Đề tài Thiết kế hệ thống phanh xe chở rác ba bánh (1)

Do khối lượng tính toán thiết kế xe khá lớn nên ở đề tài “ Thiết kế đóng mới xe chở rác ba bánh” em được giao nhiệm vụ: “ Thiết kế hệ thống phanh xe chở rác ba bánh ” với một số cải tiế

LỜI NÓI ĐẦU

Hiện nay vấn đề gia tăng dân số, tốc độ đô thị hoá nhanh tại các thành phố, đi kèm với nó là lượng rác thải lớn, ô nhiễm môi trường Giải quyết vấn đề này đang

là một trong những thách thức đối với chính quyền thành phố Thực trạng này cũng đang diễn ra tại thành phố Đà Nẵng, hiện nay trên địa bàn thành phố, với lượng rác thải ra mỗi ngày quá lớn, trong khi ngân sách TP còn hạn hẹp, chưa thể đáp ứng được đủ xe chuyên dụng cuốn ép tự động, bởi loại xe này hiện nay còn phải mua của nước ngoài với giá khá đắt Để giải quyết vấn đề này, đã từ lâu Công ty Môi trường Đô thị TP đưa vào hoạt động một số lượng lớn các loại xe thô sơ sử dụng sức người, trên những con đường rộng từ 2 - 3m và khu vực quanh các trạm trung chuyển, để vận chuyển rác về các trạm

Để nâng cao hiệu suất thu gom rác, giảm bớt sức lao động cho người công nhân bằng cách cơ giới hoá một phần phương thức vận chuyển, đồng thời cũng nhằm giải quyết tốt vấn đề ô nhiễm môi trường đô thị do khí xã động cơ, đề tài đi vào thiết kế loại xe gắn máy chạy bằng nhiên liệu khí hoá lỏng( LPG) để chở thùng rác thay cho các xe ba gác đạp hiện nay

Đề tài “ Thiết kế xe chở rác ba bánh chạy bằng nhiên liệu LPG” cũng đã được

nhiều nhà khoa học cũng như sinh viên trường Đại Học Bách Khoa- Đại Học Đà Nẵng quan tâm nghiên cứu và đã đạt được kết quả nhất định, tuy vậy đề tài này chưa ứng dụng thực tế được Do khối lượng tính toán thiết kế xe khá lớn nên ở đề

tài “ Thiết kế đóng mới xe chở rác ba bánh” em được giao nhiệm vụ: “ Thiết kế hệ

thống phanh xe chở rác ba bánh ” với một số cải tiến để đáp ứng được yêu cầu kỹ

thuật của xe mà đề tài trước đó chưa giải quyết được

Với kiến thức và kinh nghiệm thực tế còn nhiều hạn chế, tài liệu tham khảo về các loại xe ba bánh còn ít, thời gian thực hiện ngắn nên mặc dù đã cố gắng tìm tòi, nghiên cứu, làm việc một cách nghiêm túc nhưng quá trình tìm ý tưởng thiết kế và

xe thiết kế ra có thể còn nhiều nhược điểm chưa thể giải quyết hết Kính mong được các thầy cô chỉ bảo để đề tài của em được hoàn thiện hơn

Sau cùng em xin được chân thành cảm ơn thầy cô giáo trong khoa, đặc biệt là thầy giáo hướng dẫn Th.s LÊ VĂN TỤY , thầy Nguyễn Việt Hải và các thầy cô giáo trong Trung tâm thí nghiệm động cơ và ô tô đã tận tình hướng dẫn giúp đỡ em trong suốt quá trình làm đồ án

MỤC LỤC TRANG

1 MỤC ĐÍCH, Ý NGHĨA ĐỀ TÀI 6

1.1 VẤN ĐỀ THU GOM VÀ VẬN CHUYỂN RÁC THẢI

6

1.2 MỤC ĐÍCH, Ý NGHĨA ĐỀ TÀI

7

2 PHÂN TÍCH TÌM PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ XE 8

2.1 KÍCH THƯỚC, KHỐI LƯỢNG CỦA THÙNG RÁC CẦN CHUYÊN CHỞ 8

2.1.1 Loại thùng 660 lít 8 2.1.2 Loại thùng 240 lít 9

2.2 YÊU CẦU CỦA XE CẦN THIẾT KẾ

9

2.3 PHÂN TÍCH TÌM PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ

10

2.3.1 Phương án cắt bỏ phần đuôi xe gắn máy và thay vào đó là nửa

rơmoóc 10 2.3.2 Phương án thiết kế xe có một bánh chủ động sau và hai bánh dẫn hướng trước 10 2.3.3 Thiết kế xe ba bánh một bánh dẫn hướng trước và hai bánh sau 11

