TÍNH TOÁN KIỂM TRA hệ THỐNG PHANH CHÍNH của XE HUYNDAI HD65

Phần i: tính toán kiểm tra hệ thống phanh chính
của xe huyndai hd65
1. tính toán hệ thống phanh:

1.1. Công dụng, yêu cầu đối với hệ thống phanh :
1.1.1. Công dụng
- Hệ thống phanh dùng để giảm tốc độ của ôtô đến một giá trị cần thiết
nào đấy hoặc dừng hẳn ôtô;
- Giữ ôtô dừng hoặc đỗ trên các đờng dốc.
1.1.2. Yêu cầu
Hệ thống phanh trên ôtô cần đảm bảo các yêu cầu sau:
- Có hiệu quả phanh cao nhất ở tất cả các bánh xe nghĩa là đảm bảo
quÃng đờng phanh ngắn nhất khi phanh đột ngột trong trờng hợp nguy hiểm;
- Phanh êm dịu trong mọi trờng hợp để đảm bảo sự ổn định chuyển
động của ôtô;
- Điều khiển nhẹ nhàng, nghĩa là lực tác dụng lên bàn đạp hay đòn điều
khiển không lớn;
- Dẫn động phanh có độ nhạy cao;
- Đảm bảo việc phân bố mômen phanh trên các bánh xe phải theo quan
hệ để sử dụng hoàn toàn trọng lợng bám khi phanh ở những cờng độ khác
nhau;
- Không có hiện tợng tự xiết khi phanh;
- Cơ cÊu phanh tho¸t nhiÕt tèt;

- Cã hƯ sè ma s¸t giữa trống phanh và má phanh cao và ổn
định trong điều kiện sử dụng;
- Giữ đợc tỉ lệ thuận giữa lực trên bàn đạp với lực phanh trên bánh xe;
- Có khả năng phanh ôtô khi đứng trong thời gian dài

1.2. sơ đồ chung hệ thống phanh xe Huyndai hd65 :
1.2.1. Các thông số kỹ thuật của xe Huyndai hd

Đặc tÝnh kü thuËt


Kiểu tay lái
Chiều dài cơ sở
Kích thớc và trọng lợng
Chiều dµi toµn bé
ChiỊu réng toµn bé
ChiỊu cao toµn bé
ChiỊu dµi cơ sở
Toạ độ trọng tâm
Đầy tải
Trọng lợng bản thân
Trọng lợng toàn bộ
Vận tốc lớn nhất
Khoảng sáng gầm xe
Tính năng các cụm
Ly hợp
Hộp số Loại
Tỉ số truyền

mm

Bên trái
3735

mm
mm
mm
mm

6624
2050
2205
3735

KG
KG
Km/h
mm

a = 1.310; b = 1.140; hg= 800
2860
3500
85
235

Đơn, ma sát khô
5 số tiến, 1 sè lïi
4,452 - 2,619 - 1,517 - 1,0 - 0,854;
Lïi 4,472.
Cơ khí
Các đăng

Điều khiển
Kiểu truyền động
Bánh xe
Cỡ lốp
Cầu chủ động (tỷ số truyền)
Hệ thống lái

Phanh
Phanh chính, loại

215/60R16
4,555
Cơ khí, thanh răng và bánh răng
Thủy lực, trợ lực chân không,
2 dòng, có điều hoà lực phanh
Phanh trớc: Đĩa
Phanh sau: Tang trống

Hệ thống treo
Trớc
Sau
Giảm chấn
Động cơ
Kiểu động cơ

Độc lập, lò xo trụ xoắn
Nhíp lá
Thủy lực, tác động một chiều
Model: D4DB-d 4 Xylanh
thng hàng – TURBO Euro 2

