1 Công dụng của cơ cấu phanh:

Hệ thống phanh dùng để :

-Giảm tốc độ của ôtô , máy kéo cho đến nay khi dừng hẵn hoặc đến mộttốc đô cần thiết nào đó

-Ngoài ra , hệ thống phanh còn có nhiệm vụ giữ cho ôtô đứng yên tại chỗ trên các mặt dốc nghiên hay trên mặt nằm ngang

-Hệ thống phanh là một hệ thống đặc biệt quan trọng

-Nó đảm bảo cho ôtô chuyển động an toàn ở mọi chế độ làm việc

-Nhờ đó mới có thể phát huy hết khả năng động lực, nâng cao tốc độ và

năng suất vận chuyển của xe máy.

2.2 Phân tích và chọn dẫn động:

Đối với xe du lịch: làm việc với vận tốc lớn cần phải tính ổn định cao,

vì vậy yêu cầu đối với hệ thống phanh phải:

- Làm việc bền vững, tin cậy

- Hiệu quả phanh khi phanh đột ngột lớn trong trường hợp nguy hiểm

- Phanh công dụng trong những trường hợp khác, để đảm bảo tiện nghi cho khách hàng

- Đảm bảo tính ổn định và điều khiển của ôtô khi phanh

- Không có hiện tượng tự phanh khi các bánh xe dịch chuyển thẳng và khiquay vòng

- Hệ số ma sát giữa má phanh và trống phanh cao và ổn định trong mọi điều kiện sử dụng

- Có khả năng thoát nhiệt tốt

- Điều khiển nhẹ nhàn thuận tiện, lực cần thiết tác dụng lên bàn đạp hay đòn điều khiển nhỏ

- Kết cấu gọn nhẹ, lắp đặt sửa chữa, bảo dưỡng dễ dàng

- Giá thành hạ

- Dựa trên điều kiẹn này ta tién hành chọn dẫn động phanh.Có rất nhiều kiểu dẫn động phanh.Chủ yếu ta phân ra các loại dẫn động như sau:

+ Hiệu suất thấp, hiệu quả phanh không cao, không tiện nghi

+ Khó thực hiện việc phanh đồng thời giữa các bánh xe do các khe hở điều chỉnh khó đều nhau, độ mòn cũng khác nhau, không có cơ cấu tự điều

chỉnh được nên khi phanh xe dẽ gây mất ổn định.

+ Kết cấu cồng kềnh

+ Phải thường xuyên chăm sóc do vậy không phù hợp với loại xe du lịch Đối với dẫn động điện:

- Ưu điểm:

+ Kết cấu gọn nhẹ

+ Hiệu suất phanh cao

+ Hiệu quả phanh cao

+ Thời gian chịu tác dụng nhỏ

- Nhược điểm:

- Khó sửa chữa

- Phải tốn kém cho bộ phận phát điện, nên ta không chọn loại này

Đối với dẫn động khí nén:

- Ưu điểm:

+ Điều khiển nhẹ nhàng, lực điều khiển nhỏ

+ Làm việc tin cậy hơn dẫn động thuỷ lực (khi rò rĩ hệ thống vẫn có thể tiếp tục làm việc được, tuy hiệu quả phanh giảm)

+ Dễ cơ khí hoá, tự động hoá quá trình dẫn động

- Nhược điểm:

+ Độ nhạy thấp, thời gian chịu tác dụng lớn

+ Do bị hạn chế bởi điều kiện rò rĩ áp suất làm lực khí nén thấp hơn của chất lỏng trong dẫn động thuỷ lực tới 10÷15 lần.Nên kích thước và khối lượng của dẫn động lớn

+ Số lượng các cụm và chi tiết nhiều

+ Kết cấu phức tạp, gí thành cao

+ Dẫn động cồng kềnh, do phải có thêm các bộ tính năng do đó không phù hợp với loại xe du lịch nên ta không chọn

Dẫn động thuỷ lực:

- Có ưu điểm quan trọng là:

+ Độ nhạy lớn, thời gian chịu tác dụng nhỏ ( dưới 0,2÷ 0,45).