3 THIẾT KẾ KÍCH THƯỚC TỔNG THỂ CHUNG 11

3.1 XÁC ĐỊNH SƠ BỘ CHIỀU DÀI CỦA XE

3.1.1 Chiều dài toàn bộ xe 11

3.1.2 Chiều dài cơ sở của xe 13

3.2 XÁC ĐỊNH CHIỀU CAO XE

16 3.3 XÁC ĐỊNH CHIỀU RỘNG XE

16 4 XÁC ĐỊNH CÁC TOẠ ĐỘ TRỌNG TÂM XE 17

4.1 XÁC ĐỊNH CÁC TOẠ ĐỘ TRỌNG TÂM KHI XE KHÔNG TẢI 17

4.1.1.Xác định toạ độ trọng tâm xe theo chiều dọc 17

4.1.2 Xác định toạ độ trọng tâm xe theo chiều cao 17

4.2 XÁC ĐỊNH CÁC TOẠ ĐỘ TRỌNG TÂM KHI XE ĐẦY TẢI 19

4.2.1.Xác định toạ độ trọng tâm xe theo chiều dọc 19

4.2.2 Xác định toạ độ trọng tâm xe theo chiều cao 20

5 THIẾT KẾ HỆ THỐNG PHANH 21

5.1 LÝ THUYẾT CHUNG VỀ HỆ THỐNG PHANH

21 5.1.1 Công dụng 21

5.1.2 Phân tích yêu cầu 21

5.1.3 Phân loại sơ bộ 23

5.2 TÍNH MÔ MEN PHANH CẦN SINH RA Ở CÁC CƠ CẤU PHANH 24

5.3 PHÂN TÍCH, CHỌN LOẠI DẪN ĐỘNG PHANH VÀ CƠ CẤU PHANH

27 5.3.1 Chọn loại dẫn động phanh 27

5.3.2.Chọn loại cơ cấu phanh 29

5.4 XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ CƠ BẢN CỦA CƠ CẤU PHANH SAU 33

5.4.1 Bán kính bề mặt ma sát của trống phanh 33

5.4.2 Chọn các kích thước còn lại 34

5.4.3 Xác định lực ép cần thiết 35

5.4.4 Tính bề rộng má phanh 37

5.4.5 Kiểm tra điều kiện tự siết 39

5.5 XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ CƠ BẢN CƠ CẤU PHANH TRƯỚC 40

5.5.1 Bán kính ngoài r 1 , bán kính trong r 2 , bán kính trung bình r tb của đĩa phanh 40

5.5.2 Lực ép cần thiết 40

5.5.3 Diện tích bề mặt làm việc của má phanh 41

5.6 TÍNH TOÁN KIỂM TRA NHIỆT VÀ MÀI MÒN

43 5.6.1.Tính toán mài mòn 43

5.6.2 Tính toán nhiệt 45

5.7 TÍNH TOÁN DẪN ĐỘNG PHANH

51 5.7.1.Các phương án điều khiển hệ thống phanh 51

5.7.2 Tính toán dẫn động phanh thuỷ lực điều khiển bằng bàn đạp 51

5.8 PHANH DỪNG

57 5.9 TÍNH TOÁN HIỆU QUẢ PHANH

61 5.9.1 Đặc tính phanh của xe thiết kế 61

5.9.2 Momen phanh thực tế 71

5.9.3 Xác định các chỉ tiêu đánh giá hiệu quả phanh 72

6 KẾT

LUẬN 73

1 MỤC ĐÍCH, Ý NGHĨA ĐỀ TÀI

1.1 VẤN ĐỀ THU GOM VÀ VẬN CHUYỂN RÁC THẢI

Hiện nay quá trình thu gom rác thải được thực hiện như sau:

+ Ở những khu vực đã có trạm trung chuyển: Rác từ các hộ dân được bỏ vào các thùng rác đặt trên đường (đối với đường hẻm) hay bỏ lên thùng rác đặt trên xe ba gác (đối với đường xe ba gác có thể vào được), sau đó công nhân URENCO (công

ty Môi Trường Đô Thị) đạp xe rác đến các trạm trung chuyển Ở đây rác được ép lại vào các thùng 10 tấn để các xe tải chở lên đổ ở bãi rác Khánh Sơn

+ Ở những khu vực chưa có trạm trung chuyển: Rác từ các hộ dân được thu gom bởi các xe ba gác hoặc bỏ vào các thùng rác đặt trên đường Sau đó các xe ép rác đến thu gom các thùng rác và trực tiếp chở đi đổ ở bãi rác Khánh Sơn

Hiện nay Công ty môi trường Đô thị Đà Nẵng có các trạm nén ép rác được URENCO sử dụng làm trạm trung chuyển tại chợ Đống Đa, công viên (đường Nguyễn Tri Phương) và đường Phan Thành Tài, trạm Hòa Thọ, trạm Đò Xu, Trạm Chợ Đầu Mối, trạm Thanh Lộc Đáng, trạm Hoà Khánh, trạm Hoà An, trạm Ngô Gia

1.2 MỤC ĐÍCH, Ý NGHĨA ĐỀ TÀI

Để giải quyết một phần sức lao động cho người công nhân Công ty môi trường đô thị, tăng hiệu quả thu gom rác cần phải cơ giới hoá một phần phương thức vận chuyển các thùng rác đến các trạm trung chuyển thay cho các loại xe ba gác đạp thủ công hiện nay Ngoài ra khi sử dụng các xe ba gác thủ công để vận chuyển rác thì vừa chậm, mất nhiều thời gian, vừa không đảm bảo vệ sinh, mất mỹ quan đô thị Do vậy cần thiết kế loại xe gắn động cơ có kết cấu đơn giản dễ sử dụng để có thể chuyên chở thùng rác được nhanh gọn hơn, làm cho bộ mặt đô thị của Thành phố ngày càng đẹp hơn

Mặt khác xe thiết kế làm việc trong thành phố nên nó cũng phải đảm bảo an toàn, chạy êm, ít gây ồn và ô nhiễm môi trường Đề tài đi vào thiết kế kiểu xe kéo rác chạy bằng khí dầu mỏ hóa lỏng LPG, loại động cơ sử dụng trên xe là động cơ xe gắn máy đã thiết kế, cải tạo hệ thống nhiên liệu cho phù hợp với việc sử dụng một trong hai loại nhiên liệu LPG và xăng Theo các công trình nghiên cứu của GS TSKH Bùi Văn Ga khi sử dụng LPG trên động cơ xe gắn máy thì với đặc điểm động cơ thường xuyên sử dụng ở tải lớn nhưng tốc độ thấp như động cơ gắn trên xe thiết kế thì sử dụng LPG rất có lợi về mặt ô nhiểm môi trường Kết quả đo ô nhiểm của xe khi chạy bằng xăng nguyên thuỷ và khi chạy bằng ga LPG cho thấy rằng nồng độ các chất ô nhiểm trong khí xả động cơ đạt giá trị cực thấp khoảng 0,5% đối với CO và 20ppm đối với HC ở chế độ tốc độ giới hạn So với khi chạy bằng xăng, ở các chế độ này mức độ phát ô nhiểm khi chạy bằng LPG chỉ khoảng 10%

Ở các chế độ trung gian, mức độ giảm ô nhiễm dao động từ 80% đến 50% so với khi chạy bằng xăng Nhờ đó nó sẽ giảm được tác hại đến sức khoẻ con người và môi trường do những chất khí thải độc hại của động cơ

2 PHÂN TÍCH TÌM PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ XE

2.1 KÍCH THƯỚC, KHỐI LƯỢNG CỦA THÙNG RÁC CẦN CHUYÊN CHỞ Hiện tại thành phố Đà Nẵng có hai loại thùng rác đó là loại thùng 660 lít và loại thùng 240 lít Có kích thước và khối lượng cụ thể như sau:

- Khối lượng bản thân: 60 (kg)

- Khối lượng riêng của rác thải sinh hoạt là: 0,4 (kg/lít)

Khối lượng định mức của thùng khi đầy tải là:

- Khối lượng bản thân: 24,4 (kg)

- Khối lượng định mức của thùng khi đầy tải là:

m = 24,4 + 0,4.240 = 120,4 (kg)

Xe thiết kế cần phải chuyên chở cả hai loại thùng rác trên nên kích thước thùng cần phải có những kích thước tối thiểu về chiều dài 1200 mm và bề rộng là 720 mm 2.2 YÊU CẦU CỦA XE CẦN THIẾT KẾ

+ Có kích thước nhỏ gọn chỉ cần vừa đủ để chuyên chở một thùng rác loại 660 lít

có trọng lượng khoảng 300 KG hoặc hai thùng rác 240 lít, mỗi thùng có trọng lượng khoảng 120 KG

