Đang tải... (xem toàn văn)
Tính toán thiết kế, hệ thống phanh trên, xe HYUNDAI HD 65
MỤC LỤC LỜI NÓI ĐẦU CHƯƠNG I GIỚI THIỆU CHUNG VỀ HỆ THỐNG PHANH TRÊN Ô TÔ 1.1 CÔNG DỤNG, YÊU CẦU VÀ PHÂN LOẠI 1.1.1.Công dụng 1.1.2.Yêu cầu 1.1.3 Phân loại 1.2 KẾT CẤU HỆ THỐNG PHANH 1.2.1 Dẫn động phanh 1.2.2 Phanh dừng hệ thống phanh phụ .12 CHƯƠNG II TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HT PHANH XE HYUNDAI HD 65 .13 2.1 CÁC THÔNG SỐ KỸ THUẬT CHÍNH CỦA Ô TÔ HYUNDAI HD 65 13 2.2 THIẾT KẾ HỆ THỐNG PHANH XE TẢI HYUNDAI HD65 .15 2.1 CHỌN LOẠI PHANH CHO THIẾT KẾ HỆ THỐNG PHANH XE TẢI HYUNDAI HD65 .15 2.2 SƠ ĐỒ NGUYÊN LÝ HOẠT ĐỘNG HỆ THỐNG PHANH CHÍNH 16 2.3 KẾT CẤU CÁC BỘ PHẬN CHÍNH CỦA HỆ THỐNG PHANH 16 2.3.1 Bầu trợ lực chân không xi lanh kép 17 2.3.2 Cơ cấu phanh 19 2.3 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG PHANH XE HYUNDAI HD 65 22 2.3.1 CÁC THÔNG SỐ THIẾT KẾ TÍNH TOÁN HỆ THỐNG PHANH 22 2.3.2 TÍNH TOÁN CÁC YÊU CẦU CHO THIẾT KẾ 22 a Tính toạ độ trọng tâm a,b 22 b Tính mô men phanh yêu cầu 24 c Hệ số phân bố tải trọng 26 2.3.3 TÍNH TOÁN CƠ CẤU PHANH 27 a Tính mô men phanh mà cấu phanh sinh 27 b Tính mô men cấu phanh cầu trước 30 c Đối với cấu phanh cầu sau 30 d Kiểm tra điều kiện tự siết 32 e Tính toán xác định bề rộng má phanh 33 f Kiểm tra bề rộng má phanh thông qua tải trọng riêng .34 g Tính toán kiểm tra công trượt riêng 34 h Tính toán nhiệt 35 2.3.4 TÍNH TOÁN DẪN ĐỘNG PHANH THỦY LỰC 37 a Hành trình dịch chuyển đầu piston xi lanh công tác cấu ép 37 b Đường kính xi lanh công tác đường kính xi lanh 38 c Hành trình dịch chuyển piston xi lanh 39 d.Tỷ số truyền hành trình bàn đạp phanh 40 e Lực cần thiết tác dụng lên bàn đạp phanh chưa tính trợ lực 41 f Lực trợ lực cần thiết trợ lực 42 g Đường kính xy lanh bầu trợ lực 43 h Tính lại hành trình bàn đạp 43 KẾT LUẬN .44 TÀI LIỆU THAM KHẢO 44 LỜI NÓI ĐẦU Sự phát triển to lớn tất ngành kinh tế quốc dân cần chuyên chở khối lượng lớn hàng hóa hành khách Ô tô trở thành phương tiện chủ yếu, phổ biến để chuyên chở hàng hóa hành khách, sử dụng rộng rãi giao thông đường bộ, tính động cao, tính việt dã khả hoạt động điều kiện khó khăn Phanh ô tô phận quan trọng xe, đảm bảo cho ô tô chạy an toàn tình Nên hệ thống phanh ô tô cần thiết bảo đảm bền vững, tin cậy, phanh êm dịu, hiệu phanh cao, tính ổn định xe, điều chỉnh lực phanh để tăng tính an toàn cho ô tô vận hành Trong đồ án môn học kết cấu tính toán ô tô em giao nhiệm vụ: Tính toá n thiết kế hệ thống phanh xe HYUNDAI HD 65 Mặc dù cố gắng, kiến thức có hạn, thiếu kinh nghiệm thực tế nên khuôn khổ đồ án không tránh thiếu sót Em mong thầy góp ý, bảo tận tâm để kiến thức em hoàn thiện Em xin chân thành cảm ơn thầy giáo hướng dẫn thầy cô giáo môn tận tình giúp đỡ hướng dẫn em hoàn thành tốt nội dung đề tài Hà Nội, ngày 10 tháng 10 năm 2013 Sinh viên thực Hoàng Sỹ Trường CHƯƠNG I GIỚI THIỆU CHUNG VỀ HỆ THỐNG PHANH TRÊN Ô TÔ 1.1 CÔNG DỤNG, YÊU CẦU VÀ PHÂN LOẠI 1.1.1.Công dụng Hệ thống phanh dùng để: Giảm tốc độ ô tô, máy kéo dừng hẳn đến tốc độ cần thiết Ngoài hệ thống phanh có nhiệm vụ giữ cho ô tô, máy kéo đứng yên chỗ mặt dốc nghiêng hay mặt đường ngang Với công dụng vậy, hệ thống phanh hệ thống đặc biệt quan trọng: Nó đảm bảo cho ô tô,máy kéo chuyển động an toàn chế độ làm việc Nhờ phát huy hết khả động lực, nâng cao tốc độ suất vận chuyển xe 1.1.2.Yêu cầu Hệ thống phanh cần đảm bảo yêu cầu sau: - Làm việc bền vững, tin cậy - Có hiệu phanh cao phanh đột ngột với cường độ lớn trường hợp nguy hiểm - Phanh êm dịu trường hợp khác, để đảm bảo tiện nghi an toàn cho hành khách hàng hoá Giữ cho ô tô máy kéo đứng yên cần thiết, thời gian không