Thiết kế hệ thống ly hợp cho xe tải 8 tấn 3

Thiết kế hệ thống ly hợp cho xe tải 8 tấn 3

Chơng III Tính toán hệ thống phanh

1 Giới thiệu về xe Hyundai tham khảo

Các đặc điểm cơ bản:

 Tải trọng tối đa đạt 15,3 tấn

 Động cơ: Xe sử dụng loại động cơ diesel D6BR, 6 máy thẳnghàng, đợc bố trí dới buồng lái Công suất cực đại đạt 188 mã lực (ở

số vòng quay 2900 v/ph) Mô men xoắn cực đại đạt 525 N.m (ở sốvòng quay 1400 v/ph) Dung tích xi lanh 7.545 cc

 Ly hợp: là loại C8W38 ly hợp ma sát khô, một đĩa, điều khiển thủylực trợ lực khí nén.

 Hộp số chính: 5 số tiến, 1 số lùi, có đồng tốc từ số 2 đến số 5

 Bánh xe: phía trớc đơn, phía sau kép

 Hệ thống lái: Với cơ cấu lái trục vít – êcu có trợ lực

 Hệ thống phanh: Hệ thống phanh thuỷ lực – khí nén loại có 2dòng độc lập

Mômen xoắn lớn nhất 525Nm/1.400v/p

2 tính toán hệ thống phanh

2.1.tính toán cơ cấu phanh

2.1.1 Xác định mô men sinh ra ở các cơ cấu phanh

G

P J

Hình 3.1.Sơ đồ các lực tác dụng lên ôtô khi phanh

Lực phanh tại bánh xe đạt đợc giá trị lớn nhất khi bánh xe bắt đầu

tr-ợt lết, trong qúa trình trtr-ợt mô men phanh không tăng đợc nữa mà thậmchí còn có xu hớng giảm do hệ số bám giảm đi đáng kể khi hiện tợngnày xảy ra Vì vậy, ngời ta thờng tính toán mô men phanh cần thiết tạicác bánh xe sao cho tận dụng đợc tối đa khả năng bám của bánh xe vớimặt đờng

Với cơ cấu phanh đặt trực tiếp ở tất cả các bánh xe thì mô menphanh tính toán cần sinh ra ở mỗi cơ cấu phanh ở cầu trớc là:

bx

g

b g

h j L

b G

.

1 2

bx

g

a g

h j L

a G

.

1 2

b G

 - trọng lợng tĩnh trên cầu trớc;

G’= 30%G = 0,3 15305 = 4591,5(KG)

''

G L

a G

 - trọng lợng tĩnh lên cầu sau;

G’’= 70%G = 0,7 15305 = 10713,5 (KG)

L – chiều dài cơ sở của ôtô, L = 5700 (mm) = 5,7 (m);

jmax - gia tốc chậm dần cực đại của ôtô khi phanh, khi thiết kế lấy

jmax= 5,5 (m/s2);

g – gia tốc trọng trờng, g = 9,81 (m/s2);

φ – hệ số bám của bánh xe với mặt đờng khi thiết kế lấy φ = 0,6;

rbx- bán kính làm việc trung bình của bánh xe

Với cỡ lốp xe: 254mm – 508mm (10 - 20)

 Bán kính làm việc trung bình của bánh xe:

rbx=  H+d2, ( = 0,93 là hệ số kể đến sự biến dạng của lốp)

rbx = 0,93( 254 + 508/2 ) = 472,44 (mm) ≈ 0,472 (m)

Nếu trờng hợp đã biết trọng lợng của ôtô khi đầy tải phân ra trục truớc

là G’ và trục sau là G’’ thì ta có thể tính toán ngay mômen phanh sinh

ra ở mỗi cơ cấu phanh ở một bánh xe trớc là:

h j b

g

h j

1

max max

Với: hg – chiều cao trọng tâm của ôtô, lấy hg= 1,1(m) đối với ôtô tải.