+ Luôn luôn đảm bảo phanh đồng thời các bánh xe thì áp suất trong dẫn động chỉ bắt đầu tăng lên khi tất cả các má phanh đã ép sát trống phanh

+ Hiệu suất cao( = 0,8÷ 0,9)

+ Kết cấu đơn giản, kích thước, khối lượng, giá thành nhỏ

+ Có khả năng dùng trên nhiều loại xe khác nhau mà chỉ cần thay đổi cơ cấu phanh

- Bên cạnh đó loại dẫn động này còn có nhược điểm:

+ Yêu cầu độ bền khá cao, khi có một chỗ nào đó bị rò rỉ thì cả dẫn động không làm việc được

+ Lực cần thiết tác dụng lên bàn đạp lớn nên thường sử dụng các bộ trợ lực để giảm lực đạp, làm cho kết cấu phức tạp

+ Sự dao động áp suất của chất lỏng làm việc có thể làm cho các đường ống bị rung dộng và mô men phanh không ổn định

+ Hiệu suất giảm nhiều ở nhiệt độ thấp

Mặc dù có những nhược điể trên nhưng với công nghệ hiện nay ta có thểkhắc phục tương đối Loại dẫn động thuỷ lực này kích thước nhỏ gọn nhưng áp suất cao vì vậy dễ dàng lắp đặt phù hợp với loại xe du lịch nên chọn loại dẫn động này cho hệ thống phanh xe thiêït kế

Có nhiều loại dẫn động thuỷ lực, nhưng chủ yếu phân ra bốn loại dẫn động cơ bản theo các sơ đồ sau:

(c) (d)

(e)

Hình 1:11: Xi lanh công tác; 2 : Xi lanh chính kép

2.3 Phân tích các sơ đồ dẫn động thuỷ lực và chọn sơ đồ cho dẫn động:

2.3.1.Phân tích các sơ đồ hình 1:1

Ta đi phân tích ưu nhược điểm của từng loại sơ đồ dẫn động trên:

Phân dòng: một dòng cho hai cầu;một dòng cho cầu mới.

- Ưu điểm:

+Hiệu quả phanh còn ≥50% khi một dòng bị hỏng, hiệu quả phanh

chung khi chưa hỏng dòng khá cao

+Không có sự mất đối xứng khi mất một dòng hoặc không mất dòng nào

+ Kếtcấu khá phức tạp

+ Có sự bất đối xứng về phanh nếu một trong hai dòng bị trục trặc

-Nhược điểm:

+ kết cấu qua ï phức tạp, giá thành cao khó chế tạo

2.3.2 Chọn sơ đồ cho dẫn động:

Đối với loại xe du lịch đang thiết kế, cần chi tiết càng nhỏ gọn càng

tốt, an toàn,

Em chọn sơ đồ hình (a) kết cấu rất đơn giản lại rẻ tiền, mặt dù độ an toàn không cao ưu, nhược điểm như đã phân tích ở trên

- Để khắc phục độ an toàn của dẫn động,

ta làm như sau:

Khi chọn khi chọn thiết bị dẫn động ta chọn:

- Chọn hoặc thiết kế dẫn động ta chọn hoặc tính độ bền

- Lắp đặt an toàn, tránh va đập Chọn hệ thống dẫn động thuỷ lực thì có thể phải dùng bộ trợ lực, sẽ xét sau

3 TÍNH TOÁN CÁC THÔNG SỐ CƠ BẢN CỦA HỆ THỐNG PHANH YÊU CẦU XE THIẾT KẾ

3.1 Xác định mômen phanh yêu cầu của cơ cấu phanh.

3.1.1 Sơ đồ tính toán :

Hình 2.1 ;Sơ đồ lực tác dụng vào xe khi phanh

Ga : trọng lượng toàn bộ của xe ; Pj : lực quán tính của xe khi phanh ; Pw :lực cản khí động ; Z1, Z2 : phản lực của đường lên bánh xe trước và sau ; a,b : khoảng cách từ trọng tâm đến vết tiếp xúc bánh xe và mặt đường ; chiều dài

cơ sở của xe

- Phương trình momen cần khi phanh theo tài liệu [1]

Mp = PpRbx= Zϕ

Trong đó:

Pp : Lực phanh cần thiết khi phanh

Rbx: Bán kính bánh xe thiết kế

Z : Phản lực toàn bộ của đường lên các bánh xe

ϕ : Hệ số bám của mặt đường lên các bánh xe

- Đối với xe du lịch có hai cầu:

Giả thuyết : Pw= 0 vì ôtô đứng rất nhanh khi phanh

Pf ≤Pp vì:

Pp = ϕ.Z với: = 0.6 đến 0.8 theo tài liệu [2]

Pf = f.Z f = 0.015 đến 0.03 tài liệu [2]

+ Mômen phanh cầu trước:

M1 = Pp1.Rbx =Z1. (2.1)+ Mômen phanh cầu sau:

M2 = Pp2.Rbx =Z2. (2.2)Trong đó:

Pw : Lực cản khí động

Pp1,Pp2 : Lực phanh yêu cầu tương ứng cầu trước và cầu sau khi phanh

Z1,Z2 : Phản lựcü của đường lên bánh xe cầu trước và cầu sau

- Từ sơ đồ trên ta có biểu thức sau:

Pp1+ Pp2 =Pj (2.3)Với: Pj= ma.jp

- Trong đó :

ma : khối lượng toàn bộ của xe

jp : gia tốc chậm dần khi phanh Từ (2.3) ta suy ra:

Z1=

).(

)

(

g

h j b L

G L

h j m b

)

(

g

h j a L

G L

h j m a

−

=+

(2.5)

Trong đó : a,b,hg: toạ độ trọng tâm

L : chiều dài cơ sở Thay(2.4) (2.5) vào phương trình (2.1), (2.2) ta có

bx g

bx g

= (0,6 đến 0,8)Chọn = 0,6

Theo số liệu đề cho:

,0)

3,0.6,075,0.(

5,1

1200.81,9.6,0

3,0.6,075,0.(

5,1

1200.81,9.6,0

M

[Nm]

3.1.2 chọn cơ cấu phanh:

Theo số liệu tính toán mômen phanh trên ta thấy mômen cầu trước và cầu sau chênh lệch nhau nên ta chọn cơ cấu phanh như sau:

3.1.2.1.Sơ đồ cơ cấu phanh :

Sơ đồ cơ cấu phanh chọn

Hình 2.2

3.1.3 tính toán cơ cấu phanh

3.1.3.1. sơ đồ tính toán :

Sơ đồ tính toán cơ cấu phanh

Hình 2 :3

3.1.3.2 Xác định góc góc tạo bởi lực N và trục X-X

Quy luật phân bố áp suất trên má phanh là hình sin làm phức tạp cho việctính toán cơ cấu phanh Vì góc ôm không lớn lắm và guốc phanh có thể bị biến dạng khi phanh, cho nên sự chênh lệch về phân bố áp suất trên má phanh trong phạm vi góc ôm như thế không lớn lắm Để dể tính toán ta coi như áp suất phânbố đều trên má phanh

δ = 900 – DOO1 = 90 - DOE – EOO1

= 900- ( 2

0α

β −

)+ 0

= 900 - (+0)/2Theo tài liệu [1] ta có góc ôm má phanh:

=(900 1100) Chọn =1000

h'

α1

yC

x'h"

Y’

0=250 Góc tương ứng giữa bán kính tuỳ ý O1OE

= 900 - (+1)/2 = 27,50

* Xác định góc α1 góc ôm guốc phanh

1 = 100 + 25 = 1250 Xác định góc δ0 ứng với điểm cố định O1 và trục đứng oy

C =0,85.rT = 0,85.D/2 =0,85.240/2 =102 [mm]

18,0100

18

'' 1 1

h

E O

tgα

δ0 =10,20 góc tương ứng điểm cố định và trục yy’

* Xác định khoảng cách S( từ tâm O đến điểm quay cố định O1 )

S

1022

,10cos

100

=

[mm]

3.1.3.3 Tính toán lực ép guốc phanh:

Xét cân bằng guốc phanh với các giả thuyết sau:

-Aïp suất phân bố đều theo chiều rộng má phanh-Quy luật phân bố áp suất theo chiều dài má phanh không phụ thuộc vào giá trị lực ép và có dạng tổng quát sau:

q = qmax.Với : Hàm phân bố áp suất = 1

q: áp suất phân bố trên má phanh-Phân bố áp suất giữa trống và má phanh không phụ thuộc vào dẫn động phanh (nặng hay nhẹ)

Xét một phân tố vô cùng bé d khi phanh chịu tác dụng của lực pháp tuyến dN

dN = qbrd

Lực ma sát :

dFms = dN = qmax brdTừ lực ma sát tạo ra mômen phanh

1 0

1 0

αdN S

Thay dFms và dN vào (2.10) ta có:

Ph ± ∫1 −

0

)cos(

α

α

α

S r

qmax brd - ∫1

0

sin

α α

1 0

sincos

α α

α α

α α α α

qmax = ∫1 ± 〈 ∫ − ∫ 〉

0

1 0

1 0

cossin

α α

α α

α α α α

S

br Ph

(2.11)

Thay biểu thức (2.9) vaò (2.11) rồi chia cho r∫ψαdα

ta được phương trình xác định mômen phanh cho từng cầu:

0

1 0

1 0

1 0 2

cossin

α α

α α

α α α α

α

α α α

ααψα

ψµααψ

αψµ

d S

d r d

S

d br

Ph br

0

1 0

cos1

sin

α α α

α α α α

α α

α α α

αψ

αα

ψµ

αψ

ααψ

µ

d r

d S

d r

d S

1 0

sin

α α α

α α ε

αψ

ααψ

d r

d S

B = 1- ∫

∫

1 0

1 0

cos

α α α

α α ε

αψ

ααψ

d r

d S

Thay A và B vào (2.12) ta được phương trình mômen phanh như sau:

1 1

B A

h P B A

h P

µ

µµ

µ

±+

+ xét áp suất phân bố đều trên má phanh = 1

A = (cosα −0 cosα1)

r S

)sin(sin

0 1

0 1

αα

Trong đó:

S =102 mm khoảng cách từ tâm đến điểm cố định guốc phanh O1r = D/2n =240/2 = 120 (mm) bán kính trống phanh

α1 = 1250 góc ôm guốc phanh

0=250 Góc tương ứng giữa bán kính tuỳ ý O1OE

Ta được :

A =

721,0180/14,3)

25125(

)125cos25(cos120

25125(

)25sin125(sin120

B A

PAh

µ

µ

−

Tính lực ép của cơ cấu phanh:

+ Đối với cầu trước các guốc đều tự siết

Mp1 = Mpt = Mpph = A B

h P

µ

µ

− 1

.2

h = 0.2 [m]

thay số vào phương trình ta có

P1 = 1313.755

622,41182

,0.3,0.2

)806,0.3,0721,0

(N)+ Đối với phanh sau một guốc tự tách một guốc tự siết

Mps= Mpt + Mpph = A B

h P B A

h P

µ

µµ

A

h

µ

µµ

µ

= Ps 2− 2

2

B A

B Ah

µµ

P2 = Mps −A h 

B A

µ

µ

2

2 2

Thay số vào biểu thức trên ta có:

P2 = 805,2

38,34292

,0.3,0.721,0.2

806,0.3,0721,

3.2 Xác định các kích thước cơ bản của cơ cấu phanh:

Các kích thước guốc phanh, má phanh được xác định trên cơ sở đảm bảo công ma sát riêng, tỷ số trọng lượng toàn bộ của ôtô trên diện tích toàn bộ của các má phanh và chế độ làm việc của phanh

+ Aïp suất sinh ra trên toàn bộ bề mặt má phanh phải thoả mản điều kiện sau:

Br

M p

≤β

(2.15)Theo tài liệu [1]

Aïp suất cho phép trên má phanh cực đại [q]max =[1,52,0]MN/m2

b1 µ[ ] 2β

1/4

r q

M p

(mm)Theo số liệu đã có:

Mp1 = 1313,755 Nm =1000

q = 2.106 N/m2

µ = 0,3Thay số vào biểu thức trên ta có:

b1

029,0180/14,3.100.12,0.10.2.3,0

4

755,1313

2

(m)

Chọn b = 40 mm chung cho tát cả các guốc trước và sau

3.3 Kiểm tra điều kiện tự siết

Để điện kiện tự siết không xảy ra khi

Với :

A = 0,721

B = 0,806 = 0,3Thay số vào ta có:

0,721/(0,3.0,806) = 2,98 > 0Vậy thoã điều kiện tự siết trên

3.4 Tính toán nhiệt và mài mòn trống phanh

Tính toán nhiệt và mài mòn, được tiến hành theo các chỉ tiêu gián tiếp, là áp suất trung bình trên bề mặt ma sát của guốc tự siết,và công ma sát riêng Xác định nhịêt độ đốt nóng trống phanh và cường độ mài mòn như sau:

Aïp suất trung bình trên má phanh:

qtb = 2 [ ]

1

tb p

q br

M

≤βµ

[2.16]

với :[qtb] : áp suất trung bình cho phép Theo tài liệu [1] [qtb] = 2,0 MPa- đối với má phanh bằng vật liệu atbét thông thường

Mp1 = 1313,755 Nm

= 0,3

b = 40 mm

r = 120 mm = 1000Thay số vào công thức [2.16] trên

qtb = 0,3.0,04.0,12.100.3,14/180 522991.64

755,

l V m

≤

∑

F2

2

[2.17]Theo tài liệu [1] [lms] = 400015000 KN.m/m2

Trong đó:

Ga : trọng lượng toàn bộ xe khi đầy tải Nm

V0 : vận tốc ôtô bắt đầu phanh m/s

Gg : gia tốc trọng trường g = 9,81 m/s2F: diện tích toàn bộ má phanh ở tất cả các cơ cấu phanh của ôtô (m2)

F = 8.r.b

R,b, : đã được giải thích trênThay số vào công thức trên ta có:

F = 8.0,12.0,04.100.3,14/180 = 0,067Để kiểm tra công ma sát ta xét xe chạy với tốc độ cực đại V0 = 140 km/g tương đương với V0= 38,89 m/s

Thay số vào công thức (2.17)

lms = 2.0,67 13544168

89,38

=

[Nm/m2]

lms = 13544,168 [KNm/m2]

lms < [lms] thoã mảng công thức (2.17) 3.4.1 Tính toán nhiệt đốt nóng trống phanh:

Trong quá trình phanh, động năng của ôtô biến thành nhiệt năng ở trống phanh và một phần thoát ra không khí

Theo tài liệu [1] ta có phương trình cân bằng năng lượng :

tdt K F t C m V

V g

t t

2

2Trong đó :

Ga : trọng lượng ôtô tác dụng lên hai cầu khi phanh

∆t : sự tăng nhiệt độ của trống phanh so với môi trường không khí 0K

t : thời gian phanh (giây)

Ft : diện tích làm mát trống phanh (m2)

mt : khối lượng các trống phanh (kg)

Lượng F t∫K∆tdt

là phần năng lượng truyền ra môi trường không khí Khi phanh ngặt thời gian phanh ngắn năng lượng truyền ra môi trường không đáng kể, có thể bỏ qua, trên cơ sở đó xác định sự tăng nhiệt độ trống phanh trong khi phanh như sau:

C m g

V V G

)

2

2 1

C t g

V V

∆

−

2

)

2

2 1

mt ⋝ 2.950.8 5,478

33,8

=

[kg]Mặt khác :

mt = π( ) .ρ

4

2 2

b d

D −

d b

m

t

t +ρπ

[m]

D = 4.3,14.0,06.2,8.10 0,24 0,2607

4.478,

4 TÍNH TOÁN DẪN ĐỘNG PHANH.

4.1 Sơ đồ tính toán:

Hình 3.1 Sơ đồ dẫn động phanh

D :đường kính xi lanh chính; d1 : đường kính xi lanh bánh trước

d2 : đường kính xi lanh bánh sau; r1, r2 kích thước ghi trên sơ đồ trên

4.2 Xác định đường kính xi lanh trong hệ thống phanh:

4.2.1 Đường kính xi lanh công tác:

Theo tài liệu [1]

D = max

.4

p

p

π

[mm]Trong đó:

P lực ép cần thiết của cơ cấu phanh đang xét:

pmax : áp suất cực đại cho phép trong dòng dẩn động Theo tài liệu [1] pmax = 812 Mpa

Chọn : pmax = 9 Mpa

P1=4116,16: lực ép cần thiết của cơ cấu phanh bánh trước

P2=3429,38: lực ép cần thiết của cơ cấu phanh bánh sau

Thay số vào phương trình trên ta có:

Đường kính xi lanh cầu trước:

d1 = 3,14.9.10 0,024

16,4116.4

[mm]

lấy: d1 = 24

[mm]Đường kính xi lanh cầu sau:

d2 = 3,14.9.10 0,0223

26,3426.4

[mm]

Lấy: d2 = 23

[mm]4.2.2 Đường kính xi lanh chính:

Theo tài liệu [1] dựa vào đường kính xi lanh công tác, ta chọn đường kính xi lanh chính như sau:

d1/dc = 11,5Hoặc : ds/ dc = 0,9 1,2

Chọn: dc = d2 = 23

[mm]4.3 Xác định tỷ số truyền bàn đap:

Theo tài liệu [1]Ta có phương trình bàn đạp:

Sbđ = ( )

2

1 2

.2

r

r x

d d

k n i i i

c ∑ +∆+δ′+δ′′ ≤[ Sbđ]

[mm]

Trong đó:

di : đường kính xi lanh công tác

dc : đường kính xi lanh chính : khe hở giửa pitông xi lanh chính và thanh đẩy bàn đạp

theo tài liệu [1] = (1,5 2,5) mm Chọn: =2 mm

’, ” : hành trình không tải pitông xi lanh chính Theo tài liệu [1] ’,” = (1.5 2.5) mm

Chọn ’, ” = 2 mm