Đồ án tốt nghiệp thiết kế cải tiến hệ thống phanh xe ZIL 130 khi tăng tải 2 tấn

Đồ án tốt nghiệp
trờng đại học bách khoa hà nội
bộ môn ôtô



đồ án tốt nghiệp
Đề tài

Thiết kế cải tiến hệ thống phanh
xe ZIL-130 Khi tăng tải 2 tấn

Giáo viên hớng dẫn: Võ Văn Hờng
Giáo viên duyệt
: Đinh Ngọc Ân
Sinh viên thực hiện : Nguyễn Xuân
Hảo
Lớp

: Ôtô - K45

Hà nội 5/2005

Nguyễn Xuân Hảo - Ôtô -K45

-1


Đồ án tốt nghiệp
Lời nói đầu
Trong quá trình công nghiệp hoá hiện đại hoá ở nớc ta hiện

nay. Việc phát triển các nghành khoa học kỹ thuật là vô cùng
cần thiết và quan trọng. Trong đó sản xuất ô tô hiện nay
cũng là một trong những lĩnh vực cần đợc chú trọng đến.
Trên thế giới sản xuất ô tô ngày nay tăng vợt bậc, ô tô trở
thành phơng tiện vận chuyển quan trọng về hành khách và
hàng hoá cho các ngành kinh tế quốc dân, đồng thời đà trở
thành phơng tiện giao thông t nhân ở các nớc có nền kinh
tế phát triển.
Ngày nay ở nớc ta số ô tô t nhân cũng đang gia tăng cùng với
sự phát triển và tăng trởng của nên kinh tế. Mât độ xe trên
đờng ngày càng tăng điều này dẫn đến vấn đề tai nạn
giao thông mà chúng ta đang tập chung chú trọng và giải
quyết.
Đối với Ô tô nguyên nhân xẩy ra tai n¹n do hƯ thèng phanh
chiÕm tû lƯ lín nhÊt trong các tai nạn do kỹ thuật gây nên.
Cũng chính vì thế mà hiện nay hệ thống phanh ngày càng
đợc cải tiến, tiêu chuẩn về thiết kế chế tạo và sử dụng hệ
thống phanh ngày càng nghiêm ngặt và chặt chÏ.
Trong sè « t« ë níc ta hiƯn nay cã rất nhiều loại xe hiện đại
trên thế giới nhng hầu hết đó chỉ là những chiếc xe con , xe
gia đình. Còn đối với xe tải thì cũng còn khá nhiều loại xe
đợc nhập từ Liên xô vừa cũ lại không phù hợp với điều kiện khí
hậu ở Việt nam.

Nguyễn Xuân Hảo - Ôtô -K45

-2


Đồ án tốt nghiệp

Cùng với mục tiêu làm tăng độ tin cậy cho hệ thống phanh
trên xe ô tô em đà nhận đề tài Kiểm nghiệm, cải tiến hệ
thống phanh xe Zil 130 khi tăng tải 2 tấn.
Để cải tiÕn hÖ thèng phanh cho xe Zil 130 sÏ cã rất nhiều vấn
đề cần quan tâm song với thời gian hơn 3 tháng và trình
độ có hạn của em nên em chỉ quan tâm đến hệ thống dẫn
động phanh cho xe. Víi xe Zil 130 ®ang sư dơng hƯ thèng
phanh khí nén dẫn động một dòng. Nên em quyết đinh
thực hiện công việc cải tiến hệ thống phanh trên từ dẫn
động một dòng sang dẫn động hai dòng để hy vọng sẽ tăng
đợc độ tin cậy cho hệ thống phanh nói riêng và cho xe nói
chung. Đồng thời góp phần vào việc giảm tai nạn giao thông
đang là vấn đề nhức nhối của nớc ta hiện nay.
Sau hơn 3 tháng làm việc dới sự giúp đỡ của các thấy giáo
trong bộ môn ô tô và sự hớng dẫn chỉ bảo tận tình của thấy
giáo Võ Văn Hờng em đà hoàn thành đố án tôt nghiệp của
mình.
Do trình độ của em còn hạn chế kinh nghiệm thiết kế ít ỏi
nên đồ án của em không tránh khỏi những sai sót. Em rất
mong đợc sự chỉ bảo của các thầy giáo trong bộ môn ô tô và
các bạn để em có thêm kiến thức về thiết kế.
Em xin chân thành cảm ơn.

