Thiết kế hệ thống ly hợp cho xe tải 8 tấn 3

§å ¸n tèt nghiÖp §Æng ViÖt Th¾ng - ¤t« K47
Ch¬ng III
TÝnh to¸n hÖ thèng phanh
- -
30
Đồ án tốt nghiệp Đặng Việt Thắng - Ôtô K47
1. Giới thiệu về xe Hyundai tham khảo
Các đặc điểm cơ bản:
Tải trọng tối đa đạt 15,3 tấn.
Động cơ: Xe sử dụng loại động cơ diesel D6BR, 6 máy thẳng hàng,
đợc bố trí dới buồng lái. Công suất cực đại đạt 188 mã lực (ở số
vòng quay 2900 v/ph). Mô men xoắn cực đại đạt 525 N.m (ở số
vòng quay 1400 v/ph). Dung tích xi lanh 7.545 cc.
Ly hợp: là loại C8W38 ly hợp ma sát khô, một đĩa, điều khiển thủy
lực trợ lực khí nén.
Hộp số chính: 5 số tiến, 1 số lùi, có đồng tốc từ số 2 đến số 5.
Bánh xe: phía trớc đơn, phía sau kép.
Hệ thống lái: Với cơ cấu lái trục vít êcu có trợ lực.
Hệ thống phanh: Hệ thống phanh thuỷ lực khí nén loại có 2 dòng
độc lập.
Đặc tính kỹ thuật
Chiều dài cơ sở mm 5.700
Trọng lợng bản thân KG 7.140
Trọng lợng toàn bộ KG 15.305
Vận tốc lớn nhất Km/h 99
Hộp số
Kiểu M8S5
Tỉ số truyền i
h1
= 6,552; i
h2

=4,178; i
h3
= 2,415; i
h4
=
1,397; i
h5
= 1,000; i
l
= 6,849.
Bánh xe
Phía trớc đơn, phía sau kép
Cỡ lốp
Trớc: 10,00 20
Sau: 10,00 20
Hệ thống lái
Loại Trục vít - Êcu bi có trợ lực
- -
31
Đồ án tốt nghiệp Đặng Việt Thắng - Ôtô K47
Tỉ số truyền 22,4
Phanh
Phanh chính, loại Thủy khí kết hợp, dẫn động 2 dòng
Phanh trớc: tang trống
Phanh sau: tang trống
Phanh tay(loại) Tang trống(tác dụng phía sau hộp
số)
Thùng nhiên liệu 200lít (200 + 200 lít)
Động cơ
Loại Động cơ Diesel, 4 kì, phun nhiên

liệu trực tiếp, làm mát bằng nớc.
Số xi lanh 6, đặt thẳng hàng
Đờng kính XL
ì
hành trình PT mm 118
ì
115
Dung tích xi lanh cc 7.545
Tỉ số nén 17,0 : 1
Công suất lớn nhất
188PS/2.900v/p
Mômen xoắn lớn nhất
525Nm/1.400v/p
2. tính toán hệ thống phanh
2.1.tính toán cơ cấu phanh
2.1.1.Xác định mô men sinh ra ở các cơ cấu phanh
- -
32
Đồ án tốt nghiệp Đặng Việt Thắng - Ôtô K47
G
P
J
a
b
Z Z
O
1
O
2
L

h
g
1 2
Hình 3.1.Sơ đồ các lực tác dụng lên ôtô khi phanh
Lực phanh tại bánh xe đạt đợc giá trị lớn nhất khi bánh xe bắt đầu trợt
lết, trong qúa trình trợt mô men phanh không tăng đợc nữa mà thậm chí
còn có xu hớng giảm do hệ số bám giảm đi đáng kể khi hiện tợng này
xảy ra. Vì vậy, ngời ta thờng tính toán mô men phanh cần thiết tại các
bánh xe sao cho tận dụng đợc tối đa khả năng bám của bánh xe với mặt
đờng.
Với cơ cấu phanh đặt trực tiếp ở tất cả các bánh xe thì mô men phanh
tính toán cần sinh ra ở mỗi cơ cấu phanh ở cầu trớc là:
bx
g
p
r
bg
hj
L
bG
M .
.
1
2
.
max
'

+=
ở cầu sau là:

bx
g
p
r
ag
hj
L
aG
M .
.
1
2
.
max
''

