thiết kế cải tiến hệ thống phanh xe zin-130

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

tránh khỏi những sai sót. Em rất mong sự chỉ bảo của các thầy giáo trong bộ
môn và các bạn đồng nghiệp để đồ án này đợc hoàn thiện hơn.

Em xin chân thành cảm ơn.

Phạm Hữu Thành- Ôtô- K44 Cải tiến hệ thống phanh xe ZIN-130
1
Đồ án tốt nghiệp
Hà Nội 5/2004
Sinh viên: Phạm Hữu Thành
phần nội dung
phần I: kiểm nghiệm hệ thống phanh
Hệ thống phanh trên xe ZIN-130 là hệ thống phanh khí một dòng khí
nén,truyền động phanh gồm có : máy nén khí, van điều chỉnh áp suất, bình chứa
khí nén, van phân phối, các ống dẫn khí, bầu phanh.
Do áp suất của không khí (50ữ70 N/cm
2
) ít hơn so với áp suất chất lỏng
(500ữ1000N/cm
2
) ở phanh dầu, cho nên trọng lợng của truyền động phanh khí
lớn hơn nhiều.
Vì là dẫn động một dòng khí nén với điều kiện khí hậu Việt Nam nóng và ẩm
cho nên độ tin cậy của hệ thống phanh xe ZIN-130 là không cao, để nâng cao độ
tin cậy và an toàn khi sử dụng xe thì việc thiết kế cải tiến hệ thống phanh trên xe
ZIN-130 là cần thiết. Để việc thiết kế cải tiến hệ thống phanh đợc hoàn chỉnh thì
trớc hết ta phải tiến hành kiểm nghiệm hệ thống phanh để đảm bảo các thông 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
8 L Chiều dài cơ sở của xe m 3,8
9 h
g

Chiều cao trọng tâm của xe m 1,45
10

0

Góc ôm của tấm ma sát độ 120 và 125
11

1

Góc bố trí tấm ma sát độ 20 và 25
12 D Khoảng cách từ tâm quay đến
Phạm Hữu Thành- Ôtô- K44 Cải tiến hệ thống phanh xe ZIN-130
2
Đồ án tốt nghiệp
điểm tựa chốt quay m 0,165
13 C Khoảng cách từ tâm bánh xe
đến tâm cam đẩy má phanh m 0,165
12 Dung tích bình chứa khí nén l 35
13 Chiều rộng cam mở của má
phanh

m

0,04
kiểm nghiệm cơ cấu phanh
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
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=

bx
r
gb
hgJ
L
Gb

)
.max
1(
2
+
(hớng dẫn thiết kế hệ thống phanh
ôtô-máy kéo). (1)
- Momen phanh ở một cơ cấu phanh cầu sau.

Phạm Hữu Thành- Ôtô- K44 Cải tiến hệ thống phanh xe ZIN-130
3
Đồ án tốt nghiệp
Mp=
bx
r
ag
hgJ
L
Ga

)
.
.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.
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

bx
=

.R=

.(B+d/2).25,4 mm (hdtktthtp).


:hệ số biến dạng của lốp xe.
Ta chọn

=0,93: thay số vào ta có r
bx
=448 mm=0,448 m.
+ a,b,hg:tọa độ trọng tâm của xe khio đầy tải.
a=2773 mm=2,773 m.
b=1027 mm=1,027 m.
hg=1,45 m.
Thay các giá trị đã tính và tìm đợc vào công thức (1)và(2) ta sẽ đợc.
Mp=6324 (Nm).
Mp=6226 (Nm).
II: kiểm nghiệp cơ cấu phanh guốc.
Để tính toán thiết kế cải tiến phanh guốc, trớc hết ta phải tính toán các thông
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:
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

:Góc ôm của tấm ma sát.

2

=
1

+
0

* Tính

1
cho cơ cấu phanh trớc
Theo xe tham khảo ta có các thông số chọn đợc:

1

=20
0


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
= 0,10185


vậy :

1
= arctg (0,10185) =5,82
0
* Tính
2

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

1

=25
0

0

=125
0

2

=
1

+
0

=25
0
+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

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)

Trong đó: r
t
:Bán kính tang trống.
*Tính
1

cho cơ cấu phanh trớc:
Các góc đặt má phanh đã xác định ở trên:

1

=20
0


0

=120
0

2

=
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

=25
0

0

=125
0

2

=
1

+
0

=25
0
+125
0
= 150
0

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

2

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

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:

tg
3,0===
à
N
T
vậy
0
7,16=

* với cơ cấu phanh trớc.