Nguyễn Xuân Hảo - Ôtô -K45

-3


Đồ án tốt nghiệp
Sinh viên: Nguyễn Xuân

Hảo

Phần I
tính toán kiểm nghiƯm hƯ thèng phanh
HƯ thèng phanh trªn xe Zil-130 hiƯn nay là hệ thống phanh
dẫn động khí nén một dòng. Truyền động phanh gồm có
máy nén khí, van điều chỉnh áp suất, bình chứa khí nén,
van phân phối, các ống dẫn khí và bầu phanh.
Vì điều kiện khí hậu ở Việt nam là nóng và ẩm cho nên độ
tin cậy của hệ thống phanh xe Zil-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 là cần thiết. Để việc thiết
kế cải tiến hệ thống phanh đợc hoàn chỉnh hơn. Trớc hết ta

Nguyễn Xuân Hảo - ¤t« -K45

-4


Đồ án tốt nghiệp
đi kiểm nghiệm hệ thống phanh để đảm bảo các thông số
phù hợp cho việc thiết kế cải tiến.
Một số giả thiết khi tiến hành kiểm nghệm:
1. áp suất tại thời điểm nào đó trên má phanh tỷ lệ thuận với
biến dạng hớng kính của điểm đó khi phanh nghĩa là má
phanh .
2. Toàn bộ diện tích làm việc của má phanh ép vào bề mặt
trống phanh.
3. Khi phanh trống phanh và guốc phanh không bị biến dạng
mà chỉ có má phanh bị 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.
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 = qmax.sin
Trong đó: q: áp suất tại điểm cần tính
qmax: áp suất cực đại cần tính
: góc ôm xác định vị trí điểm cần tính.

I. Các số liệu ban đầu.
Số liệu ban đầu dùng để tính toán và kiểm nghiệm hệ
thống phanh đợc lấy theo xe tham khảo ở đây là xe Zil 130.

Nguyễn Xuân Hảo - Ôtô -K45

-5


Đồ án tốt nghiệp

Hình PI.1. Kích thớc cơ bản của xe Zil-130
Các số liệu khác đợc đa ra dạng bảng:
Bảng 1:
TT Đại lợng
Tên gọi

Đơn

vị
N
N

1
2

Go
G

3
4
5
6
7

G01
G02
Dt
B

Trọng lợng bản thân
Trọng lợng toàn bộ của xe khi
đầy tải
Trọng lợng phân ra cầu trớc
Trọng lợng phân ra cầu sau
Kí hiệu lốp
Đờng kính tang trống
Chiều rộng tấm ma sát

8
9
1
0
1
1
1
2
1
3
1
4
1

L
Hg


Chiều dài cơ sở của xe
Chiều cao trọng tâm của xe
Góc ôm của tấm ma sát

m
m
độ

1

Góc bố trí tấm ma sát

độ

D

Khoảng cách từ tâm bánh xe
đến điểm tựa chốt quay
Khoảng cách từ tâm bánh xe
đến tâm cam đẩy má phanh
Khoảng cách hai lực tì của
cam vào má phanh
Dung tích bình chứa khí nén

