Đồ án Thiết kế tính toán cải tiến hệ thống phanh xe UAZ - 452B

Mục lục Trang Lời nói đầu 4 Phần I- Kiểm nghiệm hệ thống phanh của UAZ- 452B 6 I- Giới thiệu chung về xe UAZ- 452B 6 1- Giới thiệu chung 6 2- Giới thiệu về hệ thống phanh 6 3- Sơ đồ nguyên lý hoạt động 10 4- Các thông số kết cấu của xe UAZ- 452B 12 II. Kiểm nghiệm hệ thống phanh 13 II.1- Xác định mômen phanh yêu cầu 13 II.2- Xác định lực tác dụng lên guốc phanh 15 II.3- Xác định lực bàn đạp. 23 II.4- Xác định hành trình bàn đạp 24 II.5- Tính bền cơ cấu phanh 25 III. Kết luận 45 Phần II: cải tiến hệ thống phanh 47 I. Đặt vấn đề cải tiến 47 II. Phương án dẫn động 47 III. Phương án cường hoá 50 IV. Thiết kế tính toán cải tiến hệ thống phanh 55 1. Thiết kế dẫn động phanh hai dòng 55 2. Thiết kế bộ cường hoá chân không 61 phần iii: công nghệ gia công piston thứ cấp trong xy lanh chính 68 I. phân tích kết cấu - chọn dạng sản xuất 68 II. lập quy trình công nghệ 69 phần iv: hư hỏng thường gặp biện pháp bảo dưỡng sửa chữa 74 phần v: đánh giá chung - kếtluận 75 phần vi: tài liệu tham khảo 76 Lời nói đầu Trong khoảng 10 năm trở lại đây, trên thị trường Việt Nam xuất hiện ngày càng nhiều các loại xe lắp ráp trong nước và nhập từ nước ngoài, với kiều dáng thẩm mỹ, tiện nghi sang trọng,tốc độ cao, độ an toàn lớn và tính kinh tế nhiên liệu. Đặc biệt là phần lớn các xe này được lắp ráp tại Việt Nam. Sự xuất hiện ngày càng nhiều của các liên doanh ôtô với các hãng lớn như :Toyota, foRd, fiat, mercerdes - benz, daewoo ... đem lại những tiến bộ nhảy vọt cho nền công nghiệp ôtô nước ta. Tuy nhiên, trong khi nhu cầu đi lại của người dân ngày càng tăng lên rất lớn thì sản xuất của các liên doanh ôtô thời gian gần đây lại đình trệ và sút giảm. Nguyên nhân chính là do hầu hết các liên doanh chỉ tập chung vào sản xuất các loại xe du lịch vốn là một phương tiện quá sang trọng và đắt tiền so với mức thu nhập của người dân nước ta. Hiện nay, một số loại xe cũ của Nga, đặc biệt là loại xe UAZ vẫn đang được sử dụng phổ biến trong quân đội , ở các vùng ngoại thành và vùng nông thôn, với nhứng ưu điểm nổi bật giá thành rẻ, chủng loại đa dạng để phục vụ cho nhiều mục đích khác nhau, có kết cấu gọn gàng và độ bền cao,thuận tiện và đơn giản trong khi sử dụng, cũng như khi bảo dưỡng và sửa chữa, phù hợp với điều kiện đường xá ở nước ta. Tuy nhiên, nó cũng tồn tại những nhược điểm sau: Hệ thống phanh của xe UAZ- 452B là hệ thống phanh dẫn động một dòng, không có trợ lực, do đó lực bàn đạp lớn, làm giảm tính an toàn của hệ thống phanh, hiệu quả phanh giảm. Ngày nay, loại xe UAZ đã và đang không ngừng được cải tiến hoàn thiện hơn để nâng cao độ tin cậy khi sử dụng xe, cải thiện điều kiện sử dụng ngày càng tiện lợi, thoải mái hơn. - Căn cứ vào tình hình thực tế của nước ta hiện còn sử dụng nhiều xe UAZ đời cũ. - Đường xá ngày càng phát triển tốt hơn, nên cho phép xe chạy với tốc độ cao hơn. Vì vậy, hệ thống phanh cần phải hoàn thiện, tin cậy hơn. - Dựa trên cơ sở sự phát triển về khoa học kỹ thuật ngành ôtô. - Dựa trên cơ sở những kiến thức đã được tiếp thu trong quá trình học tập 5 năm