11
'

=
12
'

=245,07(mm) =0,245 m.
nên r
01
=r
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
Guốc trớc Guốc sau Guốc trớc Guốc sau


(độ)
5,82
0
5,82
0

1,37
0
1,37
0


(m)
0,24507 0,24507 0,24825 0,24825
r
0
(m)
0,277043 0,277043 0,07135 0,07135
III- xác định lực cần thiết tác dụng lên guốc phanh
bằng phơng pháp họa đồ:
Khi tính toán cơ cấu phanh, chúng ta cần xác định lực P tác dụng lên guốc
phanh để đảm bảo sao cho tổng momen sinh ra ở guốc phanh trớc và guốc phanh
sau bằng momen tính toán của mỗi cơ cấu phanh đặt ở bánh xe. Khi đã chọn và
tính toán đợc các thông số kết cấu (
10021
,,,, rr

) 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 :
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

+ Mp
2
=(R
1
+R
2
).r
0
Đờng kính vòng tròn cơ sở của cam ép là:
d
0
= d
0
=12 (mm).
Ta xác định các lực U; R;P bằng họa đồ lực.
1. Họa đồ cơ cấu phanh trớc:
Nh đã phân tích ở trên ta có :
Mp = (R
1
+R
2
).r
0
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
2
,U
2
.
Vì biết trớc đợc R
1
,R

2
ta có tỉ lệ xích.

).(99,897
50
44895
mm
N
==
à

Đo các giá trị trên họa đồ ta đợc các lực sau:
+ Lực đo cam tác dụng lên guốc phanh :
P
1
=12994,6 N.
P
2
=30454,7 N.
Phản lực tại các chốt quay của guốc phanh:
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
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

P
2
=30242 N
Phạm Hữu Thành- Ôtô- K44 Cải tiến hệ thống phanh xe ZIN-130
8
Đồ án tốt nghiệp
+Phản lực tại các chốt quay của guốc phanh:
U
1
=33089 N
U
2
=16111 N
Từ các thông số tìm đợc ta có bảng sau:
Bảng 3: các giá trị lực tác dụng lên guốc phanh:

Các thông số Cơ cấu phanh trớc Cơ cấu phanh sau
Guốc trớc Guốc sau Guốc trớc Guốc sau
P(N) 12994,6 30454,7 12010 30242
U(N) 33089 16544 33089 16544
R(N) 44895 44895 43622,9 43622,9
Phạm Hữu Thành- Ôtô- K44 Cải tiến hệ thống phanh xe ZIN-130
9
§å ¸n tèt nghiÖp

p
2
'
p
1

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

'
o
1
'
o
2
'
r
1
'
u
1
'
p
1
'
p
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
10
Đồ án tốt nghiệp

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

'
'
o
1
'
'
o
2
'
'
u
1
'
'
u
2
'
'
y
1
'
'
y
2
'
'
p
1
'
'

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

à
= 0,28-0,3) và khả năng bị xiết
của cơ cấu phanh. Nếu các momen ở các bánh xe phải và các bánh xe trái sai
lệch so với momen phanh tính toán khoảng (10%-15%), khi hệ số
à
thay đổi thì
sự ổn định của ôtô khi phanh (khi phanh không bị lệch hớng ) vãn đảm bảo bằng
cách giữ tay lái. Trong quá trình phanh có thể xảy ra hiện tợng tự xiết , hiện tợng
tự xiết xảy ra khi má phanh bị ép vào trống phanh chỉ bằng lực ma sát mà không
cần tác dụng của P của truyền động lên guốc phanh. Trong trờng hợp nh vậy ,
đứng về mặt lý thuyết thì momen phanh và Mp sẽ tiến tới vô cùng. Điều này rất
nguy hiểm đối với lái xe vì nó làm mất tính dẫn hớng và ổn định khi phanh.
Đối với guốc phanh trớc, theo công thức (5) thì hiện tợng tự xiết xảy ra khi.
Mp
1
tiến tới vô cùng hay C(
à
sin.cos +
)=0
Tức là :


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)


=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.

Ta dễ dàng nhận thấy khi sảy ra hiện tợng tự xiếtlực tổng hợp R
1
sẽ đi qua
tâm quay O
1
của guốc phanh.
V. kiểm nghiệm các kích thớc má phanh.
Phạm Hữu Thành- Ôtô- K44 Cải tiến hệ thống phanh xe ZIN-130
12
Đồ án tốt nghiệp
Kích thớc của má phanh guốc chọn trên cơ sở đảm bảo ma sát riêng, áp suất
trên má phanh, tỷ số trọng lợng toàn bộ của má phanh và chế độ làm việc của
phạnh
1.công ma sát riêng L.
xác định trên cơ sở má phanh thu toàn bộ động năng của ôtô chạy với vận
tốc của ôtô khi bắt đầu phanh xe.
L=

F
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
.


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


F
=

=
m
i

iti
br
1
0


với:
m: số lợng má phanh m=8.

oi

: góc ôm của má phanh thứ i tính theo radian.
r
t
: bán kính tang trống phanh.
b
i
:chiều rộng má phanh thứ i.
Từ đó ta có:

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

++=

. (8)
Với xe tham khảo ta có :
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
).
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

q
t
ữ==
à
(hdtkhtp)
* Với cơ cấu phanh trớc hai má bằng nhau nên:
q
1
=
01
2
'
à
t
rb
pM
(9)
Trong đó :
b
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:
q
2
=
02
101
02

''.''

''
àà

tt
rb
Rr
rb
pM
=
(10)
Trong đó :
b
2
: chiều rộng má trớc của cơ cấu phanh sau:
b
2
=0,1 m.
r
01
= 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
=
02
202
02

''.''

''
àà
tt
rb
Rr
rb
pM

=

Thay số vào ta đợc:
q
2
=0,37 MPa < [q] nên thỏa mãn.
Nh vậy áp suất trên các bề mặt ma sát đều nằm trong giới hạn cho phép.
Ngoài các chỉ tiêu trên, thời hạn làm việc của má phanh còn đợc đánh giá
bằng tỷ số:
Phạm Hữu Thành- Ôtô- K44 Cải tiến hệ thống phanh xe ZIN-130
14
Đồ án tốt nghiệp
p =

F
M
(11)
Trong đó :
M: khối lợng toàn bộ của ôtô M=9525 kg.


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
d1
-W
d2
=
2
.
2
Vm
= m.

+=

KtdtFtCm
VV
tt
0
2
2
2
1

2
(12)
Trong đó :
m: khối lợng của ôtô khi đầy tải: m=9525 kg.
V
1
,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
)(
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

2
=0 không vợt quá 15
0
.
Thay số vào công thức (13) ta có:
t
0
=8,63 độ <15
0
Vậy sự tăng nhiệt độ của các chi tiết nằm trong giới hạn cho phép.
Phạm Hữu Thành- Ôtô- K44 Cải tiến hệ thống phanh xe ZIN-130
15
Đồ án tốt nghiệp
phần II : tính bền một số chi tiết.
I. 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 nh ống dầy chịu áp suất bên trong. Trong quá
trình tính toán ta giả thiết rằng áp suất phân bố trên bề mặt trống là không đổi,
đồng thời ta đa thêm vào hệ số an toàn là n=1,5 trong khi tính toán bền cho trống
phanh.
áp suất bên trong trống phanh đợc tính theo công thức:
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
(15)

=










+

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
n
< 1.
-

: luôn là ứng suất kéo 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 :
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
=

=

222
222
2
2
22
2
).(
).(.
)
'
1.(
.


n max
=-q=-q
2
=1,4 MN/m
2
.
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
C1
=
21
12
.
FF
FY
+
(17)
Trong đó:
Y
2
: kích thớc chế tạo guốc phanh, trên hình 13 ta có:
a=100 mm.

b=10 mm.
c=22 mm.
R
1x
=R
1
=195 mm.
d=60 mm.
Y
2
=
=+
22
bd
35 mm.
R
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
.
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

=19,91 mm.
b. tính bán kính đờng trung hòa.
R
th
=
2
2
1
1
21
'' R
F
R
F
FF
+
+

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

2.tính bền guốc phanh
ở đây ta trình bày cách tính gần đúng vì tính chính xác guốc phanh là rất
phức tạp. Để xác định đợc tiết diện nguy hiểm nhất của guốc phanh ta phải vẽ đ-
ợc biểu đồ nội lực:
ở trên ta đã xác định đợc họa đồ lực phanh ta dựng lên guốc phanh trớc của
cơ cấu phanh trớc là :
P=12995 (N).
R=44895 (N).
U=33089 (N).
Phạm Hữu Thành- Ôtô- K44 Cải tiến hệ thống phanh xe ZIN-130
18
Đồ án tốt nghiệp
Ta đặt các giá trị lực này vào guốc phanh trớc của cơ cấu phanh trớc, ở tại
điểm đặt lực tổng hợp R
1
ta phân tích thành 2 thành phần lực : lực hớng tâm N
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
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

: góc tạo bởi trục X-X và phơng của điểm cần xét.
= (XOBữBOA) = (8,63
0
ữ58,25
0
).
: góc tạo bởi tia OA và điểm đang xét trên guốc phanh.
= (0
0
ữAOB) = (0
0
ữ56,75
0
).
Ta có hệ phơng trình cân bằng các đoạn trên là:






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

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

1
1
u
y
z
M
SinPQ
CosPN


(20)
Phạm Hữu Thành- Ôtô- K44 Cải tiến hệ thống phanh xe ZIN-130
19
Đồ án tốt nghiệp
-Xét cân bằng tại điểm B ta có:
= 56,75
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
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

u1
(N.m) 0 -1687
b. Xét cân bằng cho đoạn dới (hình 3).
ở đây :
: góc tạo bởi tia OC và tia nối O với điểm cần xét trên guốc phanh.
= 0
0
ữ(90
0
-
1
) = (0
0
ữ 86,25
0
).

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.
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

112
11112
11112
(22)
-Xét cân bằng tại điểm C ta có:
=0
0
; C=0 mm.






=
=
+=
0


2
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
=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

(N.m) -2790 0

1865
13889
16041
10884,7
n
o
c
Nz

1687
2790
o
c
M
u
n.m
Phạm Hữu Thành- Ôtô- K44 Cải tiến hệ thống phanh xe ZIN-130
21
Đồ án tốt nghiệp

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.

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

22
Đồ án tốt nghiệp

Z
=
)1.(
i
th
U
Y
R
R
F
M
F
Q

+
(24)
Trong đó:
Z
: ứng suất pháp dô N
Z
và M
u
gây ra.
F: diện tích tiết diện chữ T.
R
i
: bán kính cong tại điểm đang xét.

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

).
+Tại điểm 3:
R
3
=130 mm.
Nên
Z3
=-100,2 (N/mm
2
).
ứng suất tiếp do N
z
gây ra:
Theo DuRapxki thì ứng suất tiếp đợc tính theo công thức
=
CX
XZ
J
SN
.
.
(25)
Trong đó:
: ứng suất tiếp do Q
Y
gây ra.
N
Z
: lực cắt theo biểu đồ nội lực.
S

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

FY
CRR
CC
+

++

(26)
Thay các giá trị vào ta có:
J
X
=4934000 mm
4
.
Phạm Hữu Thành- Ôtô- K44 Cải tiến hệ thống phanh xe ZIN-130
23
Đồ án tốt nghiệp
+ Xác định mômen tĩnh tại tiết diện S
X
:
S
X
=

C
F
dFY.
(27)
Trong đó:
F

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.

F
C
=480 mm
2
.
Vậy : S
X2
=13.480 =6240 mm
3
.
+ Tại điểm 1 và 3 có S
X
= 0 do đó = 0.
+Tại điểm 2 ta có:

2
= 6,2 (N/mm
2
).
-Xét ứng suất tại đờng trung hòa ta có:
S
th
= Y.F
C
.
Với: Y=
2
3
RR
th

= 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

Z
(N/mm
2
)
-37,6 -30,8 100,2

Z
(N/mm
2
)
0 6,2 0
Phạm Hữu Thành- Ôtô- K44 Cải tiến hệ thống phanh xe ZIN-130
24
Đồ án tốt nghiệp
(N/mm
2
)
37,6 32,5 100,2
3
2
1
G
10,8
6,2
37,9
30,08
100,2
Đừơng trung hòa
Nz
Hình 6 : Biểu đồ phân bố ứng suất.

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

bộ phận khác với áp suất (7kg/cm
2
). Vì vậy đờng ống cần phải đảm bảo chịu đợc
áp suất cao khi làm việc không bị biến dạng, dạn nứt, dò rỉ. Khi tính toán ta coi
đờng ống dẫn khí nh loại vỏ mỏng bịt kín hai đầu và có chiều dài khá lớn.
Phạm Hữu Thành- Ôtô- K44 Cải tiến hệ thống phanh xe ZIN-130
25