C
K

Nguyễn Xuân Hảo - Ôtô -K45

N
N
m
m

Trị sè
43000
95250
25750
69500
9,00-20
0,42
0,070,08

3,8
1,45
120 vµ
125
20 vµ 25

m

0,165

m

0,16

m

0,01

l

35
-6


§å ¸n tèt nghiƯp
5
1
6

ChiỊu réng cam më m¸ phanh

m

0,04

II. x¸c định Mô men yêu cầu ở các cơ cấu phanh khi
tăng tải 2 tấn
1. Xác định trọng tâm của xe khi tăng tải
Với giả thiết khi tăng tải thì tải trọng đợc phân bố đều trên
thùng xe.
Khi đó tại trọng tâm của thùng xe sẽ có thêm một lc G =
20000(N)
179

3622

G

G
950

575

G

G

1

2

a

b

2157
1075

3800
6675

Hình PI.2. Sơ đồ tính
Dựa vào sơ đồ trên ta có thể xác định đợc toạ độ trọng
tâm nh sau:
Lấy mômen đối với điểm O2
G1 = G(178,5/3800)
= 940 (N)
Suy ra.

Nguyễn Xuân Hảo - Ôtô -K45

-7


§å ¸n tèt nghiƯp
∆G2 = ∆G - ∆G1
= 20000 – 940 =19060 (N)
Nh vậy ta có :
- Trọng lợng phân ra cầu trớc và cầu sau của xe khi tăng tải
là:

G1 = G01 + G1
= 25750 + 940 = 26690 (N)
G2 = G02 + ∆G2
= 69500 + 19060 = 88560 (N)
- Toạ độ trọng tâm của xe khi tăng tải lµ:
a = (G2.L)/G
= (88560.3,8)/115250 = 2,92 (m)
b = L- a
= 3,8 2,92 = 0,88 (m)
Chiều cao toạ độ trọng tâm lấy hg = 1,6 (m)
2. Tính toán Mômen phanh
Mômen phanh sinh ra ở các cơ cấu phanh phải đảm bảo
giảm đợc tốc độ của xe hoặc dừng hẳn xe với gia tốc chậm
dần trong thời gian cho phép.
Mômen phanh yêu cầu ở các cơ cấu phanh đợc tính nh sau:
+ Mômen phanh yêu cầu ở cơ cấu phanh trớc
Mp1 = ϕG1
M P1 =

J h
G
 b + max g
2L 
g


ϕrbx


[I.

1]

NguyÔn Xuân Hảo - Ôtô -K45

-8


Đồ án tốt nghiệp
+ Mômen phanh cần có ở cơ cÊu phanh sau:
Mp2 = ϕG2
M P2 =

J h
G
 a − max g
2L
g


rbx


[I. 2]
Trong đó :
Trọng lợng của ôtô khi tăng tải:

G = 115250

(N).

Chiều dài cơ sở của ôtô:

L = 3,8

(m).
Khoảng cách từ trọng tâm xe tới tâm cầu trớc: a = 2,92
(m).
Khoảng cách từ trọng tâm xe tới tâm cầu sau:

b = 0,88

(m).
Chiều cao trọng tâm xe:

h

g

= 1,6

(m).
Gia tốc chậm dần cực đại khi phanh:

J max =

5,88(m/s2).
Gia tốc trọng trờng:

g =

9,81(m/s2).
Hệ số bám của bánh xe với mặt đờng chọn = 0,6 do xe
không có hệ

thống ABS.

Bán kính lăn của bánh xe và đợc xác định theo mối quan
hệ sau:
rbx = .r0
trong đó :

Nguyễn Xuân Hảo - ¤t« -K45

-9


§å ¸n tèt nghiƯp
d

r0 =  B + 25,4


2

Theo kÝ hiƯu cđa lèp ta cã:
B = 9(inc).
d = 20(inc).
hƯ sè biÕn d¹ng lèp: λ = 0,93.
20 


⇒ r = 0,93 9 + 25,4 = 448(mm) = 0,448(m).
2 


r = 0,448 (m).
Thay các giá trị ở trang 4 vào [I. 1] và [I. 2] ta đợc :
Mômen phanh yêu cầu ở các bánh xe trớc là :
M P1 = 0,6