=
Với:
G trọng lợng toàn bộ của ôtô khi đầy tải, G = 15305 (KG);
a, b, h
g
toạ độ trọng tâm của ôtô (mm);
- -
33
Đồ án tốt nghiệp Đặng Việt Thắng - Ôtô K47

''
.
G
L
bG
=
- trọng lợng tĩnh trên cầu trớc;
G= 30%G = 0,3 . 15305 = 4591,5(KG)

''
.
G
L
aG
=
- trọng lợng tĩnh lên cầu sau;
G= 70%G = 0,7 . 15305 = 10713,5 (KG)

L chiều dài cơ sở của ôtô, L = 5700 (mm) = 5,7 (m);
j
max
- gia tốc chậm dần cực đại của ôtô khi phanh, khi thiết kế lấy
j
max
= 5,5 (m/s
2
);
g gia tốc trọng trờng, g = 9,81 (m/s
2

);
hệ số bám của bánh xe với mặt đờng khi thiết kế lấy = 0,6;
r
bx
- bán kính làm việc trung bình của bánh xe
Với cỡ lốp xe: 254
mm
508
mm
(10 - 20)
Bán kính làm việc trung bình của bánh xe:
r
bx
= . (H+d2), ( = 0,93 là hệ số kể đến sự biến dạng của lốp)
r
bx

= 0,93( 254 + 508/2 ) = 472,44 (mm) 0,472 (m).
Nếu trờng hợp đã biết trọng lợng của ôtô khi đầy tải phân ra trục truớc là
G và trục sau là G thì ta có thể tính toán ngay mômen phanh sinh ra ở
mỗi cơ cấu phanh ở một bánh xe trớc là:
bx
p
r
Gm
M .
2
'
1
'

ì
=
m
1
_

là hệ số phân bố lại tải trọng cầu trớc khi phanh:
G
GL
g
hj
bg
hj
m
gg
1

maxmax
1
11
ì
ì
+=
ì
ì
+=
Với: h
g
chiều cao trọng tâm của ôtô, lấy h
g
= 1,1(m) đối với ôtô tải.
- -
34
Đồ án tốt nghiệp Đặng Việt Thắng - Ôtô K47
=>
36,1
15305
5,45917,5
81,9
1,15,5
1
1

ì
ì
+=m
=>

).(8842).(2,884472,06,0
2
5,459136,1
'
NmmkGM
p
=ì
ì
=
m
2
_là hệ số phân bố lại tải trọng cầu sau khi phanh:
845,0
15305
5,107137,5
81,9
1,15,5
111
2
maxmax
2

ì
ì
=
ì
ì
=
ì
ì

=
G
GL
g
hj
ag
hj
m
gg
Mômen phanh ở bánh xe sau:
).(12819).(9,1281472,06,0
2
5,10713845,0
''
NmmkGM
p
=ì
ì
=

Lu ý:
Các công thức và tính toán trên đợc thực hiện khi ta đã chấp nhận một
số giả thiết sau: Bỏ qua các lực cản không khí và cản lăn, coi hệ số bám
của tất cả các bánh xe nh nhau.
2.1.2.Xác định góc () và bán kính () của lực tổng hợp tác dụng lên
má phanh
Góc (góc tạo bởi trục ox với đờng đi qua tâm O với điểm đặt lực pháp
tuyến N ):
210
21

2sin2sin2
2cos2cos





=tg
Với:

1
- góc tính từ tâm chốt quay guốc phanh đến chỗ tán tấm ma sát;

0
- góc ôm của tấm ma sát;

2
=
1
+
0
.
- -
35
Đồ án tốt nghiệp Đặng Việt Thắng - Ôtô K47
Bán kính 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 đợc xác định
theo công thức:

( )

( )
02100
22
0
21
sincos2sin
coscos2



++

=
t
r
Với: r
t
bán kính của tang trống (tuỳ theo cỡ lốp xe, vành bánh xe, có
thể tham khảo xe tơng tự).Ta chọn r
t
= 200 (mm).
1. Đối với cơ cấu phanh cầu trớc
a. Má trớc:






=+=

==
=
139
)(058,2118
21
'
0
'
1
'
2
'
0
'
1



rad

=
+

=
6
105,0
139.2sin21.2sin058,2.2
139.2cos21.2cos
'
'

t
t
tg


( )
( )
).(44,232
118sin13921cos058,2.2118sin058,2
139cos21cos200.2
22
'
mm
t
=
++

=

b. Má sau:






=+=
=
=
115

)(326,176
39
'
0
'
1
'
2
'
0
'
1



rad

=
+

=
11
194,0
115.2sin39.2sin326,1.2
115.2cos39.2cos
'
'
s
s
tg

- -
36
Đồ án tốt nghiệp Đặng Việt Thắng - Ôtô K47
( )
( )
).(29,214
76sin11539cos326,1.276sin326,1
115cos39cos200.2
22
'
mm
s
=
++

=

2. Đối với cơ cấu phanh cầu sau
a. Má trớc:






=+=
=
=

140
)(093,2120
20
'
0
'
1
''
2
''
0
''
1



rad
'505
102,0
140.2sin20.2sin093,2.2
140.2cos20.2cos
''
''

=
+

=
t
t

tg


( )
( )
).(37,233
120sin14020cos093,2.2120sin093,2
140cos20cos200.2
22
''
mm
t

++

=

b. Má sau:






=+=
=
=
125
)(744,1100
25

'
0
'
1
''
2
''
0
''
1



rad
'4510
19,0
125.2sin25.2sin744,1.2
125.2cos25.2cos
''
''

=
+

=
s
s
tg

( )
( )
).(82,223
100sin12525cos744,1.2100sin744,1
125cos25cos200.2
22
''
mm
s

++

=

2.1.3.Xác định các lực tác dụng lên guốc phanh bằng phơng pháp
họa đồ
Guốc phanh phải chịu 3 lực:
- -
37
Đồ án tốt nghiệp Đặng Việt Thắng - Ôtô K47
Lực P do dẫn động sinh ra, cụ thể là do pittông của xi lanh công tác
đặt trong cơ cấu phanh tạo ra. Phơng, chiều và điểm đặt của lực này đợc 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 đợc coi là đặt tại tâm quay của guốc phanh O
1
, tuy nhiên phơng chiều và độ
lớn thì cha biết .
Phản lực R của trống phanh tác dụng lên má phanh. Lực này cha
biết cả về điểm đặt, phơng, chiều và độ lớn.

Nh vậy cả 3 lực trên đều có những yếu tố cha biết để xác định đợc các lực này
ngời ta sử dụng phơng pháp dựng hình hay còn gọi là phơng pháp hoạ đồ lực
phanh.
1.Xác định góc ở các cơ cấu phanh
Khi đã chọn trớc thông các số kết cấu (
1
,
2
,
0
, r
1
) chúng ta tính đợc
góc và bán kính nghĩa là xác định đợc hớng và điểm đặt lực N
1
(lực N
1
hớng
vào tâm 0).
Lực R
1
là lực tổng hợp của N
1
, và T
1
.
Góc
1
đợc xác định nh sau:
à

==
1
1
N
T
tg
.
Với là hệ số ma sát giữa tấm ma sát với tang trống, thờng = 0,3. Nh
thế là chúng ta đã xác định đợc góc
1
16

41,

nghĩa là xác định đợc hớng của
R
1
. Góc
1
của má phanh trớc và má phanh sau đều bằng nhau vì có cùng hệ số
ma sát nh nhau.
1. Xác định bán kính r
0
Với R đã biết, mômen phanh sinh ra ở cơ cấu phanh của một bánh xe sẽ
là:
( )
021020121
rRRrRrRMMM
ppp
+=+=+=

- -
38
Đồ án tốt nghiệp Đặng Việt Thắng - Ôtô K47
Trong đó bán kính r
0
- Là khoảng cách từ tâm O tới phơng của lực R và
đợc xác định theo công thức:
0
2
1
r
à

à
=
+
Đối với cơ cấu phanh cầu trớc:
o Đối với má trớc:
).(79,66
3,01
3,0
.44,232
2
'
0
mmr
t
=
+
=

o Đối với má sau:
).(58,61
3,01
3,0
.29,214
2
'
0
mmr
s

+
=
Đối với cơ cấu phanh sau:
o Đối với má trớc:
).(06,67
3,01
3,0
.37,233
2
''
0
mmr
t
=
+
=
o Đối với má sau:
).(32,64
3,01

3,0
.82,223
2
''
0
mmr
s

+
=
2. Xây dựng họa đồ lực phanh
Phanh dẫn động bằng thủy lực với một xi lanh công tác chung cho cả hai
píttông dẫn động các guốc phanh trớc và sau thì các lực tác động bằng nhau:
P
t
= P
s
= P
Họa đồ đợc xây dựng cho từng guốc phanh.Các bớc gồm có:
- -
39