+ Sử dụng nguồn lực của xe gắn máy hiện có bao gồm động cơ, ly hợp, hộp số,

hệ thống chuyển động v.v Ngoài ra cần phải có thêm hộp số phụ để gài số lùi, bộ

vi sai cho cầu sau

+ Có chiều cao từ sàn thùng xe đến mặt đất nhỏ để có thể đẩy bằng sức người thùng rác lên sàn xe mà không sử dụng các thiết bị phụ để hổ trợ như tời, xích, + Đảm bảo cho người điều khiển xe được thuận tiện để vận hành trong một số đường hẻm chật hẹp, giảm được hành lang và bán kính quay vòng

+ Xe thiết kế phải là một chiếc xe có cấu tạo đơn giản, dễ chế tạo, dễ sử dụng, an toàn khi chuyển động trên đường và giá cả phải chăng

2.3 PHÂN TÍCH TÌM PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ

2.3.1 Phương án cắt bỏ phần đuôi xe gắn máy và thay vào đó là nửa rơmoóc

Trên cơ sở xe gắn máy đã có sẵn, ta cắt bỏ một phần đuôi và thân xe, sau đó nối đàn hồi hoặc hàn cứng thùng chứa thùng rác vào phần còn lại của xe Trong trường hợp hàn cứng thùng xe cùng với phần còn lại của xe trở thành một khối cứng cùng dao động và tác dụng lên hệ thống treo của xe Trong trường hợp nối đàn hồi thì phần còn lại của xe dao động trên cặp gắp cùng khung xe còn thùng xe có hệ thống treo riêng

Phương án này có ưu điểm là đơn giản, dễ cải tạo có thể dùng ngay khung sườn xe gắn máy đã có sau đó gia cố thêm, ngoài ra thùng rác đặt đằng sau người lái nên người lái ít nghe mùi hôi của rác

Tuy nhiên phương án này có nhược điểm là:

+ Nếu sử dụng bộ truyền xích thì xích quá dài vì thế xích sẽ nhanh chùng, tuổi thọ xích không đảm bảo vì khoảng cách trục quá lớn không tương thích với bước xích của loại xích dùng trên xe gắn máy Bộ xích quá dài cũng gây khó khăn cho việc bôi trơn bảo dưỡng và cần sử dụng thêm một bánh căng xích để điều chỉnh độ căng của xích

+ Chiều dài toàn bộ xe tương đối lớn làm cho việc quay vòng khó khăn

2.3.2 Phương án thiết kế xe có một bánh chủ động sau và hai bánh dẫn hướng trước

Trong trường hợp này thùng xe sẽ đặt đằng trước nếu không thiết kế hình thang lái

mô hình xe sẽ giống như những loại xe ba gác máy hiện tại đang sử dụng

Ưu điểm: Trong trường hợp quay vòng người lái cần phải đẩy cả thùng xe chứa tải

đi nên quay vòng nặng, do cấu tạo chiều cao thùng chứa rác quá cao nên để đảm bảo tầm nhìn của người lái yên xe sẽ phải rất cao, làm tăng thêm chiều cao trọng tâm xe và người lái xe cần phải tốn nhiều lực để quay cả thùng xe, vả lại thùng rác đặt đằng trước gây mất vệ sinh ảnh hưởng đến sức khoẻ của công nhân lái xe Bánh chủ động đặt đằng sau nên không tận dụng được trọng lượng tải làm trọng lượng

bám nên tính năng động lực của xe khi chuyển động trên mặt đường có hệ số bám thấp sẽ rất kém

Nhược điểm: Hành lang và bán kính quay vòng xe giảm, tính ổn định chuyển động thẳng của xe sẽ tốt hơn so với phương án bên dưới

Nếu thiết kế thêm hệ thống hình thang lái như ôtô thì việc quay vòng xe sẽ ít tốn sức lực hơn Nhưng những nhược điểm còn lại cũng không khắc phục được

2.3.3 Thiết kế xe ba bánh một bánh dẫn hướng trước và hai bánh sau

Phần lớn những xe ba bánh đều được thiết kế theo phương án này Đây là phương

án có tính kỹ thuật hơn cả cũng như phương án thứ hai toàn bộ khung sườn xe đều được thiết kế có tính toán đến tải trọng cần chuyên chở nên đảm bảo được độ bền và

có một hệ số an toàn nhất định

Phương án này có ưu điểm: Hai bánh xe chủ động đặt phía sau nên tận dụng được trọng lượng bám, tải được chất đằng sau nên mùi hôi của rác thải ít ảnh hưởng đến người lái, phía trước chỉ có một bánh xe dẫn hướng nên không cần phải thiết kế hệ thống lái như phương án thứ nhất mà điều khiễn xe dễ và nhẹ nhàng hơn

Tuy nhiên phương án này có nhược điểm là phải thiết kế lại khung sườn, hệ thống truyền lực, hệ thống treo, hệ thống phanh để đảm bảo các yêu cầu kỹ thuật của xe Qua phân tích một số phương án trên ta chọn phương án thiết kế thứ ba đó là thiết

kế lại toàn bộ xe

3 THIẾT KẾ KÍCH THƯỚC TỔNG THỂ CHUNG

3.1 XÁC ĐỊNH SƠ BỘ CHIỀU DÀI CỦA XE

3.1.1 Chiều dài toàn bộ xe

Đối với xe ba bánh thiết kế để rút ngắn chiều dài xe ta xem như chiều dài toàn bộ của xe chỉ phụ thuộc vào chiều dài thùng chứa thùng rác, khoảng cách từ vị trí người lái đến tay lái để người lái điều khiển xe được thuận tiện, góc đặt của trục quay cổ phuộc xe và đường kính bánh xe trước mà tạm thời chưa quan tâm đến tính

ổn định chuyển động thẳng của xe Ta thấy rằng:

+ Loại lốp trước: Theo thực tế một số loại xe ba gác đã chế tạo, ta có thể chọn sơ

bộ loại lốp có bán trên thị trường của xe Haesun có kích thước như sau:

C = rb sin(90- 61) =

2

420 sin29 = 101,81 (mm)

+ Khoảng cách từ tay lái đến sau yên xe: Khoảng cách này được chọn phải đảm bảo cho người lái thuận lợi và thoải mái khi vận hành và điều khiển xe Đối với xe gắn máy khoảng cách này khoảng từ 600 ÷ 700 mm, Đối với xe thiết kế ta chọn khoảng cách từ tay lái đến sau yên xe lớn (700 mm) để đảm bảo không gian cho việc bố trí động cơ, hệ thống truyền lực

+ Chiều dài thùng chứa xác định từ chiều dài thùng rác cần chuyên chở ( 1200 mm) do vậy chiều dài toàn bộ của thùng chứa thùng rác khoảng 1400 mm

Từ các giá trị trên ta vẽ phác thảo xe thiết kế như hình 3.1 bên dưới và xác định được chiều dài toàn bộ của xe là: La = 2800 (mm)