115250 .0,88
5,88.1,6
1 +
0,448 = 7422( Nm).
2.3,8
9,81.0,88

Mômen phanh yêu cầu ở các bánh xe sau là :
M P 2 = 0,6

115250 .2,92 
5,88.1,6 
1 −
0,448 = 8067( Nm).
2.3,8
 9,81.2,92

III. Tính toán kiểm nghiệm cơ cấu phanh guốc.
Để tính toán kiểm nghiệm phanh guốc, trớc hết ta phải tính
toán các thông số cơ bản nh góc xác định điểm đặt phản
lực tác dụng từ trống phanh lên các guốc phanh trớc và sau (),

bán kính đặt phản lực tác dụng từ trống phanh lên các guốc
phanh trớc và sau ().
1. Tính góc xác định điểm đặt lực

Nguyễn Xuân Hảo - Ôtô -K45

- 10


Đồ án tốt nghiệp

Ny
N





Nx

Hình PI.3
Góc là góc xác định điểm đặt của lực N và đây cũng
chính là điểm đặt của lực R. Góc này đợc xác định theo
công thức dới đây.
tg =

cos 2 1 cos 2 2
2 β 0 + sin 2 β1 − sin 2 2

[I. 3]

Trong đó các góc 1 , 0 , 2 là các góc hình học phụ thuộc kết
cấu cơ cấu phanh theo (Hình PI.4)
+ Góc 1 ở cơ cấu phanh trớc
Trong đó:
1 : Góc tính từ tâm chốt quay của guốc phanh đến

đầu cuối tấm ma sát

1 = 200

0 : Góc ôm của tấm ma s¸t β 0 = 1200.
β 2 : Gãc tÝnh từ tâm chốt quay của guốc phanh đến

đầu trên tấm ma sát

2 = 1 + 0

=1200+200=1400.

Nguyễn Xuân Hảo - Ôtô -K45

- 11


Đồ án tốt nghiệp
Y
P
a
b0

b2

rt

b1

X

a

Hình.PI.4. Các thông số hình học của cơ cấu phanh.
Thay các góc 1 , 0 , 2 vào [I. 3] ta đợc:
tg1 =

cos 400 cos 2800
= 0,10185
2π (120 / 180) + sin 400 − sin 2800

⇒ δ 1 = 5,82 .

+ Gãc δ2 ë cơ cấu phanh sau
Trong đó :
1 : Góc tính từ tâm chốt quay của guốc phanh đến

đầu cuối tấm ma sát

1 = 250

0 : Góc ôm của tÊm ma s¸t β 0 = 1250.
β 2 : Gãc tính từ tâm chốt quay của guốc phanh đến

đầu trên tÊm ma s¸t

β 2 = β1 + β 0

=1250+250=1500.
Thay c¸c gãc β1 , β 0 , β 2 vµo [I. 3] ta đợc:

Nguyễn Xuân Hảo - Ôtô -K45

- 12


§å ¸n tèt nghiƯp
cos 500 − cos 3000
tgδ 2 =
= 0,0238
2π (125 / 180) + sin 500 − sin 3000
⇒ 2 = 1,37 .

2. Tính bán kính điểm đặt lực

R

0

r0

Hình PI.5
Theo [TL1] ta có thể xác định bán kính ρ theo c«ng thøc:
β0
)
2
ρ=
β
β 0 + sin( 0 )
2
4rT sin(

[I. 4]
Trong đó:
rT: Là bán kính tang trống rT = 0,21 (m).
0 : Góc ôm của tấm ma sát 0 = 1250.

+ C¬ cÊu phanh tríc
Thay rT, β 0 vào [I. 4] ta đợc:
120
)
2
1 = 120
120
+ sin(

)
180
2
4.0,21sin(

= 0,2457 (m)

Nguyễn Xuân Hảo - Ôtô -K45

- 13


Đồ án tốt nghiệp
+ Cơ cấu phanh sau
Thay rT, 0 vào [I. 4] ta đợc:
125
)
2
2 = 125
125
+ sin(
)
180
2
4.0,21sin(

= 0,2242 (m)
3. Xác định góc
Góc là góc tạo bởi lực tổng hợp R với lực N (Hình PI.5).
Từ quan hệ hình học ta có

tg =

T à .N
=
=
N
N

[I. 5]

: Là hệ số ma sát giữa tấm ma sát với tang trèng
μ cã trÞ sè tõ ( 0,25 – 0,3 ).
Ta chän μ = 0,3. Thay vµo [I. 5] ta cã:
⇒ = arctg (0,3) = 16,7 o

4. Xác định r0
Theo [TL2] thì bán kính r0i xác định theo công thức :
r0i = ρ i .

µ
1+ µ 2

Víi µ =0,3, ρ1 = 0,2457 (m), 2 = 0,2242 (m).
Ta đợc
r01 = 0,2457
⇒ r0 2 = 0,2242

0,3
1 + 0,32
0,3

1 + 0,32

= 0,07(m).
= 0,064(m).

Nguyễn Xuân Hảo - Ôtô -K45

- 14


Đồ án tốt nghiệp

5. Xác định lực cần thiết tác dụng lên guốc phanh
Để xác đinh lực cần thiết tác dụng lên guốc phanh ta có thể
dùng phơng pháp hoạ đồ lực.
Khi tính toán cơ cấu phanh ta cần xác định lực P tác dụng
lên guốc phanh để đảm bảo cho tỉng m« men phanh sinh
ra ë gc phanh tríc và sau bằng mô men phanh tính toán
của mỗi cơ cấu phanh đặt ở bánh xe.
Khi đà chọn đợc các th«ng sè kÕt cÊu β 0 , β1 , β 2 , r và xác
định đợc góc và bán kính nghĩa là xác định đợc hớng và
điểm đặt các lực.
Lực N1, N2 với hai lực này hớng vào tâm 0.
Lực R1 là tổng hợp của lực N1 và T1
Nh vậy mômen sinh ra ở cơ cấu phanh của một bánh xe là :
MP= MP1 +MP2 = R1.r0 1 + R2.r01
Cách xác định các lực bằng phơng pháp hoạ đồ lực
Đối với cơ cấu phanh dẫn động các guốc phanh bằng khí
nén, cơ cấu tác động cuối cùng là cam ép. Trên xe Zil - 130
các biên dạng cam có dạng đối xứng nên khi tác động, các má

phanh của guốc phanh trớc và sau có các khoảng dịch
chuyển bằng nhau. Trong điêù kiện đó nếu kích thớc của các
má phanh nh nhau thì biến dạng của chúng cũng bằng nhau
và vì vậy áp suất trên các má phanh cũng bằng nhau. Điêù này
có nghĩa là các phản lực từ trống phanh lên các guốc phanh
trớc và sau là bằng nhau.
R = R = R

Nguyễn Xuân Hảo - Ôtô -K45

- 15


Đồ án tốt nghiệp
- Quy trình xác định các lực bằng phơng pháp hoạ đồ:
+ Xây dựng hoạ đồ lực.
1. Xác định các thông số hình họccủa cơ cấu phanh và vẽ
sơ đồ theo đùng tỷ lệ, vẽ các lực P
2. Tính góc và bán kính , từ đó xác định điểm đặt
của lực R
3. Tính góc và vẽ các phơng của lực R. Kéo dài phơng của
lực R và P cắt nhau tại O, kéo dài phơng của P và R
cắt nhau tại O.
Để xác định phơng của lực U ta dựng theo trạng thái cân
bằng. ậ trạng

thái này tổng hợp lực tác

dụng lên guóc phanh bằng không. Vì vậy 3 lực này phải tạo
thành tam giác lùc khÐp kÝn. NghÜa lµ, nÕu kÐo dµi 3 lùc

nµy thì chúng phải cắt nhau tại một điểm, đó chính là
các điểm O, O. Nh vậy, để xác định phơng của các lực U
chỉ cần nối O với O1 (tâm chốt) và nối O2(tâm chốt).
4. Vẽ các đờng song song với R và R, trên các đờng này
đặt các đoạn bằng nhau: R = R = R và từ đó dựng các
tam giác lực bằng cách tơng tự nh đà trình bầy trên
đây.
5. Với các bánh xe có kích thớc gièng nhau ta cã r0’ = ro’’ =
r0.
Vµ ta cã thể tính đợc lực R nh sau:
R=Mp/2ro
+ Dựa vào các giá trị của lực R và tỷ lệ xích trên hoạ đồ lực
ta xác định đợc các lực còn lại P, P,U,U'

Nguyễn Xuân Hảo - Ôtô -K45

- 16


Đồ án tốt nghiệp

a. Với cơ cấu phanh trớc:
Ta có góc ôm 0 của tấm ma sát trớc và sau bằng nhau nên
bán kính đặt lực tổng hợp là nh nhau và bán kính r0 bằng
nhau.

P''

0''
0'

P'

R''

T''

N'
T'

P'

N''

0

R'

U'

U'
U''

R'

Nguyễn Xuân Hảo - Ôtô -K45
R''
U''

P''

- 17


Đồ án tốt nghiệp

Hình. PI.6: Họa đồ lực phanh của cơ cấu trớc.
Mô men phanh tại các bánh xe : Mpbx = ro’.R’ + ro”.R” = 2.R.ro
Rt = R’t = R”t =

M bx
p
2.ro

=

7422
= 53014 (N).
2.0,07

Tõ häa ®å lùc phanh ta đo đợc các độ dài các véctơ lực:
+ Má trớc cđa c¬ cÊu phanh
Pd’ = 73,64 (mm).
R’d = 250 (mm).
U’d = 182,82 (mm).
Suy ra hÖ sè tû lÖ kt
kt =

R
R

'

t
'
d

=

53014
= 212,056 (N/mm)
250

Từ đó ta có các lực tại má trớc của cơ cấu phanh trớc là:
Pt = kt Pd = 212,056 .73,64
= 15615 (N)
U’t = kt U’d = 212,056 . 182,82
= 38768 (N)
+ Má sau của cơ cấu phanh
Pd = 167,36 (mm).
Rd = 250 (mm).
Ud = 93,67 (mm).

Nguyễn Xuân Hảo - Ôtô -K45

- 18


§å ¸n tèt nghiƯp
Suy ra hƯ sè tû lƯ kt

kt =

R
R

''

t
''

=

d

53014
= 212,056 (N/mm)
250

Từ đó ta có các lực tại má trớc của cơ cấu phanh trớc là:
Pt = kt Pd = 212,056 . 167,36
= 35490 (N)
U’’t = kt U’’d = 212,056 . 93,67 = 19863 (N)

b. Víi c¬ cÊu phanh sau:

0'

P''

0''

P'

R'
N'
T'

N'

R'

0

p'

U'

R'

Nguyễn Xuân Hảo - Ôtô -K45
R''

- 19

P"
U''

T''

Đồ án tốt nghiệp

Hình.PI.7: Họa đồ lực phanh của cơ cấu phanh sau
Mô men phanh tại các bánh xe : Mpbx = ro’.R’ + ro”.R” = 2.R.ro
Rs = R’s = R”s =

M bx
p
2.ro

=

8067
= 63023 (N).
2.0,064

Tõ häa ®å lùc phanh ta đo đợc các độ dài các véctơ lực:
+ Má trớc cđa c¬ cÊu phanh sau
Pd’ = 76,17 (mm).
R’d = 250 (mm).
U’d = 183,97 (mm).
Suy ra hÖ sè tû lÖ ks
ks =

R
R

'

s

'
d

=

63023
= 252,092 (N/mm)
250

Từ đó ta có các lực tại má trớc của cơ cấu phanh sau là:
Ps = ks Pd = 252,092 . 76,17 = 19202 (N)
U’s = ksU’d = 252,092 . 183,97 = 46377 (N)
+ Má sau của cơ cÊu phanh sau.
Pd’’ = 166,14 (mm).
R’’d = 250 (mm).
U’’d = 88,5 (mm).
Suy ra hệ số tỷ lệ ks

Nguyễn Xuân Hảo - Ôtô -K45

- 20


Đồ án tốt nghiệp
ks =

R
R

'

s
'

=

d

63023
= 252,092 (N/mm)
250

Từ đó ta có các lực tại má trớc của cơ cấu phanh trớc lµ:
P’’s = ks P’’d = 252,092. 166,14
= 41882 (N)
U’’s = ks Ud = 212,056 . 93,67
= 19863 (N)
Bảng 2. Các thông số má phanh.
Thông số

Cơ cấu phanh trớc
Má trớc
Má sau
0

10
10
1 (®é)
20
20

β2 (®é)
140
140
β0 (®é)
120
120
a (mm)
150
170
c (mm)
165
165
0
δ (®é)
5,82
5,82
ρ (mm)
245,7
245,7
r0 (mm)
70
70
5. KiĨm tra hiện tợng tự xiết :

Cơ cấu phanh sau
Má trớc
Má sau
10
10
25

25
150
150
125
125
150
170
165
165
1,37
1,37
224,2
224,2
64
64

Trong quá trình phanh có thể xẩy ra hiện tợng tự xiết. Hiện
tợng tự xiết xẩy ra khi má phanh bị ép sát vào trống phanh
chỉ bằng lực ma sát mà không cần lực P của cam ép tác
động lên guốc phanh. Trong trờng hợp nh vậy đứng về mặt
lý thuyết mô men phanh trên guốc phanh sẽ lớn vô cùng lớn.
Điều này rất nguy hiểm đối với xe vì nó làm mất tính ổn
định và dẫn hớng khi phanh.
Điều kiện xảy ra hiện tợng tự xiết là: (Theo [TL2])

Nguyễn Xuân Hảo - Ôtô -K45

- 21

Đồ án tốt nghiệp
à=

C. cos
= [ à ] = 0,28 0,3
C. sin

[I. 6]
để không xảy ra hiện tợng tự xiết thì à [ à ]
Từ công thức tính Mômen phanh ta thấy để Mômen phanh
tiến đến một giá trị cực đại lá vô cùng thì hiện tợng tự xiết
chỉ có thể xẩy ra đối với má trớc của cơ cấu phanh guốc.
+ Đối với má trớc của cơ cấu phanh trớc (với c = 0,165 (m),δ =
5,820 )ta cã:
µ=

0,165 cos 8,52
= 0,74
0,2457 − 0,165 sin 5,82

Vậy m = 0,74 không thuộc vào giới hạn của m nên cơ cấu
phanh trớc không xẩy ra hiện tợng tự xiết.
+ Đối với má trớc của cơ cấu phanh sau (víi c = 0,165 (m), δ =
1,370 )
µ=

0,165 cos1,37
= 0,75.
0,2242 − 0,165 sin 1,37

VËy m = 0,75 kh«ng thuộc vào giới hạn của m nên cơ cấu
phanh sau không xẩy ra hiện tợng tự xiết.