tại trường Đại học Bách Khoa Hà Nội. Xuất phát từ những thực tế trên, em chọn đề tài : “Thiết kế tính toán cải tiến hệ thống phanh xe UAZ - 452B ” Phần I : Tính toán kiểm nghiệm hệ thống phanh xe UAZ 452B I. Giới thiệu về xe uaz- 452B I.1. Giới thiệu chung: UAZ- 452B là loại xe khách do Liên Xô sản xuất. Đây là loại xe hai cầu, có tính năng việt dã cao, hoạt động tốt trên địa bàn xấu. Ngày nay do nhiều yếu tố, đa số các xe đã không còn sử dụng được nữa, tuy nhiên một số nơi vẫn còn được khai thác sử dụng tốt như trong quân đội, bưu điện, sử dụng phổ biến ở các vùng ngoại thành, vùng nông thôn. Để đạt hiệu quả cao, an toàn cần phải tiến hành cải tiến một số bộ phận trên xe như: Lái, treo phanh... I.2. Giới thiệu về hệ thống phanh xe UAZ- 452B a. Bố trí chung: Hệ thống phanh xe UAZ- 452B gồm có: Hệ thống phanh chính(phanh chân) , các cơ cấu phanh đặt ở bánh xe và hệ thống phanh dừng(phanh tay) được bố trí sau hộp phân phối. Sở dĩ phải làm cả hai loại phanh chính và phanh dừng là để đảm bảo an toàn khi ôtô chuyển động. Phanh chính được dẫn động bằng thuỷ lực, một dòng, kết cấu gọn, độ nhạy tốt, cơ cấu phanh dùng phanh guốc, lắp trên tất cả các bánh xe để tận dụng hết lực bám của xe khi phanh. Ưu điểm của hệ thống phanh chính là kết cấu đơn giản, dễ tháo lắp và sửa chữa. Phanh dừng được dẫn động bằng cơ khí và điều khiển bằng tay. Ưu điểm là phanh phanh dừng xe trong thời gian ngắn, độ tin cậy cao. Nhược điểm là kết cấu phức tạp. b. Cơ cấu phanh: * Cơ cấu phanh bánh trước: Cơ cấu phanh bánh trước là cơ cấu phanh guốc, hai guốc phanh được dẫn động bằng hai xylanh riêng rẽ, và đặt trên hai chốt lệch tâm khác phía, do dó hai má phanh đều là hai má siết, tạo được mô men phanh lớn. Khi xe chạy tiến thì hiệu quả phanh tốt, nhưng xe chạy lùi thì hiệu quả phanh thấp hơn. Nhược điểm này không quan trọng lắm đối với ôtô có trọng lượng nhỏ, hơn nữa khi ôtô chạy lùi tốc độ cũng thấp cho nên yêu cầu mômen phanh ít hơn. + Trống phanh: được đúc bằng gang, mặt trong được gia công nhẵn để tiếp xúc với tấm ma sát, trống phanh được lắp với moayơ bánh xe. Là chi tiết cùng với má phanh tạo ra mô men ma sát, tiêu thụ động năng của xe khi phanh. + Mâm phanh: Được chế tạo bằng thép tấm có các lỗ để lắp ghép các chi tiết, đồng thời để bảo vệ các chi tiết bên trong. + Guốc phanh: Được chế tạo bằng thép, trên mặt có gia công các lỗ để lắp đinh tán dùng để gắn tấm ma sát lên guốc phanh, đinh tán làm bằng nhôm, được tán thấp hơn bề mặt ma sat từ 1,5 I 2 mm + Má phanh: làm bằng Ferađô, chiều dày má phanh là 5,5 mm, rộng 50 mm, đường kính ngoài là 297 mm, góc ôm b0 = 1200. + Cam lệch tâm: luôn tỳ vào guốc phanh và được cố định nhờ lò xo, tácdụng của cam lệch tâm là điều chỉnh khe hở giữa má phanh và tang trống. + Lò xo hồi vị: Mỗi cơ cấu phanh trước có hai lò xo hồi vị để kéo guốc phanh tỳ sát vào đầu piston của xylanh bánh xe và tỳ sát vào cam lệch tâm để đảm bảo khe hở cần thiết giữa má phanh và tang trống. * Cơ cấu phanh sau: Cơ cấu phanh sau là cơ cấu phanh guốc xoay trên hai chốt tựa cùng phía và có cùng chung một xylanh làm việc. Cấu tạo