15305

5 , 4591 7

, 5 81 , 9

1 , 1 5 , 5 1

, 1

m2 _là hệ số phân bố lại tải trọng cầu sau khi phanh:

845 , 0 15305

5 , 10713 7

, 5 81 , 9

1 , 1 5 , 5 1

1 1

2

max max

h j a

g

h j

Mômen phanh ở bánh xe sau:

).

( 12819 )

( 9 , 1281 472

, 0 6 , 0 2

5 , 10713 845

, 0

Lu ý:

Các công thức và tính toán trên đợc thực hiện khi ta đã chấp nhận một

số giả thiết sau: Bỏ qua các lực cản không khí và cản lăn, coi hệ số bámcủa tất cả các bánh xe nh nhau

2.1.2 Xác định góc (δ)) và bán kính () của lực tổng hợp tác dụng lên má phanh

Góc δ) (góc tạo bởi trục ox với đờng đi qua tâm O với điểm đặt lực pháptuyến N ):

2 1

0

2 1

2 sin 2

sin 2

2 cos 2

 

0 0 2 2 0

2 1

sin cos

2 sin

cos cos

058 , 2 118

21

' 0 '

1 '

2 ' 0 ' 1

105 , 0 139 2 sin 21 2 sin 058 , 2 2

139 2 cos 21

2 cos

' '

058 , 2 2 118 sin 058 , 2

139 cos 21 cos 200 2

2 2

326 , 1 76

' 0 '

1 '

2 ' 0 ' 1

194 , 0 115 2 sin 39 2 sin 326 , 1 2

115 2 cos 39

2 cos

' '

326 , 1 2 76 sin 326 , 1

115 cos 39 cos 200 2

2 2

093 , 2 120

20

' 0 '

1 '

2 ' 0 ' 1

102 , 0 140 2 sin 20 2 sin 093 , 2 2

140 2 cos 20

2 cos

'' ''

 

20 140 sin 120 233,37( ).cos

093 , 2 2 120 sin 093 , 2

140 cos 20 cos 200 2

2 2

744 , 1 100

25

' 0 '

1 '

2 ' 0 ' 1

19 , 0 125 2 sin 25 2 sin 744 , 1 2

125 2 cos 25 2 cos

'' ''

744 , 1 2 100 sin 744 , 1

125 cos 25 cos 200 2

2 2

Guốc phanh phải chịu 3 lực:

 Lực P do dẫn động sinh ra, cụ thể là do pittông của xi lanh côngtác đặt trong cơ cấu phanh tạo ra Phơng, chiều và điểm đặt của lực này đợcxác định theo kết cấu của cơ cấu phanh

 Phản lực U từ chốt phanh tác dụng lên guốc phanh,điểm đặt củalực này đợc coi là đặt tại tâm quay của guốc phanh O1, tuy nhiên phơng chiều

1.Xác định góc φ ở các cơ cấu phanh

Khi đã chọn trớc thông các số kết cấu (β1, β2, β0, r1) chúng ta tính đợcgóc δ) và bán kính ρ nghĩa là xác định đợc hớng và điểm đặt lực N1 (lực N1 h-ớng vào tâm 0)

Với μ là hệ số ma sát giữa tấm ma sát với tang trống, thờng μ = 0,3 Nhthế là chúng ta đã xác định đợc góc φ1 ≈ 16º41’, nghĩa là xác định đợc hớngcủa R1 Góc φ1 của má phanh trớc và má phanh sau đều bằng nhau vì có cùng

2 0 1 2

1 M R r R r R R r M

3 , 0 44 , 232

3 , 0 29 , 214

3 , 0 37 , 233

3 , 0 82 , 223

2 Xây dựng họa đồ lực phanh

Phanh dẫn động bằng thủy lực với một xi lanh công tác chung cho cảhai píttông dẫn động các guốc phanh trớc và sau thì các lực tác động bằngnhau:

Pt = Ps = PHọa đồ đợc xây dựng cho từng guốc phanh.Các bớc gồm có:

a Xác định các thông số hình học của cơ cấu phanh và vẽ sơ đồtheo đúng tỷ lệ, vẽ các lực P

b Tính góc δ) và bán kính ρ, từ đó xác định điểm đặt của lực R

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

d Để xác định phơng của U cần lu ý rằng, ở trạng thái cân bằngtổng các lực tác dụng lên guốc phanh bằng 0:

0





R U P

Vì vậy 3 lực này phải tạo thành 1 tam giác khép kín Tức là, nếu kéodài 3 lực này thì chúng phải cắt nhau tại 1 điểm, đó chính là các

điểm Ot và Os Nh vậy, để xác định phơng của các lực U chỉ cần nối

Ot với O1 và Os với O2

e Trên hình vẽ, lấy 2 đoạn P bằng nhau đặt song song ngợc chiều

Từ các lực P này dựng các tam giác lực cho các guốc phanh bằngcách vẽ các đờng song song với các lực R và U đã có trên họa đồ

 Cơ cấu phanh cầu trớc

Đo trực tiếp các hình trên đoạn Rt’ và Rs’ và tính tỷ lệ:

' '

' '

0 ' '

0

'

s t

p s

s t t

kR R

M r

R r

) ( 95308

' '

N R

N R

s t

Trên họa đồ ta đo đợc giá trị của Rt’ = 375,24 vậy ta có tỷ lệ xích:

N / mm

254 24 , 375

24 , 375

X' X'

X' X'

Y' Y'

U'

U'

P P

O' t O'

t

t t

s

s

s

s s

, 2

8842 06158

, 0 06679 ,

0

' '

' '

s t

s t

R R

R R

 C¬ cÊu phanh cÇu sau

§o trùc tiÕp c¸c h×nh trªn ®o¹n Rt” vµ Rs” vµ tÝnh tû lÖ:

t

t

t t

' '

' '

0 ' ' 0 '

s t

p s

s t t

kR R

M r

R r R

) ( 136576

' '

N R

N R

s t

Trên họa đồ ta đo đợc giá trị của Rt” = 376,88 vậy ta có tỷ lệ xích:

N / mm

4 , 362 88 , 376

2.1.4 Kiểm tra hiện tợng tự xiết

1 Đối với guốc trớc của cơ cấu phanh, quan hệ giữa lực P t và

M p có dạng

t p

c

a c

P M

cos

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

Điều này có nghĩa là mô men phanh trên guốc phanh phía trớc sẽ trởnên vô cùng lớn, đây chính là hiện tợng tự xiết Với điều kiện để xảy ra hiện t-ợng tự xiết là:

4 , 2 7 , 156

88 , 376

, 2

12819 06432

, 0 06706

, 0

' '

' '

s t

s t

R R

R R

Với: c – khoảng cách từ tâm bánh xe đến tâm chốt, c = 151 (mm);δ)t, ρt – góc đặt và bán kính lực tổng hợp đặt trên guốc phanh

 Với cơ cấu phanh cầu trớc

6

' 0 '

mm

t t





693 , 0 ' 41 16 sin 151 44 , 232

6 cos 151

6

' '

mm

t t





69 , 0 6 sin 151 37 , 233

6 cos 151

s s s

s s p

c

a c

P c

a c

P M

cos sin

t

c

c

sin cos

Đối với phanh guốc, kích thớc má phanh đợc xác định dựa trên các điềukiện: Công ma sát riêng; áp suất lên bề mặt má phanh; Tỷ số p; Chế độ làmviệc của cơ cấu phanh.

1 Công ma sát riêng

Khi phanh ôtô đang chuyển động với vận tốc V0 cho tới khi dừnghẳn (V=0) thì toàn bộ động năng của ôtô có thể đợc coi là đã chuyểnthanh công ma sát L tại các cơ cấu phanh:

g

V G L

2

2 0



Với: G = 15305 (kg) là trọng lợng ôtô khi đầy tải;

V0= 50 (km/h) = 13,89(m/s) là tốc độ của ôtô khi bắt đầuphanh

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

i r b A

1 0

14 ,

, 9 2

89 , 13 15305

2

A g

V G

2 áp suất trên bề mặt má phanh

áp suất trên bề mặt má phanh đợc giới hạn bởi sức bền của vậtliệu:

  1 , 5 2 , 0 ( / )

.

