Đồ án thiết kế hệ thống phanh thủykhí (kèm bản vẽ)

Loại xe

HINO-FG.CB

Loại xe nền

HINO - FG8JPSB

Kích thước & Trọng lượng
Kích thước xe: Dài x
Rộng x Cao

mm

9.550 x 2.500 x 3.950

Chiều dài cơ sở

mm

5.530

Kích thước thùng:
Dài x Rộng x Cao

mm

7.400 x 2.500 x 2.550

Công thức bánh xe

4x2

Trọng lượng bản
thân

kG

5.905

Trọng tải cho phép
chở

kG

8.850

Trọng lượng toàn bộ

kG

14.950

Số chỗ ngồi

03

Động cơ
Diesel HINO J08E-UG tuabin tăng nạp và két làm
mát khí nạp, 6 máy thẳng hàng

Loại
Đường kính x hành
trình piston

mm

112 x 130

Thể tích làm việc

cm3

7.684

PS/rpm

235/2.500

N.m/rpm

706/1.500

lít

200

Công suất lớn nhất
Mômen xoắn cực đại
Dung tích thùng
nhiên liệu

Khung xe
Hộp số

6 số tiến, 1 số lùi, đồng tốc từ 2 đến số 6
Trợ lực toàn phần, điều chỉnh được độ nghiêng,
cao thấp

Hệ thống lái
Hệ thống phanh

Thủy lực, điều khiển bằng khí nén
Trước: Lá nhíp dạng e-lip cùng giảm chấn thủy lực
Sau: Nhíp chính và nhíp phụ gồm các lá nhíp dạng
bán e-lip

Hệ thống treo
Tỷ số truyền của cầu sau

5,125 : 1

Cỡ lốp
Tốc độ cực đại
Khả năng vượt dốc

10.00-20-16PR
km/h

106

θ%

38,3


Bán kính quay vòng
nhỏ nhất

9,5

m

Cabin

Lật với cơ cấu thanh xoắn và thiết bị khóa an toàn

1. Tính toán và thiết kết cơ cấu phanh
1.1. Xác định mô men cần thiết sinh ra ở mỗi cơ cấu phanh ở cầu trước và cầu sau

Theo công thức (1.1 và 1.2 Trong sách TKHTP ĐHBK ) ta có.
*) Đối với mỗi cơ cấu phanh cầu trước:

Mct1 =

G
2.L0

(b +

ϕ '.hg

).ϕ . rbx

(3 - 1).

*) Đối với mỗi cơ cấu phanh cầu sau:

Mct2 =

G
2.L0

(a -

ϕ '.hg

).ϕ . rbx

(3 - 2).

Trong đó:
G -Trọng lượng toàn bộ của ô tô khi đầy tải.
L-Chiều dài cơ sở của ô tô (L = 5530 mm).
g-Gia tốc trọng trường (g = 9,81 m/s2).
hg-Chiều cao trọng tâm của ô tô khi đầy tải. Với xe thiết kế thì có


hg = 1100(mm)
a - Khoảng từ trọng tâm đến cầu trước.
b - Khoảng từ trọng tâm đến cầu sau.
ϕ - Hệ số bám bánh xe với mặt đường và có (ϕ = 0,6 ÷ 0,8),

chọn ϕ = 0,7 .

φ’ – Hệ số đặc trưng cường độ phanh (φ’ =

jmax
g

).

rbx- Bán kính lăn của bánh xe.
*) Các tính toán khác:
- Trọng lượng của ô tô khi đầy tải:
G = Ga1 + Ga2 = 14950 (KG)
- Bán kính lăn của bánh xe:
+ Theo ( LT Ô TÔ ) ta có: rbx = λ . r0
Trong đó: λ - Hệ số kể đến sự biến dạng của lốp. Chọn loại lốp có áp suất thấp
(λ = 0,93 ÷ 0,935), chọn λ = 0,932
r0 - Bán kích thiết kế và được xác định theo công thức.

r0 = ( B +

d
2

) . 25,4 = ( 10 + 20/2) . 25,4 = 508 (mm).