6. Kiểm nghiệm độ bền má phanh.

Nguyễn Xuân Hảo - Ôtô -K45

- 22


Đồ án tốt nghiệp
Kích thớc má phanh đợc xác định theo điều kiện sau:
Công ma sát riêng, áp suất lên bề mặt má phanh, tỷ số p, chế
độ làm việc cơ cấu phanh.
1. Công ma sát riêng L:
Nếu ô tô ®ang chun ®éng víi vËn tèc V « cho tíi khi
dừng hẳn (V0=0)
Thì toàn bộ động năng của ôtô có thể chuyển thành công
ma sát L tại các cơ cấu phanh :
Wd
F

L=

Trong đó Wd : Động năng của Ôtô
2

2

m.(v1 v 2 )

Wd =
2

m: Khối lợng của ôtô khi tăng tải m = 11252 (kg)
Vận tốc của ôtô bắt đầu phanh ta lÊy v 2 = 50(Km/h) =
13,88 (m/s).
Suy ra:

Wd =

11525 .13,88 2
2

= 1111593 (J)

F

Σ

: DiƯn tÝch toµn bé cđa má phanh ở tất cả các cơ cấu

phanh
Ta có:

F



[

(

= bt 4rt β 0 + 2rt bs β ot + β os
'

''

''

)]

[

I. 7]
Chọn

bt = 0,08 (m), bs= 0,11(m)

Thay các thông số đà biết vào công thức [I. 7] ta có

F



= 0,338 (m2)

Suy ra công ma sát riêng là:

Nguyễn Xuân Hảo - ¤t« -K45

- 23


§å ¸n tèt nghiƯp
L=

1111593
= 3288737 (J/m2)
0,338

= 3288,737 (KJ/m2)
Víi [L] = 3000-7000 (KJ/m2)
Vậy công ma sát riêng thoả mÃn điều kiện.
2. áp suất lên bề mặt má phanh:
áp suất lên bề mặt má phanh bị giới hạn bởi sức bền vật
liệu :
M

P1
q = µ.br 2 β ≤ [ q ]
T
0

[I. 8]
Trong đó:
b là chiều rộng má phanh :.
rt bán kính trống phanh :
0 là góc ôm má phanh
[q] là áp suất cho phép: [q] = 1,5 2 (MN/m2).
+ C¬ cÊu phanh tríc:

Víi c¬ cÊu phanh tríc hai má bằng nhau nên:
q1 =

M P1
2 àb1 rT 0
2

[I. 9]
Trong đó:
b1: là chiều rộng má phanh trớc : b1= 0,08 (m).
rt : b¸n kÝnh trèng phanh :

rt = 0,21(m)

0 : là góc ôm má phanh: 0 = 120o
Thay số vào ta đợc:
q1 = 1,67(Mpa)

Nguyễn Xuân Hảo - Ôtô -K45

- 24


Đồ án tốt nghiệp
Vì q1 < [q1] nên thoả mÃn điều kiện
+ Cơ cấu phanh sau:
M P2

q2 = 2àb r 2
2 T

0
[I. 10]
Trong đó:
b1: là chiều rộng má phanh sau : b2= 0,11 (m).
rt : b¸n kÝnh trèng phanh :

rt = 0,21(m)

0 : là góc ôm má phanh: 0 = 125o
Thay số vào ta đợc:
q2 = 1,27(Mpa)
Vì q1 < [q1] nên thoả mÃn điều kiện
3. Tỷ số giữa khối lợng và tổng diện tích má phanh
Ngoài các chỉ tiêu trên, thời gian làm việc của má phanh còn
đợc đánh giá bằng tỷ số p tỷ số này trong giới hạn ( 2,5.10 4
3,5.104 ) kg/m2
p=

M

F

[I. 11]


Trong đó :
M: Khối lợng toàn bộ của ôtô khi tăng tải: M = 11525 (kg).

F

Σ

: Tỉng diƯn tÝch c¸c m¸ phanh:

F

Σ

= 0,338(m2)

Thay vào công thức [I. 11] ta có:
p = 34097(kg/m2)
Vậy điều kiện này đợc thoả mÃn.
4. Tính toán nhiệt phát ra trong quá trình phanh .

Nguyễn Xuân Hảo - Ôtô -K45

- 25