2800

Hình 3.1: Chiều dài toàn bộ xe thiết kế

3.1.2 Chiều dài cơ sở của xe

Việc xác định chiều dài cơ sở của xe phụ thuộc vào vị trí đặt dầm cầu sau của xe

Ta thấy rằng chiều dài cơ sở của xe càng ngắn thì tính linh hoạt quay vòng của xe càng cao hay nói cách khác là rút ngắn được hành lang và bán kính quay vòng cho

xe, tuy nhiên nếu chiều dài cơ sở xe ngắn quá thì tải trọng đề lên cầu sau sẽ lớn và góc thoát sau của xe sẽ giảm Như vậy ta không thể chọn chiều dài cơ sở xe chỉ theo tiêu chí tính linh hoạt của xe mà còn phải đảm bảo sự phân phối tải trọng ra các cầu

xe một cách hợp lý vì điều này liên quan đến tính ổn định của xe thiết kế và nhiều chỉ tiêu khác Tham khảo [1] đối với ôtô tải 2 trục loại 4x2, khi chuyên chở đầy tải, thông thường trọng lượng phân bố ra cầu trước chỉ bằng 25 ÷ 30 % trọng lượng phân phối ra cầu sau Với loại xe ba bánh có công thức bánh xe 3x2 thì ta cũng có thể phân bố trọng lượng ra bánh trước và cầu sau theo tỷ lệ như trên tức là:

G1 = (0,2 ÷ 0,25).Ga G2 = (0,75 ÷ 0,8).Ga

Tuy nhiên cầu trước chỉ có một bánh xe, nếu trọng lượng phân bố ra cầu trước lớn quá thì cầu trước sẽ bị quá tải, đặc biệt là khi phanh

Ngoài ra phân phối tải trọng lên các cầu còn phải đảm bảm điều kiện khi xe không mang tải mà vẫn đảm bảo có thể vận hành được trên các loại đường có hệ số bám thấp thì tải trọng phân phối ra cầu chủ động không được bé hơn 50% [1]

trọng lượng bản thân của ôtô

Để xác định được chiều dài cơ sở thì cần phải xác định được các phần khối lượng

và vị trí đặt các phần khối lượng đó Ta dùng phương pháp cân để xác định các phần khối lượng, trọng lượng không tải của xe, đây là phương pháp khoa học và đảm bảo độ chính xác cao

Phương pháp xác định như sau:

 Khi xe không tải:

G k

L k

Hình 3.2 Sơ đồ xác định khối lượng không tải của xe

Đặt cân tại vị trí A cách vết tiếp xúc giữa bánh xe trước với mặt đường ( O1) một khoảng là Lk = 1800 (mm), ta cân được: Gk2 = 170 (KG) ( Có kể đến khối lượng cầu sau và người lái)

Đặt cân tại O1 ta cân được Gk1 = 123 (KG)

Suy ra trọng lượng không tải của xe thiết kế là: Go = Gk1 + Gk2

 Go = 123 + 170 = 293 (KG)

Một cách gần đúng khi bỏ qua sự thay đổi phân bố trọng lượng khi ta dịch chuyển

vị trí cầu sau, ta có thể xác định được toạ độ trọng tâm của xe khi không tải bằng cách viết phương trình cân bằng mô men qua điểm O1

Go.ao – Z2o Lk = 0 (3.1)

Trong đó :

+ Go : Trọng lượng không tải của xe, Go = 293 ( KG)

+ ao : Toạ độ trọng tâm khi xe không tải theo chiều dọc

+ Lk : Khoảng cách từ vết tiếp xúc giữa bánh trước với mặt đường đến điểm đặt cân, Lk = 1800 (mm)

 Khi xe đầy tải

Hình 3.3 Sơ đồ xác định chiều dài cơ sở của xe

Như đã phân tích ở trên đối với xe ba bánh trọng lượng phân bố ra cầu sau là: G2 = (0,75÷ 0,8).( GT + G0) (3.2)

Trong đó:

+ G2 : Phần trọng lượng của xe tác dụng lên cầu sau

+ GT: Trọng lượng của thùng rác cần chuyên chở, GT = 300 (KG)

+ Go: Trọng lượng không tải của xe, Go = 293 (KG)

Thay số vào (3.2) ta được : G2 = 0,8.( 300 + 293)

 G2 = 474,4(KG)

Mà G1 = Ga- G2

 G1 = 593 - 474,4 = 118,6 (KG)

Để xác định được vị trí đặt cầu sau thõa mãn điều kiện (3.2) ta viết phương trình

mô men đối với điểm O1 ta được:

M/O1 = 0  GT.LT + Go.ao – Z2.Lx = 0

 Lx =

2

Z

a G L

G T T  o o

( 3.3) Với :

+ LT : Toạ độ thùng rác theo chiều dọc, LT = 1830 (mm)

+ Z2 : Phản lực đường tác dụng lên bánh xe sau, chính bằng phần trọng lượng xe phân bố ra cầu sau, Z2 = G2 = 474,4 (KG)

Thay các gía trị đã biết vào (3.2) ta được:

Lx =

4 , 474

37 , 1044 293 1830

 Lx=1802,28 mm

Từ kết quả tính toán được ta chọn chiều dài cơ sở sơ bộ của xe L = 1800 (mm)

Do vậy từ (3.3) biến đổi rồi thay số ta tính được:

1800

37 , 1044 293 1830

hệ số bám thấp, ngoài ra khi phanh trọng lượng dồn về cầu trước mà theo dự kiến ta

sẽ sử dụng lại cơ cấu phanh trước của xe gắn máy, nều trọng lượng phân bố ra cầu trước quá lớn sẽ làm cho cơ cấu phanh trước không thoã mãn mô men phanh yêu cầu, còn cầu sau sẽ sử dụng cơ cấu phanh ô tô du lịch, do đó phân bố trọng lượng như trên là khá hợp lý

3.2 XÁC ĐỊNH CHIỀU CAO XE

Chiều cao của xe phụ thuộc vào chiều cao sàn xe, chiều cao thùng rác cần chuyên chở Từ bản vẽ phác thảo tổng thể xe ta lấy sơ bộ chiều cao xe là H= 1020 mm 3.3 XÁC ĐỊNH CHIỀU RỘNG XE

Chiều rộng xe phụ thuộc vào kích thước của thùng rác cần chuyên chở, việc bố trí

hệ thống treo sau, hệ thống truyền lực, bề rộng lốp xe, lấy sơ bộ B= 1150 mm

4 XÁC ĐỊNH CÁC TOẠ ĐỘ TRỌNG TÂM XE

4.1 XÁC ĐỊNH CÁC TOẠ ĐỘ TRỌNG TÂM KHI XE KHÔNG TẢI

4.1.1.Xác định toạ độ trọng tâm xe theo chiều dọc

Theo kết quả tính toán ở mục 3.1.2 ta có :

ao = 1044,37 mm

bo = 1800 – 1044,37 = 775,63 mm

4.1.2 Xác định toạ độ trọng tâm xe theo chiều cao

 Go

Z'2

L

Hình 4.1 Sơ đồ xác định chiều cao trọng tâm không tải

Phương pháp xác định như sau: Đặt xe ở trên mặt phẳng nghiêng một góc  bất kỳ(  không nên quá lớn), sau đó xác định trọng lượng đè lên cầu sau bằng cân Phương trình mô men đối với điểm O1:

M/O1 = 0  Z2’.Lcos - Go.sin.( h’go + rbxcos) - Gocos.( ao - rbxsin) = 0

)sin(

coscos

'.

bx o

bx o

G

r a G

L Z







(4.1) Trong đó:

+ h’go : Khoảng cách từ đường tâm trục bánh xe sau đến trọng tâm không tải của xe theo phương trục z

+ Z2’: Phản lực đường tác dụng lên bánh xe sau khi đặt xe ở trên mặt nghiêng, Z’2 = 186 [ KG]

+ L: Chiều dài cơ sở của xe, L = 1800 (mm)

+ Go : Trọng lượng không tải của xe, Go = 293 (KG)

Thay số vào (4.20 ta được:  = arcsin(

1800

340)= 10,89o Thay các giá trị vào (4.1) ta được:

89 , 10 sin 293

) 89 , 10 sin 210 37 , 1044 (

89 , 10 cos 293 89 , 10 cos 1800

4.2 XÁC ĐỊNH CÁC TOẠ ĐỘ TRỌNG TÂM KHI XE ĐẦY TẢI

4.2.1.Xác định toạ độ trọng tâm xe theo chiều dọc

Để xác định được toạ độ trọng tâm của xe theo chiều dọc ta khảo sát các lực tác dụng lên xe khi nó đứng yên trên đường ngang

Hình 4.2 Sơ đồ các lực tác dụng lên xe đứng yên trên đường ngang

Các lực tác dụng lên xe trong trường hợp này bao gồm

+ Ga: Trọng lượng toàn bộ của xe, Ga = 593( KG)

+ Z1: Phản lực thẳng góc từ đường tác dụng lên bánh xe trước, Z1 = 118 (KG) + Z2: Phản lực thẳng góc từ đường tác dụng lên các bánh xe sau, Z2 = 475 (KG)

Từ sơ đồ phân tích lực như hình 4.2, viết phương trình phương trình cân bằng mô men đối với điểm O1 , O2 ta được:

Ga.a - Z2.L = 0 (4.3)

Ga.b - Z1.L = 0 (4.4)

Trong đó:

+ L: Chiều dài cơ sở của xe, L = 1800 (mm)

+ a, b: Toạ độ trọng tâm theo chiều dọc khi xe đầy tải

Từ hai phương trình (4.3) và (4.4) suy ra:

.1

Go

GT

Hình 4.3 Sơ đồ xác định toạ độ trọng tâm theo chiều cao

Để xác định được toạ độ trọng tâm theo chiều cao khi xe đầy tải ta xác định trên

cơ sở cân bằng chiều cao khối tâm các thành phần trọng lượng

m

m h

(4.5) Trong đó: mi : Khối lượng thứ i

hi : Toạ độ trọng tâm theo chiều cao của khối lượng thứ i

Áp dụng cho xe thiết kế, ta có:

hg =

T o

gT T go o

G G

h G h

+ Go: Trọng lượng xe không tải, Go = 293 (KG)

+ hg0 : Toạ độ trọng tâm khi xe không tải theo chiều cao, hgo = 721 (mm)

800 300 721

Do vậy, hệ thống phanh là một hệ thống đặc biệt quan trọng:

- Nó đảm bảo cho xe 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 chuyển động trung bình và năng suất vận chuyển của xe

5.1.2 Phân tích yêu cầu

Hệ thống phanh là một hệ thống an toàn của xe nên để đảm nhận được vai trò này khi thiết kế cũng như khi làm việc hệ thống phanh cần phải đảm bảo những yêu cầu sau:

- Làm việc bền vững, tin cậy: Để đạt được điều này hệ thống phanh của ôtô bao giờ cũng có tối thiểu ba loại phanh đó là: Phanh làm việc (phanh chính), phanh dự trữ

và phanh dừng, ngoài ra đối với các ôtô có tải trọng lớn hoặc ôtô hay làm việc ở các vùng đồi núi thường xuyên phải xuống dốc dài còn có loại phanh chậm dần dùng để phanh liên tục, giữ cho tốc độ ôtô máy kéo không vượt quá tốc độ cho phép hoặc để

giảm dần tốc độ của ôtô nhằm tránh cho hệ thống phanh chính làm việc quá nhiều gây mòn nhanh má phanh và sinh ra nhiệt độ cao

Các loại phanh trên có thể có cùng các bộ phận chung và kiêm nhiệm nhiệm vụ của nhau nhưng để đảm bảo an toàn chúng phải có ít nhất hai bộ phận điều khiển và dẫn động độc lập, ngoài ra để tăng thêm độ tin cậy hệ thống phanh chính còn được phân thành các dòng độc lập để nếu có một dòng nào hỏng thì các dòng còn lại vẫn

- Trong những trường hợp khác phanh phải êm dịu để đảm bảo tiện nghi và an toàn cho người lái Khi phanh đột ngột sẽ rất nguy hiểm vì lúc đó quán tính xe quá lớn

có thể gây bị thương cho người, hư hỏng hàng hoá cũng như mất tính ổn định và điều khiển xe

Để phanh được êm dịu và để người lái cảm giác điều khiển được đúng cường độ phanh, dẫn động phanh phải có cơ cấu đảm bảo quan hệ tỷ lệ giữa lực tác dụng lên bàn đạp hay đòn điều khiển với lực phanh tạo ra ở các bánh xe, chính vì điều này trong các loại dẫn động thuỷ lực có trợ lực hay dẫn động khí nén đều có cơ cấu tỷ lệ đảm bảo quan hệ này Đồng thời để đạt được yêu cầu trên phải không được có hiện tượng tự xiết khi phanh

- Giữ cho xe đứng yên khi cần thiết trong thời gian không hạn chế: Có phanh tay( phanh dừng)

- Đảm bảo tính ổn định và điều khiển của ôtô máy kéo khi phanh: Muốn vậy cần phải phân bố lực phanh ra các bánh xe phải hợp lý, cụ thể phải đảm bảo một số yêu cầu chính như sau:

+ Không có hiện tượng khoá cứng hay trượt các bánh xe khi phanh vì: Nếu các bánh trước bị trượt sẽ làm cho ô tô bị trượt ngang, còn nếu một bánh xe sau bị trượt

có thể làm cho ô tô, máy kéo mất tính điều khiển, quay đầu xe Ngoài ra khi các bánh xe bị trượt còn gây ra mòn lốp, giảm hiệu quả phanh