Suy ra: rbx = λ . r0 = rbx = 0,932 . 508 ≈ 473,46 (mm )
- Khoảng cách từ tâm cầu trước và cầu sau đến trọng tâm ô tô.
+ Khoảng từ trọng tâm đến cầu trước:
G a 2 .L

G

a=

=

10500.5530
14950

= 3884 (mm).

+ Khoảng từ trọng tâm đến cầu sau:
b = L -a = 5530 – 3884 = 1646 (mm).
Thay các giá trị dưới đây vào công thức (3-1) và (3-2).
G = 14950 (KG)

a = 3,884(m)


g = 9,81 ( m/s2)

L = 5,530 (m)
ϕ = 0,7

rbx = 0,473 (m)

b = 1,646 (m)
hg = 1,1 (m)

Ta xác định được mô men cần thiết sinh ra ở cơ cấu phanh ở mỗi cầu:

Mp =

mi × Gi
φ .rbx
2

;

mi – là hệ số phân bố lại tải trọng khi phanh.
mi = 1 +

jmax × hg
g ×b

= 1+

jmax × hg
L × Gi
g
G

;

+) Đối với mỗi cơ cấu phanh cầu trước:
m1 = 1 +

M 1p =

7 ×1,1
≈ 1, 47

5,53 × 4485
9,81
14950

;

1, 47 × 4485
0, 7 × 0, 472 ≈ 1089, 2(kG.m) = 10892( Nm).
2

+) Đối với mỗi cơ cấu phanh cầu sau:
m2 = 1 −

M 2p =

jmax × hg
g×a

= 1−

jmax × hg
7 ×1,1
= 1−
≈ 0,80
L × G2
5,53 × 10465
g
9,81
G
14950

;

0,80 ×10465
0, 7 × 0, 472 ≈ 1383,1( kG.m) = 13831( Nm).
2
M pct1

Tỷ số: A =

M pct 2

=

b + ϕ .h 1, 646 + 0, 7.1,1
=
= 0,776
a + ϕ .h 3,884 − 0, 7.1,1

Thỏa mãn A (0,5 – 1,0)
1.2.

Xác định các thông số cơ bản của cơ cấu phanh
Hệ thốnh phanh thiết kế cho xe ô tô tải, có đặt cơ cấu phanh guốc ở tất cả các

bánh xe. Ngoài ra trên xe còn sử dụng chung cùng một loại lốp để tiện cho việc thay thế
trong quá trình sử dụng.


1.2.1. Quy luật phân bố áp suất trên má phanh.

Áp suất trên má phanh phân bố theo quy luật hình sin:
Hình
1.2.2. Xác định bán kính tang trống (rt):
Việc lựa chọn bán kính của trống phanh (r t), được chọn theo kích thước của
vành bánh xe. Với kích thước của lốp (10 – 20) thì bán kính trống phanh được xác định
dựa theo sơ đồ (Hình 3-1).

b

Trong đó:

h

B - Bề rộng của lốp.
H - Chiều cao của lốp.

d

δv

D - Đường kính bánh xe.
d - Đường kính vành bánh xe.

kk

d

δtt

Sửa hình

rt
Hình 3.1: Sơ đồ xác định bán kính trống phanh.

δv - Chiều dày của vành bánh xe (δv = 3 ÷ 5 mm), chọn δv = 4 (mm).
δtt - Chiều dày của trống phanh (δtt = 6 ÷ 12 mm), chọn δtt = 10 (mm).
∆kk - Khoảng cách khe hở giữa vành bánh xe và tang trống
(∆kk = 30 ÷ 55 mm), chọn ∆kk = 50 (mm).
Từ đó ta tính được bán kính tang trống theo công thức sau:


Rt =

d
2

- (δv + δtt + ∆kk)

(*)

Thay các giá trị sau vào (*) ta được bán kính của trống phanh.
δv = 4 (mm); δtt = 10 (mm); ∆kk = 50 (mm); d = 20 (inch).
Vậy ta có bán kính của trống phanh:

Rt =

20
2

.25,4 - (4 + 10 + 40) = 200 (mm), chọn Rt = 200(mm).