Dung tÝch xi lanh
TØ sè nÐn
C«ng suất lớn nhất
Mômen xoắn lớn nhất kgm/rpm

cc

3,907

18:1
120/1300
30/2000


1.2.2. Sơ đồ hệ thống phanh đợc thể hiện trên (hình 1.1)

Hình2.6 Sơ dồ hệ thống phanh dẫn động dầu.
1. Bàn đạp phanh, 2 . Xilanh phanh chính, 3. Xilanh phanh bánh xe ,
4 . Guốc phanh , 5. Đờng ống dẫn dầu,6. Phanh đĩa .7. Cụm má phanh

1.2.3. Nguyên lý hoạt động của hệ thống phanh :
Khi không phanh: Lò xo hồi vị kéo guốc phanh về vị trí nhả phanh, dầu
áp suất thấp nằm chờ trên đờng ống.
Khi ngời lái tác dụng vào bàn đạp 1, qua thanh đẩy sẽ tác động vào
pittông nằm trong xylanh 2, ép dầu trong xylanh chính 2 đi đến các đờng ống
dẫn 5. Chất lỏng với áp suất cao (khoảng 5 8 Mpa) sẽ tác dụng vào các
pitông ở xylanh bánh xe 3 và pitông ở cụm má phanh 7. Hai pitông này thắng
lực lò xo đẩy các guốc phanh 4 ép sát vào trống phanh thực hiện phanh, hay
ép sát má phanh vào thực hiện quá trình phanh.
Khi thôi phanh ngời lái thôi tác dụng lên bàn đạp phanh, lò xo hồi vị sẽ
ép dầu từ xilanh bánh xe 3, và xylanh phanh đĩa về xilanh chính 2.
Sự làm việc của dẫn động phanh thuỷ lực dựa trên quy luật thuỷ tĩnh. áp
suất trong sơ đồ dẫn động đợc truyền đến các xi lanh phanh bánh xe là nh
nhau, khi đó lực đẩy lên guốc phanh sẽ phụ thuộc vào piston xi lanh công tác.
Khi tăng lực tác dụng lên bàn đạp phanh, và tất nhiên là lực tác dụng lên
piston xi lanh phanh chính, áp suất trong dẫn động và lực đẩy lên má phanh sẽ

tăng lên. Do vậy dẫn động phanh thuỷ lực tác bảo đảm đợc sự làm việc đồng
thời của các cơ cấu phanh, bảo đảm sự tỷ lệ giữa lực tác dụng lên bàn đạp và
lực đẩy lên guốc phanh hay má phanh ở cơ cấu phanh đĩa.
1.3. Tính kiểm tra c¸c cơm chi tiÕt chÝnh trong ( HTP ) xe Huyndai hd65:
1.3.1Xác định mô men cần có ở các cơ cấu phanh:

Pj
G
Z2

Z1
O1

b

a

O2

L

Mô men phanh sinh ra ở các cơ cấu phanh phải đảm bảo giảm đợc tốc độ
hoặc dừng hẳn ôtô với gia tốc chậm dần trong giới hạn cho phép.
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:

M PT

m1.G1
.rbx (1)
2

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 sau là:
M PS

m2 .G2
.rbx (2)
2

Trong đó :
m1, m2: Hệ số phân bố lại trọng lợng khi phanh ở cầu trớc và cầu sau.
m 1
m2 1

J max .hg
g .b

J max .hg
g .a

1 
1 

5,8.0,81
1,4
9,81.1,25

5,8.0,81
0,81
9,81.2,485

b - Kho¶ng cách từ trọng tâm xe tới tâm cầu trớc:
b = 1,25(m)


a- Khoảng cách từ trọng tâm xe tới tâm cầu sau:
a = 2,485 (m)
hg - ChiỊu cao träng t©m xe: hg = 0,81(m)
g - Gia tèc träng trêng: g = 9,81(m/s2)
- Hệ số bám của bánh xe với mặt đờng = 0,6
rbx - Bán kính lăn của bánh xe ta cã:
rbx ( B.0,6 

d
.25,4).
2

( 215.0,6 

16
.25,4).0,93 309( mm)
2

G1,G2- Trọng lợng phân bố ra cầu trớc và cầu sau:
G1 

G.b 3500.1,25


1171( KG )
L
3,735

G2 

G.a 3500.2,485

2328( KG )
L
3,735

G- Träng lỵng ôtô khi đầy tải: G = 3500(KG)
Thay các giá trị vào (1), (2) ta đợc :
Mômen phanh cần sinh ra ở mỗi cơ cấu phanh trớc là :
1,25.1171
M PT
.0,6.0,309 135,7
2

