Tải bản đầy đủ - 0 (trang)
CHƯƠNG 3: TÍNH TOÁN KHẢO SÁT CÁC LOẠI CƠ CẤU PHANH

CHƯƠNG 3: TÍNH TOÁN KHẢO SÁT CÁC LOẠI CƠ CẤU PHANH

Tải bản đầy đủ - 0trang

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA HÀ NỘI



LUẬN VĂN THẠC SĨ



CHƯƠNG 3

TÍNH TỐN KHẢO SÁT CÁC LOẠI CƠ CẤU PHANH

3.1 CÁC THÔNG SỐ KỸ THUẬT CỦA XE THAM KHẢO

Để thực hiện các tính tốn cho các loại cơ cấu phanh, luận văn sử dụng các

thông số kỹ thuật của xe tham khảo là HYUNDAI HD160.

Bảng 3.1 Các thông số kỹ thuật ô tô HYUNDAI HD160

Nhãn hiệu



:



HYUNDAI HD160

Khối lượng



Khối lượng bản thân :



6046



kg



Phân bố : - Cầu trước :



2420



kg



3626



kg



7640



kg



2



người



:



15635



kg



Phân bố: - Cầu trước :



4690



kg



10945



kg



- Cầu sau



:



Khối lượng cho phép chở :

Số người cho phép chở :

Khối lượng tồn bộ



-



Cầu sau



:



Kích thước

Dài x Rộng x Cao :

Chiều dài cơ sở



:



Chiều rộng cơ sở trước/sau :

Khoảng sáng gầm xe



:



9830x2495x3500



mm



5700



mm



2040/1850



mm



255



mm



Động cơ

Nhãn hiệu động cơ



:



D6AB - d



Loại động cơ



:



4 kỳ, 6 xi lanh thẳng hàng



Thể tích làm việc



:



11149



Công suất lớn nhất /tốc độ quay :



GVHD: PGS. Nguyễn Trọng Hoan



cm3



250 (335)kW/ 2000 v/ph



49



HVTH: Phạm Quốc Hoàng



TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA HÀ NỘI



Mômen lớn nhất/tốc độ quay:



LUẬN VĂN THẠC SĨ



290/1100( EURO II) kg.m/rpm



Tốc độ tối đa



:



117 km/h



Loại nhiên liệu



:



Diesel

Lốp xe



Công thức bánh xe



:



4x2



Lốp trước / sau



:



10.00 - 20 /10.00 - 20



Hệ thống phanh



:



Dạng tang trống khí nén



3.2. TÍNH TỐN MƠ MEN PHANH CẦN THIẾT TẠI BÁNH XE

Lực phanh tại bánh xe đạt được giá trị lớn nhất khi bánh xe bắt đầu trượt lết,

trong q trình trượt mơ men phanh khơng tăng được nữa mà thậm chí còn có xu

hướng giảm. Vì vậy, người ta thường tính tốn mô men phanh cần thiết tại các bánh

xe sao cho tận dụng được tối đa khả năng bám của bánh xe. Với lập luận như vậy,

tổng lực phanh tại tất cả các bánh xe của ơtơ được tính như sau:

Pp max = Pϕ



Trong đó Pϕ = ϕG là lực bám giữa bánh xe và đường, với ϕ là hệ số bám, G là

trọng lượng tồn bộ của ơtơ. Như vậy, mơ men phanh cực đại được tính như sau:

M p max = ϕGrbx



Trong đó r bx là bán kính bánh xe.



P

j



Z

O



h



G

b



a



Z2



O



L

Hình 3.1- Sơ đồ các lực tác dụng lên ơtơ khi phanh



GVHD: PGS. Nguyễn Trọng Hoan



50



HVTH: Phạm Quốc Hoàng



TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA HÀ NỘI



LUẬN VĂN THẠC SĨ



Mô men phanh tại các mỗi bánh xe được tính như sau:

- cầu trước: M p1 =



j h 

Gb 

1 + T g ϕrbx

gb 

2L 



(3.1)



- cầu sau:



j h 

Ga 

1 − T g ϕrbx

ga 

2L 



(3.2)



M p2 =



Trong đó:

j T - gia tốc chậm dần của ô tô khi phanh j T = 6(m/s2);

h g - chiều cao trọng tâm của ô tô



: h g = 1,5(m);



g- Gia tốc trọng trường



: g= 9, 81(m/s2);



G- Trọng lượng ôtô khi đầy tải



: G= 15635.9, 81= 153380(N);



G 1 -trọng lượng tĩnh trên cầu trước : G 1 =4690.9, 81=46010(N);

G 2 - trọng lượng tĩnh trên cầu sau : G 2 =10945.9, 81=107370(N);

L- Chiều dài cơ sở ô tô



: L= 5700(mm) = 5, 7(m);



a- khoảng cách từ trọng tâm tới cầu trước: a = 3,99 (m);

b- Khoảng cách từ trọng tâm tới cầu sau: b = 1,71 (m);



ϕ - Hệ số bám của bánh xe với mặt đường: ϕ = 0,7;

r bx - Bán kính lăn của bánh xe (tính theo lốp 10.00 – 20).

Mơmen phanh cần sinh ra ở mỗi cơ cấu phanh trước là:

M p1 = 11680( Nm)



Mômen phanh cần sinh ra ở mỗi cơ cấu phanh sau là:

M p 2 = 13660( Nm)



3.3. TÍNH TỐN CƠ CẤU PHANH

Trên cơ sở các thơng số kết cấu của xe tham khảo và mô men phanh yêu cầu

tại các bánh xe đã tính được trên đây, luận văn tiến hành xem xét việc lắp đặt các

loại cơ cấu phanh khác nhau lên xe và tính tốn lực dẫn động cần thiết cho từng

trường hợp. Trên cơ sở các kết quả tính tốn, luận văn đề xuất các phương án lựa

chọn các thông số cơ bản của dẫn động phanh như đường kính xi lanh chấp hành

(hoặc bầu phanh trong trường hợp dẫn động khí nén) và áp suất trong hệ thống dẫn

động.



GVHD: PGS. Nguyễn Trọng Hoan



51



HVTH: Phạm Quốc Hoàng



TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA HÀ NỘI



LUẬN VĂN THẠC SĨ



Do thời gian có hạn, luận văn sẽ chỉ tiến hành tính tốn đối với cơ cấu phanh

cầu trước với mô men phanh cần thiết tại 1 bánh xe là 11680 Nm.

Xe cơ sở được lựa chọn là ô tơ tải có trọng lượng trung bình. Trên các loại ô tô

này thường sử dụng dẫn động khí nén hoặc thuỷ khí. Với dẫn động khí nén, lực tác

động lên các guốc phanh được sinh ra từ cam ép. Trong trường hợp dẫn động thuỷ

khí, lực tác động do các xi lanh thuỷ lực tạo nên.

Trên cơ sở các đặc điểm trên của xe tham khảo, luận văn lựa chọn 4 loại cơ

cấu phanh để tiến hành khảo sát, đánh giá. Đó là:

- Cơ cấu phanh kiểu “Simplex” dẫn động thuỷ lực;

- Cơ cấu phanh kiểu “Simplex” dẫn động khí nén (tác động bằng cam ép);

- Cơ cấu phanh kiểu “Duplex” dẫn động thuỷ lực;

- Cơ cấu phanh kiểu tự cường hố dẫn động thuỷ lực.

Các tính tốn được thực hiện với giả thiết là các guốc phanh trước và sau có

kích thước giống nhau. Các thơng số kết cấu được lấy theo xe tham khảo.

3.3.1 Các thông số cơ bản của cơ cấu phanh

Để tính tốn ta sử dụng các cơng thức đã trình bày trong chương 2. Các thông

số kết cấu của cơ cấu phanh guốc được mô tả trên hình 3.2.



P



P



Hình 3.2 Các thơng số kết cấu của cơ cấu phanh guốc



GVHD: PGS. Nguyễn Trọng Hoan



52



HVTH: Phạm Quốc Hoàng



TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA HÀ NỘI



LUẬN VĂN THẠC SĨ



Với cách mô tả như trên người ta chấp nhận giả thiết là hai má phanh giống

hệt nhau, nên có cùng các thông số α 0 và α 1 .

Đối với xe tham khảo của luận văn, các thông số tính tốn được cho trong

bảng 3.2.

Bảng 3.2. Các thơng số tính tốn của cơ cấu phanh guốc

Thơng số



Cầu trước

Má trước



Cầu sau



Má sau



r t , mm



Má trước



Má sau



200



α 0 , độ (rad)



21 (0.366)



21 (0.366)



20 (0.349)



20 (0.349)



α 1 , độ (rad)



118(2.059)



118(2.059)



120 (2.094)



120 (2.094)



b 1 , b 2 , mm



160



l, mm



150



a 1 , a 2 , mm



145



h 1 , h 2 , mm



305



c, mm



148



M p , Nm



11680



13660



3.3.2 Cơ cấu phanh kiểu “Simplex” dẫn động thuỷ lực

3.3.2.1 Đặc điểm cấu tạo

Cơ cấu phanh kiểu “Simplex” dẫn động thuỷ lực được sử dụng khá phổ biến

trên ô tô con với dẫn động thuỷ lực và ô tô tải với dẫn động thuỷ khí hoặc khí nén.



GVHD: PGS. Nguyễn Trọng Hoan



53



HVTH: Phạm Quốc Hoàng



TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA HÀ NỘI



LUẬN VĂN THẠC SĨ



Hình 3.3 Cơ cấu phanh kiểu “Simplex” dẫn động thuỷ lực

Sơ đồ nguyên lý cấu tạo của cơ cấu phanh “Simplex” dẫn động thuỷ lực được

thể hiện trên hình 3.3. Hai guốc nhận lực điều khiển từ một xi lanh chung, nên

chúng chịu lực như nhau. Trong khi tính tốn, lực này lớn hơn rất nhiều so với lực

của lò xo hồi vị (số 9 trên hình), nên người ta thường bỏ qua lò xo này.

3.3.2.2 Tính tốn theo phương án 1

Đối với cơ cấu phanh dạng “Simplex” dẫn động thuỷ lực: P S1 = P S2 = P S , h 1 =

h 2 = h; a 1 = a 2 = a. Khi đó, lực phanh được tính theo cơng thức:

Ps =



Mp



(3.3)







1

1

+

rt µ h 



 k .a − µ .rt k .a + µ .rt 



trong đó µ- hệ số ma sát (µ = 0,3); r t -bán kính tang trống (m); k- hệ số hiệu

chỉnh, (k= 0,8 – 0,95) [7].

Với mô men phanh cần thiết tại bánh xe đã tính trên đây, chọn hệ số k = 0,86

và giả thiết rằng các má phanh có kích thước giống nhau: α 0 = 200 và α 1 = 1200, ta

có thể tính được lực dẫn động P s . Tuy nhiên, kết quả tính tốn phụ thuộc vào việc

lựa chọn hệ số k. Để đánh giá ảnh hưởng của hệ số k tới kết quả tính tốn, ta cho k

thay đổi từ 0,8 đến 0,95 và tính lực P s cho từng trường hợp. Kết quả tính tốn được

cho trong bảng 3.3.



GVHD: PGS. Nguyễn Trọng Hoan



54



HVTH: Phạm Quốc Hoàng



TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA HÀ NỘI



LUẬN VĂN THẠC SĨ



Các kết quả tính tốn cho thấy lực P s phụ thuộc mạnh vào việc lựa chọn hệ số

k: giá trị lớn nhất và nhỏ nhất chênh lệch nhau tới khoảng 1,3 lần. Như vậy, có thể

thấy rằng để có được kết quả tính tốn theo phương án này với độ tin cậy cao cần

xác định được hệ số k cho từng trường hợp cụ thể.

Bảng 3.3 Sự phụ thuộc của Ps theo hệ số k.

k



0,80



0,82



0,84



0.86



0,88



0,90



0,92



0,95



Ps



27114



28281



29437



30582



31716



32842



33959



35619



Kết quả được thể hiện dưới dạng đồ thị như trên hình 3.4. Kết quả cho thấy

chênh lệch giữa các giá trị nhỏ nhất và lớn nhất của lực Ps lên tới 22 %. Vì vậy, khi

tính tốn theo cơng thức 3.3, cần chọn được hệ số k hợp lý để giảm tối đa sai số.

40000



Lực dẫn động Ps (N)



35000

30000

25000

20000

15000

10000

5000

0



0.8



0.82



0.84



0.86



0.88



0.9



0.92



0.94



0.96



Hệ số k



Hình 3.4 Sự phụ thuộc của lực Ps theo hệ số k

3.3.2.3 Tính tốn theo phương án 2

Theo cách tính này, mơ men phanh được mơ tả như sau:

Mp =



2 Ps µ hA

A2 − µ 2 B 2



GVHD: PGS. Nguyễn Trọng Hoan



55



HVTH: Phạm Quốc Hoàng



TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA HÀ NỘI



LUẬN VĂN THẠC SĨ



Các hệ số trong công thức trên được xác định tuỳ theo giả thiết về phân bố áp

suất trên má phanh.

Nếu giả thiết rằng quy luật phân bố đều (góc được cho theo rad), ta có:

Ad =



l cos α 0 − cos α1

rt

α1 − α 0



Bd = 1 −



(3.4)



l sin α1 − sin α 0

rt

α1 − α 0



(3.5)



Với giả thiết áp suất phân bố đều trên má phanh, cơng thức tính lực Ps có

dạng:

Ps =



M p ( Ad2 − µ 2 Bd2 )



(3.6)



2 µ hAd



Đối với quy luật phân bố sin ta có:

As =



l sin 2α 0 − sin 2α1 + 2(α1 − α 0 )

rt

4 ( cos α 0 − cos α1 )



(3.7)



l

1 − ( cos α 0 + cos α1 )

Bs =

2rt



(3.8)



Lực dẫn động được tính như sau:

Ps =



M p ( As2 − µ 2 Bs2 )



(3.9)



2 µ hAs



Tính tốn theo các thơng số kết cấu của cơ cấu phanh của xe tham khảo ta

được kết quả như trong bảng 3.4.

Bảng 3.4 Kết quả tính tốn lực dẫn động theo các giả thiết phân bố áp suất

Giả thiết phân bố áp



Phân bố đều



Phân bố theo quy luật



suất

Lực dẫn động Ps (N)



Sai số



sin

33912



GVHD: PGS. Nguyễn Trọng Hoan



35406



56



4,2%



HVTH: Phạm Quốc Hoàng



TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA HÀ NỘI



LUẬN VĂN THẠC SĨ



3.3.2.4 So sánh và đánh giá

So sánh kết quả tính tốn lực dẫn động theo mơ men phanh cần thiết tại bánh

xe theo các công thức 3.6 và 3.9 ta thấy khác biệt không lớn. Các nghiên cứu đều

khẳng định rằng, phân bố áp suất thực trên má phanh gần với quy luật sin hơn là

phân bố đều.

Nếu coi quy luật phân bố sin là chuẩn, ta có thể chọn hệ số k trong cơng thức

3.3 sao cho phù hợp với trường hợp cụ thể này. So sánh đối chiếu các kết quả tính

tốn trên, nếu chọn hệ số: k = 0,95 ta thấy sai số giữa các phương án là khoảng

0,5%.

Kết quả tính tốn theo ba công thức trên được cho trong bảng 3.5.

Bảng 3.5 Kết quả tính tốn cơ cấu phanh “Simplex” dẫn động thuỷ lực

Phương pháp tính

Điều kiện



Phương án 1



Phương án 2



k = 0,95



Lực dẫn động Ps (N)



35619



Áp suất phân



Áp suất phân bố



bố đều



theo quy luật sin



33912



35406



Trong các tính tốn trình bày trong luận văn, hệ số k được chọn là 0,95.

3.3.2.5 Xác định đường kính xi lanh và áp suất thuỷ lực

Với lực sinh ra tại mỗi đầu guốc phanh là P s = 35406 N như đã tính được trên

đây, ta có thể xác định áp suất làm việc trong hệ thống thuỷ lực và đường kính xi

lanh cơng tác.

Gọi đường kính xi lanh công tác tại cơ cấu phanh là d và áp suất thuỷ lực là p t

ta có:

Ps =



πd2

pt ,

4



Từ cơng thức trên ta có:



GVHD: PGS. Nguyễn Trọng Hoan



57



HVTH: Phạm Quốc Hoàng



TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA HÀ NỘI



pt =



LUẬN VĂN THẠC SĨ



4 Ps

πd2



(3.10)



Kết quả tính tốn theo cơng thức 3.10 cho ta đồ thị quan hệ giữa áp suất dẫn

động và đường kính xi lanh cơng tác như trên hình 3.5 và bảng 3.6.

Áp suất dẫn động pt (MPa)



60

50

40

30

20

10

0



20



30



40



50



60



70



Đường kính xi lanh d (mm)



Hình 3.5 Mối quan hệ giữa đường kính xi lanh và áp suất dẫn động.

Bảng 3.6 Kết quả tính tốn đường kính xi lanh và áp suất dẫn động

d (mm)



40



50



55



60



65



70



pt

(MPa)



28.19



18.04



14.91



12.53



10.67



9.2



Đối với ô tô tải, cơ cấu phanh dẫn động bằng thuỷ lực thường nằm trong hệ

thống phanh thuỷ khí. Áp suất thuỷ lực trong trường hợp này thường dao động

trong khoảng 9 – 15 Mpa. Áp suất nhỏ đòi hỏi xi lanh có đường kính lớn, làm tăng

khối lượng và khó bố trí trong cơ cấu phanh. Tuy nhiên, nếu chọn áp suất quá lớn sẽ

gây khó khăn cho việc làm kín cũng như gia tăng đòi hỏi đối với độ chính xác gia

cơng các chi tiết và tăng giá thành của hệ thống phanh.

Như vậy, theo kết quả tính tốn trên đây, đối với cơ cấu phanh kiểu “Simplex”

dẫn động thuỷ lực, đường kính xi lanh có thể chọn trong khoảng 55 đến 65 mm. Khi

đó áp suất cần thiết trong hệ thống thuỷ lực nằm trong khoảng 8 Mpa đến 11 Mpa.

GVHD: PGS. Nguyễn Trọng Hoan



58



HVTH: Phạm Quốc Hoàng



TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA HÀ NỘI



LUẬN VĂN THẠC SĨ



Áp suất nhỏ hơn là không hợp lý vì kích thước xi lanh q lớn, còn áp suất lớn hơn

là khó thực hiện được đối với dẫn động phanh thuỷ khí trên ơ tơ.

3.3.3 Cơ cấu phanh kiểu “Simplex” dẫn động khí nén-cam ép

3.3.3.1 Đặc điểm cấu tạo

Cơ cấu phanh loại này thường được sử dụng trong các hệ thống phanh ơ tơ tải

với dẫn động khí nén. Do tác động điều khiển được thực hiện bởi một cam đối

xứng, nên điểm đặt lực lên các đầu guốc phanh lệch nhau một khoảng h c (hình 3.6).



Ps1

hc

Ps2



Hình 3.6 Cơ cấu phanh kiểu “simplex” dẫn động bằng cam ép

Cơ cấu phanh loại này có các lực P s1 và P s2 khơng bằng nhau nên chúng phải

được tính tốn riêng rẽ.

3.3.3.2 Tính tốn theo phương án 1

Trong trường hợp cơ cấu phanh kiểu “Simplex” dẫn động bằng cam ép, mối

quan hệ giữa mô men phanh và các lực dẫn động P s1 và P s2 được mô tả như sau:

 Ps1

Ps 2 

=

M p rt µ h 

+



 k .a − µ .rt k .a + µ .rt 



Ps 2 =



(3.11)



1+ µ

Ps1

1− µ



=

A1

Đặt:



(3.12)

1

1

1+ µ

; A2 =

; C

=

, ta có:

1− µ

k .a − µ rt

k .a + µ rt



GVHD: PGS. Nguyễn Trọng Hoan



59



HVTH: Phạm Quốc Hoàng



Tài liệu bạn tìm kiếm đã sẵn sàng tải về

CHƯƠNG 3: TÍNH TOÁN KHẢO SÁT CÁC LOẠI CƠ CẤU PHANH

Tải bản đầy đủ ngay(0 tr)

×