1.2.3. Các thống số khác như ( a, c, e, µ) chọn theo kinh nghiệm:
Để chọn các thông số ta dựa vào hình (3-2).

a
o

c
e

rt

o1

Hình 3. 2: Xác định các hệ số theo kinh nghiệm.
Trong đó: + Khoảng cách từ tâm cơ cấu phanh đến xi lanh lực (a),
chọn a = 0,8. Rt = 0,8. 200 = 160 (mm).
+ Khoảng cách từ tâm cơ cấu phanh đến chốt tựa (c).
chọn c = 0,8. Rt =0,8. 200 = 160 (mm),
+ Khoảng cách từ tâm chốt tựa đến điểm giữa tấm ma sát (e),


chọn e = 0,85. Rt = 0,85. 200 =170 (mm).
+ Hệ số ma sát giữa má phanh và trống phanh (µ = 0,3 ÷ 0,35 ),
chọn µ = 0,3.
1.3.

Xác định góc (δ) và bán kính (ρ) của lực tổng hợp tác dụng lên má phanh:
Góc δ (góc tạo bởi trục Ox và đường thẳng đi qua tâm O với điểm đặt lực pháp
tuyến N):

tan δ =

cos2β1 − cos2 β 2
2 β 0 + sin 2β1 − sin 2β 2

;

Với:
β1 – Góc đầu của má phanh;
β2 – Góc cuối của má phanh;
β0 = β2 – β1: Góc ôm của má phanh.
Bán kính ρ của lực tổng hợp R (phản lực của trống phanh tác dụng lên má
phanh) hay khoảng cách từ tâm O đến điểm đặt lực R được xác định:
2rt ( cosβ1 − cosβ 2 )

ρ=

β + sin β 0 − 2 β 0 cos ( β 2 + β1 ) sin β 0
2
0

2

;
Trên cơ sở chọn trước các thông số kết cấu: β 1; β2 ta xác định được hướng và
điểm đặt lực N1.
1.3.1. Đối với cơ cấu phanh cầu trước.
a. Má trước.
β1 = 210 ; β 2 = 1390 ; β0 = 1180 = 2, 059rad
cos ( 2 × 21 ) − cos ( 2 ×139

0

tgδ t1 =

0

)

.

2 × 2,059 + sin ( 2 × 21 ) − ( sin 2 ×1390 )
0

= 0,105

⇒ δ t1 ≈ 60

ρ =
1
t

2 × 200 ( cos 210 − cos139 0 )

2, 0592 + sin 2 1180 − 2 × 2, 059 cos ( 210 + 1390 ) sin1180

b. Má sau.
β1 = 390 ; β 2 = 1150 ; β 0 = 760 = 1,326rad

.

= 232, 44(mm).


tgδ s1 =

cos 2 × 390 − cos 2 ×1150
= 0,194
2 ×1, 326 + sin 2 × 390 − sin 2 ×1150

⇒ δ s1 ≈ 110

ρ =
1
s

2 × 200 ( cos 390 − cos1150 )

1,3262 + sin 2 760 − 2 × 1,326 cos ( 390 + 1150 ) sin 760

= 214,3(mm).

1.3.2. Đối với cơ cấu phanh cầu sau.
a. Má trước.
β1 = 200 ; β 2 = 1400 ; β 0 = 1200 = 2, 094rad
cos ( 2 × 20 ) − cos ( 2 ×140
0

tgδ t2 =

0

)

.
= 0,102

2 × 2, 094 + sin ( 2 × 200 ) − sin ( 2 ×1400 )

⇒ δ t2 ≈ 5050 '

ρ =
2
t

2 × 200 ( cos 200 − cos1400 )

2, 0942 + sin 2 1200 − 2 × 2, 094 cos ( 200 + 1400 ) sin120 0

≈ 233,37(mm).

b. Má sau.
β1 = 250 ; β 2 = 1250 ; β 0 = 1000 = 1, 745rad
cos ( 2 × 25 ) − cos ( 2 ×125
0

tgδ s2 =

0

)

.