( KGm )

Mômen phanh cần sinh ra ở mỗi cơ cấu phanh sau là:
M PS

2,485.2328
.0,6.0,309 536,3 KGm
2

1.3.2Xác 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 lùc):
tg 

cos 21  cos 2 2
2 0  sin 21  sin 2 2

Víi: β1- gãc tÝnh tõ t©m chốt quay guốc phanh đến chỗ tán tấm ma sát;
0- góc ôm của tấm ma sát;
2 = 1 + 0.
Bán kÝnh ρ cđa lùc tỉng hỵp:




2rt  cos 1  cos  2 

 02  sin 2  0  2 0 cos 1   2  sin  0

Víi: rt – b¸n kÝnh cđa tang trèng (t theo cì lèp xe, vµnh bánh xe, có
thể tham khảo xe tơng tự) rt = 130 (mm)
a. Má trớc:
Theo xe tham khảo ta có:

'
1


15

'

11 5

0

'
2





'
1



2



'
0

rad


130

Do ®ã:
tg t' 

cos 2.15  cos 2.130
0,2
2.2  sin 2.15  sin 2.130

  t' 11,3

 t' 

2.130 cos15  cos130 
2

2

2  sin 115  2.2 cos15  130  sin 115

150(mm).

b. M¸ sau:










tg t' 

''
1


15

''
0


110

''
2





''
1




1
,92( rad )



''
0


125

cos 2.15  cos 2.125
0,23
2.1,92  sin 2.15  sin 2.125

  t' 13

 t' 

2.130 cos15  cos125 

2

2

1,92  sin 110  2.1,92 cos15  125  sin 110

148(mm ).

1.3.3 Xác định lực cần thiết tác dụng lên guốc phanh bằng phơng
pháp họa đồ:
1.3.3.1 Xác định góc ở các cơ cấu phanh:
Khi đà chọn trớc thông các số kết cấu (1, 2, 0, r1) chúng ta tính đợc góc
và bán kính .Do đó ta xác định đợc hớng và điểm đặt lực N1 (lực N1 hớng
vào tâm 0).

Gọi R là lực tổng hợp của hai lực N vµ T.


Góc đợc xác định nh sau: tg

T
.
N

Với là hệ số ma sát giữa tấm ma sát víi tang trèng, thêng μ = 0,3. Nh thÕ
lµ chóng ta đá xác định đợc góc 16, 70 , nghĩa là xác định đợc hớng của
R1. Góc má phanh trớc và má phanh sau đều bằng nhau vì có cùng hệ số
ma sát nh nhau.
a) Xác định bán kính r0:
Nh vậy mômen phanh sinh ra ở cơ cấu phanh sau của một bánh xe là:

M p M p1  M p 2 R1r0  R2 r0  R1 R2 r0

Trong đó bán kính r0 đợc xác định theo công thức:
r0


1 2

Đối với má trớc:
r0' 150.

0,3
1 0,3 2

39,47(mm).

Đối với má sau:
r0'' 148.