.

2 0

2 0 '

0 2

'

m MN q

r b

r R r

b

M q

t t

t t

, 0 14 , 0 3 , 0

06679 , 0

1 Đờng kính xi lanh công tác

Đờng kính xi lanh công tác của bánh sau d đợc tính trên cơ sở lực P đã

đợc xác định khi xây dựng họa đồ lực phanh:

i

p

P d

pi - áp suất dầu làm việc trong hệ thống phanh, chọn pi= 10 (MPa);

).

( 70 ) ( 07 , 0 10 14 , 3

36240 4

d i k

Với: Dd – đờng kính xi lanh dẫn động thủy lực;

Dk – đờng kính xi lanh dẫn động khí nén;

pi – áp suất dầu tác dụng lên pittông, pi = 100 (KG);

pki - áp suất khí thể đặt lên pittông khí nén, trên các ôtô tải thôngthờng pki=6(KG/cm2)

Nh vậy nếu ta chọn trớc đờng kính xi lanh dầu là Dd = 3,5 (cm) ta sẽtính đợc đờng kính xi lanh khí:

).

( 3 , 14 6

100 5

,

p

p D D

ki

i d

i

p

P

( 964 4

3 , 14 14 , 3 6 4

KG

D p

ki

3 Hành trình làm việc của pittông trong các xi lanh

Hành trình làm việc của pittông trong các xi lanh ở các cơ cấu phanh

tr-ớc (x1) và sau (x2) đợc xác định nh sau:

ở đây: δ)0- khe hở trung bình giữa má và tang trống ≈ 0,25(mm);

τ - độ mòn đờng kính cho phép của má phanh,

2 4

0

Suy ra:

b d

D

x d

2 0

2  



ở đây: S0 - khoảng dịch chuyển của pittông trong xi lanh;

x – khoảng dịch chuyển của pittông trong các xi lanh

x 2  0 

d = 70 (mm);

Dd - đờng kính của xi lanh lực, Dd = 35 (mm);

ηb - hệ số bổ xung khi phanh ngặt, ηb = 1,05

).

( 26 05 , 1 35

1 , 3 70 2

2

phut lit

n S d i



ở đây: i - số lợng xi lanh của máy nén khí, i = 2;

d - đờng kính của xi lanh, d = 6 (cm);

S - hành trình pittông, s = 3,8 (cm);

n - số vòng quay của trục máy nén, n = 1250 (vòng/phút);

ηV - hiệu suất truyền khí của máy nén, đối với máy nén khí dùng

trên ôtô ηV = 0,5 ữ 0,75, lấy ηV = 0,6

).

/ ( 161 4000

6 , 0 1250 8

, 3 6 14 , 3

phut lit

trong dẫn động tỉ lệ thuận với lực tác dụng lên bàn đạp và quá trình phanh đợctốt.

ở đây ta dùng loại van phân phối loại pittông sử dụng trong dẫn độngkhí nén hai dòng, một dòng ra xi lanh chính cơ cấu phanh cầu trớc và mộtdòng ra xi lanh chính cơ cấu phanh cầu sau

1) Cấu tạo của van phân phối kép

1 đòn mở; 2 vít chỉnh; 3 chụp cao su; 4 chốt; 5.con lăn; 6 cốc ép; 7 nắp;

8 đai ốc; 9 bích chặn; 10, 16, 19, 27 phớt làm kín; 11 bu lông điều chỉnh;

12 lò xo pittông tùy động; 13, 24 lò xo van; 14, 20 tấm bạc lót; 15 pittông nhỏ;

17 van duới; 18 ty đẩy pittông nhỏ; 21 của xả; 22 vòng hãm; 23 vỏ van xả;

25 vỏ ngăn d ới; 26 lò xo pittông nhỏ; 28 pittông lớn; 29 ống van;

Hình 3.6 Van phân phối dẫn động hai dòng

22 23 24 25 26 27 31

32

30

II

I IV

III

21

20 19 17

16 15 14 13

12 11 10 9 8 6

7

4

5

3 1

2

và van nạp trên bắt đầu mở Khi này ở ngăn trên khí nén đi từ cửa II quavan nạp ngăn trên thông sang cửa III để dẫn đến các cụm xi lanh khí.