2 ×1, 745 + sin ( 2 × 250 ) − sin ( 2 ×1250 )

= 0,19

⇒ δ s2 ≈ 10 0 45 '

ρ =
2
s

1.4.

2 × 200 ( cos 250 − cos1250 )

1, 7452 + sin 2 1000 − 2 × 1, 745cos ( 250 + 1250 ) sin1000

≈ 223,82( mm).

Xác định các lực tác dụng lên guốc phanh bằng phương pháp họa đồ.
Guốc phanh phải chịu 3 lực:
Lực P do dẫn động phanh tạo ra, cụ thể là do piston của xylanh công tác đặt
trong cơ cấu phanh. Phương, chiều, điểm đặt của lực này xác định theo kết cấu
của cơ cấu phanh.
Phản lực U từ chốt phanh tác dụng lên guốc phanh, điểm đặt của lực này được
coi là đặt tại tâm quay của guốc phanh O 1, tuy nhiên phương, chiều, độ lớn thì
chưa biết.

Phản lực R của trống phanh tác dụng lên má phanh. Lực này chưa biết cả về
điểm đặt, phương, chiều, độ lớn.
Cả 3 lực trên đều có những yếu tố chưa biết, để xác định các lực này người ta
dùng phương pháp dựng hình gọi là phương pháp họa đồ lực phanh.
1.4.1. Xác định góc φ ở các cơ cấu phanh.
Lực R1 là lực tổng hợp của N1 và T1.
tan ϕ1 =

T1
= µ1
N1

Góc φ1 được xác định:
;
Với μ1 là hệ số ma sát giữa tấm ma sát với tang trống, thường μ = 0,3. Như
vậy, ta xác định được: φ1 ≈ 16,6990. Nghĩa là xác định được hướng của R1. Góc
φ của má phanh trước và sau đều bằng nhau vì có cùng hệ số ma sát.
1.4.2. Xác định bán kính r0.
Với R đã biết, moment phanh sinh ra ở cơ cấu phanh của một bánh xe sẽ là:
M p = M 1p + M p2 = R1r0 + R2 r0 = ( R1 + R2 )r0

;
Trong đó bán kính r0 là khoảng cách từ tâm O tới phương của lực R, và được
xác định theo công thức:
r0 = ρ

µ

1+ µ 2

;
a. Cơ cấu phanh cầu trước.
Má trước
r0't = 232, 44.

0,3
1 + 0,32

= 66, 79(mm).

Má sau
r0' s = 214, 29.

0,3
1 + 0,32

≈ 61,58( mm).

b. Cơ cấu phanh cầu sau.
Má trước
r0''t = 233,37.

0,3
1 + 0,32

= 67, 06( mm).

Má sau
r0''s = 223,82.

0,3
1 + 0,32

≈ 64,32(mm).

1.4.3. Xây dựng họa đồ lực phanh.


Phanh dẫn động thủy lực với một xylanh công tác chung cho cả hai guốc
phanh trước và sau thì các lực tác động bằng nhau:
Pt = Ps = P.
Họa đồ được xây dựng cho từng guốc phanh. Các bước gồm có:
- Xác định các thông số hình học của cơ cấu phanh và vẽ sơ đồ theo đúng tỷ
lệ, vẽ các lực tác dụng.
- Tính góc δ và bán kính ρ, từ đó xác định điểm đặt của lực R.
- Tính góc φ và vẽ phương của lực R. Kéo dài phương của lực R t và P cắt
nhau tại Ot, kéo dài phương của lực Rs và P cắt nhau tại Os.
- Để xác định phương của U cần lưu ý rằng, ở trạng thái cân bằng tổng các
ur ur ur
P+R+U = 0

lực tác dụng lên guốc phanh bằng 0:
.
Vì vậy 3 lực này phải tạo thành 1 tam giác khép kín. Tức là chúng đồng quy
tại một điểm, đó chính là các điểm O t và Os. Như vậy, để xác định phương
của các lực U chỉ cần nối Ot với O1 và Os với O2.
- Trên hình vẽ, lấy 2 lực P bằng nhau đặt song song ngược chiều. Từ các lực
P này dựng các tam giác lực cho các guốc phanh bằng cách vẽ các đường
song song với các lực R và U đã có trên họa đồ.

