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.
Phạm Hữu Thành- Ôtô- K44 Cải tiến hệ thống phanh xe ZIN-130
1
Đồ án tốt nghiệp

số phải phù hợp cho việc thiết kế cải tiến.

Bảng1: thông số cơ bản của xe tham khảo
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

Khi kiểm nghiệm cơ cấu phanh guốc, trớc tiên ta phải thừa nhận một số giả
thiết sau đây:
1: áp suất tại thời điểm nào đó trên má phanh tỉ lệ thuận với biến dạng hớng
kính của điểm đó khi phanh nghĩa là coi nh má phanh tuân theo định luật Huc.
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
Phạm Hữu Thành- Ôtô- K44 Cải tiến hệ thống phanh xe ZIN-130
3
Đồ án tốt nghiệp
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


)
.
.max
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.
Phạm Hữu Thành- Ôtô- K44 Cải tiến hệ thống phanh xe ZIN-130
4
Đồ án tốt nghiệp
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

số cơ bản của cơ cấu phanh guốc nh góc xác định điểm đặt lực

, bán kính


của lực tổng hợp tác dụng lên má phanh.
1: Tính góc xác định điểm đặt lực.


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

đợc xác định theo công
thức:
tg

=
210
21
222
22


SinSin
CosCos


(hdtkhtp)
(3)
Phạm Hữu Thành- Ôtô- K44 Cải tiến hệ thống phanh xe ZIN-130
5


0

=120
0

2

=
1

+
0

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

1
= 0,10185vậy :

1

+125
0
= 150
0
Thay các số tìm đợc vào công thức (3) ta có :
tg
2

=0,0238.
Vậy :
2

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

2:Tính bán kính điểm đặt lực phanh.
Phạm Hữu Thành- Ôtô- K44 Cải tiến hệ thống phanh xe ZIN-130
6
Đồ án tốt nghiệp
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


=
1

+
0

=20
0
+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



=248,25(mm) =0,248 m.
3.Bán kính r
0
.
bán kính r
0
đợc xác định theo công thức:

Phạm Hữu Thành- Ôtô- K44 Cải tiến hệ thống phanh xe ZIN-130
7
Đồ án tốt nghiệp
r
0
=
2
1
à
à

+
=

sin.
(hdtktthtp) (5)
Trong đó:

à
: Hệ số ma sát giữa má phanh và tang trống.


02
thay các giá trị tìm đợc vào (5) ta có:
r
0
=r
01
=r
02
=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


) chúng ta tính đợc

và bán
kính

nghĩa là xác định đợc hớng và điểm đặt lực hớng tâm N là thành phần lực
của lực tổng hợp (gồm có N và lực tiếp tuyến T: R=N+T).
Cả hai cơ cấu phanh trớc và phanh sau lực R tạo với lực N một góc

và đợc
xác định bằng công thức nh sau:
tg

=
3,0==
à
N
T
=16,7
0
Nh đã phân tích ở trên :
Mp = Mp
1
+ Mp
2
=(R

Do đó cơ cấu phanh sử dụng cam ép nên:
R
1
=R
2
=
0
'.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

U
1
=33089 N.
U
2
=16544 N.
2. Họa đồ phanh cơ cấu phanh sau:
Tơng tự nh trên ta có:
Mp=(R
1
+R
2
).r
0
R
1
=R
2
=
9,43622
"2
"
0
=
r
pM
N.
Tỷ lệ xích:
)(59,1090
40

§å ¸n tèt nghiÖp
Ph¹m H÷u Thµnh- ¤t«- K44 C¶i tiÕn hÖ thèng phanh xe ZIN-130
11
§å ¸n tèt nghiÖp

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

2
'
u
2
'
ho¹ ®å lùc phanh tríc
Ph¹m H÷u Thµnh- ¤t«- K44 C¶i tiÕn hÖ thèng phanh xe ZIN-130
12
Đồ án tốt nghiệp

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

'
'
y
2
'
'
p
1
'
'
r
1
'
'
u
1
'
'
p
2
'
'
r
2
'
'
u
2
'
'



à
sin.
cos.
C
C

=
. (6)
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)

W
d
=
][
2
.
2
0
L
Fg
VG


=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
.



)]''''.( 2' 4.[
0 osotsttt
brrbF

++=

. (8)
Với xe tham khảo ta có :
Phạm Hữu Thành- Ôtô- K44 Cải tiến hệ thống phanh xe ZIN-130
15
Đồ án tốt nghiệp
b
t
=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
).

1
:chiều rộng má phanh cầu trớc b
1
=0,08 m.
Mp: momen sinh ra ở cầu trớc Mp=6324 Nm.

0

: góc ôm của má phanh trớc
180
125
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:

= 0,072 m.
R
1
=56520 N.

0

: góc ôm của má phanh trớc:
180
125
0


=
(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



F
: 0,3060 m
2
Thay số tìm đợc vào công thức (11) ta có :
p = 311277 N/m
2
= 3,1127.10
4
Pa.
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

,V
2
: vận tốc của ôtô bắt đầu và sau khi phanh.
m
t
: khối lợng các chi tiết và các trống phanh bị nung nóng .
m
t
=4.19 = 76 kg.
C: nhiệt dung riêng của các chi tiết bị nung nóng đối với thép và gang thì.
C= 500 (J/kg độ).
t
0
: sự tăng nhiệt độ của trống phanh và không khí .
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
)(

phanh.
áp suất bên trong trống phanh đợc tính theo công thức:
Phạm Hữu Thành- Ôtô- K44 Cải tiến hệ thống phanh xe ZIN-130
18
Đồ án tốt nghiệp
q=
0
.'
à
t
p
rb
M
. (14)
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
b
ab
aq
(16)
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
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 :

n max

=1,4 MN/m
2
.
Phạm Hữu Thành- Ôtô- K44 Cải tiến hệ thống phanh xe ZIN-130
19
Đồ án tốt nghiệp
Để đảm bảo điều kiện an toàn khi làm việc ta lấy thêm hệ số an toàn là n=1,5
khi đó ta có:

max
=1,4.1,5=2,1 MN/m
2
.
Trống phanh đợc làm bằng vật liệu thép G
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

2
= 190 mm.
R
3
=130 mm.
R
1x1
=R
2
=R
2
-
2
d
=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

+

(18)
Trong đó:
R
1
: bán kính trọng tâm phần diện tích trên tính đến tâm tang trống.
R
2
: bán kính trọng tâm phần diện tích dới tính đến tâm tang trống.
Thay các giá trị tìm đợc vào (18) ta có:
R
th
=173,4 mm.
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

1
và
lực tiếp tuyến T
1
. Tại chốt quay ta cũng phân ra hai thành phần U
1Y
và U
1x
. Sau
đó guốc phanh này ở vị trí lực thành phần hớng tâm N
1
ta cắt ra thành 2 thành
phần và thay vào mặt cắt đó các nội lực Q
Y
, 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






=++
=++
=++
0)]( [
0)sin(.
0)(.
1
2
1



CosRaPM
PQ
CosPN
tu
Y
Z
(19)
Phạm Hữu Thành- Ôtô- K44 Cải tiến hệ thống phanh xe ZIN-130
22
Đồ án tốt nghiệp
r
t
: bán kính tang trống: r

0
.






+=
=++
=++
)75,5625(.[
0)75,5625(.
0)75,5625(.
00
1
00
1
00
1
CosRaPM
SinPQ
CosPN
tu
y
z
(21)
Thay các giá trị :
P=33089 N.
=25

Phạm Hữu Thành- Ôtô- K44 Cải tiến hệ thống phanh xe ZIN-130
23
Đồ án tốt nghiệp

Nz2
MU2
B
Qy2
O
X
U1x
U1y
Y
C
c
X
d

Hình 3.
-Xét cân bằng tại điểm B ta có :
=83,25
0
; C=165 mm.






+=

+=
02
01012
01012
u
YXY
YXZ
M
SinUCosUQ
CosUSinUN


(23)
Theo họa đồ ta có:
U
1Y
=U
1
.Cos71
0
=10772 (N).
U
1X
=U
1
.Sin71
0

o
c
M
u
n.m

33032
o
n
10205
5492
28940
c
Q
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.
Phạm Hữu Thành- Ôtô- K44 Cải tiến hệ thống phanh xe ZIN-130