0,3
1 0,3 2

38,94( mm).

b ) Xây dựng họa đồ lực phanh:
Phanh dÉn ®éng b»ng thđy lùc víi mét xi lanh công tác chung cho cả hai
piston dẫn động các guốc phanh trớc và sau thì các lực tác động bằng nhau:
Pt = P s = P
Họa đồ đợc xây dựng cho từng guốc phanh.
Xác định các thông số hình học của cơ cấu phanh và vẽ sơ đồ

theo đúng tỉ lệ, vẽ các lực P.
Tính góc và bán kính , từ đó xác định điểm đặt của lực R.
Tính góc và vẽ phơng của lực R. Kéo dài phơng của Rt và P cắt
nhau tại O, kéo dài phơng của P và Rs cắt nhau t¹i O’’.


Để xác định phơng của U cần lu ý rằng, ở trạng thái cân bằng
tổng các lực tác dụng lªn guèc phanh b»ng 0: P  R  U 0
Vì vậy 3 lực này phải tạo thành 1 tam giác khép kín. Tức là, nếu
kéo dài 3 lực này thì chúng phải cắt nhau tại 1 điểm, đó chính là các điểm O
và O. Để xác định phơng của các lực U chỉ cần nối O với O1 và O với O2.
Trên hình vẽ, lấy 2 đoạn P bằng nhau đặt song song ngợc chiều.
Từ các lực P này dựng các tam giác lực cho các guốc phanh bằng cách vẽ các
đờng song song với các lực R và U đà có trên họa đồ.
Ta có các thông số:
Cơ cấu phanh sau
Má trớc
15
15
130
115
105
100
11,3
150
39,47

Thông số
0(độ)
1(độ)

2(độ)
0(độ)
a (mm)
c (mm)
0(độ)
(mm)
r0 (mm)

Má sau
15
15
125
110
105
100
13
148
38,94

Do đó ta có hoạ đồ lực phanh:
o''

o'

p

p

r''

n'
T'

r'
u'

r''
U''
p
p

o1
u'
r'

Đo trực tiếp các hình trên đoạn R và R và tÝnh tû lÖ:
k 

R'
R

''



104,3
2,213
47,13

o2

u''


Kết hợp ta có hệ phơng trình:
'
'
''
''

R .r0 R .r0  M

'
''
R

k
.
R

0





'
p

'


 0,03894.R ''
0,03947.R

'
 2, 213 .R '' 0

R

Giải hệ phơng trình ta đợc:

'

R

''

R

98, 28

1722, 22( KG )
778, 23( KG )

Trên họa đồ ta đo đợc giá trị cđa R’ = 104,3 vËy ta cã tû lƯ xÝch:
1722,22

16,5 KG / mm 
104,3

Tõ häa ®å lùc phanh ta ®o ®ỵc:

P = 31 (mm) ; U’= 76,7 (mm) ; U’’= 20,3 (mm).
Ta tính đợc các lực còn lại:
P = 31ì16,5

= 511,5 (KG)

U’ = 76,7×16,5 = 1065,6 (KG)
U’’= 20,3× 16,5 = 336,6 (KG)
1.3.4 Kiểm tra hiện tợng tự xiết:
a ) Đối với guốc trớc của cơ cấu phanh, quan hệ giữa lực P và M p
có dạng:
Mp

t P c cos   a 
c cos  t   sin  t    t

BiĨu thøc trªn cho thÊy, nÕu: c cos  t   sin  t t 0 thì

M p .

Điều này có nghĩa là mô men phanh trên guốc phanh phía trớc sẽ trở nên
vô cùng lớn, đây chính là hiện tợng tự xiết. Với điều kiện để xảy ra hiện tợng
tự xiết là:


c cos t

t c sin t

Với: c khoảng cách từ tâm bánh xe đến tâm chốt, c = 100 (mm);

t , t góc đặt và bán kính lực tổng hợp đặt trên guốc phanh.
'

11,3 0


'
150( mm)




