Đồ án tốt nghiệp

lời nói đầu
Trong thời đại khoa học kỹ thuật ngày càng phát triển, các tiến bộ khoa học
kỹ thuật đã đợc ngành công nghiệp ôtô áp dụng đa vào trong các sản phẩm của
mình nhằm đáp ứng cao nhất những yêu cầu, đòi hỏi chất lợng ngày càng cao
của xã hội .
ở nớc ta ngày nay quá trình công nghiệp hóa và hiện đại hóa đang diễn ra
rất nhanh, các phơng tiện giao thông ngày càng phát triển, các công ty liên
doanh lắp ráp ôtô tại Việt Nam cũng đã đa ra nhiều loại xe ngày càng hiện đại.
Tuy nhiên các loại xe này đa số là các loại xe du lịch, để xã hội phát triển thì cơ
sở hạ tầng là một yếu tố hết sức quan trọng. Do đó xe tải chiếm một vị trí quan
trọng trong sự phát triển của xã hội, nó dùng để vận chuyển hàng hóa một cách
linh hoạt. Với việc mở rộng đờng xá và ngày càng đợc nâng cao về chất lợng vì
thế tốc độ trung bình của ôtô ngày càng đợc nâng cao, để ôtô hoạt động an toàn
ở tốc độ cao thì hệ thống phanh của ôtô phải đảm bảo sự tin cậy từ đó có thể
nâng cao đợc năng suất vận chuyển.
Từ thực tế đó em đã nhận đề tài Thiết kế cải tiến hệ thống phanh xe ZIN-
130.
Việc thiết kế cải tiến hệ thống phanh xe ZIN-130 nhằm giải quyết các vấn
đề sau :
- phân tích lựa chọn sơ đồ dẫn động phanh khí nhằm giảm nhẹ cờng độ làm
việc cho ngời lái và có dộ tin cậy cao .
- Lựa chọn và thiết kế cơ cấu phanh, dẫn động phanh nhằm đạt mômen
phanh và lực phanh yêu cầu, đảm bảo cho xe khi chuyển động cũng nh khi dừng
xe.
- Thiết kế các cụm chi tiết trong hệ thống dẫn động phanh một cách phù
hợp.
Qua thời gian hơn 3 tháng và dới sự giúp đỡ tận tình của các thầy giáo trong
bộ môn ÔTÔ và dới sự hớng dẫn tận tình của thầy giáo Võ Văn Hờng đồ án tốt
nghiệp của em đã hoàn thành. Do cha có kinh nghiệm nên đồ án của em không

TT Đại lợng Tên gọi Đơn vị Trị số
1

0
G
Trọng lợng bản thân N 43000
2

G
Trọng lợng toànbộ của xe khi đầy
tải
N 95250
3

01
G
Trọng lợng phân ra cầu trớc N 25750
4

02
G
Trọng lợng phân ra cầu sau N 69500
5 Kích thớc lốp ins 9,00-20
6 d
1
Đờng kính tang trống m 0,42
7 B Chiều rộng tấm ma sát m 0,07và 0,08
8 L Chiều dài cơ sở của xe m 3,8
9 h
g

Điều này thừa nhận trong phạm vi biến dạng.
2:khi phanh trống phanh và guốc phanh không bị biến dạng mà chỉ có má
phanh bị (tấm ma sát) biến dạng. Có lý do đó bởi vì tấm ma sát làm bằng vật
liệu có độ cứng nhỏ hơn guốc phanh và trống phanh, hơn nữa guốc phanh và
trống phanh thờng có gân tăng cứng.
3:Bề mặt làm việc của má phanh ép sát vào bề mặt của trống phanh 100%.
4:quy luật phân bố áp suất trên má phanh theo quy luật hình sin.
áp suất tại một điểm nào đó đợc xác định theo công thức:
q=q
max
.sin

Trong đó : q:áp suất tại điểm cần tính.
q
max
:áp suất cực đại trên má phanh.


:góc ôm xác định vị trí điểm cần tính.
I: xác định mô men phanh yêu cầu tại các cơ cấu
phanh.
Mô men phanh yêu cầu tại các cơ cấu phanh.
Mômen phanh sinh ra ở các cơ cấu phanh phải đảm bảo giảm đợc tốc độ
hoặc dừng hẳn ôtô với gia tốc chậm dần cực đại trong thời hạn cho phép.
Với xe thiết kế các cơ cấu phanh đặt trực tiếp ở các cơ cấu bánh xe thì
momen phanh tính toán cần sinh ra ở cơ cấu phanh đợc tính theo công thức nh
sau:
- Momen phanh ở một cơ cấu phanh cầu trớc.

Mp=

1(
2

(hdtkhtp ôtô-máy kéo). (2)
Trong đó:
+ G-trọng lợng của ôtô khi đầy tải: G=93440(N).
+ L-chiều dài cơ sở của ôtô: L=3,8(m).
+

-hệ số bám của bánh xe với mặt đờng khi phanh.
Khi thiết kế cải tiến hệ thống phanh xe ZIN-130 vì là xe của liên xô cũ hệ
thống phanh không có ABS, là loại xe vận tải có vận tốc trung bình do đó ta chọn
hệ số bám của xe là

=0,6.
Từ đó ta có J
max
=

.g: Lấy g=10(m/s
2
) nên ta có J
max
=6 m/s
2
.
+r
bx
: bán kính làm việc của bánh xe.
r


là góc tạo bởi lực hớng tâm N với trục X-X,

đợc xác định theo công
thức:
Phạm Hữu Thành- Ôtô- K44 Cải tiến hệ thống phanh xe ZIN-130
4
Đồ án tốt nghiệp
tg

=
210
21
222
22


SinSin
CosCos


(hdtkhtp)
(3)
trong đó:

1

:Góc từ tâm chốt quay của guốc phanh đến chỗ tán tấm ma sát.

0

=
1

+
0

=20
0
+120
0
= 140
0
Thay các số tìm đợc vào công thức (3) ta có:
tg

1
= 0,10185vậy :

1
= arctg (0,10185) =5,82
0
* Tính
2

của cơ cấu phanh sau:
Theo xe tham khảo ta có các thông số:


=0,0238.
Vậy :
2

=arctg(0,0238) = 1,37
0

Phạm Hữu Thành- Ôtô- K44 Cải tiến hệ thống phanh xe ZIN-130
5
Đồ án tốt nghiệp
2:Tính bán kính điểm đặt lực phanh.
Bán kính

là bán kính xác định điểm đặt lực tổng hợp R tác dụng lên guốc
phanh theo công thức:

02100
2
21
sin)cos(2sin.
)cos(cos2



+

=
t
r
(hdtkhtp) (4)

+120
0
= 140
0
Theo xe tham khảo ta có:
r
t
=210 (mm) =0,21 m.
thay các thông số tìm đợc vào công thức (4) ta có:

1

=245,07 (mm) =0,245 m.
*Tính
2

cho cơ cấu phanh sau:
các góc đặt má phanh đã xác định ở trên: 1

=25
0

0

=125
0



r
0
=
2
1
à
à

+
=

sin.
(hdtktthtp) (5)
Trong đó:

à
: Hệ số ma sát giữa má phanh và tang trống.
Phạm Hữu Thành- Ôtô- K44 Cải tiến hệ thống phanh xe ZIN-130
6
Đồ án tốt nghiệp

à
đợc lấy bằng 0,3.


: Bán kính đã xác định ở trên.


: Góc tạo bởi lực R và R và đợc xác định nh sau:

=70,43 (mm).
*với cơ cấu phanh sau.

11
"

=
12
"

=248,25 (mm) =0,248 m.
Nh cơ cấu phanh trớc ta có:
r
0
=r
01
=r
02
= 71,35 (mm).
Từ các thông số cơ bản của cơ cấu phanh đã tìm đợc. Ta có đợc bảng sau:
Bảng 2: thông số kết cấu cơ cấu phanh.
Các thông số Cơ cấu phanh trớc Cơ cấu phanh sau
Guốc trớc Guốc sau Guốc trớc Guốc sau


(độ)
5,82
0
5,82
0

và đợc
xác định bằng công thức nh sau:
tg

=
3,0==
à
N
T
=16,7
0
Nh đã phân tích ở trên :
Phạm Hữu Thành- Ôtô- K44 Cải tiến hệ thống phanh xe ZIN-130
7
Đồ án tốt nghiệp
Mp = Mp
1
+ Mp
2
=(R
1
+R
2
).r
0
Mp = Mp
1

'.2
'
r
M
P
=44895 (N).
Và lực cam ép P
1
và P
2
khác nhau.
TA vẽ họa đồ lực phanh bằng cách vẽ đa giác lực cơ cấu phanh ta thấy mỗi
guốc phanh có 3 lực tác dụng.
- Guốc trớc: R
1
,P
1
,U
1
.
- Guốc sau: R
2
,P
2
,U
2
.
Vì biết trớc đợc R
1
,R

+R
2
).r
0
R
1
=R
2
=
9,43622
"2
"
0
=
r
pM
N.
Tỷ lệ xích:
)(59,1090
40
9,43622
mm
N
==
à
Vẽ họa đồ lực ta đợc các giá trị cần tìm:
+Lực do cam phanh tác dụng lên guốc phanh:
P
1
=12010 N

'
y
1
'
y
2
'
x
1
'
n
1
'
r
1
'
x
2
'
r
2
'
n
2
'
u
1
'
u
2

p
2
'
'
p
1
'
'
x
1
'
'
n
1
'
'
r
1
'
'
x
2
'
'
r
2
'
'
n
2

r
1
'
'
u
1
'
'
p
2
'
'
r
2
'
'
u
2
'
'
họa đồ lực phanh sau
Phạm Hữu Thành- Ôtô- K44 Cải tiến hệ thống phanh xe ZIN-130
11
Đồ án tốt nghiệp
IV.phanh êm dịu và ổn định của ôtô khi phanh (hiện t-
ợng tự xiết).
Phanh êm dịu và tính ổn định khi phanh phụ thuộc vào sự phân bố đều lực
phanh ở bánh xe phải và trái khi các bánh xe không bị gài cứng, phụ thuộc vào
sự ổn định của momen khi phanh Mp đối với cơ cấu phanh đã có, khi hệ số ma
sát thay đổi trong giới hạn có thể của nó (thờng

Trong đó:
C: khoảng cách từ tâm bánh xe đến tâm chốt quay của má phanh.
- Với má phanh trớc của cơ cấu phanh ta có :
C=165 (mm) =0,165 (m)


=5,82
0
Thay số vào công thức (6) ta có

à
=0,718 >[
à
] = 0,3
Nh vậy ở guốc trớc của cơ cấu phanh trớc không sảy ra hiện tợng tự xiết vì
à
= 0,3.
- Với guốc trớc của cơ cấu phanh sau ta có.
C=165 (mm) = 0,165 (m)


=1,37
0
Thay số vào công thức (6) ta có;

à
=0,675 >[
à
] = 0,3
Nh vậy ở guốc trớc của cơ cấu phanh sau không sảy ra hiện tợng tự xiết.



=3000-7000 (KN.m/m
2
). (hdtktthtp) (7)
Trong đó :
G: trọng lợng
V
0
: vận tốc của ôtô khi bắt đầu phanh và lấy:
V
0
=V
max
=90 Km/h.
g: gia tốc trọng trờng : g=10 m/s
2
.


F
: diện tích toàn bộ của má phanh ở tất cả các cơ cấu phanh:


F
=

=
m
i

=0,08 m.
b
s
=0,1 m.
Thay các giá trị tìm đợc vào (8) ta có :


F
=0,306 (m
2
).
Thay các giá trị tìm đợc vào (8) ta đợc:
Công trợt là:
L=3360 (KN.m/m
2
).
Vậy L< [L]. Thoả mãn điều kiện.
2. áp suất trên bề mặt má phanh.
Đây cũng là một trong những chỉ tiêu để đánh giá thời hạn làm việc của má
phanh, theo công thức sau:
Phạm Hữu Thành- Ôtô- K44 Cải tiến hệ thống phanh xe ZIN-130
13
Đồ án tốt nghiệp

)0,25,1(][

0
MPaMPaq
rb
Mp

0


=
(radian).
r
t
: bán kính tang trống r
t
=0,21 m
Thay số tìm đợc vào công thức (9) ta có :
q
1
=1,37 Mpa
q
1
<[q] nên thỏa mãn.
* Với cơ cấu phanh sau:
-ở má trớc cơ cấu phánh sau:
q
2
=
02
101
02

''.''

''
àà

(radian).
r
t
: bán kính tang trống: r
t
=0,21 m.
Thay số tìm đợc vào công thức (10) ta có:
q
2
=1,4 Mpa
q
2
<[q] nên thỏa mãn.
-ở má phanh sau của cơ cấu phanh sau:
q
2
=
02
202
02

''.''

''
àà
tt
rb
Rr
rb
pM

p

3,11.10
4
Pa

[2,5.10
4

ữ
3,5.10
4
] Pa.
Vậy điều kiện này cũng đợc thỏa mãn.
3. Tính toán 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 ngoài môi trờng không khí .
Ta có phơng trình cân bằng năng lợng :
W
d1
-W
d2
=
2
.
2
Vm
= m.

+=

F
t
: diện tích làm mát trống phanh.
t: thời gian phanh.
Trong công thức (12) số hạng thứ nhất là phần năng lợng làm nung nóng
trống phanh, số hạng thứ hai là phần năng lợng truyền ra ngoài không khí.
Khi phanh ngặt trong thời gian ngắn, số hạng thứ hai có thể bỏ qua do đó ta
có thể xác định sự tăng nhiệt độ trống phanh là :
t
0
=
Cm
VVm
t
2
)(
2
2
1
2

<15
0
(13)
sự tăng nhiệt độ của trống phanh khi phanh ngặt ở vận tốc max V
1
=30 km/h
V
1
=8,3 m/s cho đến khi dừng hẳn V

Trong đó:
M
p
: mômen phanh do guốc phanh trớc và sau sinh ra.
Qua phân tích và tính toán ở phần (A) ta thấy rằng áp suất sinh ra trên bề mặt
trống phanh ở cơ cấu phanh trớc lớn hơn ở cơ cấu phanh cầu sau nên ta chỉ tính
toán bền cho cơ cấu phanh cầu trớc.
Theo lý thuyết về ứng suất và biến dạng của ống dầy chứa áp suất bên trong
ta có áp suất phát sinh trong ống khi chịu lực bên trong là.

n
=










2
2
22
2
'
1.
.
r

Trong đó:

n
: ứng suất phát sinh theo phơng hớng tâm.


: ứng suất phát sinh theo phơng tiếp tuyến.
a: bán kính trống phanh a=210 mm.
b: bán kính ngoài của trống phanh b=225 mm.
r: khoảng cách từ tâm ống đến điểm cần tính.
Qua 2 công thức trên ta thấy :
-
n
: luôn là ứng suất nén vì:
22
2
.
ab
aq

> 0 và










2
'
1
r
b
<0.
Do vậy

> 0.
Ta thấy rằng khi r=a thì
n
và

cũng đạt giá trị cực đại r=(aữb) ta có :
Phạm Hữu Thành- Ôtô- K44 Cải tiến hệ thống phanh xe ZIN-130
16
Đồ án tốt nghiệp

n max
=
q
aab
abaq
r
b
ab
aq
=



r
-18-36 có:
[]
n
= 38 (MPa).
[]
k
=18 (MPa).
Vậy trống phanh đợc chế tạo đủ điều kiện làm việc.
II.tính bền guốc phanh:
Theo kết quả tính toán ở trên ta thấy rằng guốc phanh trớc của cơ cấu phanh
sau chịu lực lớn nhất vì vậy ta tiến hành tính toán bền cho guốc phanh trớc của
cơ cấu phanh sau.
1.tìm tọa độ trọng tâm của mặt cắt ngang guốc phanh.
a: Kích thớc từ trục X-X đến trọng tâm G:
Y
C1
=
21
12
.
FF
FY
+
(17)
Trong đó:
Y
2
: kích thớc chế tạo guốc phanh, trên hình 13 ta có:
a=100 mm.

=160 mm.
F
1
: diện tích phần trên chữ T.
F
1
=a.b=100.10=1000 mm
2
.
F
2
: diện tích phần dới chữ T.
F
2
=c.d=22.60=1320 mm
2
.
Thay số tìm đợc vào công thức (17) ta có:
Phạm Hữu Thành- Ôtô- K44 Cải tiến hệ thống phanh xe ZIN-130
17
Đồ án tốt nghiệp
Y
C1
=15,09 mm.
Y
C2
=Y
2
-Y
C1

Kích thớc từ trọng tâm guốc đến tâm tang trống là:
Y
G
=R
1x1
+Y
C2
=R
1
-Y
C1
=180 mm.

a
R1x
R
th
R
G
R1x
Yc2
Yc1
Y2
R2
R1
d
b
c
R3
Hình 1: sơ đồ guốc phanh.

, N
2
,và U
u1
, ở nửa dới là Q
Y1
,N
z2
và U
u2
cùng giá trị nhng ngợc với phần trên.

Nz
Mu1
?
a
P
Nz
Qy
A
f 1
f
hình 16
0
Hình 2:
a. ta xét cân bằng đoạn trên của guốc phanh (hình 2).
ở đây : góc tạo bởi trục Y-Y và tia OA.
= 26
0





CosRaPM
PQ
CosPN
tu
Y
Z
(19)
r
t
: bán kính tang trống: r
t
=210 mm.
- Xét cân bằng tại điểm A ta có:
= 0.






=
=+
=+
0
0.
0.
1

00
1
00
1
00
1
CosRaPM
SinPQ
CosPN
tu
y
z
(21)
Thay các giá trị :
P=33089 N.
=25
0
.
Vào công thức (19) và (20) tính ra ta đợc bảng sau:
Bảng 4: Giá trị lực và mô men
Vị trí
Lực và momen
A B
N
x1
(N) -11777 -1865
Q
y1
(N) -5492 -10205
M


Hình 3.
-Xét cân bằng tại điểm B ta có :
=83,25
0
; C=165 mm.
Phạm Hữu Thành- Ôtô- K44 Cải tiến hệ thống phanh xe ZIN-130
20
Đồ án tốt nghiệp






+=
=
+=



SinUCosCUM
SinUCosUQ
USinUN
yxu
yxY
Yxz
.)1.(.

cos


(23)
Theo họa đồ ta có:
U
1Y
=U
1
.Cos71
0
=10772 (N).
U
1X
=U
1
.Sin71
0
=31286 (N).
Thay các giá trị tìm đợc vào (22) và (23) ta đợc bảng sau:
Bảng 5: Giá trị lực và mô men
Vị trí
Lực và momen
A B
N
Z2
(N) -13889 -16041
Q
Y2
(N) -30032 -28940
M
U2

y
Hình 4: Biểu đồ nội lực.
c. Vẽ biểu đồ ứng suất tác dụng lên guốc phanh.
Từ kết quả ở bảng 3 và bảng 4 ta vẽ đợc biểu đồ nội lực của guốc phanh là:
N
Z
,Q
Y
,M
u
(hình 4).
Từ biểu đồ nội lực trên hình 4 ta thấy rằng trong quá trình phanh thì mặt cắt
B-B là mặt cắt nguy hiểm nhất vì vậy khi tính bền ta chỉ cần tính bền cho guốc
phanh tại mặt cắt B-B đợc thể hiện trên hình 5.

c
a
b
3
1
2
Hình 5 : Mặt cắt ngang của guốc phanh.
Đối với tiết diện hình chữ T, để kiểm nghiệm bền ta cần tính ứng suất tại các
điểm 1,2,3.
-ứng suất pháp do Q
Y
và M
u
gây ra đợc xác định theo công thức sau:
Phạm Hữu Thành- Ôtô- K44 Cải tiến hệ thống phanh xe ZIN-130

R
th
: bán kính đờng trung hòa.
+ Tại điểm 1:
R
1
=200 mm.
Q
Y
=-33032 (N).
F=1480 mm
2
.
M
U
=-2794 (N.m).
Thay các số vầo (24) ta có:

Z
= -37,6 (N/mm
2
).
+Tại điểm 2:
R
2
=190 mm.
Nên
Z2
=-30,08 (N/mm
2

X
: mômen quán tính của tiết diện đối với trục quán tính.
J
X
: mômen quán tính của tiết diện.
C: Chiều dầy phần bị cắt.
+ Xác định mômen quán tính J
X
:
J
X
=
1
1
2
3
21
2
2
2
3
32
.
12
).(
.
12
).(
FY
aRR

C
: diện tích phần bị cắt.
Y: tọa độ trọng tâm phần bị cắt đối với trục trung hòa.
Trên hình vẽ ta thấy tại điểm 1 và 3 có:
d
F
=0 do đó S
X
=0
Tại điểm 2 ta có:
S
X2
=Y
2
.F
C
Trong đó:
Y
2
: là khoảng cách từ trọng tâm phần II đến đờng trung hòa.
Y
2
=R
1
-R
th
=195-182 =13 mm.
F
C
: diện tích phần dới của tiết diện cắt.


= 26 mm.
F
C
=22.(182-130 )=2678 (mm
2
).
Vậy: S
th
=26.2687=10816 (mm
2
).
Ta có:
th
=
8,10
8.493369
10816.13889
=
N/mm
2
.
Với kết quả tính toán ứng suất trên mặt cắt ngang của guốc phanh tại tiết
diện B-B ta lập đợc bảng 6.
Điểm
Trị số
1 2

3


d: Nhận xét:
Từ biểu đồ nội lực ta thấy:
Tại điểm 1: phân tố chịu ứng suất đơn ( chịu nén ).
Tại điểm 2: phân tố chịu trạng thái ứng suất phẳng.
Tại điểm 3: phân tố chịu ứng suất đơn ( trạng thái chịu kéo ).
Theo thuyết bền ứng suất tiếp lớn nhất khi đó ứng suất tổng hợp tại điểm 3
là:

2
2
2
4

+=
Z
(28)
Thay các giá trị vào (28) ta có:

2
=100,2 (N/mm
2
).
Guốc phanh đợc chế tạo bằng thép có [
Z
]=400N/mm
2
. Vì vậy các giá trị ứng
suất tại các điểm đã xét đều thỏa mãn điều kiện bền.
III. tính bền đờng ống dẫn động phanh.
ống dẫn động phanh có nhiệm vụ truyền đợc áp suất tại máy nén khí đến các