cơ cấu phanh sau cơ bản giống cơ cấu phanh trước, chỉ khác một số điểm sau: - Má trước là má siết, má sau là má nhả, để cho má trước và má sáu mòn đều nhau nên má trườc làm dài hơn má sau. - Cả hai chốt tựa cùng nằm ở phía dưới -Mỗi cơ cấu phanh có một lò xo chung cho cả guốc trước và guốc sau. Trong quá trình sử dụng các má phanh sẽ hao mòn, do đó khe hở giữa má phanh và trống phanh sẽ tăng lên, ta phải điều chỉnh lại khe hở này, điều chỉnh khe hở ở phía trên má phanh bằng cách xoay cam lệch tâm 8 và ở phía dưới bằng cách xoay chốt lệch tâm. Khi điều chỉnh khe hở trên khoảng 0,25 mm, khe hở dưới khoảng 0,12 mm * Phanh dừng: Dùng để phanh trên dốc và khi đỗ xe và để phanh xe khi gặp nguy hiểm. c. Dẫn động phanh: Dẫn động của hệ thống phanh chính bao gồm bàn đạp phanh, xylanh chính, cơ cấu tín hiệu phanh, các đường ống dẫn và các thiết bị nối, các xylanh công tác ở các bánh xe. - Xylanh chính: + Nhiệm vụ của xylanh chính là nhận lực từ bàn đạp phanh, tạo ra dầu có áp suất cao truyền tới các xylanh công tác ở các bánh xe. +Thân xylanh: được đúc bằng gang, trên thân có gia công các lỗ cấp dầu và lỗ bù dầu, có lõ ren để bắt ống nối, đường kính xylanh 32mm. + Piston: được chế tạo bằng hợp kim nhôm, có các gờ để lắp gioăng làm kín, đỉnh piston được khoan 8 lỗ nhỏ ỉ1,8mm để đẫn dầu trong hành trình trả. + Bát cao su: làm bằng cao su chịu dầu phanh, dịch chuyển cùng với piston có tác làm kín dầu có áp suất cao ở hành trình nén. - Xylanh công tác: Được đúc bằng gang xám GX 18 - 36, có đường kính trong là 32 mm, có lỗ ren M10 để bắt van xả khí và lỗ ren M12 để lắp đầu nối. Xylanh công tác có tác dụng cùng với piston nhận lực thông qua phần dẫn động truyền tới guốc phanh. I.3. Nguyên lý hoạt động: * Nguyên lý hoạt động: - Khi đạp phanh: Người lái tác động lên bàn đạp phanh, qua cần đẩy làm cho piston dịch chuyển sang phải, bát cao su nhanh chóng bịt kín lỗ cấp dầu, ép dầu trong xylanh tạo ra áp suất cao, mở van thuận, dầu có áp suất cao theo đường ống tới xylanh công tác thực hiện phanh xe. - Khi thôi phanh: Người lái nhả bàn đạp phanh, lò xo hồi vi kéo cần đẩy về vị trí ban đầu, lò xo hồi vị piston đẩy piston về vị trí ban đầu, dầu từ xylanh bánh xe được hồi về xylanh chính qua van nghịch kết thúc quá trình phanh.Tuy nhiên dầu không chảy từ xylanh bánh xe về ngay lập tức, nên áp suất dầu trong xylanh chính giảm nhanh chóng tạo ra độ chân không . Kết quả là, dầu trong bình chứa sẽ chảy vào xylanh qua cửa vào và dầu từ khoang B qua các lỗ ở đỉnh piston làm cong phớt cao su đi vào khoang A. Như vậy, khoang A được bổ sung dầu tức thời đảm bảo đủ dầu cho lần đạp phanh tiếp theo. Van nghịch có tác dụng giữ trong đường ống dẫn động có áp suất dư 5 KG/cm2 để tránh lọt khí vào trong đường ống. I.4. Các thông số của xe UAZ-452B: - Trọng lượng của xe: + Tự trọng : 1900 KG + Trọng lượng phân bố cầu trước: 1296 KG + Trọng lượng phân bố cầu sau: 1324 KG - Kích thước xe: + Chiều dài : 4440 mm + Chiều rộng: 1940 mm + Chiều cao: 2240 mm + Chiều dài cơ sở: 2300 mm + Chiều rộng cơ sở: 1442 mm - Vận tốc cực đại: 100 km/h - Công suất cực đại: 90 Mã lực - Mô men xoấn cực đại: 17,5 KG.m - Kích thước lốp: 8,4 - 15 - Kích thước hệ thống phanh: + Đường kính xylanh chính: 32 mm + Đường kính xylanh bánh xe: Đường kính trong: 32 mm Đường kính ngoài: 42 mm + Đường kính tang trống: Đường kính trong: 280 mm Đường kính ngoài: 292 mm + Chiều rộng má phanh: 50 mm + Chiều dày má phanh: 5 mm + Tấm ma sát cơ cấu phanh trước: Má trước và má sau: b0 = 1200 ; b1 = 200 ; b2 = 1400 + Tấm ma sát cơ cấu phanh sau: Má trước: b0 = 1250 ; b1 = 150 ; b2 = 1400 Má sau: b0 = 800 ; b1 = 400 ; b2 = 1200 + Tỷ số dẫn động từ bàn đạp đến xylanh chính: 300/50 mm II. kiểm nghiệm hệ thống phanh: II.1. Xác định mô men phanh yêu cầu sinh ra ở các cơ cấu phanh: a. Xác định toạ độ trọng tâm của xe: MA=G.a - Z2.L=0 MB=G.b - Z1.L=0 ; Trong đó: Z1=G1=1296 KG Z2=G2=1324 KG L = 2,3 m a, b: Khoang cách từ tọa độ trọng tâm đến cầu trước và cầu sau *Xác định bán kính lăn của bánh xe: Kí hiệu lốp 8,4-15 Với B=8,4:Bề rộng lốp D=15: đường kính vành xe Hệ số kể đến sự biến dạng của lốp rl= 0,4.0,935 = 0,374 m b. Xác định mômen phanh sinh ra ở cơ cấu phanh: Mômen phanh sinh ra ở các cơ cấu phanh phải đảm bảo giảm được tốc độ của xe hoặc dừng hẳn xe với gia tốc chậm dần trong giới hạn cho phép. Để tránh hiện tượng trượt lê bánh xe trong quá trình phanh, thì mômen sinh ra ở các bánh xe được xác định theo điều kiện bám *Mômen phanh bánh xe trước: *Mômen phanh bánh xe sau: - Hệ số phân bố lại tải trọng khi phanh lên cầu trước và cầu sau: Trong đó: m/s2: Gia tốc chậm dần cực đại của ôtô khi phanh m/s2 : Gia tốc trọng trường m : Chiều cao trọng tâm của xe a=1,16 ; b=1,14: Các kích thước tọa độ trọng tâm đến cầu trước và cầu sau Do đó: II.2. Xác định lực tác dụng lên guốc phanh: a. Các thông số của cơ cấu phanh : - Đường kính trống phanh: 280 mm - Đường kính xylanh bánh xe: Đường kinh trong: 32 mm Đường kính ngoài: 40 mm - Chiều dày guốc phanh: 4 mm - Chiều rộng má phanh: 50 mm - Tấm ma sát phanh bánh xe trước: góc ôm tấm ma sát: ; Tấm ma sát phanh bánh xe sau: Má trước: ; ; Má sau: ; ; b. Xác định lực: - Khi phanh guốc phanh chịu tác dụng của lực , lực tổng hợp của và từ trống phanh tác dụng lên guốc phanh và phản lực tại chốt phanh. - Góc và bán kính để xác định để xác định lực tổng hợp tác dụng lên má phanh được xác định theo công thức sau: Trong đó: Góc ôm tấm ma sát : Góc tính từ tấm chốt quay của guốc đến chỗ tán tấm ma sát. : Bán kính của tang trống - Từ các công thức trên ta tính được: * Đối với má trước, má sau của cơ cấu phanh trước: mm * Đối với phanh sau: Cơ cấu phanh có hai guốc phanh chung một xylanh bánh xe. Má trước là má siết, má sau là má nhả, để cho tấm má sát trước và sau mòn đều nhau thì má ở trước làm dài hơn má sau. Thay số liệu vào công thức trên ta tính được: - Má trước: mm -Má sau: mm Từ góc và bán kính ta xác định được điểm đặt và hướng của lực Lực tổng hợp của và tạo với lực một góc xác định như sau: ; Với =0,3: là hệ số ma sát giữa tấm ma sát và tang trống =16,69 0 * Khi tính toán cơ cấu phanh chúng ta cần xác định lực tác dụng lên guốc phanh để đảm bảo cho tổng mô men phanh sinh ở cơ cấu phanh trước và cơ cấu phanh sau bằng mô men phanh tính toán của mỗi cơ cấu phanh đặt ở bánh xe. -Đối với cơ cấu phanh trước: -Đối với cơ cấu phanh sau: * Xây dượng họa đồ lực của cơ cấu phanh trước và phanh sau: Vì xylanh như nhau nên lực đẩy guốc phanh là như nhau đối với các guốc phanh. Trên mỗi guốc phanh có ba lực tác dụng,,hoặc ,, - Từ tâm chốt quay o1,o2 kẻ đường qua tâm O ta có các trục Y1 Y1vàY2Y2 - Từ tâm O kẻ đường qua vuông góc tương ứng với các trục Y1 Y1vàY2Y2, ta có trục X1X1, X2X2 - Hướng của lực tạo với trục X1X1 góc d1 - Hướng của lực tạo với trục X2X2 góc d2 - Điểm đặt lựcvà có bán kính là r1, r2 - Kẻ vuông góc với và tại gốc của nó ta có lực , - Hợp lực , tương ứng của , và, tạo với và tương ứng góc j - Kéo dài lực , lực, các lực này sẽ cắt nhau O’và O”, ta nối tới tâm chốt quay má phanh trước và sau ta có các phản lực ,. - Xây dựng đa giác lực bằng cách lấy hai đoạn P = 80 mm để thể hiện lực , ta được đa giác lực,,hoặc ,, - Từ họa đồ lực, ta có tỉ số: + Đối với cơ cấu phanh trước: R1 = R2 + Đối với cớ cấu phanh sau,ta có : R1 = 2,28.R2 - Đối với cớ cơ cấu phanh trước,ta có : R1 = R2 = R = KG - Đối với cơ cấu phanh, ta có : MP” = 2,28.R2.r01 + R2.r02 R2 = KG R1 = 2,28.R2 = 2,28.633,2 = 1434,5 KG -Tỉ lệ xích họa đồ cơ cấu phanh trước : m1 = -Tỉ lệ xích của họa đồ cơ cấu phanh sau: m1 = - ở cơ cấu phanh trước : P1 = P2 = P = 80.m = 80.7,65 = 612 KG R1 = R2 = R = 2114 KG U1 = U2 = 205.7,65 = 1568 KG - ở cơ cấu phanh sau: P = 80.m = 80.7,65 = 418 KG R1 = 276.5,23 = 1443 KG; R2 = 633 KG U1 = 204.5,23 = 1067 KG U2 = 40.m = 46,7.5,23 = 244 KG II.3. Xác định lực cần thiết tác dụng lên bàn đạp phanh: Xác định áp suất trong hệ thống phanh: - Từ họa đồ lực,ở trên ta đã xác định được lực ép cần tác dụng lên guốc phanh trước và guốc phanh sau: +Đối với phanh trước: P1 = P2 = 612 KG +Đối với phanh sau: P1 = P2 = 418 KG Theo kết cấu thực tế của xe, ta thấy các xylanh bánh xe có đường kính như nhau. do đó, ta lấy lực P =418 KG của cơ cấu phanh sau để xác định áp suất dầu trong hệ thống dẫn động, vì để đảm bảo cho bánh trước không bị trượt lê. - Lực ép lên guốc phanh: Trong đó: d =32 mm : Đường kính xylanh bánh xe P =418 KG Pi :áp suất dầu trong hệ thống cần đạt được: *Để đạt được áp suất dầu trong hệ thống pi =52,3 KG/cm2 ta xác địnhđược lực bàn đạp cần thiết Qbđ sẽ là: Qbđ = Trong đó: D=32 mm: Đường kính xylanh chính Pi =52,3 KG/cm2 l’ = 50 mm l =300 mm : Hiệu suât dẫn động thuỷ lực Qbđ = KG * Nhận xét: Với áp suất yêu cầu trong hệ thống là pi =52,3 KG/cm2 thì lực bàn đạp thực tế Qmax = 75 KG > [Qmax] = 50 KG. Do đó, ta thấy hệ thống lực bàn đạp phải lớn thì mới đảm bảo mô men phanh yêu cầu. Để giảm nhẹ lực bàn đạp cho người lái, tăng tính an toàn,tăng hiệu quả phanh khi sử dụng phanh ta cần cải tiến hệ thống phanh cũ, thiết kế trợ lực phanh cho cho xe này. II.4. Xác định hành trình toàn bộ của bàn đạp phanh: a. xác định hành trình piston của các xylanh bánh xe trước và sau: x1= x2= Trong đó: +=0,3 : Khe hở trung bình giữa má phanh và trống phanh +=1 mm : Độ mòn hướng kính cho phép của má phanh +a =110 mm :Khoảng cách từ tâm trống đến điểm đắt lực +c = 113 mm : Khoảng cách từ tâm trống đến chố cố định của má phanh x1 =x2 m h = Trong đó : +d1, d2 = 32 mm : Là đường kính xylanh làm việc của cơ cấu phanh trước và phanh sau +D = 32 mm : Đường kính xylanh chính +x1 ,x2 =5,13 mm : Hành trình của piston trong xylanh bánh xe trước và sau +hb = 1,05 : Hệ số bổ sung khi phanh ngặt thể tích của dẫn động chất tăng lên +d = 1,5 mm : Khe hở giữa thanh đẩy với piston ở xylanh chính d =1,5 mm h = h = 138 mm * Nhận xét: Hành trình bàn đạp phanh của xe đảm bảo yêu cầu Ê 150 á 170 mm II.5. Tính bền cơ cấu phanh: 1. Xác định công ma sát riêng L: Xác định trên cơ sở má phanh thu toàn bộ động năng của ôtô chạy với tốc độ khi bắt đầu phanh như sau: L= Trong đó: +G : trọng lượng toàn bộ khối ôtô khi đầy tải G =2620 KG +V0 : vận tốc của ô tô khi bắt đầu phanh V0=50 km/h = 13,89 m/s +g = 9,81 m/s2 : gia tốc trọng trường +FS :Diện tích toàn bộ của các má phanh ở tất cả các cơ cấu phanh Trong đó: m = 8 : số lượng má phanh boi : góc ôm của má phanh tính theo rad rt = 140 mm :bán kính tang trống bi = 50 mm :chiều rộng của má phanh thứ i FS = FS = 0,108 m2 L = KG.m/m2 = 238J/cm2 L Ê [L] = 400 J/cm2 2. Tính áp suất trên bề mặt ma sát: Trong đó: +MP : mô men phanh của một má phanh +m =0,3 :hệ số ma sát giữa má phanh và trống phanh +rt =0,14m : bán kính tang trống +b0 : góc ôm tấm ma sát tính bằng rad * ở cơ cấu phanh trước: KG.m KG/m2 = 1,6 MN/m2 * ở cơ cấu phanh sau: KG.m KG.m Ta có: KG/m2 = 1,05 MN/m2 KG/m2 = 0,66 MN/m2 Vậy áp suất trên bề mặt má phanh đều đảm bảo yêu cầu Ê 2 MN/m2 3. Tính thời gian làm việc của má phanh theo tỉ số p: = 1 á 2.104 KG/m2 Trong đó: +M = 1900 KG : Khối lượng của xe khi đầy tải +FS = 0,108 m2 : diện tích toàn bộ các tấm ma sát KG/M2 Ê = 2.104 KG/m2 4. Tính nhiệt phát ra trong quá trình phanh: Trong quá trình phanh động năng của ôtô chuyển thành nhiệt năng ở trống phanh và một phần thoát ra môi trường không khí. Phương trình cân bằng nhiệt năng: Trong đó: +G = 2620 KG : trọng lượng khi xe đầy tải +g = 9,81 m/s2 +v1 = 30 km/h = 8,3 m/s : vận tốc ban đầu khi phanh +v2 = 0 : vận tốc cuối quá trình phanh += 18 KG : khối lượng các trống phanh và các chi tiết liên quan bị nung nóng. +c : nhiệt dung riêng của các chi tiết bị nung nóng , đối với thép và gang c = 500J/KGđộ = 50 KGm/KGđộ +t0 : sự tăng nhiệt độ của trống phanh so với mối trường không khí + : diện tích làm mát của trống phanh + : hệ số truyền nhiệt giữa trống phanh với không khí +t : thời gian phanh Số hạng thứ nhất ở vế phải của phương trình trên, là phần năng lượng làm nung nóng trống phanh, còn số hạng thứ hai là phần năng truyền ra không khí. Khi phanh ngặt ở thời gian ngắn, số hạng thứ hai có thể bỏ qua Do đó, ta xác định sự tăng nhiệt độ trống phanh như sau: . Như vậy, đảm bảo yêu 5. Kiểm tra điều kiện tự xiết: Hiện tượng tự xiết xảy ra khi má phanh bị áp sát vào trống phanh chỉ bằng lực ma sát, mà không cần tác động của lực của dẫn động lên guốc phanh Hiện tượng tự xiết xảy ra khi có điều kiện sau: c(cosd + m .r ) - m .r = 0 ị m = Trong đó: +c = 113 mm : khoảng cách từ tâm bánh xe đến tâm chốt quay của má phanh +d : các góc được xác định theo công thức (1) đã được xác định ở phần trước d’= 5,80 ; d 1”= 6,750 ; d 2”= 8,250 +r : bán kính xác định lực tổng, đã được xác định theo công thức (2) ở phần trước : r’= 163,4 mm ; r1”= 164,75 mm; r2”= 151 mm - ở cơ cấu phanh trước: m’= - ở cơ cấu phanh sau: m1”= m 2”= Ta thấy tất cả các giá trị của m vừa tìm được đều khác với giá trị m = 0,3. Vậy hiện tượng tự xiết không xảy ra đối với các cơ cấu phanh. 6. Tính bền trống phanh: áp suất trong trống phanh được tính theo công thức: và kết quả đã được tính ở phần 2.: - ở cơ cấu phanh trước : q’= 16.104 KG/m2 - ở cơ cấu phanh sau : q1”= 10,5.104 KG/m2 q2”= 6,6.104 KG/m2 ta chỉ cần tính bền cho trống phanh trước, vì có áp suất lớn nhất *ứng suất hướng tâm tính theo công thức: *ứng suất hướng tâm tính theo công thức: Trong đó: +a’= 140 mm : là bán kính trong của tang trống +b’= 146,8 mm: bán kính ngoài của tang trống +r : khoảng cách từ tâm đến điểm cần tính, khi r = a’ thì và st đạt được giá trị cực đaị - Thay các giá trị vào công thức ta được: s n= -16 KG/cm2 s t= 337,6 KG/cm2 *ứng suất tổng hợp: s = KG/cm2 Trông phanh được làm bằng gang cч18-36 có =1000 KG/cm2 . Vậy trống phanh đủ bền 7. Tính kiểm bền xylanh bánh xe: ứng suất hướng tâm và tiếp tuyến: Trong đó: +a’= 16 mm: bán kính trong của xylanh +b’= 20 mm: bán kính ngoài của xylanh +q: là áp suất, lấy bằng pmax= 80 KG/cm2 ứng suất đạt cực trị tại r = a’= 16 mm KG/cm2 KG/cm2 s = =KG/cm2 xylanh được làm bằng gang cч 18-36 có = 1000 KG/cm2.Vậy ta thấy xylanh đủ bền. 8. Tính bền đường ống dẫn động phanh: Coi đường ống dẫn động là loại vỏ mỏng bịt kín hai đầu có chiều dài khá lớn. ứng suất vòng được tính như sau: st= Trong đó: +p = 80KG/cm2: áp suất trong đường ống +R = 2,2 mm : bán kính trong của đường ống +s = 0,8 mm : chiều dày của đường ống st= KG/cm2 Cắt ống bằng mặt phẳng vuông góc với trục của ống, thì ứng suất pháp sn tác dụng lên thành vỏ ống phải cân bằng với áp suất của chất lỏng tác dụng lên diện tích mặt cắt ngang của ống KG/cm2 Vậy : s = KG/cm2 Ê Đường ống làm bằng hợp kim đồng có = 2600 KG/cm2 9. Tính bền chốt phanh: Má phanh quay quanh chốt phanh nên chốt phanh được tính theo cắt và chèn dập Trong đó: d = 16 mm : là đường kính của chốt l = 3,5 mm : là chiều dài tiếp xúc của chốt với guốc phanh Ta tính bền chốt của cơ cấu phanh trước vì chịu lực lớn nhất Lực tác dụng lên chốt U1= 1551 KG KG/cm2 KG/cm2 Chốt phanh được làm bằng vật liệu thép 45,ta có = 0,4sch= 0,4.360 Mpa = 1440 KG/cm2 = 0,8sch= 0,8.360 Mpa = 288 Mpa = 2880 KG/cm2 Ta thấy ứng suất do lực U1 gây ra và . Vậy chốt phanh đảm bảo đủ bền. 10. Tính bền guốc phanh: - Guốc phanh được làm theo hình chữ T, chế tạo bằng thép 40 a. Xác định các yếu tố hình học của guốc phanh: R1= 134 mm R2= 131 mm R3= 95 mm R1’= 132,5 mm R2”= 113 mm a = 50 mm b = 3 mm c = 4 mm * Tính các kích thước: F1 : diện tích phần trên chữ T; F1 = 3.50 = 150 mm2 F2 : diện tích phần dưới chữ T; F2 = 4.36 = 144 mm2 Y2= R1’- R2’= 132,5 -113 = 19,5mm Yc1= mm Yc2= Yc1= 19,5 - 9,9 = 9,6 mm * Tính bán kính đường trung hoà: * Bán kính trọng tâm guốc phanh: RG= R2’= Yc2=113+9,6 = 112,6 mm b. Kiểm nghiệm bền guốc phanh: Giả thiết lực tác dụng phân bố đều trên toàn bộ tiết diện guốc phanh. Theo kết quả tính toán phần trước ta thấy guốc phanh trước (hoặc sau) của cơ cấu phanh trước chịu lực lớn nhất. Do đó, ta kiểm nghiệm bền cho guốc phanh của cơ cấu trước. Các lực tác dụng lên guốc phanh đã xác định được ở phần trước: P1= 418 KG R1= 2114 KG U1= 1484 KG * Lực R1 phân ra hai thành phần và - lực pháp tuyến : N1 = R1 .cos16,690 = 2025 KG - Lực tiếp tuyến : T1 = R1.sin16,690 = 607 KG Với giả thiết lực phân bố đều nên mỗi phần tử sẽ chịu lực là Ntb = KG/mm Ttb = KG/mm Trong đó : r = 140 mm : bán kính tang trống b = 1200 : góc ôm tấm ma sát Ntb : lực cắt trung bình tác dụng lên guốc phanh Ttb : lực trượt trung bình tác dụng lên guốc phanh * Viết phương trình lực tác dụng : - Xét tại mặt cắt (1-1) : N = -P.sina T = Pcosa Mu = 0 Với b =150, ta có : N = - 418.sin150 = - 108 KG T = 418.cos150 = 403,7 KG - Xét trong đoạn b0 tại mặt cắt (2-2): N = -P.sin(a + b ) - Ntb.r.b.cos - Ttb.r.b.sin T = P.cos(a + b ) - Ntb.r.b.sin - Ttb.r.b.cos Xác định mô men Mx tại mặt cắt bất kỳ của guốc phanh: Tại mặt cắt (2-2) ứng với góc b bất kỳ: Tại điểm O có mômen uốn do lực P, lực tổng hợp N và T của lực phân bố Ntb và Ttb phân bố trên đoạn guốc phanh ứng với góc b Ta lập được phương trình mômen uốn tại mặt cắt : Mu = P.d - Ntb.r.b .d’ + Ttb.r.b .d’’ Trong đó : d = a - r.cos(a + b ) d’ = r.sin d” = r - r.cos = r(1- cos) Mu = P.[a - r.cos(a + b )] - Ntb.r.b.r.sin - Ttb.r.b .r(1 - cos) Mu = P.[a - r.cos(a + b )] - Ntb.r2.b sin + Ttb.r2.b.(1 - cos) c. Xét lực N, T, Mu tại các mặt cắt : *Tại mặt cắt (a - a) khi b = 300 = 0,52 rad N = - P.sin450 - Ntb.r.0,52.cos150 - Ttb.r.0,52 .sin150 N = - 418 . 0,707 - 6,9.140.0,52.0,96 -2,07.140.0,52.0,25 N = - 812,5 KG T = P.cos 450 - Ntb.r.0,52.sin 150 - Ttb . r . 0,52 . cos 150 T = 418 . 0,7 - 6,9 . 140 .0,52 .0,25 - 2,07 . 140 . 0,52 . 0,69 T = 22,35 KG Mu = P[a - r.cos 450 - Ntb.r2.0,52.sin 150 + Ttb.r2.0,52(1 - cos 150) Mu = 418(110 -140 . 0,707) - 6,9 . 1402.0,52 .0,25 + 2,07.1402.0,52(1 - 0,96) Mu = -11721 KGm = 11,7 KGm * Tại mặt cắt (b - b) ứng với b = 600 = 1,04 rad N = - p . sin 750 - Ntb . r . 1,04 . cos300 -Ttb . r . 1,04 . sin300 N = - 418. 0,96 - 6,9. 140.1,04.0,86 - 2,07.140.1,04.0.5 N = 1422,7 KG T = P.cos750 - Ntb.r.1,04.sin 300 - Ttb . r . 1,04 . cos300 T = 418 . 0,25 - 6,9 . 140 .1,04 .0,5 - 2,07 . 140 . 1,04 . 0,86 T = - 662 KG Mu = 418(110 - 140 .cos750) - 6,9.1402.1,04.sin300 + 2,07.1402.1,04(1 - cos300) Mu = - 33501 KGm = 33,5 KGm * Tại mặt cắt (c - c) ứng với b = 900 = 1,57 rad N = - p . sin1050 - Ntb . r . 1,57 . cos450 - Ttb . r . 1,57 . sin450 N = - 418. 0,96 - 6,9. 140.1,57.0,7 - 2,07.140.1,57.0.7 N = - 1781 KG T = P.cos1050 - Ntb.r.1,57.sin 450 - Ttb . r.1,57.cos450 T = 418 . (- 0,25) - 6,9 . 140 .1,57.0,7 - 2,07.140.1,57.0,7 T = - 1484,6 KG Mu = 4811(110 - 140.cos1050) - 6,9.1402.1,57.sin450 + 2,07.1402.1,57(1 - cos450) Mu = 7338 KGm = 77,34 KGm * Tại mặ