100. cos11,3

0,75
150 100. sin 11,3

Vậy là không có hiện tợng tự xiết xảy ra với guốc trớc cơ cấu phanh cầu
sau.
b) Đối với guốc sau của cơ cÊu phanh ta cã:
Tõ häa ®å ta cã thĨ thÊy

 s  c sin  s  0

trong mäi trêng hợp vì vậy:

c cos s " sin s

>0

Vậy là với guốc sau không bao giờ có hiện tợng tự xiết.
1 .4 Tính toán cơ cấu phanh trớc:

Mômen phanh sinh ra trên một cơ cấu phanh loại đĩa quay đợc xác định
nh sau:
M p m. .Q.Rtb

Trong đó:
m - Số đôi bề mặt ma sát. Chọn m = 2.
Q - Lực ép, ép má phanh vào với đĩa phanh.
- Hệ số ma sát. =0,3.
Rtb- Bán kính trung bình tấm ma sát.
Rtb

R1 R2 80 130

105(mm)
2
2

Q

rtb

R1, R2 là bán kính bên trong và bên ngoài của
tấm ma sát. Theo xe tham khao ta có:
R1 = 80(mm); R2 = 130(mm)
Do đó:
Q

Mặt khác:

Q p0 .

Mp
m. .Rtb



135,7
2153,97( KG )
2.0,3.0,105

d 2
.n
4

n - Sè lỵng èng xilanh làm việc. Chọn n = 2.
p0 - áp suất chất láng trong hÖ thèng. p0 = 50  80 (KG/cm2).
Chän p0 = 70 (KG/cm2)
d Đờng kính xi lanh bánh xe.
Nªn:

Q


d

4.Q

4.2153,97

4,43(cm) 44,3(mm)
. p0 .n
3,14.70.2

1.4.1 Xác định các kích thớc má phanh:
1.4.1.1Công ma sát riêng L xác định trên cơ sở má phanh thu toàn
bộ động năng của ôtô chạy với tốc độ khi bắt đầu phanh nh sau:
Khi phanh ôtô đang chuyển động với vận tốc V 0 cho tới khi dừng hẳn
(V=0) thì toàn bộ động năng của ôtô có thể đợc coi là đà chuyển thanh công
ma sát L tại các cơ cấu phanh:
L

G.V02
L
2.g .F

Với:
G = 3500 (KG) là trọng lợng ôtô khi đầy tải;
V0= 50 (km/h) = 13,89 (m/s) là tốc độ của ôtô khi bắt đầu phanh.
Gọi tổng diện tích các má phanh là F ta có:
a. Với cơ cấu phanh sau:
m

F1 0i rb
t i
i 1

Với:

m số lợng má phanh, m = 4.
oi góc ôm của má phanh thø i.
rt – b¸n kÝnh trèng phanh, rt = 130 (mm).
bi chiều rộng má phanh thứ i, qua đo đạc xe tham khảo ta có
bs= 50 (mm); bt= 50 (mm).
Do ®ã:
F1 2.130.50(2  1,92) 50960( mm 2 ) 509, 6(cm 2 )

b. Víi c¬ cÊu phanh sau:

F 2 : Diện tích toàn bộ của các má phanh ở cơ cÊu phanh tríc.
 .R22   .R12


F 4.
.x0 . 2( R22  R12 ).x0 .
2.
180
180


Trong đó:
x0 Góc ôm tấm ma sát. x0 = 600.
R1, R2 Bán kính trong và ngoài má phanh
F 2 2.(1302  802 ).60.

3,14
180

21980( mm 2 ) 219,8(cm2 )

Do đó diện tích toàn bộ má phanh là:
F F1  F 2 509, 6  219,8 729, 4  cm 2

Vậy công ma sát riêng là:
L

G.V02
3500.13,89

47,2 KGm / cm 472 j / cm 
2.g .F 2.9,81.729,4

VËy tháa m·n ®iỊu kiƯn:

L  L  400 1000( J / cm 2 ) .