hạn chế Đảm bảo tính ổn định điều khiển ô tô máy kéo phanh Không có tượng tự phanh bánh xe dịch chuyển thẳng đứng quay vòng - Hệ số ma sát má phanh với trống phanh cao ổn định điều kiện sử dụng: - Có khả thoát nhiệt tốt - Điều khiển nhẹ, nhàng thuận tiện, lực cần thiết tác dụng lên bàn đạp hay đòn điều khiển nhỏ 1.1.3 Phân loại Hệ thống phanh gồm có cấu phanh để hãm trực tiếp tốc độ góc bánh xe trục hệ thống truyền lực truyền động phanh để dẫn động cấu phanh Theo vị trí bố trí cấu phanh bánh xe trục hệ thống truyền lực, phanh chia loại: Phanh bánh xe phanh truyền lực Theo dạng phận tiến hành phanh (phần tử ma sát), phanh chia ra: Phanh đĩa: Theo số lượng đĩa quay chia :Một đĩa quay nhiều đĩa quay Phanh trống-guốc: Theo đặc tính cân chia ra: Phanh cân phanh không cân Phanh dãi (a) (b) (c) Hình 1-1 Sơ đồ nguyên lý loại phanh a- Phanh trống-Guốc: b- Phanh đĩa: c- Phanh dải: 1.2 Dẫn động phanh 1.2.1 Dẫn động phanh a Dẫn động thủy lực Dẫn động thủy lực tác dụng trực tiếp: Nguyên lý làm việc: Khi người lái tác dụng bàn đạp phanh 6, piston xylanh dịch chuyển, áp suất khoang A tăng lên đẩy piston dịch chuyển sang trái Do áp suất khoang B tăng theo Chất lỏng bị ép đồng thời theo ống dẫn đến xylanh bánh xe để thực trình phanh B A Hình 1-2 Dẫn động phanh thuỷ lực tác động trực tiếp 1, 7- Xylanh bánh xe; 3, 4- Piston xylanh chính; 2, 8- Đường ống dẫn dầu đến xy lanh bánh xe; 5- Xy lanh chính; 6- Bàn đạp phanh Dẫn động tác động gián tiếp: Hình 1-3 Dẫn động phanh thủy lực trợ lực chân không 1,3-Đường dẩn dầu phanh đến xy lanh bánh xe; 2- Xy lanh chính; 4- Đường nạp động cơ; 5, 9- Van chan không; 6- Loc; 7- Bàn đạp; 8- Cần đẩy; 10- Vòng cao su cấu tỷ lệ; 11- Màng(hoặc piston trợ lực); 12- Bầu trợ lực chân không; Tùy thuộc cách bố trí lắp đặt cấu tỷ lệ, buồng sinh lực xy lanh chính, trợ lực chân không chia thành ba nhóm chính: - Nhóm 1: Các trợ lực mà cấu tỷ lệ có dạng đòn liên hệ trực tiếp với hệ thống thủy lực dẫn động phanh - Nhóm 2: Các trợ lực có buồng sinh lực, cấu tỷ lệ xylanh bố trí riêng rẽ - Nhóm 3: Các trợ lực có buồng sinh lực, cấu tỷ lệ xylanh bố trí đồng trục chung kết cấu 10 11 12 Sc Sd Pc Pc A Sc B Phd Sp Pb Nguyên lý làm việc: - Bầu trợ lực chân không 12 có hai khoang A B phân cách piston (hoặc màng)11 Van chân không 5, làm nhiệm vụ nối thông hai khoang A B nhả phanh cắt đường thông chúng đạp phanh Van không khí 9, làm nhiệm vụ cắt đường thông khoang A với khí nhả phanh mở đường thông khoang A đạp phanh Vòng cao su 10 cấu tỷ lệ làm nhiệm vụ đảm bảo tỷ lệ lực đạp lực phanh - Khoang B bầu trợ lực luôn nối với đường nạp động qua van chiều, thường xuyên có áp suất chân không Khi nhả phanh van chân không mở, khoang A thông với khoang B qua van có áp suất chân không Khi phanh người lái tác dụng lên bàn đạp đẩy cần dịch chuyển sang phải làm van chân không đóng lại, cắt đường thông hai khoang A B, van không khí mở cho không khí qua phần tử lọc vào khoang A Độ chênh lệch áp suất hai khoang A B tạo nên áp lực tác dụng lên piston (màng) bầu trợ lực qua tạo nên lực phụ hổ trợ người lái tác dụng lên piston xylanh 2, ép dầu theo ống dẫn (dòng 3) đến xylanh bánh xe để thực trình phanh Khi lực tác dụng lên piston 11 tăng biến dạng vòng cao su 10 tăng theo làm cho piston dịch phía trước so với cần 8, làm cho van không khí đóng lại, giữ cho độ chênh áp không đổi, tức lực trợ lực không đổi Muốn tăng lực phanh, người lái phải tiếp tục đạp mạnh hơn, cần lại dịch chuyển sang phải làm van không khí mở cho không khí thêm vào khoang A Độ chênh áp tăng lên, vòng cao su 10 biến dạng nhiều làm piston dịch phía trước so với cần 8, làm cho van không khí đóng lại đảm bảo cho độ chênh áp hay lực trợ lực không đổi tỷ lệ với lực đạp Khi lực phanh đạt cực đại van không khí mở hoàn toàn độ chênh áp hay lực trợ lực đạt giá trị cực đại - Bộ trợ lực chân hiệu thấp, nên thường sử dụng ô tô du lịch tải nhỏ Dẫn động thủy lực trợ lực khí nén: Bộ trợ lực khí nén phận cho phép lợi dụng khí nén để tạo lực phụ, thường lắp song song với xylanh chính, tác dụng lên dẫn động hỗ trợ cho người lái Bộ trợ lực phanh loại khí nén có hiệu trợ lực cao, độ nhạy cao, tạo lực phanh lớn dùng nhiều ô tô tải A Hình 1-4 Dẫn động phanh thuỷ lực trợ lực khí nén 1- Bàn đạp; 2- Đòn bẩy; 3- Cụm van khí nén; 4- Bình chứa khí nén; 5- Xi lanh lực; 6- Xi lanh chính; 7,9- Đường ống dẫn dầu đến xi lanh bánh xe; 8,10- Xi lanh bánh xe Bộ trợ lực gồm cụm van khí nén nối với bình chứa khí nén xi lanh lực Trong cụm van có phận sau: - Cơ cấu tỷ lệ: Đảm bảo tỷ lệ lực đạp lực phanh - Van nạp: Cho khí nén từ bình chứa vào đạp phanh - Van xả: Cho khí nén dòng dẫn động thoát khí nhả phanh Nguyên lý làm việc: Khi tác dụng lên bàn đạp 1, qua đòn 2, lực truyền đồng thời lên cần xi lanh cụm van Van dịch chuyển mở đường nối khoang A xilanh lực với bình chứa khí nén Khí nén từ bình chứa vào khoang A tác dụng lên piston xi lanh trợ lực, hỗ trợ cho người lái ép piston xi lanh dịch chuyển, đưa dầu đến xi lanh bánh xe Khi vào khoang A, khí nén đồng thời vào khoang phía sau piston van 3, ép lò xo lại, làm van dịch chuyển lùi sang trái Khi lực khí nén cân với lực lò xo van dừng lại vị trí cân mới, đồng thời đóng đường khí nén từ bình chứa đến khoang A trí áp suất không đổi hệ thống, tương ứng với lực tác dụng dịch chuyển bàn đạp Nếu muốn tăng áp suất lên phải tăng lực đạp để đẩy van sang phải, mở đường cho khí nén tiếp tục vào Như cụm van đảm bảo tỷ lệ lực tác dụng, chuyển vị bàn đạp lực phanh Dẫn động thủy lực trợ lực dùng bơm tích năng: 10 11 Hình 1-5 Dẫn động phanh thủy lực dùng bơm tích - Bàn đạp; 2- Xi lanh chính; 3,4- Van phanh; 5,6- Xi lanh bánh xe; 7- Bộ tích năng; 8- Bộ điều chỉnh áp suất tự động kiểu rơle; 9- Bơm tích năng; 10- Van an toàn; 11- Bơm Nguyên lý làm việc: Khi tác dụng lên bàn đạp 1, dầu tác dụng lên van 4, mở đường cho chất lỏng từ tích 9, đến xi lanh bánh xe Lực đạp lớn, áp suất xi lanh cao Bộ điều chỉnh tự động áp suất kiểu rơle dùng để giảm tải cho bơm 11 áp suất bình tích đạt giá trị giới hạn trên, van an toàn 10 có tác dụng bảo vệ cho hệ thống khỏi bị tải b Dẫn động khí nén * Ưu nhược điểm: Dẫn động khí nén có ưu điểm quan trọng là: - Điều khiển nhẹ nhàng, lực điều khiển nhỏ - Làm việc tin cậy dẫn động thủy lực (khi có rò rỉ nhỏ, hệ thống làm việc dược, hiệu phanh giảm) - Dễ phối hợp với dẫn động cấu sử dụng khí nén khác nhau, như: phanh rơ moóc, đóng mở cửa xe, hệ thống treo khí nén, Dễ khí hóa, tự động hóa trình điều khiển dẫn động Tuy dẫn động khí nén có nhược điểm là: - Độ nhạy thấp, thời gian chậm tác dụng lớn - Do bị hạn chế điều kiện rò rỉ, áp suất làm việc khí nén thấp chất lỏng dẫn động thủy lực tới 10 15 lần Nên kích thước khối lượng dẫn động lớn - Số lượng cụm chi tiết nhiều - Kết cấu phức tạp giá thành cao * Các sơ đồ dẫn động chính: Dẫn động phanh khí nén có ba sơ đồ điển hình, tương ứng với ba trường hợp - Xe ôtô đơn không kéo moóc dẫn động - Xe kéo moóc dẫn động - Xe kéo moóc dẫn động phanh rơ moóc hai đường Dẫn động phanh ô tô đơn: 10 Hình 1-6 Sơ đồ dẫn động ôtô đơn không kéo moóc 1- Máy nén khí; 2- Van an toàn; 3- Bộ điều chỉnh áp suất; 4- Bộ lắng lọc tách ẩm;5Van bảo vệ kép; 6,10- Các bình chứa khí nén; 7,9- Các bầu phanh xe kéo; 8- Tổng van phân phối Nguyên lý làm việc: - Không khí nén nén từ máy nén qua điều chỉnh áp suất 3, lắng lọc tách ẩm van bảo vệ kép 5, vào bình chứa 10 Van an toàn có nhiệm vụ bảo vệ hệ thống điều khiển có cố Các phận nói hợp thành phần cung cấp (phần nguồn) dẫn động - Từ bình chứa không khí nén đến khoang van phân phối Ở trạng thái nhả phanh, van đóng đường không khí nén từ bình chứa đến bầu phanh mở thông bầu phanh với khí - Khi phanh: Người lái tác dụng lên bàn đạp, van làm việc cắt đường thông bầu phanh với khí mở đường cho khí nén đến phanh tác dụng lên cấu ép, ép guốc phanh tỳ sát trống phanh, phanh bánh xe lại - Khi nhả phanh: Các chi tiết trở trạng thái ban đầu tác dụng lò xo hồi vị - Trong trường hợp xe kéo moóc, dẫn động phanh rơ moóc thực theo sơ đồ đường hai đường 10 Thoã mãn điều kiện tránh tự siết e Tính toán xác định bề rộng má phanh Bề rộng má phanh xác định diện tích làm việc má phanh ép lên tang trống Bề rộng má phanh tăng làm cho diện tích làm việc tăng, điều nói chung có lợi cho mài mòn ma sát diện tích làm việc tăng đồng nghĩa với áp lực tác dụng lên đơn vị diện tích giảm, dẫn đến mức độ mài mòn giảm lần phanh ( lần phanh diễn lần qua trình trượt má phanh tang trống diễn mãnh liệt, vừa làm mài mòn má phanh, vừa sinh nhiệt lớn làm nung nống tang trống má phanh chi tiết liên quan đến truyền nhiệt với chúng ) Tuy bề rộng má phanh không nên tăng lớn làm giảm tính đồng áp lực phân bố theo chiều rộng má phanh, dẫn đến mòn má phanh không giảm hiệu phanh Bề rộng má phanh xác định cho phanh với lực phanh cực đại áp suất bề mặt ma sát q tải trọng riêng nằm giớ hạn cho phép + Áp suất sinh toàn bề mặt má phanh phải thoả mản điều kiện sau: Mp q br Áp suất cho phép má phanh cực đại [q]max q= 2,0(MN/m ) Chọn [q] = (MN/m ) Suy b≥ Mp qr Vì mô men phanh trước lớn mômen phanh sau nên ta cần chọn bề rộng má phanh theo má phanh trước + Bề rộng má phanh trước : b≥ M p1 / (mm) qr 4136,65 b≥ 0,35.1,2.10 0,16 120.3,14 / 180 0,091 (m) Chọn b =100 (mm) chung cho tất guốc trước sau f Kiểm tra bề rộng má phanh thông qua tải trọng riêng p ma g F p Trong : + ma.g khối lượng toàn xe gia tốc trọng trường + Giá trị [p] 0,2(MPa) 0,35(MPa) tương ứng với xe có khối lượng toàn đến 11 lớn 11 Theo xe thiết kế ta chọn [p] = 0,25(MPa) hay [p] = 0,25 (MN/m ) + F tổng diện tích tất má phanh ô tô Do bề rộng má phanh cấu phanh trước sau nên : Ta có : F 4( F1 F2 ) Với F1 diện tích má phanh trước F2 diện tích má phanh sau F=F1=F2 Suy : F 4( F1 F2 ) 8F 3,14 rt b 180 120 , ,16 14 ,1 180 Thay tất thông số vào ta có : F p ma g F 6500.9,81 0,26794667 =237976 ,463 N/m2 ,267948 m =0,238 MN/m2 p =0,25 MN / m Vậy bề rộng má phanh thỏa mãn điều kiện tải trọng riêng không vượt giới hạn cho phép g Tính toán kiểm tra công trượt riêng Kích thước má phanh không xác định theo tiêu chí áp suất làm việc phải nhỏ áp suất cho phép [q] nhằm đảm bảo tuổi thọ cho má phanh, mà xác định theo tiêu chí công ma sát trượt riêng nhằm bảo đảm cho má phanh làm việc thời gian lâu dài Bởi với áp suất làm việc má phanh trình phanh tốc độ xe bắt đầu phanh lớn má phanh mau mòn Theo định nghĩa công ma sát trượt riêng công ma sát trượt má phanh trình phanh tính đơn vị diện tích làm việc má phanh Giả sử công ma sát trượt L trình phanh thu toàn động ô tô bắt đầu phanh với vận tốc v1 ô tô dừng hẳn ( v2 = ) Tức : Trong : m v v2 L= a 2 m a.v1 ma khối lượng đầy tải ô tô phanh ( kg ) V1 vận tốc ô tô bắt đầu phanh ( m/s ) Công trượt riêng : L= r L F m a v1 2.F Trị số công ma sát riêng tính theo công thức bắt đầu phanh với vận tốc trung bình ½ tốc độ cực đại ( v1 = 0,5vmax ) xe dừng hẳn ( v2 = ) phải nằm giới hạn cho phép : [ Lr ] = (300 700 ) J/cm xe tải Xe thiết kế xe tải với vmax = 113 ( Km/h ) Ta có : v1 = 0,5.vmax= 0,5 113.1000 3600 = 15,694( m/s ) Suy : Lr 6500.15,69442 2.0,267948 J 2987630,583 m So với điều kiện : Vậy : Lr Lr J 298,7630583 cm J 300 700 cm J 298,763 thỏa mãn cm h Tính toán nhiệt Tính toán nhiệt nhằm hạn chế không cho nhiệt độ trống phanh tăng giới hạn cho phép tiến hành sau Trong trình phanh động xe chuyển thành nhiệt đốt nóng trống phanh phần tỏa không khí Do theo định luật bảo toàn lượng viết: G a v 12 v22 t t C m g t Ft ∫ K tdt Trong : Ga : trọng lượng ôtô tác dụng lên hai cầu phanh g : gia tốc trọng trường g = 9,81 (m/s ) v1,v2 : ứng với vận tốc xe bắt đầu phanh đến lúc xe dừng hẳn v2 = (m/s ) C : nhiệt dung riêng chi tiết bị nung nóng vật liệu làm tang trống gang thép C = 482 (J/kg.K ) ∆t : tăng nhiệt độ trống phanh so với môi trường không khí K t : thời gian phanh (giây) Ft : diện tích làm mát trống phanh (m ) mt - Khối lượng trống phanh chi tiết liên quan bị nung nóng bt rt Hình 2-10 Sơ đồ tính toán trông phanh Bề dày trống phanh; rt Bán kính trống phanh; b t - Bề rộng trống phanh; Lượng Ft ∫ tdt phần lượng truyền môi trường không khí Khi K phanh ngặt thời gian phanh ngắn lượng truyền môi trường không đáng kể, bỏ qua T độ tăng nhiệt độ tang trống ( độ tăng nhiệt độ tang trống phanh ngặt với tốc độ ô tô v1 = 30 (km/h) = 8,33 (m/s) dừng hẳn ( v2 = 0) không vượt 15 C Khi phanh ngặt với tốc độ trung bình nửa tốc độ cực đại độ tăng nhiệt độ không vượt 125 +/ Tính kiểm tra độ tăng nhiệt độ phanh với vận tốc v= 8,33 ( m/s ) Suy khối lượng tổng cộng trống phanh phải đủ lớn để tăng nhiệt độ không 10 C phanh với vận tốc v= 8,33 (m/s) G c.( v 12 v 22 ) g mt C tc Suy m v m a t 6500.8,33 2.C t c 2.482.10 46 ,787 (kg) +/ Tính kiểm tra độ tăng nhiệt độ phanh với vận tốc v = 0,5.vmax Suy khối lượng tổng cộng trống phanh phải đủ lớn để tăng nhiệt độ không 100 C phanh với vận tốc v= 15,69 (m/s) mt m a.v 2.C T 6500.15,69 2.482.100 16,6 kg Như để đảm bảo điều kiện bền nhiệt, khối lượng trống phanh xe khách phải : 46,787 11,696 kg Cùng với toán kiểm tra nhiệt, toán tính toán thiết kế bề dày trống suy từ công thức khối lượng trống phanh sau : mt rt Trong : Với thép rt b tang mt rt = 0,16 (m) bán kính tang trống b = 0,1 (m) bề rộng má phanh ρ khối lượng riêng vật liệu làm tang trống = 7800 ( kg/m ) rt rt 2 rt b 2rt mt rt b 2rt 2rt b 2rt 2 b) 2rt b ( 2rt b ( 2.0,16 0,1 ) 0,42 mt b mt mt 11,696 7800 2.0,16.0, 4,775.10 0,032 Giải phương trình bậc ba ta mt 0,0127 m 12,7 mm 12,7( mm ) Vậy bề dày cuả tang trống 2.3.4 TÍNH TOÁN DẪN ĐỘNG PHANH THỦY LỰC a Hành trình dịch chuyển đầu piston xi lanh công tác cấu ép Trong truyền động phanh dầu, để tạo lực ép cho cấu phanh thường dùng piston để truyền lực ép P lên guốc phanh Đối với kiểu cấu phanh guốc hành trình dịch chuyển piston công tác x (mm) cấu ép xác định : x Trong : h' m h'' '' h khe hở hướng kính trung bình má phanh trống phanh Theo kinh nghiệm m 0 0,5 0,6( mm ) , chọn =0,5 (mm) Độ mòn hướng kính cho phép má phanh tang trống Khi lượng mòn hướng kính đạt dến giá trị cho phép nằm khoảng 1,0 1,2 mm hành trình bàn đạp đạt giá trị cực đại cho phép Sbd cần phải điều chỉnh lại khe hở hướng kính trung bình Vậy ta chọn m Suy : x mà 1,0(mm) 0,5 128 128 128 mm b Đường kính xi lanh công tác đường kính xi lanh * Đường kính xi lanh công tác Đường kính xi lanh công tác dk cấu phanh xác định từ lực ép yêu cầu tương ứng Pk 4.Pk Pmax dk Trong : Pk lực ép yêu cầu cấu phanh thứ k pmax áp suất làm việc dầu phanh hệ thống Với hệ thống phanh bơm dầu hổ trợ : pmax = 10 MN / m 2 + Với cấu phanh trước có lực ép P = 9094,63(N), pd =10(MN/m ) ta có đường kính xi lanh công tác d1 4.9094,63 10.10 0,034 m 34 mm + Với cấu phanh sau có lực ép P= 7544,78 (N), pmax =10(MN/m ) ta có đường kính xi lanh công tác d2 4.7544,78 10.10 0,031 m 31 mm * Đường kính xi lanh Đường kính xilanh nói chung không khác đường kính xilanh bánh xe nhiều Theo tài liêu tham khảo [1], Đối với kết cấu số liệu thống kê nhận sau: dkt d kc 1,0 1,5 ; d ks dc 0,9 1,2 ; d kt ; (Đối với hai cầu d ks 0,8 1,7 trang bị phanh guốc) Từ ta chọn đường kính xilanh chính: d c 28 mm 0,028 m d1 dc 34 28 d2 dc 1,21; 31 1,1 28 ; d1 d2 34 1,09 31 c Hành trình dịch chuyển piston xi lanh Piston xi lanh có nhiệm vụ truyền lực từ bàn đạp trợ lực phanh ( có) để tạo áp suất cao hệ thống phanh Áp suất cao hệ thống bắt đầu hình thành tất khe hở hệ thống phanh khắc phục, nên hành trình dịch chuyển piston xy lanh h (mm) xác định : 2.x n h.d 1 dc d2dk .K 2.x2 n2 d2 2 .2 dc dk dc Trong : x1, x2 hành trình dịch chuyển piston công tác cấu phanh cầu trước/sau Với x1 = x2 =3 (mm) Còn số theo thông số x để xác định số lượng piston công tác cấu phanh d1,d2 đường kính xy lanh công tác cấu phanh cầu trước/sau Với d1 = 34(mm), d2 = 31 (mm) n1,n2 tương ứng số lượng trục bánh xe cầu trước/sau Xe tải n1 = n2 = Chỉ số bên ngoặc đơn xác định có cấu phanh trục trước/sau ddk đường kính xi lanh dầu điều khiển đống mở van trợ lực phanh chân Chọn loại trợ lực chân không loại nên ddk=0 dc đường kính xi lanh dc = 28 (mm) , khe hở thông dầu xilanh trạng thái không phanh ứng với dòng trước/sau dk 1,5( mm ) khoảng cánh dịch chuyển piston trợ lực để điều khiển đóng mở van trợ lực K hệ số tính đến độ đàn hồi hệ thống K 1,05 1,07 , chọn K = 1,07 Vậy với thông số có, ta xác định hành trình dịch chuyển piston xi lanh chính: 2.3.1.342 2.3.1.312 h .2 1,5 1,5 2 28 28 dk .1,07 37,925( mm ) d.Tỷ số truyền hành trình bàn đạp phanh *.Tỷ số truyền bàn đạp ibđ Đòn bàn đạp có nhiệm vụ truyền lực đạp lái xe lên piston xi lanh Vì dịch chuyển đầu bàn đạp phanh xác định : S bđ h K ibđ (1) Trong : h : hành trình dịch chuyển piston xilanh : khe hở cần thiết cần đẩy piston xilanh ibđ : tỷ số truyền khuếch đại lực từ bàn đạp đến piston xi lanh Thay công thức tính hành trình dịch chuyển piston xi lanh h vào (1) với điều kiện giá trị hình thành bàn đạp lớn ứng với lúc mà phanh mòn đến giá trị giới hạn phải hiệu chỉnh không vượt giá trị cho phép hành trình cực đại S bđ k ibđ h S bđ Đối với xe tải S bđ 150 180 (mm) Chọn : S bđ = 160 ( mm ) Khe hở =1,5 (mm) Vậy : ibđ 160 4,04 37,925 1,5.1,07 * Hành trình bàn đạp Sbđ Hành trình bàn đạp phanh thực tế Sbđ không xét đến tượng mòn ( tứ c m m = ) tính : S bđ V ới m h K ibđ 0,5 128 128 128 = ta có : x 1( mm ) Vậy x1 = x2 = (mm) Thay số vào ta có : * h.d 2.x n 1 2.x2 n2 d22 .2 .K 60 d c2 dc 61 2.1.1.34 28 * h Nên S bđ 2.1.1.312 1,5 1,5 .2 1,07 14,782 28 14,782 1,5.1,07 4,0476 66,326( mm ) Theo công thức tính hành trình ta tính hành trình làm việc cho khe hở không Tức : đk 2.1.1.34 28 h Slv m 2.1.1.312 .2.1,07 11,572 mm 282 h ibđ 11,572* 4.0476 46,837 mm Ta có tỷ số hành trình thực tế bàn đạp Sbđ so với hành trình làm việc Slv : K bđ lv S bđ Slv 66,326 1,416 46,837 So với tỷ số kinh nghiệm nằm khoảng 1,4 1,6 phù hợp e Lực cần thiết tác dụng lên bàn đạp phanh chưa tính trợ lực Lực cần thiết tác dụng lên bàn đạp phanh ( chưa tính đến trợ lực ) để thực trình phanh khẩn cấp với lực phanh lớn yêu cầu sau : Pbđ dc2 pmax 4.ibđ bđ c Trong : dc : đường kính xi lanh cung cấp dầu cho xy lanh công tác dc =28 (mm) pmax : Áp suất làm việc dầu hệ thống ( pmax = 10.10 (MN/m )) bđ : Hiệu suất bàn đạp.Đại lượng hiệu suất bàn đạp kể đến tổn thất truyền lực tính từ bàn đập đến pittông xilanh Theo kinh nghiệm ta có: bđ 0,85 0,95 ⇒ chọn c bđ = 0,9 : Hiệu suất piston - xi lanh Có thể chọn theo kinh nghiệm sau: c 0,92 0,95 => chọn = 0,95 c Vậy ta có lực đạp cần phải tác dụng chưa tính đến trợ lực: Pbđ 0,028 10.10 1778,4( N ) 4.4,0467.0,9.0,95 Giá trị tính toán lực bàn đạp so với yêu cầu cho phép nhằm bảo đảm điều khiển nhẹ nhàng cho lái xe ô tô nay, xe tải khoảng Pbđ 300 500 N Vậy cần phải có trợ lực f Lực trợ lực cần thiết trợ lực Khi có phận trợ lực ( trực tiếp hay gián tiếp ) công thức tổng quát tính lực cần thiết phải có để thực trình phanh khẩn cấp với lực phanh lớn yêu cầu sau : P bđ.i bđ bđ dc2 max c Ptl itl tl Trong : itl tỷ số truyền khuếch đại lực, tính từ xy lanh trợ lực ( trợ lục chân không trợ lục khí nén) đến piston xi lanh cung cấp dầu cho xi lanh công tác tl Hiệu suất phận trợ lực, kể đến tổn thất truyền lực tính từ xi lanh trợ lực ( trợ lực chân không trợ lực khí nén) đến piston xi lanh cung cấp dầu cho xi lanh công tác Trong trường hợp trợ lực trực tiếp itl =1 tl =0,95 Lực bàn đạp cần phải tác dụng lên bàn đạp trường hợp có trợ lực chọn theo giới hạn nhỏ : Pbđ 350( N ) Khi lực yêu cầu trợ lực Ptl xác định : Ptl d c.P d xl Pbđ ibđ itl bđ tl Thay số ta có : Ptl 0,028 10.106 350.4,0476.0,9 4.0,95 5477,2( N ) 1.0,95 g Đường kính xy lanh bầu trợ lực Để giảm nhẹ lực điều khiển phanh cho hệ thống phanh xe khánh, ta dùng trợ lực chân không với độ chênh lệch chân không P 0,065 MN / m2 Lực trợ lực tạo nhờ nguyên lý chênh lệch áp suất hai ngăn bầu trợ lực xác định sau : Ptl db P Suy đường kính bầu trợ lực db : db 4.Ptl P Thế số ta có : db 4.5477,2 0,065.10 0,3276m Kích thước bầu trợ lực xe thường nằm khoảng giá trị từ : db 200 400 ( mm ) Vậy với db = 327,6 (mm) thỏa mãn điều kiện h Tính lại hành trình bàn đạp Khi dùng trợ lực, hành trình bàn đạp tăng lên lượng Str = tr khe hở cần đẩy piston trợ lực tr tr.ibd = 1,2÷ 1,5 mm, ta chọn tr [1], = 1,2 (mm) Vậy lượng hành trình tăng thêm dùng trợ lực là: Str = tr.ibd = 1,2.4,0476 = 4,8571(mm) Như hành trình tổng cộng bàn đạp lúc là: Sbd = 160 + 4,8571= 164,8571( mm) Hành trình bàn đạp không vượt qúa phạm vi cho phép 180 (mm )(đối với xe tải) KẾT LUẬN Được hướng dẫn tận tình thầy giáo Tạ Tuấn Hưng thầy cô môn Ô tô, em hoàn thành đồ án tốt nghiệp với đề tài: “Thiết kế hệ thống phanh xe tải HYUNDAI HD 65 ” Với đề tài em sâu vào thiết kế hệ thống phanh cho loại xe cụ thể, trình thiết kế em sử dụng tài liệu thầy cô khoa Cơ Khí Giao Thông làm tản cho tính toán thiết kế tham khảo thực tế hệ thống phanh hãng HYUNDAI THACO để từ làm tài tốt nghiệp thiết kế hệ thống phanh xe tải HYUNDAI HD 65 Xe tải HYUNDAI HD 65 thiết kế hệ thống phanh loại : cấu phanh trống guốc, dẫn động thủy lực có trợ lực chân không.Theo tính toán thiết kế hệ thống phanh đảm bảo cho xe chay an toàn Tuy nhiên thời gian hạn chế, tài liệu tham khảo thiếu chưa có kinh nghiệm thực tế xe nên không tránh khỏi thiếu sót kính mong thầy cô dẫn thêm TÀI LIỆU THAM KHẢO – Kết cấu tính toán ô tô – Trường ĐHGT 1994, NXB GTVT – Kết cấu tính toán ô tô – Ngô Hắc Hùng 2008, NXB GTVT – Một số tài liệu sưu tầm Hyundai Thaco [...]... 8 Chốt 2.3 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG PHANH XE HYUNDAI HD 65 2.3.1 CÁC THÔNG SỐ THIẾT KẾ TÍNH TOÁN HỆ THỐNG PHANH TT 01 02 04 05 Thông số hệ thống Đường kính trong tang trống Phanh Ký hiệu Giá trị Đơn vị D 320 Mm 120 Độ Góc ôm má phanh Khoảng cách từ tâm O đến điểm tì của guốc Khoảng cách hai điểm tì cố định 0 20 1 15 2 135 s 136 Mm h 256 Mm 2.3.2 TÍNH TOÁN CÁC YÊU CẦU CHO THIẾT KẾ a Tính toạ độ... vòng tối thiểu(m) 6,1 TÍNH NĂNG TỐC ĐỘ Tốc độ tối đa (Km/h) 113 Thể tích thùng nhiên liệu (lít) 100 Điều hoà Có Radio casset/CD Có 2.2 THIẾT KẾ HỆ THỐNG PHANH XE TẢI HYUNDAI HD6 5 2.2.1 CHỌN LOẠI PHANH CHO THIẾT KẾ HỆ THỐNG PHANH XE TẢI HYUNDAI HD6 5 Gồm có: phanh chính, phanh phụ ,phanh tay -Phanh chính thủy lực có hai dòng được trợ lực chân không, bố trí theo kiểu là hai bánh xe trước đi từ một dòng... không bị trôi tự do, đồng thời hổ trợ cho hệ thống phanh chính khi thật cần thiết b Hệ thống phanh phụ Mục đích của hệ thống phanh phụ là giảm được tốc độ ô tô khi phanh trên 12 đường dài và liên tục Bởi thế hệ thống phanh này còn gọi là phanh chậm dần Hệ thống phanh phụ phải đảm bảo phanh được ô tô với hiệu quả phanh không lớn lắm trong thời gian dài Hệ thống phanh này rất thích hợp khi ô tô chạy ở... khí, khí ( không khí ), thủy lực và điện động Hệ thống phanh phụ được sử dụng ngày càng rộng rãi, chủ yếu trên ô tô hành khách và ô tô tải có tải trọng trung bình và lớn CHƯƠNG II TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HT PHANH XE HYUNDAI HD 65 2.1 CÁC THÔNG SỐ KỸ THUẬT CHÍNH CỦA Ô TÔ HYUNDAI HD 65 NHÀ SẢN XUẤT Hyundai NHÃN HIỆU Mighty HD6 5 CÔNG THỨC BÁNH XE 4 x 2 - CBU Loại xe Tải thùng lửng Cabin 1990 ĐỘNG CƠ (ENGINE)... trong điều kiện như thế hệ thống phanh chính bị nóng quá mức và hư hỏng Nhờ có hệ thống phanh phụ mà ô tô làm việc an toàn hơn, tăng được tốc độ trung bình khi ô tô chạy ở đường dốc, giảm hao mòn cho hệ thống phanh chính, lốp và có khi là động cơ nữa Ngoài ra hệ thống phanh phụ đảm bảo cho hệ thống phanh chính luôn luôn ở trạng thái sẵn sàng làm việc Về mặt kết cấu hệ thống phanh phụ có thể có loại... các bầu phanh của rơmoóc để phanh rơ moóc lại - Khi nhả phanh: Các chi tiết trở về trạng thái ban đầu dưới tác dụng của các lò xo hồi vị 1.2.2 Phanh dừng và hệ thống phanh phụ a Phanh dừng Để đảm bảo an toàn khi chuyển động, trên ô tô ngoài hệ thống phanh chính (phanh chân ) đặt ở các bánh xe, ô tô còn được trang bị thêm hệ thống phanh dừng để hãm ô tô khi đỗ tại chỗ, dừng hẳn hoặc đứng yên trên dốc... lý thyết tính theo φ Như vậy để đảm bảo hiệu quả phanh cao nhất với gia tốc chậm dần lớn nhất mà các bánh xe không bị trượt thì ta có thể chọn bx bx 0,6 0 ,65 0,63 Khi thiết kế hệ thống phanh xe tải theo Mô men yêu cầu giá trị ta tính được MP1=4136 .65 (Nm) MP2=3056.94(Nm) c Hệ số phân bố tải trọng Thực tế mômen sinh ra ở các bánh xe là do cơ cấu phanh lắp đặt ở bánh xe Cơ cấu phanh ở các bánh xe có nhiều... nói chung trên một chiếc xe có thể có các cơ cấu phanh khác nhau đối với các trục bánh xe trước và bánh xe sau Ngay cả khi kiểu cơ cấu phanh giống nhau nhưng kết cấu và kích thước cụ thể vẫn có thể khác nhau tuỳ theo mômen phanh yêu cầu phân bố trên các trục như đã tính ở phần trước Vì vậy để có cơ sở chọn cơ cấu phanh hợp lý, trước hết cần tính toán đánh giá tỷ số phân bố mômen phanh hay lực phanh lên... 3 Hình 2-5 Cơ cấu phanh sau 1 Mâm phanh, 2 Má phanh, 3 Guốc phanh, 4 Lò xo, 5 Xi lanh bánh xe, 6 Piston, 7 Đinh tán, 8 Chốt định vị Cơ cấu phanh sau loại trống–guốc có hai xi lanh phanh, mỗi một xi lanh là hai piston, cơ cấu điều chỉnh đặt ngược chiều 40 Phanh tay hệ thống truyền lực 8 7 1 6 2 3 4 5 Hình 2-6 Cơ cấu phanh dừng 1 Bu long, 2 Đinh tán, 3 Đai phanh, 4 Bố phanh, 5 Trống phanh, 6 Bu lông,... một dòng trong xi lanh chính chia làm đôi, hai bánh xe sau đi từ một dòng khác trong xilanh chính chia làm đôi Mỗi bánh xe có hai xi lanh phanh bố trí thẳng đúng - Phanh phụ phanh khí xả (cupo) - Phanh tay phanh truyền lực 15 2.2.2 SƠ ĐỒ NGUYÊN LÝ HOẠT ĐỘNG HỆ THỐNG PHANH CHÍNH 6 2 3 5 4 A 10 B 1 9 7 8 Hình 2-1 Sơ đồ nguyên lý hệ thống phanh 1 Bàn đạp phanh, 2 Van nối giữa khoang A và không khí, 3 Van