Thông số
0
1
2
0
a (mm)
c (mm)
0
 (mm)
r0 (mm)

Cơ cấu phanh trước
Má trước
Má sau
15
15
21
39
139
115
118
76
160
160
160
160
60
110
232,44
214,29

66,79
61,58

Cơ cấu phanh cầu trước.

Cơ cấu phanh sau
Má trước
Má sau
15
15
20
25
140
125
120
100
160
160
160
160
5050’
10045’
233,37
223,82
67,06
64,32


Y1t

Y1s
O1t

Pt Ps

O1s

X1t

R1s
U1s

U1t

T1t

1 4 9
. 8
9 6
2

. 7
6
5
0 9 8

P1s

R1t

0 0
1
. 0 0 0

P1t

U1t

ß0
ß1
U1t

O2

Y1

Hình 3 – 12. Họa đồ lực phanh cơ cấu phanh cầu trước.
Đo trực tiếp các đoạn
Rt1 325,3917
k= 1=
≈ 2,17
Rs 149,8296

Rt1

và

Rs1

, tính tỷ lệ:

;

Kết hợp ta có hệ phương trình:
 Rt1.r01t + Rs1.r01s = M 1p
 1
1
 Rt − kRs = 0
0, 06679 Rt1 + 0, 06158Rs1 = 10892
⇒ 1
1
 Rt − 2,17 Rs = 0

;

Giải hệ phương trình ta được:
1

 Rt ≈ 114450,38( N )
 1

 Rs ≈ 52742,11( N )

Trên họa đồ ta đo được giá trị của

Rt1 = 325,3917

T1s

X1t

5 . 3
2
3
9 1 7

O1

X1s

U1s

O

X1s

3 9
2
.2 1 9
4

R1t

R1s

vậy ta có tỷ lệ xích:

U1s
Y1s

µ=

114450,38
≈ 351, 73
325,3917

Từ họa đồ lực phanh ta đo được:
1
t

s

1

P = 100 (mm); U = 239,2194 (mm); U = 56,7098 (mm).
Ta tính được các lực còn lại:
P = 100*351, 73 = 35173 ( N ) ;
U1t = 239, 2194*351, 73 ≈ 84140,64 ( N ) ;
U1s = 56, 7098*351, 73 ≈ 19946,54 ( N ) .

Cơ cấu phanh cầu sau.
Y2t

Y2s
O2t

Pt Ps

O2s

X2t

R2s

T2t

1 4 7
. 6
0 7
5

U2s
5 4 .4 5
0 9

P2s

R2t

0 .0 0 0
1

P2t

U2t

X2s

2 4

. 3
0
2 2 3

R2t

R2s

U2t
ß0
ß1
U2t

Y2t

Hình 3 – 2. Họa đồ lực phanh cơ cấu phanh cầu sau.

k=

Rt2

Rt2 326,3078
=
≈ 2, 21
Rs2 147, 6507

và

Rs2

;

Kết hợp ta có hệ phương trình:

, tính tỷ lệ:

T2s

X2t

2 6 .3
3
7 8
0

O1

Đo trực tiếp các đoạn

U2s

O

X2s

O2

U2s
Y2s

 Rt2 .r02t + Rs2 .r02s = M p2
 2
2
 Rt − kRs = 0
0, 06706 Rt2 + 0, 06432 Rs2 = 13831
⇒ 2
2
 Rt − 2, 21Rs = 0

;

Giải hệ phương trình ta được:
 Rt2 ≈ 143827,1( N )
 2
 Rs ≈ 65080,14( N )

Trên họa đồ ta đo được giá trị của
µ=

Rt2 = 334, 7589

vậy ta có tỷ lệ xích:

143827,1
≈ 440, 77
326,3078

Từ họa đồ lực phanh ta đo được:
2

t

2
s

P = 100 (mm); U = 240,3223 (mm); U = 54,4509 (mm).
Ta tính được các lực còn lại:
P = 100* 440, 77 = 44077 ( N ) ;
U t2 = 240,3223* 440, 77 ≈ 105926,86 ( N ) ;
U 2s = 54, 4509* 440, 77 ≈ 24000,32 ( N ) .