1.4.1.2 áp suất trên bề mặt ma sát:
a) Với cơ cấu phanh trớc:
áp suất trên bề mặt má phanh đợc giới hạn bởi sức bền của vật liệu:
q
q

M p'
2

 .bs .rt . 0



R1' r0'
2

.bs .rt . 0

 q  1,5 2,0( MN / m 2 )

1722,22 0,03947
134122,3( KG / m 2 ) 1,34( MN / m 2 )
115


3
,
14
0,3 0,05 0,132
180

Vậy áp suất trên bề mặt má phanh nằm trong giới hạn cho phép.
b) Với cơ cấu phanh sau:
áp suất trên bề mặt ma sát chính bằng lực ép ép má phanh vào với đĩa
phanh chia cho diện tích má phanh.
Lực ép má phanh là:
P

Q 2153,97

1077( KG )
2
2

Diện tích một má phanh là:


F

F
219,8

54,85(cm 2 )
4
4

Do đó áp suất trên bề mặt ma sát là:
q

P
1077

19,6( KG / cm 2 ) 1,96( MN / m 2 )
F
54,85

Vậy áp suất trên bề mặt má phanh nằm trong giới hạn cho phép
1.4.1.3 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 không khí. Sự tăng nhiệt ở trèng
phanh lµ:
G (V12  V22 )

t 
15 0
2.g .mt .c
0

Trong đó:
V1 - Tốc độ bắt đầu phanh. V1=30(km/h) =8,33(m/s)
V2 - Tốc độ kết thúc phanh. V2=0.
mt

- Khối lợng trống phanh và các chi tiết bị nung nóng.

c - Nhiệt dung của chi tiết bị nung nóng đối với thép và gang.
c = 500(J/kg.®é) = 50(KGm/kg.®é)
Suy ra:
mt 

G (V12  V22 ) 3500(8,332 0)

16,50(kg )
2.15.g.c
2.15.9,81.50

Trên thực tế khối lợng các trống phanh và các chi tiết bị nung nóng lớn hơn
16,5(kg) do đó thoả mÃn.

a
b

1

X

Yc2 Y
c1

X

2

1.5 tính bền một số chiGtiết:
Y2

1.5.1 ính toán guốc phanh:

Guốc phanh thờngX1đợc làm theo hình ch÷ T.

X1

d

3

c
R1

R2

R3
R2’

R1’

RG


a.

Tính kích thớc đến trọng tâm G:
Yc1

Y2 F1
F1 F2

Y2- kÝch thíc chÕ t¹o gc phanh, Y2 = 23 (mm).
F1 - diện tích phần trên chữ T.
F1 = a.b = 50.6 = 300 (mm2).
F2 - diƯn tÝch phÇn díi chữ T.
F2 = c.d = 6.40 = 240 (mm2).
Do đó:

Yc1 

23 240
10(mm).
300  240

 Yc2=Y2 - Yc1 = 23 10 = 13 (mm).
Tính bán kính đờng trung hòa:
Rth 

F1  F2
F1 F2

R1 ' R2 '

R’1 – b¸n kÝnh trọng tâm của phần diện tích trên, tính đến tâm tang
trống, R1 = 123,5 (mm).
R2 bán kính trọng tâm của phần diện tích dới, tính đến tâm tang
trống, R2 = 109,5 (mm).
 Rth 

324  240
117(mm).
324
240

123,5 109,5


Kích thớc từ tâm bánh xe đến trọng tâm của guèc phanh:
RG= R’2+Yc2 = R’1 - Yc1
= 109,5 + 13 = 122,5 (mm).
b.