+ Lực phanh trên các bánh xe phải và trái trên cùng một cầu phải không được sai lệch quá phạm vi cho phép Vì nếu có sai lệch quá lớn sẽ làm cho xe mất tính điều khiển

+ Không có hiện tượng tự phanh khi bánh xe dịch chuyển thẳng đứng và khi quay vòng

+ Hệ số ma sát giữa má phanh và trống phanh phải cao để cơ cấu phanh được nhỏ gọn, đồng thời phải ổn định trong mọi điều kiện sử dụng để hiệu quả phanh được đảm bảo

+ Khi phanh do toàn bộ động năng của ô tô khi phanh sẽ biến thành nhiệt năng do

đó hệ thống phanh phải có khả năng thoát nhiệt tốt

+ Để giảm lao động cho người lái lực cần thiết tác dụng lên bàn đạp hay tay phanh phải nhỏ, đồng thời để điều khiển được thuận tiện hành trình tương ứng của bàn đạp phải nằm trong một phạm vi cho phép

5.1.3 Phân loại sơ bộ

- Theo vị trí bố trí cơ cấu phanh, chia ra : Phanh bánh xe và phanh truyền lực

- Theo phần tử ma sát, chia ra : Phanh đĩa, phanh guốc, phanh dãi

Đối với loại phanh trống guốc

+ Theo loại cơ cấu ép chia ra: Ép bằng xi lanh thuỷ lực; ép bằng cam; ép bằng

chêm

+ Theo số lượng cơ cấu ép, chia ra: Loại một cơ cấu ép; Loại hai cơ cấu ép

+ Theo số bậc tự do của guốc phanh, chia ra : Loại guốc một bậc, hai bậc tự do

Phanh đĩa thì có các loại: kín, hở, một đĩa, nhiều đĩa, loại vỏ quay, đĩa quay, vòng

ma sát quay Đĩa có thể là đĩa đặc, đĩa có xẻ rãnh thông gió, đĩa có một lớp kim loại hay ghép hai kim loại khác nhau

- Theo dẫn động phanh, chia ra :

+ Dẫn động cơ khí: Thường chỉ dùng cho phanh dừng vì hiệu suất thấp, và khó đảm bảo phanh đồng thời giữa các bánh xe Các loại xe gắn máy thông thường sử dụng loại này

+ Dẫn động điện: Chỉ dùng cho đoàn xe kéo rơ moóc dài

+ Dẫn động thuỷ lực: Thường được sử dụng rộng rãi, đối với xe gắn máy thường

sử dụng cho phanh trước

+ Dẫn động khí nén: Cũng được sử dụng rộng rãi, đặc biệt là ôtô tải vừa và lớn 5.2 TÍNH MÔ MEN PHANH CẦN SINH RA Ở CÁC CƠ CẤU PHANH

Hình 5.1 Sơ đồ lực tác dụng lên xe khi phanh

Khi phanh sẽ có các lực sau tác dụng lên xe:

+ Ga: Trọng lượng toàn bộ của xe đặt tại trọng tâm, Ga = 593 (KG)

+ Pf1: Lực cản lăn ở bánh xe trước

+ Pf2: Lực cản lăn ở các bánh xe sau

+ Z1, Z2: Phản lực thẳng góc từ mặt đường tác dụng lên các bánh xe trước và sau + Pp1 ,Pp2: Lực phanh ở bánh xe trước và các bánh xe sau, các lực này đặt tại điểm tiếp xúc giữa bánh xe với mặt đường và ngược chiều với chiều chuyển động của xe + P: Lực cản không khí

+ Pj: Lực quán tính sinh ra do khi phanh sẽ có gia tốc chậm dần, đặt tại trọng tâm

và cùng chiều chuyển động với xe

+ a, b, hg: Là toạ độ trọng tâm của xe

+ L: Chiều dài cơ sở của xe

Khi phanh vận tốc của xe giảm nhanh nên lực cản không khí cũng giảm rất nhanh, mặt khác các thành phần lực cản lăn cũng rất nhỏ so với các lực Pp1 và Pp2, do vậy

+ jp: Gia tốc chậm dần khi phanh

a a  j g

(5.2) Mặt khác: Z1 + Z2 = Ga

 Z1 = Ga - Z2 = Ga -

L

h P G

b a  j g

(5.3) Muốn xác định được Z1, Z2 ta phải tính jp

Như ta đã biết, để tận dụng hết trọng lượng bám của xe thì lực phanh lớn nhất phải bằng lực bám, tức là Ppmax = G. ( P = G. : Lực bám) Sự phanh có hiệu quả nhất là khi lực phanh sinh ra ở các bánh xe tỉ lệ thuận với các phản lực pháp tuyến

từ mặt đường tác dụng lên bánh xe, tức là :

2 1

2 1

2

1

.

Z

Z Z

Z P

lớn vậy thì mô men cần sinh ra phải lớn và do vậy cơ cấu phanh phải có kích thước lớn hơn để đảm bảo sinh ra được mô men này Đối với loại xe tải thì khi tính toán lấy p = 0,85 pmax

+ L: Chiều dài cơ sở của xe, L = 1800 (mm)

+  : Hệ số bám giữa bánh xe với mặt đường,  = 0,64

Thay số vào công thức (5.7) và (5.8) ta tính được:

 Tính mô men phanh cần sinh ra ở các cơ cấu phanh

Do cầu trước chỉ có một cơ cấu phanh nên lực phanh cần sinh ra ở cơ cấu phanh trước là: Ppt = .Z1

động thấp, phanh được đồng thời các bánh xe Đối với ôtô thường dùng nhất là dẫn động thuỷ lực và khí nén, dẫn động thuỷ lực được dùng rộng rãi trên các ô tô tải cỡ trung bình và nhỏ, xe du lịch; dẫn động khí nén chủ yếu dùng trên xe tải nặng, xe kéo rơ moóc; đối với các loại xe motor hiện nay thường sử dụng dẫn động phanh thuỷ lực và cơ khí, trong đó dẫn động phanh thuỷ lực sử dụng cho bánh trước là chủ yếu

Để chọn loại dẫn động thích hợp, trước hết ta so sánh ưu nhược của từng loại, đối với xe thiết kế có thể sử dụng dẫn động thuỷ lực hoặc cơ khí

 Dẫn động thuỷ lực :

- Ưu điểm:

+ Độ nhạy lớn, thời gian chậm tác dụng nhỏ vì chất lỏng không chịu nén

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

+ Hiệu suất cao:  0 , 8  0 , 9

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

- Nhược điểm:

+ Yêu cầu độ kín khít cao

+ Hiệu suất giảm nhiều ở nhiệt độ cao

 Dẫn động cơ khí:

- Ưu điểm: Kết cấu đơn giản, giá thành thấp

- Nhược điểm:

+ Hiệu quả phanh thấp và khó đảm bảo phanh đồng thời các bánh xe do các khe

hở khó điều chỉnh đều nhau, độ mòn cũng khác nhau, không có cơ cấu tự điều chỉnh lực phanh