1.5. Kiểm tra hiện tượng tự siết.
1.5.1. Đối với guốc trước của cơ cấu phanh.
Quan hệ giữa lực Pt và Mp có dạng:
Mp =

µρ t P( c cos α + a )
c( cos δ t + µ sin δ t ) − µρ t

c ( cos δ t + µ sin δ t ) − µρt = 0

Mp →∞

Biểu thức trên cho thấy, nếu
thì
.
Điều này có nghĩa là moment phanh ở guốc trước của cơ cấu phanh sẽ trở nên
vô cùng lớn, đây chính là hiện tượng tự siết. Điều kiện xảy ra hiện tượng tự
siết là:

µ=

c cos δ t
= [ µ]
ρt − c sin δ t

a. Với cơ cấu phanh cầu trước.
δ t1 = 60
 1
 ρt = 232, 44(mm)
⇒µ=

161× cos 60
≈ 0, 74 ≠ 0,3
232, 44 − 161× sin 60

Vậy không có hiện tượng tự siết xảy ra với guốc trước của cơ cấu phanh
cầu trước.
b. Với cơ cấu phanh cầu sau.
δ t2 = 5,83
 2
 ρt = 233,37( mm)
⇒µ=

161 × cos 5,83
≈ 0, 74 ≠ 0,3
233,37 − 161× sin 5,83

Vậy không có hiện tượng tự siết xảy ra với guốc trước của cơ cấu phanh

cầu sau.
1.5.2. Đối với guốc sau của cơ cấu phanh.
Mp =

µρ s Ps ( c cos α + a )
µρ s Ps ( c cos α + a )
=
c ( cos δ s − µ sin δ s ) + µρ s c cos δ s + µ ( ρ s − sin δ s )

Từ họa đồ có thể thấy

ρ s − c sin δ s > 0

c cos δ s + µ ( ρ s − sin δ s )

1.6.

trong mọi trường hợp, vì vậy:

Với cơ cấu guốc sau của phanh sẽ không có hiện tượng tự siết.
Xác định các kích thước má phanh.
Đối với cơ cấu phanh guốc, kích thước má phanh được xác định dựa trên các
điều kiện: công ma sát riêng, áp suất lên bề mặt má phanh, tỷ số p, chế độ làm

việc của cơ cấu phanh.
1.6.1. Công ma sát riêng.
Khi phanh ô tô đang chuyển động với vận tốc v 0 cho tới khi dừng hẳn (v = 0)
thì toàn bộ động năng của ô tô có thể được coi là đã chuyển thành công ma sát
L tại các cơ cấu phanh:

L=

G.V02
2g

Với:

G = 14950 (kG) là trọng lượng ô tô khi đầy tải;
V0 = 50 (km/h) = 13,89 (m/s) là tốc độ ô tô khi bắt đầu phanh;
Gọi tổng diện tích các má phanh là A∑ ta có:
m

A∑ = ∑ β 0i rt bi
i =1

Với:

;
m – Số lượng má phanh, m = 8;
Β0i – Góc ôm của má phanh thứ I;
rt – Bán kính trống phanh, rt = 200 (mm);
bi – Chiều rộng má phanh thứ i, tham khảo xe thực tế ta có b t = 155

(mm), bs = 165 (mm).
A∑ = 2

π 
118 + 76 ) × 160 + ( 1200 + 1000 ) × 190 × 200 ≈ 508519( mm2 ) = 5085,19(cm 2 )
0 (

180

;