Đồng thời với quá trình này do ở cửa III có một lỗ A thông với khoang

B (phía trên pittông lớn 28) nên một dòng khí có áp suất sẽ tác dụng lênmặt trên của pittông lớn 28 làm nó đẩy pittông nhỏ đi xuống Khi khe

hở giữa đế van xả và nắp van đợc khắc phục thì van nạp dới bắt đầu đợc

mở ra Khí nén từ cửa I thông qua van nạp ngăn dới thông sang cửa IV

để dẫn tới các cụm xi lanh khí Nh vậy cơ cấu cơ khí trực tiếp điềukhiển van nạp của ngăn trên còn van nạp ngăn dới là do khí nén điềukhiển sau khi van nạp ngăn trên đã mở Nh vậy có nghĩa là dòng khínén nối với ngăn trên sẽ có tác dụng trớc so với dòng khí nén nối vớingăn dới Vì vậy dòng nối với ngăn trên đợc dẫn tới dòng truyền độngcơ cấu phanh cầu sau nhằm mục đích giữ ổn định cho ôtô khi phanh

 Khi thôi phanh dới tác dụng của lò xo hồi vị cốc ép 6, bích chặn

9, pittông tùy động 30 sẽ đi lên Van nạp trên đợc đóng lại và van xảtrên mở ra Khí nén từ bình chứa ngừng cung cấp còn khí nén từ các xilanh khí sẽ từ cửa III qua cửa xả theo đờng thoát xả ra ngoài Cònkhoang dới do khoang B mất áp suất nên pittông lớn 28 và pittông nhỏ

15 bị lò xo hồi vị 26 đẩy về vị trí phía trên Van nạp ngăn dới đợc đónglại và van xả ngăn dới đợc mở ra, ngắt khí nén từ bình chứa và thoát khínén từ xi lanh khí theo đờng thoát ra ngoài

3) Tính toán van phân phối

Tính toán van phân phối khí phải bảo đảm nguyên tắc áp suất trongdẫn động tỷ lệ thuận với lực bàn đạp của ngời lái

Điều kiện cân bằng của cơ cấu tùy động

Van và lò xo số 1 (không kể ma sát và các lò xo phụ) thể hiện nhsau:

Q = C1.S Lực của bàn đạp tỷ lệ thuận với dịch chuyển của bàn đạp, nghĩa làhiện tợng tùy động tiến hành theo chuyển dịch

Với: C1 - độ cứng của lò xo pittông tùy động số 1;

Qbđ- lực tác dụng lên bàn đạp, Qbđ= 24 (KG);

ibđ- tỷ số truyền của bàn đạp phanh, ibđ= 5;

Sbđ- hành trình của bàn đạp phanh, Sbđ=80 (mm)

) ( 16 5

80

mm

S  

) / ( 5 , 7 16

5 24

52 19 , 5  1810 ( ) 18 , 1 ( ) 4

4 4

2 2

2 2

2 2

cm mm

d D

Dv- đờng kính ngoài van tùy động, Dv= 52 (mm),

dv- đờng kính trong van tùy động, dv= 19,5 (mm);

Chv- độ cứng lò xo hồi vị pittông số 1;

ph= p2 - p1 áp suất trong hệ thống,

Có thể coi gần đúng:

b v

bd bd

F

i Q

6 , 63 ( / )

1 , 18

5 , 16 77 14 , 3 4

cm mm

d D

Dpt - đờng kính ngoài pittông số 2, Dpt= 77 (mm)

dpt- đờng kính trong pittông số 2, dpt= 16,5 (mm);

).

/ ( 49 ) / ( 490 6

, 0

43 , 44 63 , 6

S

F p C

pt

pt ki