+ Tuổi thọ thấp, lực điều khiển lớn, không tiện nghi

Qua phân tích trên ta thấy dẫn động thuỷ lực có kết cấu gọn nhẹ, hiệu quả phanh cao, mặt khác những nhược điểm của dẫn động thuỷ lực có thể khắc phục được nên không ảnh hưởng lớn độ tin cậy của dẫn động Ta chọn dẫn động phanh chính là

dẫn động thuỷ lực Cơ cấu phanh dừng sử dụng cơ cấu phanh sau nhưng được dẫn động bằng cơ khí( cáp)

5.3.2.Chọn loại cơ cấu phanh

Trong hệ thống phanh cơ cấu phanh là bộ phận trực tiếp tạo ra lực cản và làm việc theo nguyên lý ma sát, vì thế kết cấu của nó bao giờ cũng có hai bộ phận chính là: các phần tử ma sát và cơ cấu ép Trong đó phần tử ma sát có thể có các dạng như: trống guốc, đĩa hay dãi Loại dãi chỉ dùng trên máy kéo, còn loại đĩa thường dùng trên cơ cấu phanh ở cầu trước xe du lịch, xe máy, tuy nhiên các loại xe du lịch hiện đại thường sử dụng phanh điã cho cả phanh trước và phanh sau, một số xe tải sử dụng phanh đĩa cho cầu trước Loại trống guốc được dùng phổ biến trên các loại xe tải và các xe du lịch trước đây

Xe thiết kế sử dụng dẫn động phanh thuỷ lực nên cơ cấu phanh trước ta chọn phanh đĩa, cầu sau chọn loại phanh trống guốc có cơ cấu ép bằng xi lanh thuỷ lực

Cơ cấu phanh trống guốc có nhiều sơ đồ kết nối các phần tử của cơ cấu phanh

Để đánh giá so sánh các sơ đồ khác nhau người ta dùng 3 chỉ tiêu riêng đặc trưng cho cơ cấu phanh là: tính thuận nghịch, tính cân bằng và hệ số hiệu quả, dựa trên ba chỉ tiêu này ta sẽ chọn sơ đồ kết nối phù hợp với xe thiết kế

Hình 5.2.Các cơ cấu phanh thông dụng cho dẫn động thuỷ lực

-Trên hình 5.2c là cơ cấu ép bằng hai xilanh thủy lực, guốc một bậc tự do Hiệu quả phanh theo chiều tiến sẽ cao hơn so với loại bình thường 3a, không có tính

P P

P

Pc

thuận nghịch, thường được sử dụng ở cầu trước của ôtô du lịch khi mà cần đạt hiệu quả phanh lớn với kích thước khối lượng nhỏ

-Hình 5.2b là cơ cấu hoàn thiện nhất với cơ cấu ép là 2 xilanh thủy lực, guốc phanh

có hai bậc tự do( loại bơi) Loại cơ cấu này vừa có tính thuận nghịch vừa có tính cân bằng, hiệu quả phanh cao nhất: Khq = (1,6÷ 1,8) lần so với sơ đồ 3a trên cả hai chiều, tuy vậy kết cấu cũng phức tạp nhất nên thường áp dụng cho xe du lich hiện đại

-Sơ đồ trên hình 5.2a dùng cơ cấu ép thuỷ lực, một bậc tự do Đây là loại thuận nghịch nhưng không cân bằng do có hiện tượng tự siết, đồng thời mô men phanh do guốc trước sinh ra lớn hơn momen phanh do guốc sau tạo ra làm cho má phanh mòn không đều Để khắc phục hiện tượng này thì làm má phanh của guốc trước( tự siết) dài hơn má của guốc phanh sau( tự tách) Loại này thường sử dụng trên ôtô tải cỡ nhỏ và vừa hoặc ở các bánh sau ôtô du lịch Các loại xe gắn máy thường sử dụng cơ cấu phanh một bậc tự do ép bằng cam, tuy nhiên khi dẫn động bằng thuỷ lực thì cơ cấu ép là xi lanh thuỷ lực

Qua phân tích trên ta chọn cơ cấu phanh cho cầu sau có sơ đồ như hình a: Một bậc

tự do, dùng cơ cấu ép thuỷ lực

Đối với cầu trước, mô men phanh yêu cầu của xe thiết kế lớn hơn so với xe máy thông thường nếu sử dụng phanh trống guốc rất khó đạt được mô men phanh yêu cầu, ngoài ra dẫn động phanh là thuỷ lực nên ta chọn cơ cấu phanh là phanh đĩa

Cơ cấu phanh đĩa có các sơ đồ sau:

Hình 5.3a Sơ đồ phanh đĩa loại má kẹp tuỳ động- xi

lanh bố trí trên má kẹp

Đối với phanh trước của xe thiết kế ta chọn cơ cấu phanh loại má kẹp tuỳ động- xi lanh bố trí trên má kẹp như cơ cấu phanh của xe gắn máy thông thường

 Phanh đĩa so với phanh guốc có các ưu điểm sau:

- Có thể tăng diện tích ma sát của má phanh nhiều hơn, do vậy giảm được áp suất trên bề mặt ma sát của má phanh

- Áp suất phanh bố đều trên má phanh do đó má phanh mòn đều hơn và ít phải điều chỉnh hơn

- Bề mặt làm mát lớn và điều kiện làm mát tốt hơn( nhất là phanh đĩa loại đĩa quay như trên hình vẽ)

- Các chi tiết ở trạng thái biến dạng thuận lợi hơn Ở phanh đĩa, đĩa phanh biến dạng theo chiều trục, còn ở phanh guốc trống phanh biến dạng theo chiều hướng kính làm cho trống phanh bị méo, ảnh hưởng đến khe hở giữa các bề mặt ma sát của

- Khe hở nhỏ nên giảm thời gian tác dụng phanh và cho phép tăng tỉ số truyền của dẫn động phanh

- Dễ đảm bảo mô men phanh như nhau khi xe tiến hoặc lùi

- Kích thước cũng như khối lượng cơ cấu phanh nhỏ hơn so với cơ cấu phanh guốc nếu có cùng mô men phanh

 Các phương án chọn cơ cấu phanh sau

6

7

7

(a) (b)

Hình 5.4 Các phương án lắp pu ly với may ơ sau và bố trí cơ cấu phanh sau

1 Bánh xe chủ động , 2 Bu lông liên kết trống phanh và pu ly, 3 Bu lông liên kết bánh xe và pu ly, 4 pu ly, 5 Cơ cấu phanh sau, 6 Cụm ổ trục bánh xe sau, 7 Dầm cầu sau, 8 Bu lông liên kết bánh xe, trống phanh và pu ly

Phương án 1: ( Hình 5.4a)