Công ma sát riêng được tính theo công thức:
l=

G.V02
14950 ×13,89 2
=
≈ 28, 9( KGm / cm 2 ) = 283, 6( J / cm 2 )
2 g . A∑ 2 × 9,81× 5085,19

= 2836(kNm / m 2 )

Đối với ô tô vận tải: l = 3000 – 7000 (kNm/m2);

l ≤ [ l ] = 3000 ÷ 7000( kNm / m2 )

Vậy thỏa mãn điều kiện:
.
1.6.2. Áp suất trên bề mặt má phanh.
Áp suất trên bề mặt má phanh được giới hạn bởi sức bền của vật liệu:
q=

M 1pt

µ .bt .rt 2 .β 0

⇒q=

=

Rt1 × r01
≤ [ q ] = 1,5 ÷ 2, 0( MN / m 2 )
2
µ.bt .rt .β 0

;

143827,1× 0, 06706
≈ 2.106 ( N / m 2 ) ≤ [ q ]
0
120
×
π
0,3 × 0,190 × 0, 22 ×
1800

;
Ta kiểm tra với [q] = 2 MN/m tại vị trí có moment phanh lớn nhất, guốc trước
2

của cơ cấu phanh. Để xác định bề rộng má phanh.
Ta được:
Bề rộng má phanh cơ cấu phanh trước: 160 (mm);
Bề rộng má phanh cơ cấu phanh sau: 190 (mm).
3.2.6 Đánh giá thời hạn làm việc của phanh bằng tỷ số p.

p=

G
14950
=
= 3.104 (kG / m 2 )
g. A∑ 9,81.0,508519

;

Với ô tô tải: p = 2,5 – 3,5.104 (kG/m2)
Thỏa mãn điều kiện
3.2.7 Kiểm tra sự tăng nhiệt của tang trống
Trong điều kiện, khi phanh với tốc độ v = 8,33 m/s cho đến khi dừng hoàn toàn; sự tăng
0

nhiệt độ của trống phanh không quá 15 K.
Trong quá trình phanh, động năng của ôtô sẽ chuyển thành nhiệt năng ở
trong trống phanh và các chi tiết khác, một phần nhiệt thoát ra ngoài môi trường không khí.
Theo phương trình cân bằng năng lượng ta có:
∆t =

G.Vo2
2.mt .C

(3-17).

Trong đó:
G-Trọng lượng của ô tô (G = 14950 kG).
g - Gia tốc trọng trường (g = 9,81m/s2).

Vo - chọn Vo = 8,33 (m/s).
mt - Khối lượng của tang trống và các chi tiết khi bị nung nóng
chọn (mt =80 kg).
C - Nhiệt dung của các chi tiết khi bị nung nóng, chọn vật liệu các chi tiết bị nung
là gang và thép (C = 500J/kg.độ)
∆t =

G.Vo2 14950.8,332
=
= 120 ≤ 150
2.mt .C
2.80.500

;


2. Tính toán dẫn động phanh.
2.1. Tính toán dẫn động phanh thủy lực.

Sơ đồ tính toán hệ thống thủy lực.
Nhiệm vụ của quá trình tính toán dẫn động phanh thủy lực bao gồm việc xác
định các thông số cơ bản của nó: đường kính xylanh công tác; đường kính
xylanh chính; tỷ số truyền động.
2.1.1. Đường kính xy lanh công tác.
Đường kính xylanh công tác được tính trên cơ sở lực P đã được xác định khi
xây dựng họa đồ lực phanh:
4P
π pi

d=

Với:

;
P – Lực ép của xylanh lên guốc phanh;
pi – Áp suất dầu làm việc trong hệ thống phanh (80 – 120 kG/cm2 ~

7,8 Mpa – 11,8 MPa); chọn pi = 10 MPa.
a. Đối với cơ cấu phanh cầu trước.
P = 35173 (N); pi = 10MPa.
d=

4 × 35173
= 0, 067(m) = 67(mm)
π ×107

;

b. Đối với cơ cấu phanh cầu sau.
P = 44077 (N); pi = 10MPa.
d=

4 × 44077
= 0, 075(m) = 75(mm)
π ×107

2.1.2. Đường kính xylanh chính.

;

Sơ đồ tính xylanh thủy khí.
Kích thước của xylanh khí và lực khí thể cần thiết đặt lên màng có thể được
xác định trên cơ sở chọn trước một trong hai thông số.
Xét điều kiện cân bằng tại xylanh chính ta có:
π Dk2
π Dd2
pki ×
= pi ×
4
4

;

⇔ pki × D = pi × D
2
k

Với:

2
d

.
Dk – Đường kính bầu khí trợ lực;
Dd – Đường kính xy lanh thủy lực chính;
Pi – Áp suất dầu tác động lên piston của xylanh thủy lực, pi = 10

(MPa);
Pki – Áp suất khí thể đặt lên màng của bầu trợ lực khí nén, trên ô tô

thông thường pki = 5 ~ 6 (kG/cm2), chọn pki = 6 (kG/cm2) ~ 0,6 (MPa).
Như vậy, nếu chọn trước đường kính xylanh dầu là Dd = 35 (mm) ta sẽ tính
được đường kính làm việc của màng trong bầu phanh:
Dk = Dd

pi
10
= 35 ×
≈ 143( mm).
pki
0, 6

Lực tác dụng lên thanh đẩy của bầu phanh tính theo công thức:
Pth = pki

π Dk2
η1η 2
4

;
Trong đó: pki – Áp suất trong bầu phanh (N/m2), pki = 0,6 (MPa);
Dk – Đường kính làm việc của màng, Dk = 0,143 (m);


η1 – Hệ số tính đến độ nạp không khí vào bầu phanh: η1 = 1;
η2 – Hiệu suất cơ học của bầu phanh: η2 = 0,95.
⇒ Pth = 0, 6.106 ×

π × 0,1432
× 0,95 = 9154,5( N )

4

.
2.1.3. Hành trình làm việc của piston trong các xylanh.
Hành trình làm việc của các piston trong các xylanh ở các cơ cấu phanh trước
(x1) và sau (x2) được xác định như sau:
x=

2( a + c) ( δ0 + τ )
c

ở đây:

;
δ0 – Khe hở trung bình giữa má phanh và tang trống ~ 0,25 (mm);
τ – Độ mòn đường kính cho phép của má phanh, [τ] = 0,5 (mm);
a – Khoảng cách từ tâm trống phanh đến điểm đặ lực P, a = 160

(mm);
c – Khoảng cách từ tâm trống phanh đến chốt cố định của má phanh,
c = 160 (mm);
⇒ x = x1 = x2 =

2 ( 161 + 161) ( 0, 25 + 0,5 )
≈ 3, 02(mm)
160

;
Hành trình của xylanh lực chính cho piston dịch chuyển phải có độ lớn dư, để
không gian phía trước piston mà piston chiếm chỗ trong quá trình dịch chuyển

phải bằng hoặc lớn hơn tổng thể tích dầu đi vào các xylanh làm việc ở các cơ
cấu phanh khi phanh, ta có phương trình sau:
S0

 π .d 2
π .Dd2
= 2
4
 4


x ÷ηb


;

Suy ra:
S0 =

2× d 2 × x
ηb
Dd2

Với:

;
S0 – Khoảng dịch chuyển của piston trong xylanh;
X – Khoảng dịch chuyển của các piston trong xylanh công tác ở các

bánh xe, x = 3,02 (mm);

d – Đường kính xylanh công tác ở các bánh xe, d = 75 (mm);
ηb – Hệ số bổ sung khi phanh ngặt, ηb = 1,05.
⇒ S0 =

2 × 752 × 3,02
×1, 05 ≈ 29(mm).
352


2.2. Tính toán phần dẫn động khí nén.
2.2.1. Máy nén khí.
Năng suất của máy nén khí được xác định theo công thức:
Q=

i.π .d 2 .S .n.ηV
(lit / phut )
4000

2.2.2. Bình chứa khí nén.
2.2.3. Van phân phối.

;