Download miễn phí Thiết kế lắp đặt hệ thống phanh cho xe chở rác ba bánh
LỜI NÓI ĐẦU
Hiện nay vấn đề gia tăng dân số, tốc độ đô thị hoá nhanh tại các thành phố, đi kèm với nó là lượng rác thải lớn, ô nhiễm môi trường. Giải quyết vấn đề này đang là một trong những thách thức đối với chính quyền thành phố. Thực trạng này cũng đang diễn ra tại thành phố Đà Nẵng, hiện nay trên địa bàn thành phố, với lượng rác thải ra mỗi ngày quá lớn, trong khi ngân sách TP còn hạn hẹp, chưa thể đáp ứng được đủ xe chuyên dụng cuốn ép tự động, bởi loại xe này hiện nay còn phải mua của nước ngoài với giá khá đắt. Để giải quyết vấn đề này, đã từ lâu Công ty Môi trường Đô thị TP đưa vào hoạt động một số lượng lớn các loại xe thô sơ sử dụng sức người, trên những con đường rộng từ 2 - 3m và khu vực quanh các trạm trung chuyển, để vận chuyển rác về các trạm.
Để nâng cao hiệu suất thu gom rác, giảm bớt sức lao động cho người công nhân bằng cách cơ giới hoá một phần cách vận chuyển, đồng thời cũng nhằm giải quyết tốt vấn đề ô nhiễm môi trường đô thị do khí xã động cơ, đề tài đi vào thiết kế loại xe gắn máy chạy bằng nhiên liệu khí hoá lỏng( LPG) để chở thùng rác thay cho các xe ba gác đạp hiện nay.
Đề tài “ Thiết kế xe chở rác ba bánh chạy bằng nhiên liệu LPG” cũng đã được nhiều nhà khoa học cũng như sinh viên trường Đại Học Bách Khoa- Đại Học Đà Nẵng quan tâm nghiên cứu và đã đạt được kết quả nhất định, tuy vậy đề tài này chưa ứng dụng thực tế được. Do khối lượng tính toán thiết kế xe khá lớn nên ở đề tài “ Thiết kế đóng mới xe chở rác ba bánh” em được giao nhiệm vụ: “ Thiết kế lắp đặt hệ thống phanh cho xe chở rác ba bánh ” với một số cải tiến để đáp ứng được yêu cầu kỹ thuật của xe mà đề tài trước đó chưa giải quyết được.
Với kiến thức và kinh nghiệm thực tế còn nhiều hạn chế, tài liệu tham khảo về các loại xe ba bánh còn ít, thời gian thực hiện ngắn nên mặc dù đã cố gắng tìm tòi, nghiên cứu, làm việc một cách nghiêm túc nhưng quá trình tìm ý tưởng thiết kế và xe thiết kế ra có thể còn nhiều nhược điểm chưa thể giải quyết hết. Kính mong được các thầy cô chỉ bảo để đề tài của em được hoàn thiện hơn.
Sau cùng em xin được chân thành Thank thầy cô giáo trong khoa, đặc biệt là thầy giáo hướng dẫn TS.Trần Thanh Hải Tùng, thầy Huỳnh Bá Vang và các thầy cô giáo trong Trung tâm thí nghiệm động cơ và ô tô đã tận tình hướng dẫn giúp đỡ em trong suốt quá trình làm đồ án.
Đà Nẵng, Ngày Tháng năm 2008
Sinh viên
Nguyễn Văn Thanh
MỤC LỤC
Trang
LỜI NÓI ĐẦU . 1
1. Mục đích, ý nghĩa đề tài . 4
1.1. Vấn đề thu gom và vận chuyển rác thải . .4
1.2. Mục đích, ý nghĩa đề tài .4
2. Phân tích tìm phương án thiết kế xe . .5
2.1. Kích thước khối lượng thùng rác cần chuyên chở . 5
2.2. Yêu cầu của xe cần thiết kế 6
2.3. Các phương án thiết kế tổng thể chung . 6
2.3.1. Phương án cắt bỏ phần đuôi xe gắn máy và thay vào đó là nữa Romooc .6
2.3.2. Phương án thiết kế xe có một bánh chủ động sau và hai bánh dẫn hướng trước . . .7
2.3.3. Thiết kế xe ba bánh một bánh dẫn hướng trước và hai bánh sau 8
2.4. Xác định các kích thước tổng thể chung . 8
2.4.1. Xác định sơ bộ chiều dài của xe . 8
2.4.1.1. Chiều dài toàn bộ xe . 8
2.4.1.2. Chiều dài cơ sở của xe 9
2.4.2. Xác định chiều cao xe .13
2.4.3. Xác định chiều rộng xe 13
2.5. Xác định các tọa độ trọng tâm xe 13
2.5.1. Xác định các toạ độ trọng tâm khi xe không tải 13
2.5.2. Xác định các toạ độ trọng tâm khi xe đầy tải .14
3. Thiết kế hệ thống phanh . .16
3.1. Lý thuyết chung về hệ thống phanh 16
3.2. Phân tích chọn loại dẫn động phanh . .19
3.3. Tính mô men phanh cần sinh ra ở các cơ cấu phanh 26
3.4. Xác định các thông số cơ bản của cơ cấu phanh sau .29
3.4.1. Bán kính bề mặt ma sát của trống phanh .29
3.4.2. Chọn các kích thước còn lại . 29
3.4.3. Xác định lực ép cần thiết . .30
3.4.5. Kiểm tra điều kiện tự siết .34
3.5. Xác định các thông số cơ bản của cơ cấu phanh trước . .34 3.5.1. Bán kính ngoài , bán kính trong , bán kính trung bình của đĩa phanh
. 34
3.5.2. Lực ép cần thiết . 35
3.5.3. Diện tích bề mặt làm việc của má phanh . 36
3.6. Tính toán kiểm tra nhiệt và mài mòn 37
3.6.1. Tính toán mài mòn . . 37
3.6.2. Tính toán nhiệt . . .39
3.7. Tính toán dẫn động phanh . .43
3.7.1. Các phương án điều khiển hệ thống phanh . .43
3.7.2. Tính toán dẫn động phanh thuỷ lực điều khiển bằng bàn đạp . .44
3.8. Phanh dừng . . .51
3.9. Tính toán hiệu quả phanh .54
3.9.1. Đặc tính phanh của xe thiết kế . 54
3.9.2. Mômen phanh thực tế . . . 63
3.10. Lắp đặt vận hành . . . .66
4. Kết luận . .68
TÀI LIỆU THAM KHẢO 69

http://s1.luanvan.co/qYjQuXJz1boKCeiU9qAb3in9SJBEGxos/swf/2013/06/26/thiet_ke_lap_dat_he_thong_phanh_cho_xe_cho_rac_ba.BJ53loWHVm.swf luanvanco /luan-van/de-tai-ung-dung-tren-liketly-30263/
Để tải bản Đầy Đủ của tài liệu, xin Trả lời bài viết này, Mods sẽ gửi Link download cho bạn sớm nhất qua hòm tin nhắn.
Ai cần download tài liệu gì mà không tìm thấy ở đây, thì đăng yêu cầu down tại đây nhé:
Nhận download tài liệu miễn phí

Tóm tắt nội dung tài liệu:

chiều dọc, a = 1441,82 (mm) , b= 58,18( mm).
+ hg : Toạ độ trọng tâm xe theo chiều cao, hg= 761 (mm
+ L: Chiều dài cơ sở của xe, L = 1800 (mm).
+ j : Hệ số bám giữa bánh xe với mặt đường, j = 0,64.
Thay số vào công thức (3.7) và (3.8) ta tính được:
= 278,4 (KG).
= 314,6 (KG).
3.3.2. Tính mô men phanh cần sinh ra ở các cơ cấu phanh
Do cầu trước chỉ có một cơ cấu phanh nên lực phanh cần sinh ra ở cơ cấu phanh trước là: Ppt = j.Z1
Þ Ppt= 0,64.2784= 1782 (N).
Mô men phanh cần sinh ra ở cơ cấu phanh trước là:
Mpt = Ppt.rbx
Với rbx là bán kính làm việc của bánh xe trước, rbx = 210 (mm).
Þ Mpt = = 374,23 (N.m).
Vì cầu sau có hai cơ cấu phanh nên lực phanh cần sinh ra ở mỗi cơ cấu phanh sau là: .
Þ Pps == 1006,6 (N).
Mô men phanh cần sinh ra ở mỗi cơ cấu phanh sau là:
Mps = Pps.rbx .
Với rbx là bán kính làm việc của bánh xe sau, rbx = 210 (mm).
Þ Mps = = 211,38 (N.m).
3.4. Xác định các thông số cơ bản của cơ cấu phanh sau
3.4.1. Bán kính bề mặt ma sát của trống phanh
Bán kính bề mặt ma sát của trống phanh được chọn trên cơ sở kích thước pu ly bị dẫn, giữa bề mặt trong của pu ly và trống phanh cần có một khe hở nhất định không
Ta chọn dtr = 170,4 mm theo kết cấu dự kiến. nhỏ hơn 20 - 30 mm. Khe hở này cần thiết cho không khí lưu thông làm mát trống phanh.
Pu ly có đường kính trong dbl = 225 mm.
Đường kính trống phanh nằm trong khoảng: Dtr ≤ 225 - 2.(20 ÷ 30) = 165 ÷ 185 mm.
Vậy bán kính bề mặt ma sát của trống phanh là: rtr =85,2 mm.
3.4.2. Chọn các kích thước còn lại
Hình 3-7 Sơ đồ biểu diễn các góc, kích thước cơ bản của guốc phanh
- Các góc a1, a2: Chọn tương tự theo kết cấu tương đương dự kiến.
+ Má trước: a1 = 30o; a2 = 131o.
Suy ra góc ôm của má trước: bt = a2 - a1 = 131o – 30o = 101o.
+ Má sau : a1 = 30o; a2 = 131o.
Suy ra góc ôm của má trước: bs = a2 - a1 = 131o – 30o = 101o.
Ta thấy rằng góc ôm b của guốc trước và guốc sau bằng nhau: bt = bs =b = 101o .Góc ôm này nằm trong giới hạn 90o ÷ 130o [1]. Nếu b nhỏ quá( ≤ 90o) thì không tận dụng được kích thước của trống phanh làm cho má phanh mau mòn, nếu b lớn quá
( ³ 130o) sẽ làm tăng mức độ phân bố không đều áp suất mà hiệu quả phanh không tăng được bao nhiêu, thậm chí còn có thể giảm đi do nhiệt độ trống phanh tăng nhiều khi phanh liên tục, làm giảm hệ số ma sát.
- Khoảng cách giữa hai điểm tỳ guốc phanh: h = 118,5 mm.
- Khoảng cách : h’ = 61,5 mm, h” = 57 mm.
- Khoảng cách từ tâm O của cơ cấu phanh đến điểm tỳ cố định của guốc phanh:
s = , với ao = 18o thay số vào ta có: s = = 59,9 mm.
3.4.3. Xác định lực ép cần thiết
Hình 3-8 Sơ đồ tính toán guốc phanh
Để tính được lực dẫn động P cần có để tạo ra mô men phanh theo yêu cầu, ta xây dựng mối quan hệ giữa lực dẫn động với mô men phanh tạo ra. Muốn vậy ta xét sự cân bằng của quốc phanh với các giả thiết sau:
- Áp suất phân bố đều theo chiều rộng má phanh.
- Quy luật phân bố áp suất theo chiều dài má phanh không phụ thuộc vào giá trị lực ép và có dạng tổng quát: q = qmax.Y(a). Trong đó Y(a)là hàm phân bố áp suất còn qmax là áp suất cực đại tác dụng trên má phanh.
- Hệ số ma sát m giữa má phanh và trống phanh không phụ thuộc vào chế độ phanh.
Khi phanh một phần tử vô cùng bé da sẽ chịu một lực pháp tuyến:
dN =q.b.rt.da và một lực ma sát: dFt = m.dN = m.q.b.rt.da . (3.9).
Lực ma sát trên sẽ tạo ra một momen phanh:
dMp = dFt.rt = m.q.b.rt2.da = m.qmax.b.rt2. Y(a).da . (3.10).
Momen phanh do các quốc phanh tạo ra là:
Mp1,2 = m.qmax.b.rt2. . (3.11).
( chỉ số 1 trong công thức trên: guốc tự xiết, 2: guốc tự tách).
Để xác định qmax ta viết phương trình cân bằng mômen đối với điểm C của guốc.
. (3.12).
Thay dFt và dN ở (5.9) vào (5.12), với l= (rt- Scosa), biến đổi ta có:
. (3.13).
Thay (3.13) vào (3.11), rồi chia cả tử và mẫu cho ta nhận được phương trình xác định mômen phanh của mỗi guốc phanh theo lực ép như sau:
+ guốc tự xiết: (3.14).
+ guốc tự tách: (3.15).
Trong đó:
A =
B = 1- [].
Momen tổng của hai quốc phanh sẽ là:
MpS = Mp1 + Mp2 = + . (3.16).
Với dẫn động phanh thuỷ lực mà xi lanh bánh xe không có kết cấu bậc và các guốc trước và sau đối xứng thì : P1 = P2 = P , h1 = h2 = h nên theo công thức (3.16) ta có:
Suy ra lực ép P cần thiết tác dụng lên má phanh là:
(3.17).
Trong trường hợp xem áp suất phân bố gần như đều theo chiều dài má phanh, tức là Y(a) = 1 thì:
. (3.18).
. (3.19).
Trong đó :
+ Hệ số ma sát m khi tính toán có thể lấy m = 0,35 [6].
+ Các giá trị kích thước của cơ cấu phanh là :s = 59,9 mm ; h = 118,5 mm;
rt = 85,2 mm, a1 = 12o, a2 = 113o .
Thay số vào (3.18) và (3.19) ta có:
.
= 0,546. ..
= 0,716.
Từ ( 3.17) thay MpS = 211,34 (Nm) và các thông số đã biết vào ta tính được lực ép lên các guốc phanh là:
= 1099,34 (N).
3.4.4. Tính bề rộng má phanh
Bề rộng của má phanh được xác định sao cho khi phanh với lực phanh cực đại, áp suất trên bề mặt ma sát q và tải trọng riêng p nằm trong giới hạn cho phép. Từ yêu cầu trên ta tính chiều rộng b theo điều kiện áp suất qmax ≤ [q] rồi sau đó kiểm nghiệm lại theo điều kiện tải trọng riêng. Các bước tính như sau:
3.4.4.1. Tính bề rộng má phanh theo điều kiện áp suất.
Từ (3.11) với Y(a) = sina ta có:
= m.qmax.b.rt2.(cosa1 - cosa2)
Suy ra áp suất cực đại trên bề mặt ma sát của má phanh là:
(3.20).
Từ điều kiện qmax ≤ [q] kết hợp với (3.20) ta suy ra bề rộng má phanh cần có:
(3.21).
Trong đó:
+ b:Bề rộng má phanh.
+ Áp suất cho phép, [q] = 2,0 Mpa [1].
+ Mp: Momen phanh sinh ra của một má phanh.
+ m : Hệ số ma sát giữa má phanh và trống phanh, m = 0,35.
+ rt : Bán kính bề mặt ma sát của trống phanh, rt = 85,2 (mm).
Ta thấy rằng momen phanh yêu cầu của má trước lớn hơn má sau do có hiện tượng tự siết, cho nên ta chỉ cần tính toán bề rộng má phanh trước, còn má phanh còn lại có thể lấy như má trước để tăng tính thống nhất hóa sản phẩm.
Momen phanh do má sau sinh ra là:
= 154,15 (Nm).
Thay số vào (3.21) ta được:
0,0222 (m).
Hay b≥ 22,2 (mm).
Để đảm bảo điều kiện áp suất thì bề rộng má phanh tối thiểu phải bằng 22,2 mm.
Ta lấy bề rộng má phanh b = 24,4 mm theo kết cấu của cơ cấu phanh dự kiến.
Từ (3.20) ta tính được áp suất trên bề mặt má phanh là:
= 1,8 (Mpa)
Vậy má phanh đảm bảo điều kiện áp suất cự đại cho phép.
3.4.4.2. Kiểm tra bề rộng má phanh thông qua tải trọng riêng quy ước.
Theo tài liệu tham khảo [2] ta có điều kiện: [p ]. (3.22).
Trong đó:
+ ma: Phần khối lượng đè lên cầu sau khi phanh, m2 = 314,6 (kg).
+ : Tải trọng riêng cho phép = 0,25 (Mpa).
+Få: Tổng diện tích của tất cả các má phanh .
Do các má sau bằng nhau cho nên:
= 2.F
Với F: Diện tích của một má phanh.
Þ
FS
= 0,014658 (m2).
Hay Få = 14,658 (mm2).
Thay các giá trị vào (3.22) ta tính được:
p N/m2
Hay p » 0,211 (Mpa).
Vậy bề rộng má phanh thoã mãn điều kiện tải trọng riêng quy ước.
3.4.5. Kiểm tra điều kiện tự siết
Hiện tượng tự siết là hiện tượng má phanh tự siết vào trống phanh chỉ bằng lực ma sát mà không cần tác dụng của lực dẫn động.
Từ công thức (3.14) ta thấy rằng hiện tượng tự siết sẽ xảy ra khi mẫu số bằng không, để tránh hiện tượng này phải đảm bảo điều kiện:
> 0, tức là . (3.23).
Thay A1 = 0,546 và B...

---