Trục bánh xe sau và mâm phanh bắt cố định với dầm cầu Vành bánh xe, pu ly

và trống phanh bắt chặt và cùng chuyển động với nhau

Phương án 2: ( Hình 5.4b)

Trục bánh xe cùng với trống phanh, may ơ bánh xe quay trong gối đỡ

So với phương án1 thì phương án này phức tạp hơn, nhiều mặt lắp ghép hơn nên

chế tạo phức tạp, phải thiết kế thêm chi tiết ( gối đỡ trục), nhiều chi tiết chuyển động quay hơn ( có thêm trục bánh bánh xe sau chuyển động quay) nên làm tăng

mô men quán tính của cụm ổ trục bánh xe sau Mặt khác phương án 2 sử dụng nên khó bố trí cơ cấu dẫn động phanh dừng

Qua phân tích sơ bộ trên ta chọn cơ cấu phanh sau và phương án lắp ghép pu ly với

may ơ và cơ cấu phanh như phương án 1 là hợp lý

5.4 XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ CƠ BẢN CỦA CƠ CẤU PHANH SAU

5.4.1 Bán kính bề mặt ma sát của trống phanh

Bán kính bề mặt ma sát của trống phanh được chọn trên cơ sở kích thước pu ly bị

dẫn, giữa bề mặt trong của pu ly và trống phanh cần có một khe hở nhất định không nhỏ hơn 20 - 30 mm Khe hở này cần thiết cho không khí lưu thông làm mát trống phanh

Pu ly có đường kính trong dbl = 225 mm

Đường kính trống phanh nằm trong khoảng:

Dtr ≤ 225 - 2.(20 ÷ 30) = 165 ÷ 185 mm

Ta chọn dtr = 170,4 mm theo kết cấu dự kiến

Vậy bán kính bề mặt ma sát của trống phanh là: rtr =85,2 mm

Hình 5.5 Sơ đồ biểu diễn các góc, kích thước cơ bản của guốc phanh

- Các góc 1, 2: Chọn tương tự theo kết cấu tương đương dự kiến

+ Má trước: 1 = 30 o; 2 = 131 o

Suy ra góc ôm của má trước: t = 2 - 1 = 131o – 30o = 101o

+ Má sau : 1 = 30o; 2 = 131o

Suy ra góc ôm của má trước: s = 2 - 1 = 131 o – 30o = 101o

Ta thấy rằng góc ôm  của guốc trước và guốc sau bằng nhau: t = s = = 101o Góc ôm này nằm trong giới hạn 90o ÷ 130o [3] Nếu  nhỏ quá( ≤ 90o) thì không tận dụng được kích thước của trống phanh làm cho má phanh mau mòn, nếu  lớn quá(  130o) sẽ làm tăng mức độ phân bố không đều áp suất mà hiệu quả phanh không tăng được bao nhiêu, thậm chí còn có thể giảm đi do nhiệt độ trống phanh tăng nhiều khi phanh liên tục, làm giảm hệ số ma sát

- Khoảng cách giữa hai điểm tỳ guốc phanh: h = 118,5 mm

- Khoảng cách : h’ = 61,5 mm, h” = 57 mm

- Khoảng cách từ tâm O của cơ cấu phanh đến điểm tỳ cố định của guốc phanh:

Hình 5.6 Sơ đồ tính toán guốc phanh

Để tính được lực dẫn động P cần có để tạo ra mô men phanh theo yêu cầu, ta xây dựng mối quan hệ giữa lực dẫn động với mô men phanh tạo ra Muốn vậy ta xét sự cân bằng của quốc phanh với các giả thiết sau:

- Áp 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: q = qmax.(  ) Trong đó (  )là hàm phân bố áp suất còn qmax là áp suất cực đại tác dụng trên má phanh

- Hệ số ma sát  giữa má phanh và trống phanh không phụ thuộc vào chế độ phanh

Khi phanh một phần tử vô cùng bé d sẽ chịu một lực pháp tuyến:

Mp1,2 = .qmax.b.rt2  

2  d

1 ( )

  (5.11) ( chỉ số 1 trong công thức trên: guốc tự xiết, 2: guốc tự tách)

Để xác định qmax ta viết phương trình cân bằng mômen đối với điểm C của guốc

     2 

1 2

1

0sin

ldF Ph

Thay dFt và dN ở (5.9) vào (5.12), với l= (rt- Scos), biến đổi ta có:

]}

cos[

sin/{

1 ) ( 2

1 ) (

+ guốc tự xiết:

1 1

1 1 p1

.B-A

PM

2 2 p2

.BA

PM

1 )

1 1 B - A

P

2 2.BA

P

2 2 2

p

.B -

A

2P.A

2

)( 2 2 2

(5.17) Trong trường hợp xem áp suất phân bố gần như đều theo chiều dài má phanh, tức là

(  ) = 1 thì:

1 2

2 1

1 2

t

(5.19) Trong đó :

+ Hệ số ma sát  khi tính toán có thể lấy  = 0,35 [6]

+ Các giá trị kích thước của cơ cấu phanh là :s = 59,9 mm ; h = 118,5 mm;

113 12

= 0,546

2,85

9,59

12

113 Sin o Sin



0180

2

10.5,118.35,0.546,0.2

)716,0.35,0546,0.(

34,211

Bề rộng của má phanh được xác định sao cho khi phanh với lực phanh cực đại,

áp suất trên bề mặt ma sát q và tải trọng riêng p nằm trong giới hạn cho phép Từ yêu cầu trên ta tính chiều rộng b theo điều kiện áp suất qmax ≤ [q] rồi sau đó kiểm nghiệm lại theo điều kiện tải trọng riêng Các bước tính như sau:

 Tính bề rộng má phanh theo điều kiện áp suất

b q dM

M p p t sin

2

1

2 max 2

 

Suy ra áp suất cực đại trên bề mặt ma sát của má phanh là:

) cos (cos

+ Áp suất cho phép, [q] = 2,0 MPa [3]

+ Mp: Momen phanh sinh ra của một má phanh

+  : Hệ số ma sát giữa má phanh và trống phanh,  = 0,35

+ rt : Bán kính bề mặt ma sát của trống phanh, rt = 85,2 (mm)

Ta thấy rằng momen phanh yêu cầu của má trước lớn hơn má sau do có hiện tượng

tự siết, cho nên ta chỉ cần tính toán bề rộng má phanh trước, còn má phanh còn lại

có thể lấy như má trước để tăng tính thống nhất hóa sản phẩm

Momen phanh do má trước sinh ra là:

.B-

A

0,546

-35,0.310.5,118.34,1099

Hay b≥ 22,2 (mm)

Để đảm bảo điều kiện áp suất thì bề rộng má phanh tối thiểu phải bằng 22,2 mm

Ta lấy bề rộng má phanh b = 24,4 mm theo kết cấu của cơ cấu phanh dự kiến

Từ (5.20) ta tính được áp suất trên bề mặt má phanh là: