Tải bản đầy đủ - 0 (trang)
b. Áp suất trên bề mặt ma sát q.

b. Áp suất trên bề mặt ma sát q.

Tải bản đầy đủ - 0trang

2.2.6. Tính tốn nhiệt phát ra trong q trình phanh

Khi phanh, động năng của ôtô chuyển thành nhiệt năng.Một phần năng lượng nhiệt

này làm nóng các cơ cấu, một phần tỏa ra mơi trường xung quanh.

Nếu nhiệt lượng làm nóng các cơ cấu lớn có thể dẫn đến làm hỏng các chi tiết của

cơ cấu phanh như làm mất tính đàn hồi của lò xo. Mặt khác, nhiệt độ cao ở má

phanh sẽ ảnh hưởng đến hệ số ma sát giữa má phanh với trống phanh và vì vậy sẽ

ảnh hưởng đến hiệu quả phanh.

Phương trình cân bằng năng lượng trong quá trình phanh là:

2



2



t

G v1 − v 2

0

.

= mt .C.t + Ft . ∫ K t .d t

g

2

0



Do khi phanh đột ngột ở thời gian ngắn nên thời gian t nhỏ có nghĩa lượng nhiệt toả

ra ngồi khơng khí là rất nhỏ.

t



⇒ FT ∫ k T d t ≈ 0 nên bỏ qua .

0



Sự tăng nhiệt độ được xác định bằng công thức sau:

2



2



G v1 − v 2

.

= mt .C.t 0

g

2

Trong đó:











V1 : Vận tốc ban đầu khi phanh.

V2 : Vận tốc xe sau khi phanh V2 = 0.

mt : khối lượng của các trống phanh

C: Nhiệt dung của chi tiết nung nóng C = 500(J/kg.độ).



Yêu cầu với vận tốc v1 = 30 (km/h), v2 = 0 thì t0 phải < 150



G.v12

≤ 150

Từ cơng thức trên ta có :  t =

2.g.mt .C

0



G.v12

7685.9,81.8,32

⇔ mt ≥

=

= 35, 29 (kg )

2.g .t 0 .C 2.9,81.15.500



44



Trên thực tế tổng khối lượng của các chi tiết bị nung nóng gồm 4 tang trống phanh

trước và sau là lớn hơn 35,29 (kg) do vậy với cơ cấu phanh đã chọn đảm bảo sự

thoát nhiệt theo yêu cầu.

2.3. Tính bền một số chi tiết trong hệ thống

2.3.1. Tính bền trống phanh

Dựa vào trạng thái chịu lực của trống phanh trong quá trình phanh ta thấy trống

phanh làm việc gần giống như một ống có thành dày chịu áp suất bên trong. Trong

q trình tính tốn ta giả thiết rằng áp suất phân bố trên bề mặt trống phanh là

không đổi, đồng thời ta đưa thêm vào hệ số an toàn là n = 1,5 trong khi tính tốn

bền cho trống phanh.

Áp suất bên trong trống phanh được tính theo cơng thức:



q =



MP

5761,21

=

= 41.105 ( N / m 2 )

2

2

µ .b.rT β 0 0,3.0,095.0,16 .1,92



Theo lý thuyết về ứng suất và biến dạng của ống thành dày chứa áp suất bên trong

có áp suất phát sinh trong ống khi chịu lực bên trong là:

 Ứng suất pháp tuyến tác dụng lên trống phanh:



q.a ''2

b''2

σ= 2

(1 − 2 )

b'' − a ''2

r

 Ứng suất tiếp tuyến tác dụng lên trống phanh:



q.a ''2

b''2

τ= 2

(1 + 2 )

b'' − a ''2

r

Trong đó:

-



a’’- Bán kính trong của trống: a’’= 160(mm)

b’’- Bán kính ngồi của trống: b’’=169(mm)

r - Khoảng cách từ tâm đến điểm cần tính khi r = a’’ thì



σ







τ



đạt giá trị



cực đại:



σ max = -q = - 41.105 (N/m2 )

45



τ max



2

2

q.(a ''2 + b''2 )

5 (160 + 169 )

= 41.10 .

=

= 750.105 (N/m2)

2

2

2

2

b'' − a ''

169 − 160



 Ứng suất tổng hợp tác dụng lên trống phanh



σ th = σ max 2 + τ max 2 = (41.105 ) 2 + (750.105 ) 2 = 751.105 (N/m2)

Để đảm bảo an toàn ta lấy thêm hệ số an toàn n=1,5

σ th = 751.105.1,5 = 113.106 (N/m2)



σ th ≤ [σ th ] = 380.106 (N/m2)

Kết luận: Trống phanh đã chọn đảm bảo yêu cầu kỹ thuật.

2.3.2. Tính bền chốt phanh

Má phanh quay quanh chốt phanh được tính theo cắt và chèn dập.



τc =



U1

=

F



σ cd =



U1

2U1

=

≤ [ τ ] = 40( MN / m 2 )

2

2

πd

n.π d

n.2.

4



U1

≤ [ σ cd ] = 80.106 (N / m 2 ).

l.d



Trong đó:

-



d - Đường kính chốt: chọn d = 24 (mm) = 3024.10-3 (m)

l - Chiều dài tiếp xúc của chốt với guốc phanh d = 40.10-3 (m)

n - Số chốt phanh chịu lực: n = 2.

U1 - Lực lớn nhất tác dụng lên chốt



Cơ cấu phanh trước:



σc =



2.41185,38

= 14,6.106 (N / m 2 ) < [ σc ]

−3 2

2.π .(30.10 )



σ cd =



41185,38

= 43.106 (N / m 2 ) < [ σ cd ]

−3

−3

24.10 .40.10



Kết luận: Như vậy chốt phanh đã thỏa mãn cả hai điều kiện cắt và chèn dập



46



CHƯƠNG 3



THIẾT KẾ, TÍNH TỐN HỆ THỐNG ĐIỀU KHIỂN DẪN

ĐỘNG PHANH CHÍNH



3.1. Thiết kế tính tốn bầu phanh trước

Bầu phanh thường có dạng màng hoặc pittông, áp suất tác dụng lên màng pittông

được dịch chuyển thành lực trên ti đẩy tác dụng lên thanh dẫn động trục cam như

thể hiện trên sơ đồ tính tốn hình 3.1



Q1



Pj



l

/

1



P

h



/



P2



Hình 3.1: Sơ đồ tính tốn lực tác dụng lên thanh đẩy

 Xét cân bằng tại cam ép

Phương trình cân bằng lực:

Q1.L.ηT = (P1/ + P2/).h/2



(*)



Trong đó:

L – cánh tay đòn, chọn theo xe tham khảo: L = 160 mm = 0,160 (m)

ηT – hiệu suất truyền động của cam. ηT = 0,85

P1/, P2/ - lực đẩy của cam lên guốc trước và guốc sau.

Từ hoạ đồ lực phanh ta có:

P1/ = 15098 N.

P2/ = 37514 N.

h – khoảng cách giữa hai lực P1/ và P2/,

chọn theo xe tham khảo: h = 50 mm = 0,05 m.

47



Thay số vào công thức (*) ta được:

Q1 =



(P



/

1



+ P2/ ) .

L.ηT



h

2 = ( 15098 + 37514 ) .0, 025 = 9671,32 N

0,160.0,85



 Xét sự cân bằng của màng phanh



π .D12

Q1 + Plx = Pj .

.η 1 .η 2

4

Trong đó:

Q1 – Lực tác dụng lên thanh đẩy của bầu phanh. Q1 = 9671,32 N.

Pj - Áp suất trong của bầu phanh, Pj = 0.8 MN/m2.

D1 - Đường kính hiệu dụng của màng phanh.

η1 – Hệ số tính đến độ nạp khí vào bầu phanh, η1 = 1.

η2 – Hệ số tính đến tổn hao do ma sát, η2 = 0,95

Plx – Lực ép lò xo, theo kinh nghiệm lấy: Plx = 140 N.

Thay các giá trị trên vào cơng thức ta có:

4. ( Q1 + Plx )



D1 =



π .Pj .η1.η 2



=



4. ( 9671 + 140 )

3,14.0,8.106.1.0,95



= 128mm



 Diện tích hiệu dụng của bầu phanh

FA =



π .D12 3,14.1282

=

= 12861mm 2

4

4



 Diện tích bao kín của bầu phanh: FB = FA / K

K – hệ số dự trữ năng lượng, lấy K = 0,8

Vậy: FB = 12861 / 0,8 = 16076 mm2.

 Đường kính bao kín của bầu phanh

Dbp =



4.FB

4.16076

=

= 143mm

π

3,14



Kết luận: Bầu phanh trên đảm bảo yêu cầu đặt ra. Kiềm tra thấy phù hợp với loại

buồng phanh kiểu 24.

3.2. Tính tốn lượng khí nén



48



* Nhiệm vụ: Cung cấp khí nén và nén khí vào các bình chứa để cung cấp cho hệ

thống phanh.

* Các yêu cầu:

Máy nén khí được chọn sao cho đảm bảo các yêu cầu sau:

- Nạp nhanh các bình chứa sau khi khởi động động cơ.

- Giữ được áp suất trong hệ thống gần với áp suất tính tốn khi phanh liên

tục. Trên thực tế máy nén khí chỉ làm việc khoảng 10 – 20% thời gian làm việc của

ôtô, khi các bình chứa được nạp đầy thì máy nén được chuyển sang chạy ở chế độ

khơng tải.

Khi tính tốn thiết kế máy nén khí có hai phương án:

- Phương án 1: Tự thiết kế ra một cái máy nén khí mới.

- Phương án 2: Mua một cái máy đã có sẵn trên thị trường, kiểm tra xem có đạt u

cầu khơng.

Hiện nay máy nén khí có bán trên thị trường rất nhiều, vì vậy chọn phương

án hai là tốt nhất.

3.2.1.Các thơng số kỹ thuật của máy nén khí

Chọn máy nén loại Pít tơng hai xi lanh trên thị trường có các thơng số sau:

- Số lượng xi lanh: i = 2 đặt thẳng hàng.

- Đường kính xi lanh: d = 6 cm.

- Hành trình piston: S = 3,8 cm.

- Số vòng quay của máy nén khí: n = 1700 v/p.

- Tỷ số truyền của đai: itđ = 2.

- Hiệu suất truyền khí của máy nén: η = 0,6.

3.2.2. Năng suất của máy nén khí (lưu lượng)

Năng suất của máy nén khí được tính theo cơng thức kinh nghiệm sau:

Q=



π .d

.S .i.n.η (l / ph)

4



Trong đó:

i - Số lượng xi lanh: i = 2 đặt thẳng hàng.

49



d - Đường kính xi lanh: d = 6 cm.

S - Hành trình piston: S = 3,8 cm.

n - Số vòng quay của máy nén khí: n = 1700 v/p.

itđ - Tỷ số truyền của đai: itđ = 2.

η - Hiệu suất truyền khí của máy nén: η= 0,6.

Thay các giá trị trên vào công thức ta được:

Q=



3,14.0,6 2

.0,38.2.1700.0,6 = 219(l / ph)

4



Kết luận: Sau 4 phút máy nén nạp được 4.219 = 876 (l) khí nén đảm bảo nạp đầy tất

cả các bình chứa.

3.2.3 Tính tốn lượng tiêu hao nhiên liệu sau mỗi lần phanh

Lượng tiêu hao khơng khí cho mỗi lần phanh chính bằng lượng khơng khí

dãn nở ra các đường ống từ van phân phối đến các bầu phanh.

* Thể tích khí trong các đường ống

Chọn đường ống có đường kính d = 13 mm.

Chiều dài đường ống l = 24 m = 24000 mm.

Do đó thể tích trong tồn bộ đường ống là:



Vong



π .d 2

3,14.13 2

=

.l =

.24000 = 3183960mm 3 .

4

4



* Thể tích khí trong các bầu phanh

Ta coi độ dịch chuyển của guốc phanh lại phụ thuộc vào góc xoay của trục

cam và càng nối trục cam.

Công thức xác định độ dịch chuyển của màng:

S=



α

.π .l

180



Trong đó:

α- Độ xoay của càng bắt vào trục cam.α= 70.

l – Chiều dài của càng bắt vào trục cam, l = 160 mm.

Thay các giá trị vào công thức ta được:

S = 7/180.3,14.160 = 19,5 mm.

50



Thể tích khí bị tiêu hao trong sáu bầu phanh.

V =



2.π .d bt2

π .d bs2

.S t + 4.

.S s

4

4



Trong đó:

dbt ,dbs - Đường kính hiệu dụng của các bầu phanh trước và sau. Lấy tỷ số

hiệu dụng bằng 0,8.

Ở bầu phanh trước: dt = 200.0,8 = 160 mm.

Ở bầu phanh sau: ds = 160.0,8 = 128 mm.

Thay vào công thức trên ta được:

V=



2.3,14.1602

3,14.1282

.19, 4 + 4.

.19, 4 = 1777772,544mm3 = 1,8(l )

4

4



* Thể tích tiêu hao trong bầu phanh tự hãm sau mỗi lần phanh.

Theo thiết kế bầu tự hãm phanh bằng lò xo và ép lên ty đẩy, khi khơng phanh

khí nén ép lò xo tích năng, có bốn bầu tự hãm lắp ở bốn bánh xe của cầu giữa và

cầu sau được thiết kế cùng với bốn bầu phanh công tác. Do vậy ta coi lượng khơng

khí tiêu hao trong bốn bầu tự hãm sau mỗi lần đạp phanh là:

V = 4.



3,14.1282

.19, 4 = 998048mm3 = 1, 0(l )

4



* Lượng tiêu hao khí ở van phân phối

Lấy gần đúng VPP = 0,05 (l).

Vậy tổng cộng lượng khơng khí tiêu hao cho tồn bộ hệ thống sau mỗi lần đạp

phanh là:

V∑ = V0 + Vb + Vh + VPP = 3,18 + 1,9 + 1,0 + 0,05 = 6,13 (l).

* Kết luận: Với dung tích tồn bộ các bình chứa là 700 (l). Lượng tiêu hao trên là

không đáng kể, đảm bảo cho các lần phanh tiếp theo.

3.2.4. Tính bền đường ống dẫn động phanh

Trong tính tốn có thể coi đường ống là loại vỏ mỏng bịt kín hai đầu và có

chiều dài lớn. (Đây là bài tốn vỏ mỏng tròn xoay chịu tải trọng phân bố đối xứng

tính theo lý thuyết khơng mơ men).

Theo cơng thức sau:

σt =



P.R

P.R

; σn =

S

2.S



51



Trong đó:

P - Áp suất bên trong của đường ống, P = 0,8 MN/m2.

R – Bán kính trong của ống dẫn, R = 6,5 mm = 0,65 cm.

S – Chiều dày đường ống, S = 0,7 mm = 0,07 cm.

2

Đối với ống dẫn làm bằng hợp kim đồng thì: [ σ ] = 260( MN / m )



Thay vào công thức trên ta được:

σt =



0,7.0,65

= 6,5( MN / m 2 ) ;

−4

7.10



σn =



0,7.0, 65

= 3, 25( MN / m 2 )

−4

2.7.10



Ứng suất tương là:

σ td = σ t2 + σ n2 = 6,52 + 3, 252 = 7, 25( MN / m2 ) < [ σ ]



* Kết luận: Đường ống dẫn động phanh thiết kế đủ bền.

3.3 .Tính tốn van điều khiển

3.3.1. Sơ đồ tính tốn



q





Piston 2



c



d



b



Lò xo 1

Lò xo 2



a



Piston 1



e

Van cửa xả



Lò xo 3



Lò xo 4



Hình 3.2: Sơ đồ tính tốn van phân phối

A,B – Khí nén đi ra các cầu. D,E – Khí nén từ bình chứa đến.

3.3.2. Tính tốn buồng trên

52



Lực tác dụng lên piston 2 là lực của người lái xe tác dụng lên bàn đạp Q bđ

thông qua hệ thống dẫn động cơ khí.

P = Qbđ .ibđ .η

Trong đó:

Qbđ - Lực của người lái tác dụng lên bàn đạp.

ibđ - Tỷ số truyền của cơ cấu dẫn động.

η– Hiệu suất của cơ cấu dẫn động.

Mặt khác ta có:

P = Pj .S2 + Plx1 + Plx2

P = Pj .S2 + C1δ1 + C2δ2

Trong đó:

Pj - Áp suất khí nén, Pj = 0,8 MN/m2.

S2 – Diện tích mặt piston 2.

C1,C2 - Độ cứng của lò xo 1 và 2.

δ1,δ2 - Độ dịch chuyển của lò xo 1 và 2.

Khi đạp phanh: Pjtăng ; C tăng ; δ tăng dẫn đến P tăng.

* Tính S2

Khi thiết kế, chọn các thơng số về đường kính của Piston 2 theo xe tham khảo.

Chọn: D = 70mm, d = 25 mm.

S2 =



π

3,14 2

.( D 2 − d 2 ) =

(

7 − 2,5 2 ) = 33,5(cm 2 )

4

4



Độ cứng của lò xo 1 và lò xo 2 phải đảm bảo đóng mở dứt khốt tránh các trường

hợp đóng mở cưỡng bức khi chưa có lực tác dụng.Tránh các trường hợp cộng

hưởng.

Khi thiết kế chọn Plx1 và Plx2theo xe tham khảo:

Plx1 = 500 N;

Plx2 = 300 N

* Vậy lực tác dụng lên Piston 2 là:

P = 0,8.106.33,5.10-4 + 500 +300 = 3480 N.

* Tính lực tác dụng lên bàn đạp Qbđ

53



Qbd =



P

idd .η



Trong đó:

idđ- Tỷ số truyền dẫn động từ bàn đạp đến Piston 2

Theo xe tham khảo lấy idđ = 8.

η – Hiệu suất truyền lực của bàn đạp, η= 0,95.

Qbd =



P

3480

=

= 458( N ) < [ Qbd ] = 600 N

idd .η 8.0, 95



* Kết luận: Các kích thước của buồng trên đảm bảo giá trị lực bàn đạp nằm trong

giới hạn cho phép.

3.3.3 Tính tốn buồng dưới

Kết cấu của Piston 1:



d1t



d



d1t

Hình 3.3: Kết cấu Piston 1

Piston 1 được điều khiển bằng khí nén lấy từ khoang trên.

Ta có phương trình cân bằng lực:

Pj .S1t = Pj .S1d + Plx3 + Plx4



(*)



Trong đó:

Pj - Áp suất khí nén , Pj = 0,8 MN/m2.

S1t – Diện tích phần trên của Piston 1.

54



Tài liệu bạn tìm kiếm đã sẵn sàng tải về

b. Áp suất trên bề mặt ma sát q.

Tải bản đầy đủ ngay(0 tr)

×