Thiết kế hệ thống phanh xe chở rác ba bánh

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: . + 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 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. Hình 5.3a. Sơ đồ phanh đĩa loại má kẹp tuỳ động- xi lanh bố trí trên má kẹp 1. Má kẹp, 2. Piston, 3. Chốt dẫn hướng, 4. Đĩa phanh, 5. Má phanh Cơ cấu phanh đĩa có các sơ đồ sau: 5 Hình 5.3c. Sơ đồ kết cấu phanh đĩa loại má kẹp tuỳ động- xi lanh cố định 1. Đĩa phanh, 2. Má kẹp, 3. Đường dầu, 4. Piston, 5. Thân xi lanh, 6. Má phanh Hình 5.3b. Sơ đồ kết cấu phanh đĩa loại má kẹp cố định 1. Má phanh, 2. Má kẹp, 3. Piston, 4. Vòng làm kín, 5. Đĩa phanh 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 má phanh và trống phanh. - 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. (a) (b) Hình 5.4. Các phương án lắp pu ly với may ơ sau và bố trí cơ cấu phanh sau. 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. 5.4.2. Chọn các kích thước còn lại. Hình 5.5. Sơ đồ biểu diễn các góc, kích thước cơ bản của guốc phanh. - Các góc a1, a2: Chọn tương tự theo kết cấu tương đương dự kiến. + Má trước: a1 = 30o; a2 = 131o. Suy ra góc ôm của má trước: bt = a2 - a1 = 131o – 30o = 101o. + Má sau : a1 = 30o; a2 = 131o. Suy ra góc ôm của má trước: bs = a2 - a1 = 131o – 30o = 101o. Ta thấy rằng góc ôm b của guốc trước và guốc sau bằng nhau: bt = bs =b = 101o . Góc ôm này nằm trong giới hạn 90o ÷ 130o [3]. Nếu b nhỏ quá( ≤ 90o) thì không tận dụng được kích thước của trống phanh làm cho má phanh mau mòn, nếu b lớn quá( ³ 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: s = , với ao = 18o thay số vào ta có: s = = 59,9 mm. 5.4.3. Xác định lực ép cần thiết. 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.Y(a). Trong đó Y(a)là hàm phân bố áp suất còn qmax là áp suất cực đại tác dụng trên má phanh. - Hệ số ma sát m giữa má phanh và trống phanh không phụ thuộc vào chế độ phanh. Khi phanh một phần tử vô cùng bé da sẽ chịu một lực pháp tuyến: dN =q.b.rt.da và một lực ma sát: dFt = m.dN = m.q.b.rt.da . (5.9) Lực ma sát trên sẽ tạo ra một momen phanh: dMp = dFt.rt = m.q.b.rt2.da = m.qmax.b.rt2. Y(a).da . (5.10) Momen phanh do các quốc phanh tạo ra là: Mp1,2 = m.qmax.b.rt2. . (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. . (5.12) Thay dFt và dN ở (5.9) vào (5.12), với l= (rt- Scosa), biến đổi ta có: . (5.13) Thay (5.13) vào (5.11), rồi chia cả tử và mẫu cho ta nhận được phương trình xác định mômen phanh của mỗi guốc phanh theo lực ép như sau: + guốc tự xiết: (5.14) + guốc tự tách: (5.15) Trong đó: A = B = 1- []. Momen tổng của hai quốc phanh sẽ là: MpS = Mp1 + Mp2 = + . (5.16) Với dẫn động phanh thuỷ lực mà xi lanh bánh xe không có kết cấu bậc và các guốc trước và sau đối xứng thì : P1 = P2 = P , h1 = h2 = h nên theo công thức (5.16) ta có: Suy ra lực ép P cần thiết tác dụng lên má phanh là: (5.17) Trong trường hợp xem áp suất phân bố gần như đều theo chiều dài má phanh, tức là Y(a) = 1 thì: . (5.18) . (5.19) Trong đó : + Hệ số ma sát m khi tính toán có thể lấy m = 0,35 [6]. + Các giá trị kích thước của cơ cấu phanh là :s = 59,9 mm ; h = 118,5 mm; rt = 85,2 mm, a1 = 12o, a2 = 113o . Thay số vào (5.18) và (5.19) ta có: . = 0,546. .. = 0,716. Từ ( 5.17) thay MpS = 211,34 (Nm) và các thông số đã biết vào ta tính được lực ép lên các guốc phanh là: = 1099,34 (N). 5.4.4. Tính bề rộng má phanh. 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. Từ (5.11) với Y(a) = sina ta có: = m.qmax.b.rt2.(cosa1 - cosa2) Suy ra áp suất cực đại trên bề mặt ma sát của má phanh là: (5.20) Từ điều kiện qmax ≤ [q] kết hợp với (5.20) ta suy ra bề rộng má phanh cần phải có: (5.21) Trong đó: + Bề rộng má phanh. + Áp suất cho phép, [q] = 2,0 Mpa [3]. + Mp: Momen phanh sinh ra của một má phanh. + m : Hệ số ma sát giữa má phanh và trống phanh, m = 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: = 154,15 (Nm). Thay số vào (5.21) ta được: 0,0222 (m). 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: = 1,8 (Mpa) Vậy má phanh đảm bảo điều kiện áp suất cự đại cho phép. Kiểm tra bề rộng má phanh thông qua tải trọng riêng quy ước. Theo tài liệu tham khảo [ 2 ] ta có điều kiện: [p ]. (5.22) Trong đó: + ma: Phần khối lượng đè lên cầu sau khi phanh, m2 = 314,6 (kg). + [p]: Tải trọng riêng cho phép [p] = 0,25 (Mpa). +Få: Tổng diện tích của tất cả các má phanh . Do các má trước và các má sau bằng nhau cho nên: = 4.F Với F: Diện tích của một má phanh. Þ FS = 0,014658 (m2). Hay Få = 14,658 (mm2). Thay các giá trị vào (5.22) ta tính được: p N/m2 Hay p » 0,211 (Mpa). Vậy bề rộng má phanh thoã mãn điều kiện tải trọng riêng quy ước. 5.4.5. Kiểm tra điều kiện tự siết. Hiện tượng tự siết là hiện tượng má phanh tự siết vào trống phanh chỉ bằng lực ma sát mà không cần tác dụng của lực dẫn động. Từ công thức (5.14) ta thấy rằng hiện tượng tự siết sẽ xảy ra khi mẫu số bằng không, để tránh hiện tượng này phải đảm bảo điều kiện: > 0, tức là . (5.23) Thay A1 = 0,546 và B1 = 0,716 vào (5.23) ta có: = 0,763 Như vậy ( 0,35 < 0,763), tức là má phanh thoã mãn điều kiện tránh tự xiết. 5.5. XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ CƠ BẢN CƠ CẤU PHANH TRƯỚC. 5.5.1. Bán kính ngoài r1, bán kính trong r2, bán kính trung bình rtb của đĩa phanh. Bán kính ngoải r1 của đĩa phanh phải thoã mãn điều kiện: r1 < rbx. Ở đây ta lấy theo kết cấu của đĩa phanh tương đương dùng trên xe máy Heasun: r1 = 105 (mm). Bán kính làm việc trong của đĩa phanh : r2 = 70 (mm). Bán kính trung bình được tính trên cơ sơ cân bằng áp suất trên đĩa phanh từ r1 đến r2, có thể tính gần đúng theo công thức sau: [3] Þ = 87,5 (mm) Vậy rtb = 87,5 (mm). 5.5.2. Lực ép cần thiết. 2 1 Hình 5.7. Sơ đồ tính lực ép cơ cấu phanh đĩa 1. Đĩa phanh; 2. Má phanh. Để tạo ra được momen phanh yêu cầu Mpt cần phải tạo ra momen ma sát trên bề mặt đĩa phanh để thực hiện quá trình phanh. Mms= Fms.rtb.zms. (5.24) Mà Fms = P.m Suy ra lực ép lên đĩa phanh được xác định như sau: (5.25) Trong đó: + Mms: Mô men ma sát sinh ra ở cơ cấu phanh trước, phải đảm bảo điều kiện: Mms ³ Mpt, ta lấy Mms = Mpt = 374,23 (Nm) để tính toán. + m : Hệ số ma sát giữa đĩa phanh và má phanh, m =0,35. + rtb : Bán kính trung bình của đĩa phanh, rtb = 87,5 (mm). + zms: Số lượng đôi bề mặt ma sát, Zms = 2. Thay các giá trị đã biết vào công thức (5.25) ta được: .1000 = 6109,9 (N). 5.5.3. Diện tích bề mặt làm việc của má phanh. Diện tích bề mặt làm việc của má phanh được xác định bởi áp suất cho phép. Áp suất trung bình trên bề mặt má phanh là: (5.26) Trong đó: + Pt: Lực ép cần thiết, Pt = 6109,9 (N). + Få: Tổng diện tích bề mặt làm việc của má phanh. + [p ]: Áp suất cho phép. Theo tài liệu tham khảo [3] giá trị [p] =2 Mpa. Từ (5.26) biến đổi và thay số vào ta có: = = 0,00305 (m2). Nếu coi gần đúng má phanh có tiết diện hình chữ nhật có hai kích thước là a, b thì: a = r1- r2 = 105- 70 = 35 (mm). b= == 43,64 mm. Tham khảo theo kết cấu dự kiến của má phanh của xe Heasun: Hình 5.8. Kết cấu má phanh trước. Diện tích của một má phanh là F = 1464,53mm2. Vậy tổng diện tích bề mặt làm việc của má phanh là: Få = 1464,53.2 = 2929,07 mm2. Thay các thống số đã biết vào (5.26) ta có: = 2,08 (Mpa). Nhận xét: Khi phanh trọng lượng phân bố lên cầu trước khá lớn( 278,4 KG) chiếm 47% trọng lượng toàn bộ xe. Mặt khác cầu trước chỉ có một cơ cấu phanh nên mô men yêu cầu khá lớn, đòi hỏi phải sử dụng cơ cấu phanh tương đương hoặc lớn hơn cơ cấu phanh cho cầu sau( cầu sau có hai cơ cấu phanh), nếu sử dụng cơ cấu phanh trước là trống guốc như cơ cấu phanh sau thì rất khó bố trí vì cơ cấu này dùng trên ô tô du lịch, nếu sử dụng cơ cấu phanh tang trống như xe máy thường thì không đảm bảo yêu cầu. Ở đây ta sử dụng cơ cấu phanh đĩa, ta có thể tăng rtb tức là sử dụng đĩa phanh có kích thước lớn hơn loại dùng cho xe máy Haesun để giảm đảm bảo yêu cầu của xe về mô men phanh và áp suất bề mặt làm việc của má phanh, từ kết quả tính toán trên ta thấy diện tích bề mặt làm việc của má phanh yêu cầu so với thực tế chênh lệch nhau không lớn lắm, đồng thời trong tính toán ta giả thiết vận tốc lúc bắt đầu phanh là cực đại( quán tính lớn), xe đầy tải. Thực tế xe thiết kế ít khi hoạt động với điều kiện như vậy nên kết quả tính toán như trên là có thể chấp nhận được. Mặt khác theo tài liệu tham khảo [2] Thí nghiệm chứng tỏ rằng ở phanh đĩa áp suất riêng có thể lấy cao hơn là nhờ độ cứng của cơ cấu phanh lớn và má phanh hao mòn đều hơn. 5.6. TÍNH TOÁN KIỂM TRA NHIỆT VÀ MÀI MÒN. 5.6.1.Tính toán mài mòn. Tính mài mòn được tiến hành theo các chỉ tiêu gián tiếp là áp suất trung bình trên tất cả các má phanh và công ma sát riêng- xác định nhiệt độ đốt nóng trống phanh, đĩa phanh và cường độ mài mòn má phanh. Áp suất trung bình trên má phanh được tính như sau: + Đối với cơ cấu phanh sau. (5.27) Trong đó: +Mp: Mô men phanh của một guốc phanh sinh ra, vì mô men phanh của guốc trước( tự siết ) là lớn nhất nên ta chỉ cần kiểm nghiệm cho má trước( tự siết). Mp = Mp1 = 154,15 (Nm). + m = 0,35: Hệ số ma sát. + b : Bề rộng má phanh, b = 24,4 (mm). + rt : Bán kính làm việc của trống phanh, rt = 85,2 (mm). + b : Góc ôm má phanh, b = 101o. + [qtb ]: Áp suất trung bình cho phép. Theo [3] đối với má phanh làm bằng vật liệu atbét thông thường thì [ qtb] = 2 MPa. Thay các giá trị vào ( 5.27) ta được: qtb = 1,41 (Mpa). Þ qtb < [qtb]. Vậy bề rộng má phanh đảm bảo điều kiện áp suất trung bình, tức là thoã mãn điều kiện mài mòn cho phép. + Đối với cơ cấu phanh trước. Áp suất trung bình trên má phanh được tính theo công thức: qtb = ≤ [qtb]. Ở mục 5.4.3 ta đã xác định diện tích làm việc của má phanh là: Få = 2929,07mm2. Þ p = 2,08 (Mpa) [qtb ]: Áp suất trung bình cho phép. Theo [3] đối với má phanh làm bằng vật liệu atbét thông thường thì [ qtb] = 2 (Mpa). Theo tài liệu tham khảo [2] thì Thí nghiệm chứng tỏ rằng ở phanh đĩa áp suất riêng có thể lấy cao hơn là nhờ độ cứng của cơ cấu phanh lớn và má phanh hao mòn đều hơn. Công ma sát riêng. . (5.28) [3] Đối với cơ cấu phanh sau. + m2: Khối lượng phân bố ra cầu sau, m2 = 314,6 (kg). + V: Vận tốc khi bắt đầu phanh, lấy trung bình V = 20 km/h (5,56 m/s). + Få : Diện tích tất cả các má phanh. Få = Fps = 0,014658 (m2). + [lms]: Trị số công ma sát riêng cho phép, tham khảo [2] đối với ô tô thì: [lms] = 600 ÷ 800 (J/cm2), xe thiết kế ta lấy giá trị [lms ] nhỏ hơn. Thay các giá trị đã biết vào (5.28) ta được: = 33,11 (J/cm2). Thoã mãn điều kiện công ma sát riêng: lms < [lms]. - Đối với cơ cấu phanh trước. + m1: Khối lượng phân bố ra cầu trước, m1 = 278,4 (kg). + V: Vận tốc khi bắt đầu phanh, lấy trung bình V = 20 km/h (5,56 m/s). + Få : Diện tích tất cả các má phanh. Få = Fpt = 0,002929 ( m2). + [lms]: Trị số công ma sát riêng cho phép, ta tham khảo [2] đối với ô tô thì: [lms] = 600 ÷ 800 (J/cm2). Đối với xe thiết kế thì giá trị này lấy nhỏ hơn nhiều. Thay các thông số đã biết vào (5.28) ta được: = 146,7 (J/cm2). Từ kết quả tính toán trên ta thấy giá trị lms không lớn lắm nên có thể chấp nhận được. Kết luận: Má phanh đảm bảo điều kiện 5.6.2. Tính toán nhiệt. Tính toán nhiệt nhằm hạn chế không cho nhiệt độ trống phanh, đĩa phanh tăng quá giới hạn cho phép. Ta biết trong quá trình phanh động năng của xe chuyển thành nhiệt năng đốt nóng trống phanh; đĩa phanh và một phần tỏa ra ngoài không khí. Do đó theo định luật bảo toàn năng lượng ta có thể viết: [3] (5.29) Trong đó: + Gc: Phần trọng lượng của xe tác dụng lên cầu được tính khi phanh. + V1, V2: Tốc độ đầu và cuối quá trình phanh. + m: Khối lượng của các chi tiết bị nung nóng. +Dtc: Lượng tăng nhiệt độ của trống phanh hoặc đĩa phanh so với môi trường ở cuối và trong quá trình phanh. + K: Hệ số truyền nhiệt giữa trống phanh hoặc đĩa phanh và không khí. + tp : Thời gian phanh. + C: Nhiệt dung riêng của vật liệu làm trống phanh hay đĩa phanh. Đối với gang, thép: C = 482 (J/Kg.độ). + Ft: Diện tích tản nhiệt của trống phanh hay đĩa phanh. Khi phanh ngặt trong thời gian ngắn, lượng nhiệt truyền cho không khí không đáng kể nên có thể xem thành phần: = 0. Đối với cơ cấu phanh sau: Từ (5.29) ta có công thức tính lượng tăng nhiệt độ của trống phanh trong một lần phanh : Dtc = (5.30) Và biểu thức điều kiện là: Dtc = ≤ [Dt] (5.31) Từ (5.31) ta suy ra công thức tính khối lượng của trống phanh và các chi tiết liên quan bị nung nóng như sau: mt ≥ . (5.32) Với Gc = 314,6 (KG). Theo tài liệu [3] khi phanh từ tốc ban đầu V1 = 8,33(m/s) đến khi dừng hẳn thì Dtc không vượt quá 150C. Thay số vào (5.32) ta có: mt ³ = 1,54 (kg). Khối lượng của một trống phanh và các chi tiết liên quan của cơ cấu phanh được tính là: mt1 = mt2 = = = 0,77 (kg). Hình 5.9. Sơ đồ tính toán trống phanh Tính toán trống phanh chính xác rất phức tạp, để đơn giản ta tính toán với các giả thiết sau: Trống phanh gồm hai phần: phần trụ 1 và phần đĩa 2 trong đó phần trụ chịu nhiệt là chủ yếu chính vì thế một cách gần đúng xem khối lượng chịu nhiệt của trống phanh chỉ là của phần trụ 1 này. Ta có công thức tính khối lượng trống phanh như sau: mt =.p.bt.r (5.33) Trong đó: + dt : Đường kính bề mặt ma sát của trống phanh, dt = 170,4 (mm). + r: Khối lượng riêng của vật liệu làm trống phanh, đối với trống phanh bằng gang thì r = 7,8.103 Kg/m3. + bt: Bề rộng trống phanh được chọn trên cơ sở bề rộng má phanh đã tính ở trên cộng thêm độ dư hai bên mỗi bên khoảng 4,8 mm (lấy theo kết cấu dự kiến). bt = 34 mm. Thay các giá trị đã biết vào (5.33) ta được : Dt = = (m). Hay Dt = 180,55 (mm). Ta chọn Dt = 182 mm theo kết cấu của trống phanh dự kiến. Suy ra độ dày của trống phanh là: dt = ==5,8 (mm). Ở phần miệng của trống phanh có độ dày là: dtmax = Trong đó Dmax: Đường kính lớn nhất của trống phanh, lấy theo kết cấu dự kiến. Dmax = 194 mm. Þ dtmax ==11,8 (mm). Từ (5.30) ta tính độ tăng nhiệt độ của trống phanh, với xe thiết kế ta lấy vận tốc bắt đầu quá trình phanh là 20 km/h ( 5,56 m/s) Dtc = = 13,37oC Þ Dtc ≤ [Dt]. Thoã mãn điều kiện nhiệt độ cho phép. Đối với cơ cấu phanh trước. Hình 5.10. Kích thước đĩa phanh Từ (5.30) ta có công thức tính lượng tăng nhiệt độ của đĩa phanh trong một lần phanh : Dtc = (5.34) Trong đó: + Gc: Phần trọng lượng xe tác dụng lên cầu trước khi phanh, Gc = 278,4 (kg). + V1, V2: Vận tốc đầu và cuối quá trình phanh, với xe thiết kế lấy V1 = 5,56 (m/s) và V2 = 0. + g: Gia tốc trọng trường, g = 9,81 (m/s2). + C: Nhiệt dung riêng của vật liệu làm đĩa phanh, với gang C = 500 (J/Kg.độ). Và biểu thức điều kiện là: Dtc = ≤ [Dt] (5.35) Khối lượng phần chịu nhiệt của đĩa phanh được tính như sau: md = r.p(r12 - r22 ).dđ (5.36). Trong đó: + r : Khối lượng riêng của vật liệu đĩa phanh. Đối với gang r = 7,8.103 Kg/m3. + r1: Bán kính ngoài đĩa phanh, r1 = 105 (mm). + r2 : Bán kính trong đĩa phanh, r2 = 70 (mm). + dđ : Độ dày đĩa phanh, ta lấy dđ = 4 mm theo kết cấu dự kiến. Khối lượng phần chịu nhiệt của đĩa phanh là: mđ = 7,8.103.p.(1052 - 702).10-6.4.10-3 = 0,6 Kg. Thay các thong số đã biết vào (5.34) ta tính được độ tăng nhiệt độ của dĩa là : Dtc = = 14,6 oC. 5.7. TÍNH TOÁN DẪN ĐỘNG PHANH. 5.7.1.Các phương án điều khiển hệ thống phanh. Phương án 1: Phanh điều khiển bằng bàn đạp. Đây là phương án thông dụng nhất, điều khiển phanh bằng bàn đạp vừa thuận tiện vừa tạo ra được lực bàn đạp lớn, đồng thời hành trình bàn đạp cho phép cũng lớn. Phương án 2: Phanh điều khiển bằng tay. Do xe được thiết kế, cải tạo từ xe gắn máy- chỉ cải tiến phần sau nên ta có thể sử dụng tay phanh để điều khiển cho cả phanh trước và phanh sau như xe máy thông thường. Tuy nhiên phương án này không khả thi vì hành trình tay phanh bị giới hạn trong phạm vi rất nhỏ nên rất khó đảm bảo yêu cầu của hệ thống phanh. Phương án 3: Kết hợp hai phương án trên( Vừa điều khiển bằng tay, vừa điều khiển bằng chân). Theo phương án này thì phanh trước được điều khiển bằng tay, phanh sau được điều khiển bằng bàn đạp. Ta thấy rằng xe thiết kế có yêu cầu cao về tính án toàn khi chuyển động, do vậy phương án này không đáp ứng yêu cầu của xe thiết kế vì không đảm bảo phanh đồng thời tất cả các bánh xe. Qua phân tích sơ bộ trên ta chọn phương án 1. 5.7.2. Tính toán dẫn động phanh thuỷ lực điều khiển bằng bàn đạp. Hình 5.11: Sơ đồ tính toán dẫn động phanh thuỷ lực. 1: Bàn đạp phanh, 2: Xilanh chính, 3: Cơ cấu phanh trước, 4: Cơ cấu phanh sau. Tính đường kính xi lanh bánh xe . Đường kính xi lanh bánh xe được xác định dựa trên lực ép P cần tạo ra và áp suất cực đại cho phép của hệ thống truyền động thuỷ lực. Lực ép tác dụng lên guốc phanh để ép sát các má phanh vào trống phanh: Để ép sát được má phanh vào trống phanh thì các guốc phanh phải thắng các lực lò xo hồi vị guốc phanh, tức là cần một áp suất ban đầu p02 để thắng các lực lò xo hồi vị. Do vậy ta có thể viết: (5.37) Trong đó: + Ps: Lực cần tác dụng lên guốc phanh để sinh ra mô men phanh yêu cầu, Ps =1099,34 [ N]. + dks: Đường kính xi lanh bánh xe [m]. + p2 : Áp suất hiệu dụng trong xi lanh bánh xe sau( tức là áp suất để sinh ra mô men phanh yêu cầu), p2 = plv - p02 [ Pa] + plv : Áp suất làm việc của chất lỏng trong dẫn động. Theo [3] thì áp suất làm việc trong dẫn động có giá trị cực đại cho phép từ 5÷ 8 MPa, áp suất càng lớn thì kết cấu dẫn động càng gọn nhẹ, tuy nhiên yêu cầu độ kín khít cao hơn, ta lấy lấy sơ bộ plv = 8.106 (Pa). + p02 : Áp suất chất lỏng cần thiết để ép sát các má phanh vào trống phanh, theo [6] thì p02 = 2÷ 4 (KG/cm2), ta lấy p02 = 3 (KG/cm2). Thay số vào (5.37) ta được đường kính sơ bộ của xi lanh bánh xe sau là: = 0,01348 ( m). Hay dks = 13,48 (mm). Lấy dks = 15,5 ( mm) theo kết cấu cơ cấu phanh dự kiến. Như vậy để tạo ra được lực ép là Ps = 1099,34 ( N), với đường kính xi lanh bánh xe là dks = 15,5 (mm) thì áp suất của chất lỏng trong dẫn động là: Plv = Þ plv = + 0,3 = 6,126 (Mpa). Vậy đường kính xi lanh bánh xe là sau là: dks = 15,5 mm. Lực ép tác dụng lên má phanh của cơ cấu phanh trước: Do phanh trước sử dụng loại phanh đĩa nên không cần áp suất ban đầu để ép sát má phanh vào đĩa phanh, tức là: (5.38) Trong đó: + Pt : Lực ép tác dụng lên má phanh của cơ cấu phanh trước, Pt = 6109,9 (N). + dkt: Đường kính xi lanh bánh xe trước . + plv : Áp suất làm việc của chất lỏng trong dẫn động. Ở trên ta đã tính được áp suất trong dẫn động là plv = 6,126 (Mpa). Thay các thông số vào (5.38) và biến đổi ta được: = 0,03564 ( m). Hay dkt = 35,64 ( mm). Ta lấy dkt =35 mm theo kết cấu của cơ cấu phanh dự kiến. Lực ép thực tế là : Ptt = .6,126.106 = 5894 ( N). Xác định đường kính xi lanh chính. Đường kính xilanh chính dc nói chung không khác đường kính xilanh bánh xe nhiều. Đối với các kết cấu hiện nay, đối với loại hệ thống phanh hai cầu trang bị phanh guốc cho cầu sau và phanh đĩa cho cầu trước số liệu thống kê nhận được như sau: dkt/dc = 2,1÷ 2,4 ; dks/dc = 1,0 ÷ 1,2; dkt/dks = 1,7 ÷ 2,4 . Từ kết quả tính toán và tham khảo số liệu thống kê ở trên cho xe thiết kế ta chọn dc =15,5 (mm), trong đó dks /dc=1; dkt/dc = 35/15,5 = 2,26; dkt/dks =35/15,5 =2,26. Tính lực và hành trình bàn đạp. Hình 5.12. Sơ đồ tính toán lực và hành trình bàn đạp dẫn động phanh thủy lực. 1. Bàn đạp, 2. Xi lanh chính, 3. Cơ cấu phanh trước, 4. Cơ cấu phanh sau. Do tỉ số truyền bàn đạp r2/r1 chưa biết, nên ta giả thiết rằng Sbđ≤ [ Sbđ] để tính tỉ số truyền , sau đó tính Pbđ ứng với tỉ số truyền vừa tính chọn được. - Nếu Pbđ ≤ [Pbđ] : Thõa mãn yêu cầu. - Nếu Pbđ> [Pbđ]: Tính lại. Trong đó [Sbđ], [Pbđ] : Hành trình và lực bàn đạp cho phép, được xác định trên cơ sở đảm bảo thuận tiện và nhẹ nhàng cho người điều khiển. Theo tài liệu tham khảo [3], hành trình bàn đạp không vượt quá 150÷ 180 (mm), giá trị nhỏ dùng cho xe du lịch đối với loại xe thiết kế ta chọn giới hạn hành trình bàn đạp nhỏ hơn 150 (mm), đối với xe thiết kế thì hành trình bàn đạp cho phép lấy nhỏ hơn giá trị trên, khoảng 110 (mm). Do số lần phanh ngặt với hiệu quả phanh cực đại chỉ chiếm ( 5÷10)% số lần phanh chung, nên đối với ô tô lực lớn nhất cho phép trên bàn đạp phanh đến 500 (N). Tính hành trình bàn đạp. Để thực hiện quá trình phanh thì: - Các piston của xi lanh bánh xe sau phải dịch chuyển một đoạn xs: xs = (5.39) Trong đó: + d0: Khe hở hướng kính trung bình giữa má phanh và trống phanh khi nhả phanh. Tham khảo [3] ta có d0= 0,3÷ 0,6 mm, chọn do = 0,6 mm. +dm : Độ mòn cho phép hướng kính của má phanh, lấy bằng 0,5 mm, khi má phanh bị mòn lớn thì phải điều chỉnh lại khe hở má phanh. + h’ = 61,5 mm. + h” = 57 mm. Thay số vào (5.39) suy ra:2,079 mm. - Piston của xi lanh bánh xe trước phải dịch chuyển một đoạn xt để khắc phục khe hở giữa má phanh và đĩa phanh, đối với cơ cấu phanh đĩa khe hở này khá nhỏ, khoảng 0,05÷ 0,08 mm [6 ], lấy khe hở má phanh và đĩa phanh bằng 0,07 mm, độ mòn cho phép má phanh lấy bằng 0,5 mm. Þ xt = (0,07+0,5) = 0,57 (mm). Mà thể tích do các quả piston xi lanh bánh xe dịch chuyển tạo ra bằng thể tích do piston xi lanh chính dịch chuyển tạo ra, chú ý cầu sau có 4 piston xi lanh bánh xe, tức là hành trình toàn bộ của các quả piston là 4xs, cầu trước hành trình toàn bộ của piston là 2xt: Þ Hành trình dịch chuyển của piston xi lanh chính là: Sc = .k (5.40) Trong đó: + dc : Đường kính xi lanh chính, dc = 15,5 (mm). + dkt : Đường kính xi lanh bánh xe trước, dkt =35 (mm). + k: Hệ số tính đến sự biến dạng đàn hồi của đường ống, khi tính toán có thể lấy k = 1,07÷ 1,1. Ta lấy k = 1,07. Thay số vào (5.40) ta được: Sc = .1,07 =15,11 (mm). Hành trình làm việc của bàn đạp được tính như sau: Slv = ( Sc+d’+ d”+D).r2/r1 (5.41) Trong đó : + D: Khe hở giữa piston xi lanh chính và thanh đẩy nối bàn đạp. Khe hở này cần thiết để đảm bảo cho nhả phanh được hoàn toàn khi thôi tác dụng vào bàn đạp phanh. Ta chọn D = 1 [mm]. + d’, d” : Hành trình không tải của piston xi lanh chính( khi piston đi qua các lỗ thông với bình chứa dầu). Theo [3] chọn d’ =d” = 2 mm. + r2/r1: Tỉ số truyền của bàn đạp. Mặt khác: Sbđ ≤ [Sbđ ] (5.42) Từ (5.40) và (5.41) ta có: (Sc+ D+ d’+d” ).r2/r1 ≤ [ Sbđ] Û r2/r1 ≤ . Thay số vào ta xác định được tỉ số truyền của bàn đạp với hành trình bàn đạp chọn là Sbđ = 110 mm. r2/r1 ≤ 5,468. Chọn tỉ số truyền bàn đạp r2/ r1 = 5,4. Thay số vào (5.41) ta tính lại hành trình bàn đạp: Sbđ = ( 15,11+1+ 2+2).5,4 = 108,6 (mm). - Trường hợp má phanh chưa mòn thì : dm = 0. Từ (5.39) tính được xs = 1,04 mm, và xt = 0,07 mm. Thay số vào (5.40) ta được: Sc = 5,2 (mm). Hành trình bàn đạp lúc má phanh chưa mòn là: Sbđ0 = (5,2+1+2+2).5,4 = 55,15 (mm). Tính lực bàn đạp. Để tạo được áp suất plv theo yêu cầu cần phải tác dụng lên bàn đạp một lực: Pbđ (5.43) Trong đó: + h: Hiệu suất dẫn động bàn đạp, thừa nhận bằng , ta chọn h = 0,92 [3] + dc : Đường kính xilanh chính, dc = 15,5 (mm). + plv: Áp suất làm việc của chất lỏng trong dòng dẫn động, plv = 6,126 (Mpa). + Tỷ số kích thước . Thay các giá trị trên vào (5.43) ta được lực cần tác dụng lên bàn đạp để tạo ra áp suất làm việc theo yêu cầu. Pbđ 232,7 (N). Nhận xét : Pbđ khá nhỏ, khoảng 23 KG đảm bảo cho người lái điều khiển nhẹ nhàng. Trong quá trình lắp đặt, bố trí bàn đạp phanh ta có thể thay đổi, chọn tỉ số truyền bàn đạp r2/r1 thích hợp để làm cho kết cấu gọn nhẹ, dễ bố trí hơn. 5.8. PHANH DỪNG. Để đảm bảo cho xe đứng yên trong thời gian không hạn chế, đứng yên trên dốc thì cần phải có phanh dừng. Trên ô tô nói chung phanh dừng có thể làm riêng lẽ, lúc đó cơ cấu phanh đặt trên trục ra của hộp số nên còn được gọi là phanh truyền lực, phanh dừng cũng có thể đặt ở bánh xe( chung với cơ cấu phanh của hệ thống phanh chính) còn truyền động phanh dừng làm riêng lẽ và thường là loại cơ khí. Phanh dừng có thể phanh ở tất cả các bánh xe hay là chỉ phanh ở các bánh xe sau. Đối với xe thiết kế, cơ cấu phanh dừng dùng chung với cơ cấu phanh sau và được dẫn động bằng cơ khí( cáp). Lực phanh cần thiết để xe đứng yên trên dốc. Theo kết quả tính toán lực kéo của xe thiết kế thì xe chỉ có thể trên đường có độ dốc không quá 9o34’. Do vậy tính toán phanh dừng ta cũng chỉ tính cho xe khi đứng trên dốc có độ dốc 9o34’. Do xe thiết kế chỉ phanh ở các bánh xe sau nên ta sẽ xét trường hợp xe quay đầu xuống dốc, vì trường hợp này nguy hiểm hơn khi đứng ở dốc lên. Hình 5.14. Sơ đồ tính toán phanh dừng. Xe có thể đứng yên trên dốc với độ nghiêng a nếu đảm bảo được điều kiện sau: Ppmax ³ Ga sina (5.44) Ppmax = j.Z’2 (5.45) Trong đó: + Ga : Trọng lượng toàn bộ của xe, Ga = 593 (KG). + j : Hệ số bám giữa lốpvà mặt đường, j = 0,64. + a = 9,57o. + Z2: Phản lực pháp tuyến của đường tác dụng lên bánh xe sau( khi xe ở trên đường dốc), Z’2 được tính như sau: . (5.46) Với + a : Toạ độ trọng tâm xe theo chiều dọc, a = 1441,8 (mm). + hg : Toạ độ trọng tâm xe theo chiều cao, hg = 761 (mm). Từ (5.45) và (5.46) ta suy ra lực phanh lớn nhất tác dụng lên các bánh xe sau: Ppmax = 0,64. = 2730,95 (N). Mô men phanh cực đại cho phép: Mpmax = Ppmax.rbx, với rbx là bán kính bánh xe sau, rbx = 210 (mm). Þ Mpmax = 2730,95. 0,21 = 573,5 ( Nm). Từ (5.44) suy ra lực phanh yêu cầu: Ppd ≥ Ga.sina = 5930.sin9,57o = 986 (N). Hay mô men phanh cần thiết để xe đứng yên trên dốc là : Mpd = Ppd.rbx ≥ 986.0,21 = 207 (Nm). Để nâng cao độ tin cậy cho hệ thống phanh ta tính lực phanh dừng tác dụng lên các bánh xe sau là Pp = 1500 (N) đảm bảo hai điều kiện (5.44) và (5.45). Mô men phanh mà cơ cấu phanh dừng sinh ra là: Mpd = 1500.0,21 = 315 (Nm). Tính lực điều khiển phanh dừng. Momen tổng của hai guốc phanh là: MpS =Mp1 + Mp2 =+. Mà P1 = P2 =P nên: Mpå = (5.47) Trong đó : + A = 0,546. + B = 0,716. + h1’ = h2’ = h’ =100 mm. + P1, P2 : Lực ép tác dụng lên guốc phanh tự siết, tự tách. + m = 0,35: Hệ số ma sát giữa má phanh và trống phanh. + MpS : Mô men phanh do cơ cấu phanh dừng sinh ra, MpS = 315 (Nm) Thay số vào (5.47) ta tính được lực ép cần thiết: Pép == =1941,3 N. Lực điều khiển tay đòn phanh dừng được tính như sau: (5.48) Trong đó: + ic: Tỉ số truyền của cơ cấu ép phanh dừng ,lấy theo kết cấu thực tế ic = 2. + hck: Hiệu suất dẫn động cơ khí, theo tài liệu tham khảo [5] ta có: hck = 0,8÷ 0,85. Chọn hck = 0,85. + id : Tỉ số truyền của dẫn động cơ khí. Ta chọn id =7,5. Thay các thông số đã biết vào (5.48) ta được: Ppd = = 152,26 (N). Hành trình tay đòn điều khiển phanh dừng. Hành trình dịch chuyển của các má phanh được tính như công thức sau:x = (5.49) Với h’ = 43 mm, h” = 57 mm, do = 0,5 mm, dm = 0,5 mm. Thay số vào (5.49) ta có: x = = 1,754 (mm). Hành trình tay đòn điều khiển phanh dừng được tính như sau: Std = 2.x. ic.id = 2.1,754.2.7,5 = 52,63 (mm). Nhận xét : Hành trình và lực tay đòn điều khiển phanh dừng khá nhỏ, đảm bảo cho người lái điều khiển được nhẹ nhàng và thuận tiện. 5.9. TÍNH TOÁN HIỆU QUẢ PHANH. 5.9.1. Đặc tính phanh của xe thiết kế. Sự phanh có hiệu quả nhất ứng với khi lực phanh sinh ra ở các bánh xe tỷ lệ thuận với tải trọng tác dụng lên chúng , mà tải trọng tác dụng lên các bánh xe trong quá trình phanh lại thay đổi do có lực quán tính Pj tác dụng. Trong trường hợp phanh có hiệu quả nhất( quãng đường phanh nhỏ nhất, hoặc gia tốc chậm dần lớn nhất, hoặc thời gian phanh nhỏ nhất) thì tỷ số giữa lực phanh ở bánh xe trước và lực phanh ở các bánh xe sau sẽ là: = (5.50) Với , (5.51) Từ hai biểu thức (5.50) cà (5.51) ta được : (5.52) Vậy để đạt hiệu quả phanh cao nhất thì lực phanh sinh ra ở các bánh xe trước Ppt và ở các bánh xe sau Pps phải tuân theo biểu thức (5.52). Nếu coi bán kính bánh trước rb1 và bánh xe sau rb2 trong quá trình phanh, ta có thể viết quan hệ giữa mô men phanh ở bánh trước Mpt và bánh xe sau Mps như sau: (5.53) Kết hợp hai biểu thức (5.52) và (5.53) ta có quan hệ sau: (5.54) Trong đó: + Mpt : Mô men phanh cần sinh ra ở bánh xe trước. + Mps : Mô men phanh cần sinh ra ở các bánh xe sau. + a, b, hg: Các toạ độ trọng tâm của xe. + j : Hệ số bám giữa bánh xe với mặt đường. Như vậy muốn đảm bảo hiệu quả phanh tốt nhất thì mô men phanh sinh ra ở các bánh xe trước Mpt và mô men phanh sinh ra ở các bánh xe sau Mps phải luôn tuân theo biểu thức (5.54). Các giá trị a, b, hg đối với một ô tô nhất định nào đó có thể thay đổi tuỳ theo vị trí và mức độ chất tải lên ô tô, hệ số bám j cũng thay đổi theo loại đường mà xe hoạt động, tình trạng kỹ thuật của lốp xe và mặt đường. Để xây dựng đặc tính phanh lý tưởng cho xe thiết kế ta tính cho hai trường hợp cụ thể là lúc xe không tải và đầy tải. Ta có: Mpt = (5.55) Mps = (5.56) Đối với ô tô đã chất tải cố định, thì các toạ độ trọng tâm a, b, hg cố định. Từ hai biểu thức trên bằng cách thay đổi giá trị j ta có thể vẽ đồ thị Mpt =f1(j) và Mps = f2(j) trong hai trường hợp cụ thể của xe thiết kế là lúc xe không tải và đầy tải. Bảng B5-1 : Các thông số cơ bản của xe ứng với khi đầy tải và không tải: Thông số G [KG] a [mm] b [mm] hg [mm] rbx [mm] L [mm] Không tải 293 1044,37 755,63 721 210 1800 Đầy tải 593 1441,82 358,18 761 210 1800 Bảng B5-2. Kết quả tính toán Mpt, Mps và tỷ số b =Mpt/Mps khi xe không tải. j 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 Mpt 28,295 61,519 99,672 142,754 190,766 243,707 301,578 Mps 33,235 61,541 84,918 103,366 116,884 125,473 129.132 bp 0,851 1,000 1,174 1,381 1,632 1,942 2,335 Bảng B5-3. Kết quả tính toán Mpt, Mps và tỷ số b =Mpt/Mps khi xe đầy tải. j 0,1 0,2 0,3 0,4 0.5 0,6 0,7 Mpt 30,045 70,619 121,722 183,354 255,516 338,207 431,428 Mps 94,485 178,441 251,868 314,766 367,134 408,973 440,282 bp 0,318 0,396 0,483 0,583 0,696 0,827 0,980 Từ bảng B5.2 và bảng B5.3 ta vẽ được đồ thị chỉ quan hệ giữa mô men phanh Mpt và Mps với hệ số bám j trong trường hợp xe không tải và đầy tải như sau: 1 4 3 2 Hình 5.16. Đồ thị chỉ quan hệ giữa mô men phanh Mpt và Mps với hệ số bám j khi xe không tải và đầy tải. Quan hệ Mps với hệ số bám j khi xe đầy tải. Quan hệ Mpt với hệ số bám j khi xe đầy tải. Quan hệ Mpt với hệ số bám j khi xe không tải. Quan hệ Mps với hệ số bám j khi xe không tải. Từ đồ thị trên ta có thể vẽ quan hệ giữa mô men phanh ở các bánh xe sau Mps và mô men phanh ở bánh xe trước Mpt như sau: Hình 5.17. Đường đặc tính phanh lý tưởng của xe thiết kế ( Mps =f(Mpt) ) Đường nét đứt: Đầy tải Đường nét liền: Không tải. Đường đặc tính trên còn có thể xây dựng dựa trên công thức xác định áp suất ở dẫn động phanh trước p1 và ở dẫn động phanh sau p2. Ta có: Áp suất trong dẫn động phanh cầu trước được xác định như sau: p1 = Mà P1 = với Mpt = Ppt.rb1 = j. Þ p1 = Đặt c1 = (5.57) Þ p1 =c1.(b+jhg).j (5.58) Trong đó : + P1 : Lực ép do xi lanh bánh xe trước sinh ra. + dkt : Đường kính xi lanh bánh xe trước, dkt = 35 (mm). + rb1: Bán kính bánh xe trước, rb1 = 210 (mm). + L: Chiều dài cơ sở của xe, L = 1800 (mm). + rtb : Bán kính trung bình của đĩa phanh, rtb = 87,5 (mm). + G: Trọng lượng của xe. - Trường hợp xe không tải. G = Go = 2930 (N). b = bo = 755,6 (mm). Thay các giá trị đã biết vào (5.57) ta được: c1 =0,0058 (N/mm3). - Trường hợp xe đầy tải . G = Ga = 5930 (N) b = 358,18 (mm). Thay các giá trị đã biết vào (5.57) ta được : c1 =0,01174 (N/mm3). Áp suất trong dẫn động phanh cầu sau được tính như sau: p2 = Thay Mps = Pps.rb = j. p2 = . Đặt c2 = (5.59) p2 = c2.(a-jhg).j Do cơ cấu phanh sau là loại trống guốc nên để ép sát được các má phanh vào trống phanh thì cần phải khắc phục các lực của lò xo hồi vị guốc phanh. Tức là : p2 = c2.(a-jhg).j + po2 (5.60) Trong đó p02 là áp suất chất lỏng cần thiết để dịch chuyển các guốc phanh ép sát vào trống phanh, theo [6] thì p02 = 2÷ 4 KG/cm2 ( 0,2 ÷0,4 Mpa). Ta lấy p02 = 0,3 (Mpa). Trường hợp xe không tải. Các thống số đã biết: + P2 : Lực ép lên guốc phanh để sinh ra mô men phanh . + dkt : Đường kính xi lanh bánh xe sau, dkt = 15,5 (mm). + rb2: Bán kính bánh xe sau, rb2 = 210 (mm). + L: Chiều dài cơ sở của xe, L = 1800 (mm). + a : Toạ độ trọng tâm xe theo chiều dọc, a = ao = 1044,4 (mm). + Các thống số của cơ cấu phanh: A = 0,546; B = 0,716; h = 118,5 (mm). + m : Hệ số ma sát giữa má phanh và trống phanh, m = 0,35 . + G: Trọng lượng không tải của xe, G = Go = 2930 (N). Thay số vào (5.59) ta được: c2 =0,00471 (N/mm3). Trường hợp xe đầy tải. Tính toán tương tự trường hợp xe không tải, với a = 1441,82 (mm), G = Ga = 5930 (N) Thay các thông số đã biết vào (5.59) ta được: c2 =0,00953 (N/mm3). Từ (5.58) và ( 5.60) ta lập bảng và vẽ đặc tính phanh chỉ quan hệ áp suất trong dẫn động phanh cầu trước và cầu sau như sau: Bảng B5.4. Kết quả tính áp suất trong dẫn động phanh cầu trước p1 và cầu sau p2 theo hệ số bám khi xe không tải. j 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 p1 0,480 1,044 1,691 2,422 3,237 4,136 5,118 p2 0,758 1,148 1,470 1,724 1,911 2,029 2,080 Bảng B5.5. Kết quả tính áp suất trong dẫn động phanh cầu trước p1 và cầu sau p2 theo hệ số bám j khi xe đầy tải. j 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 p1 0,510 1,198 2,066 3,111 4,336 5,739 7,321 p2 1,602 2,759 3,771 4,638 5,360 5,936 6,368 Từ bảng B5.4. và B5.5 ta vẽ đồ thị chỉ quan hệ áp suất trong dẫn động cầu trước p1 và cầu sau p2 với hệ số bám j như sau: Hình 5.18. Đặc tính phanh của xe thiết kế. Đặc tính phanh lý tưởng khi xe đầy tải p2 = f(p1). 2.Đặc tính phanh thực tế. 3. Đặc tính phanh lý tưởng khi xe không tải p2 = f(p1). I. Đặc tính biểu diễn quan hệ p2 = f(j) khi xe đầy tải. II. Đặc tính biểu diễn quan hệ p2 = f(j) khi xe không tải. Từ đặc tính ta thấy rằng để phanh có hiệu quả nhất thì trong quá trình phanh áp suất trong dẫn động phanh ở các bánh xe trước và sau phải tuân theo mối quan hệ như đường 1( khi xe đầy tải) và đường 3( khi xe không tải), tuy nhiên xe thiết kế không thể đảm bảo được điều này vì áp suất trong dẫn động phanh trước và phanh sau bằng nhau, nên quan hệ p1 =f(p2) là đường 2- nghĩa là: + Nếu xe đầy tải và có hệ số bám giữa bánh xe và mặt đường là jA ( ứng với điểm tính toán thiết kế) thì hiệu quả phanh cao nhất và an toàn nhất. + Nếu xe đầy tải và có hệ số bám nằm trong vùng từ 0 đến jA , thì khi phanh các bánh xe trước sẽ bị hãm cứng trước, tuy nhiên theo mức độ giảm tải của xe thì vùng cầu trước bị hãm cứng sẽ giảm. + Nếu xe không tải thì vùng cầu sau bị hãm cứng rất lớn. Xác định hệ số bám jA : Khi tính toán thiết kế ta đã chọn sơ bộ hệ số bám jsb = 0,64 để tính toán hệ thống phanh, sau khi đã tính chọn được thông số cơ bản của hệ thống phanh ta tính lại hệ số bám như sau: Ta có: - Mô men phanh do cơ cấu phanh trước sinh ra: Mpt = P.m.rtb.Zms = p1..m.rtb.Zms . Trong đó: + p1 : Áp suất chất lỏng trong dẫn động phanh cầu trước, p1 = 6,126 (MPa). + dkt : Đường kính xi lanh bánh xe trước, dkt = 35 (mm). + rtb : Bán kính trung bình đĩa phanh, rtb = 87,5 (mm). + Zms : Số đôi bề mặt ma sát, Zms = 2. + m : Hệ số ma sát giữa má phanh và đĩa phanh, m = 0,35. Đặt k1 = .m.rtb.Zms : Hệ số hằng số phụ thuộc các thông số cơ cấu phanh trước. Þ k1 = 0,35.0,0875.2= 5,89.10-5 [m3 ]. Suy ra: Mpt = k1.p1 (5.61) - Mô men phanh do cơ cấu phanh sau sinh ra: Mps = .2.(p2– p02). ( cầu sau có hai cơ cấu phanh) Trong đó: + p2 : Áp suất chất lỏng trong dẫn động phanh cầu sau, p2 = 6,126 (MPa). + po2 : Áp suất chất lỏng cần thiết để ép sát các má phanh vào trống phanh, p02 = 0,3 (Mpa). + Các thông số của cơ cấu phanh sau: A= 0,546; B = 0,716; h = 118,5 (mm). + dks : Đường kính xi lanh bánh xe sau, dks = 15,5 (mm). Đặt k2 = : Hệ số hằng số phụ thuộc vào các thông số cơ cấu phanh sau. k2 = = 7,26.10-5 [m3]. Þ Mps = k2.(p2 – p02) (5.62) Từ (5.61) và (5.62) ta có: Û ==0,853 (5.63) Mặt khác ta đã có: , mà rbx1 = rbx2 nên: (5.64) Từ (5.63) và (5.64) ta có: . (5.65) Trong đó a, b, hg là các toạ độ trọng tâm của xe. + a = 1441,82 (mm). + b = 358,18 (mm). + hg = 761 (mm). Thay số vào (5.65) và biến đổi ta được: j ==0,618. Vậy hệ số bám thực tế mà xe đạt được là jA = 0,618. 5.9.2. Momen phanh thực tế. Từ kết cấu thực tế của cơ cấu phanh, ta tính lại mô men phanh do các cơ cấu phanh sinh ra rồi so sánh với mô men phanh yêu cầu. Đối với cơ cấu phanh trước. Các thông số đã biết: + Bán kính trung bình của đĩa phanh rtb = 87,5 (mm). + Đường kính xi lanh bánh xe trước dkt = 35 (mm). + Đường kính xi lanh chính dc =15,5 (mm). + Tỉ số truyền bàn đạp r2/r1 = 5,4. + Lực bàn đạp Pbđ = 232,7 (N). + Hành trình bàn đạp Sbđ = 108,6 (mm). + Hệ số ma sát giữa má phanh và đĩa phanh, m = 0,35. Từ các thông số đã biết ta suy ra áp suất làm việc trong dẫn động là: p = = 6,126 (MPa). Lực do xi lanh bánh xe trước tạo ra ép lên các má phanh là: P = = 5894 (N). Suy mô men phanh do cơ cấu phanh trước sinh ra là: Mp1 =P.m.rtb.Zms = 5894.0,35.0,0875.2 = 361 (Nm). Nhận xét: Mô men phanh thực tế do cơ cấu phanh trước sinh ra gần bằng mô men phanh yêu cầu: 374,2 Nm . Có sự sai khác này là do khi tính toán dẫn động phanh, để tạo ra được mô men phanh yêu cầu cần phải sử dụng xi lanh bánh xe có đường kính dk = 35,635 mm, tuy nhiên ta lấy dkt = 35 mm theo kết cấu dự kiến đã có. Đối với cơ cấu phanh sau. Các thông số đã biết. + Đường kính xi lanh bánh xe sau dks = 15,5 (mm). + Áp suất chất lỏng trong dẫn động p= 6,126 (MPa). + Các thông số của cơ cấu phanh sau: A = 0,546; B = 0,716; h = 118,5 mm. Lực do xi lanh bánh xe sinh ra ép lên các guốc phanh để sinh ra mô men phanh: Ps = 1099,34 (N). Mô men do một cơ cấu phanh sau sinh ra là: Mp2 = 211,59 (Nm). Mô men do các cơ cấu phanh sau sinh ra là: Mps = 2. 211,59 = 423,18 (Nm) Nhận xét: Mô men phanh thực tế do cơ cấu phanh sau sinh ra không khác xa mô men phanh yêu cầu: 422,76 (Nm ). 5.9.3. Xác định các chỉ tiêu đánh giá hiệu quả phanh. Ta có phương trình cân bằng lực tác dụng lên ô tô khi phanh: Pj = Pp+ Pf + Pw+ Ph ± Pi (5.66) Trong đó: + Pi: Lực cản dốc có thể tính như sau khi góc dốc nhỏ, đối với xe thiết kế, góc dốc vượt được là 9,34o: Pi = Gsin(a) » G.tg(a). + Ph: Lực cản do ma sát trong hệ thống truyền động. + Pw: Lực cản không khí, Pw =KFv2. + Pf : Lực cản lăn, Pf = f.Ga. Với f : hệ số cản chuyển động của đường. + Pp: Tổng lực phanh sinh ra ở các bánh xe. + Pj: Lực quán tính sinh ra khi phanh, được xác định như sau: Pj = , Với d - hệ số tính đến ảnh hưởng của các trọng khối quay của ô tô. t- thời gian phanh. Theo TLTK [6] thì trong quá trình phanh lực phanh Pp chiếm 96% ÷ 98% nên để đơn giản ta bỏ qua các lực Ph, Pw, Pf và xét trường hợp khi phanh trên đường nằm ngang( tức là a = 0), ta có thể viết lại phương trình (5.66) như sau: Pj = Pp Û = j.Ga (5.67) Gia tốc chậm dần khi phanh. Từ (5.67) suy ra: jmax = = (5.68) Nhận xét: Ta thấy rằng để tăng gia tốc chậm dần cực đại khi phanh cần phải giảm hệ số d. Vì vậy khi phanh đột ngột người lái cần cắt ly hợp để tách động cơ ra khỏi hệ thống truyền lực, lúc đó d sẽ giảm và jmax sẽ tăng, nghĩa là hiệu quả phanh sẽ lớn hơn. Đối với xe thiết kế: jmax = 0,618.9,81 = 6,065 (m/s2). Theo bảng VII.1 [6] thì j ³ 5,5 (m/s2). Thời gian phanh. Từ biểu thức (5.68) ta có thể viết: dt =. Þ tmin = (v1- v2). (5.69) Ta thấy rằng để tp = tmin thì cần phải cắt ly hợp khi phanh.(d = 1). Khi phanh ô tô cho đến khi dừng hẳn thì v2 = 0, do đó ta viết lại (5.69) như sau : tmin =.v, trong đó v- vận tốc ô tô ứng với thời điểm bắt đầu phanh. v =11,11 (m/s). Þ tmin = = 1,83 (s). Quãng đường phanh. Nhân hai vế của (5.68) với dS( dS- vi phân của quảng đường), ta có: Nhưng , từ đó ta nhận được biểu thức sau: vdv = Hay dS = Þ Smin = ( v12 - v22). (5.70) Từ biểu thức (5.70) ta thấy rằng quãng đường phanh nhỏ nhất phụ thuộc vào vận tốc ban đầu v1 lúc bắt đầu phanh( theo hàm bậc hai), phụ thuộc hệ số bám j, và hệ số d. Để giảm quãng đường phanh cần giảm d, cho nên quãng đường phanh sẽ giảm khi cắt ly hợp( d = 1). Khi phanh đến lúc ô tô dừng hẵn thì v2 = 0, do đó ( 5.70) được viết lại như sau: Smin = = = 10,18 (m). Theo bảng VII.1 [6] thì Sp ≤ 44,8m. Để thấy rỏ sự thay đổi quãng đường phanh theo hệ số bám j và theo giá trị vận tốc bắt đầu phanh, ta xây dựng đồ thị như sau: 1 3 2 Hình 5.20. Sự thay đổi quãng đường phanh theo tốc độ bắt đầu phanh và hệ số bám. 1. Ứng với j = 0,3; 2.Ứng với j = 0,5; 3.Ứng với j = 0,64. Từ đồ thị ta thấy rằng vận tốc bắt đầu phanh càng lớn thì quãng đường phanh lớn vì quãng đường phanh phụ thuộc vào bình phương tốc độ lúc bắt đầu phanh v,và hệ số bám j càng cao thì quãng đường phanh càng giảm. KẾT LUẬN. Sau hơn ba tháng làm việc liên tục, nghiêm túc với mong muốn hoàn thành đồ án một cách tôt nhất, đến nay em đã hoàn thành. Về cơ bản hệ thống phanh thiết kế cho xe chở rác ba bánh đã đáp ứng được yêu cầu đặt ra là đảm bảo an toàn cho xe chuyển động trên đường và có hiệu quả phanh cao ứng với chế độ mà xe thường được sử dụng. Đồng thời, các chi tiết của hệ thống phanh có thể tìm kiếm trên thị trường ( cơ cấu phanh sau sử dụng cơ cấu phanh trống guốc của xe du lịch cỡ nhỏ, cơ cấu phanh trước sử dụng phanh đĩa của xe gắn máy) nên không cần phải gia công chế tạo mới mà chỉ cần cải tạo lại cho phù hợp với xe thiết kế. Trong đồ án này không thể tránh khỏi những sai sót nhất định, một lần nữa em rất mong nhận được những ý kiến đóng góp, bổ sung của quý thầy cô giáo và các bạn để đề tài này hoàn thiện hơn, góp phần làm cho đề tài chung “ Thiết kế đóng mới xe chở rác ba bánh” được ứng dụng trong việc vận chuyển rác thải thay cho các loại xe đạp ba gác hiện nay, làm tăng năng lực thu gom rác , giảm ô nhiễm môi trường. TÀI LIỆU THAM KHẢO. LÝ THUYẾT Ô TÔ MÁY KÉO- Nguyễn Hữu Cẩn, Dư Quốc Thịnh, Phạm Minh Thái, Nguyễn Văn Tài, Lê Thị Vàn g - NXB Khoa Học và Kỹ Thuật – 2000. KẾT CẤU VÀ TÍNH TOÁN Ô TÔ MÁY KÉO- Nguyễn Hoàng Việt - Đại Học Đà Nẵng. THIẾT KẾ VÀ TÍNH TOÁN Ô TÔ MÁY KÉO- Nguyễn Hữu Cẩn, Phan Đình Kiên - NXB Đại học và Trung học chuyên nghiệp- 1985. THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY- Nguyễn Trọng Hiệp, Nguyễn Văn Lẫm - NXB Giáo Dục- 2003. BỘ ĐIỀU CHỈNH LỰC PHANH VÀ HỆ THỐNG CHỐNG HÃM CỨNG BÁNH XE KHI PHANH ( A.B.S)- Nguyễn Hoàng Việt- Đại học Đà nẵng. PHANH Ô TÔ, CƠ SỞ KHOA HỌC VÀ THÀNH TỰU MỚI - Nguyễn Hữu Cẩn- NXB Khoa Học và Kỹ Thuật - 2004. TÌM HIỂU VỀ MÔ TÔ, XE MÁY- Nguyễn Đức Phú, Nguyễn Đức Mười - NXB Khoa Học và Kỹ Thuật - 1983.