Kiểm tra bền guốc phanh:

Ta áp dụng phơng pháp tính gần đúng vì tính toán chính xác guốc
phanh rất phức tạp. Để xác định tiết diện nguy hiểm của guốc phanh ta phải vẽ
đợc biểu đồ nội lực. Đặt các giá trị lực P, U1, R1 vào guốc phanh. Tại điểm đặt

lực tổng hợp R1 ta phân tích thành hai thành phần lực N1 và T1. Coi lực phân
bố đều trên guốc phanh ta tính đợc các lực NX, TX đặt tại góc /2. Tại chốt
quay của chốt phanh ta cũng phân tích lực lực tổng hợp U 1 ra hai thành phần
lực UY1 và UX1 sau đó tại điểm đặt lực R1 ta cắt guốc phanh thành hai nửa thay
vào mặt cắt đó lực hớng tâm NZ1 và QY1, MU1 ở nửa dới là các lực NZ2và QY2,
MU2 ngợc với các thành phần lực và mômen ở phần trên.
1.

Xét sự cân bằng đoạn trên ta có:
NZ1 + Pcos(φ + γ) = 0
QY1 + Psin(φ + γ) = 0

MU1 + P[a - Rtcos(φ + γ)] = 0
Víi: Rt – b¸n kÝnh tang trèng, Rt = 130 (mm).
a – khoảng cách từ tâm trống phanh đến điểm đặt lực P, a = 105
(mm).

A

Qy1

φ

P



B

N z1

Mu φ’
Nưa trªn gc phanh

O


Xét sự cân bằng tại điểm A: = 0, , φ’ = 10º,
NZ1 + Pcosφ’ = 0  NZ1 = - 5115.cos10º, = - 5037,3 (N);
QY1 + Psinφ’ = 0  QY1 = - 5115.sin10º, ≈ - 888,2 (N);
MU1 = 0.
Xét sự cân bằng tại điểm B:
φ = 10º, , γ= 71º,
NZ1 + Pcos(φ + γ) = 0  NZ1 = - 5115.cos(10º, +71º, ) ≈ - 800,2 (N);
QY1 + Psin(φ + γ) = 0  NZ1 = - 5115.sin(10º, +71º, ) ≈ - 5052 (N);
MU1 = - P[a - Rtcos(φ + γ)] = - 5115 [105 – 130cos(10º, +71º, )]10-3
≈ - 433,1 (Nm).
Sau khi tính đợc các giá trị trên ta lập bảng sau:
Vị trí

A

B

NZ1(N)

- 5037,3

- 800,2

QY1(N)

- 888,2

- 5052

MU1(Nm)

0

- 433,1

Lực và mô men

2. Xét sự cân bằng cho đoạn dới ta có:
NZ2 = - U1Ycosδ - U1Xsinδ
QY2 = U1Ysinδ - U1Xcosδ
Nz2
MU2 = - U1XCsin(β
0+α0) + U1YC[1 – cos(β0+α0)] (α0 + β0)
Mu
B Q
y2

O
C

U1y
U1x

C

Nưa díi gc phanh


Trong ®ã:
U1Y = U’.sin120 = 17209,5. sin120 ≈ 3578

(N).

U1X = U.cos120 = 17209,5. cos120 16833,4 (N).
Tại điểm B:
= 60 ; α0 + β0= 790
 NZ2 = - 3578cos6º, - 16833,4sin6º, ≈ - 5318 (N).
 QY2 = 3578sin6º, - 16833,4 cos6º, ≈ - 16367,2 (N).
 MU2 = - 16833,4 0,1sin790 + 3578 0,1 (1 – cos790)
-1362,9 (Nm).
Tại điểm C: = 0, ; C = 0
 NZ2 = - 16833,4 sin6º, - 3578cos6º, ≈ - 5318 (N).
 QY2 = - 16833,4 cos6º, + 3578sin6º, ≈ - 16367,2 (N).
 MU2 = 0
Sau khi tính đợc các giá trị trên ta lập bảng sau:
Vị trí
Lực và mô men
NZ2(N)
QY2(N)
MU2(Nm)

B

C

- 5318
- 16367,2
-1362,9

- 5318
- 16367,2
0


Căn cứ vào các bảng trên ta vẽ đợc biểu đồ nội lực tác dụng lên guốc
phanh và đi tính bền.
P

P

Q

N

P

M

Tại điểm B có các giá trị là lớn nhất, ta xét tại điểm này. Xác định ứng
suất tại 3 điểm 1, 2, 3 trên tiết diện hình chữ T của guốc phanh.
Các số liệu tại điểm B:
NZ2 = - 5318 (N) ; QY2 = - 16367,2 (N) ; MU2 = -1362,9 (Nm).
3. Xét tại điểm (2): Điểm có khả năng gÃy nhiều nhất:

R2 = 122 (mm) = 12,2 (cm).
ứng suất do QY2 và MU gây ra đợc tính toán nh sau:

Rth 
QY M U 

1

F Wu 
Ri 
Víi: F - diƯn tÝch cđa tiÕt diƯn tÝnh to¸n:




F = F1 + F2 = 300 + 240 = 540 (mm2) = 5,4 (cm2).
Rth- bán kính đờng trung hòa, Rth = 11,7 (cm).
Ri- bán kính tại điểm đang xét, Ri = R2 = 12,2 (cm).
Wu: M«men chèng n cđa vật liệu.

Wu

Jx
ymax

Jx: Mômen quán tính. Xác định mômen quán tÝnh jX:
jx

R 
 2

R3  c3

12

2
C2

 Y F2

R 
 1

R2 a 3

12

YC21F1

Các ký hiệu xem trên hình vẽ guốc phanh hình chữ T:
jX

122 96 63
125  122  1083


2

 13 240 
 10 2 300

12

12

386000(mm 4 ) 38, 6(cm 4 )
ymax - Khoảng cách từ ®iĨm xa nhÊt ®Õn ®êng trung hoµ .
 ymax = Rth- R3 = 117 - 96 = 21 (mm) = 2,1 (cm) .
 Wu 

Jx
38, 6

18, 4(cm3 )
ymax
2,1

QY: Lùc híng kính theo phơng Y khi cắt.
QY = 16367,2 (N)
Do đó:


16367,2 1362,9.100

5, 4
18, 4

 11, 7 
2
 1  12, 2  3334, 7( N / cm )




øng suÊt tiÕp do lùc NX g©y ra:


N X S X
j X b

Víi:
b – chiều dầy phần bị cắt, b = 6 (mm) = 0,6 (cm).
NX - lực cắt theo bảng trên, NX = NZ2 = 5318 (N).


SX - mômen tĩnh phần bị cắt đối với trục quán tính trung tâm,
jX - mômen quán tính của tiết diện, jX = 38,6 (cm4)
Xác định mômen tĩnh tại tiết diện cắt SX:
S X YdF
Fc

Với:
Fc- diện tích phần bị c¾t, Fc = 240 (mm2) = 2,4 (cm2).
Y – täa độ trọng tâm phần bị cắt đối với trục trung hßa,
Y2 = 23 (mm) = 2,3 (cm).
Suy ra:
SX = Y2.Fc = 2,3.2,4 = 5,52 (cm3).
Do ®ã:


5318 5,52
1267,5( N / cm 2 )

38, 6 0, 6

4. Xét tại điểm (1):
R1= 125 (mm) = 12,5 (cm).
ứng suất do QY2 và MU gây ra đợc tính toán nh sau:


5.

16367,2 1362,9.100

5, 4
18, 4

11, 7 
2
 1  12,5  3505( N / cm )



Xét tại điểm (3):
R3 = 96 (mm) = 9,6 (cm).

ứng suất do QY2 và MU gây ra đợc tính toán nh sau:



16367,2 1362,9

5, 4

18, 4

 11, 7 
2
 1  9, 6   1256, 4( N / cm )



TiÕt diện ngang của guốc phanh hình chữ T nên tại điểm (1) và (3) có
dF = 0 do đó SX=0.
Tại ®iĨm (1) vµ (3) cã SX = 0 do ®ã = 0.
Với kết quả tính toán ta lập đợc b¶ng sau: