Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Sự gia tăng nhanh chóng về số lượng ô tô trong xã hội, đặc biệt là các dòng xe tải chuyên dụng phục vụ vận tải hàng hóa, vật liệu xây dựng cho các công trình lớn, đặt ra yêu cầu ngày càng cao đối với chất lượng thiết kế phương tiện. Hệ thống phanh là một trong những cụm chi tiết quan trọng nhất trên ô tô, đảm nhận chức năng an toàn chủ động, quyết định trực tiếp đến khả năng giảm tốc độ, dừng hẳn phương tiện hoặc giữ xe đứng yên trên các đoạn đường có độ dốc nhất định. Chất lượng và độ tin cậy của hệ thống phanh ảnh hưởng lớn đến vận tốc chuyển động trung bình và đảm bảo an toàn giao thông trên đường.

Xuất phát từ yêu cầu thực tiễn và chương trình đào tạo chuyên ngành kỹ thuật ô tô sau khi hoàn thành học phần động cơ đốt trong và lý thuyết ô tô, đồ án môn học "Thiết kế tính toán ô tô" được giao cho sinh viên thực hiện nhằm mục tiêu nghiên cứu, tính toán và thiết kế hệ thống phanh hoàn chỉnh cho xe tải hạng nặng có tải trọng toàn bộ 21.700 kg, dựa trên cơ sở tham khảo dòng xe Hyundai 11 tấn do Hàn Quốc sản xuất.

Nhiệm vụ nghiên cứu của đồ án bao gồm 5 nội dung chính được đánh số theo văn bản giao đề tài:

  1. Xác định mômen phanh cần thiết sinh ra ở các bánh xe.
  2. Tính toán thiết kế cơ cấu phanh guốc.
  3. Tính toán dẫn động phanh.
  4. Tính toán bền một số chi tiết điển hình (guốc phanh).
  5. Nhận xét và kết luận.

Đối tượng và phạm vi nghiên cứu:

  • Đối tượng nghiên cứu: Hệ thống phanh tang trống dẫn động liên hợp khí nén - thủy lực dùng cho xe tải 11 tấn (xe cơ sở tham khảo: Hyundai 11 tấn).
  • Phạm vi không gian: Bộ môn Ô tô, Khoa Cơ khí Động lực, Trường Đại học Sư phạm Kỹ thuật Vinh.
  • Phạm vi thời gian: Đồ án được giao thực hiện từ ngày 15/03/2021 đến ngày 15/05/2021.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Khung lý thuyết của đồ án dựa trên động lực học quá trình phanh ô tô, lý thuyết tính toán ma sát - mài mòn, truyền nhiệt trong cơ cấu phanh và lý thuyết sức bền vật liệu đối với thanh cong, được trích xuất từ giáo trình Lý thuyết ô tô máy kéo. Các phương trình động lực học được xây dựng nhằm xác định mối quan hệ giữa gia tốc chậm dần cực đại, lực phanh giới hạn bởi điều kiện bám giữa bánh xe với mặt đường và sự phân bố tải trọng lên các cầu khi phanh.

Phương pháp nghiên cứu được tác giả kết hợp giữa phương pháp giải tích và phương pháp đồ giải kỹ thuật:

  • Phương pháp giải tích động lực học: Thiết lập hệ phương trình cân bằng lực kéo, lực quán tính và phản lực tiếp tuyến để xác định mômen phanh tính toán tại cầu trước ($M_{p1}$) và cầu sau ($M_{p2}$), đồng thời kiểm tra điều kiện bám tổng quát ($P_p \le G \cdot \varphi$).
  • Phương pháp họa đồ véc-tơ lực: Sử dụng họa đồ đa giác lực khép kín để xác định lực ép từ pit-tông ($P$), lực tổng hợp ma sát ($R$) và lực tác dụng lên chốt tựa ($U$) trên từng guốc phanh (guốc xiết và guốc nhả) cho cả cơ cấu phanh cầu trước và cầu sau.
  • Phương pháp kiểm nghiệm nhiệt động học và năng lượng: Tính toán công ma sát riêng ($L$), áp suất riêng trên bề mặt ma sát ($q$), nhiệt độ gia tăng của trống phanh ($\Delta t$) theo phương trình cân bằng nhiệt lượng, và kiểm tra điều kiện không xảy ra hiện tượng tự xiết.
  • Phương pháp sức bền thanh cong: Đơn giản hóa tiết diện thực tế của guốc phanh về dạng tiết diện chữ T tương đương, xác định bán kính đường trung hòa ($R_{th}$), khoảng cách trục trọng tâm ($R_G$) và phân tích nội lực (lực dọc $N_z$, lực cắt $Q_y$, mômen uốn $M_u$) tại các mặt cắt nguy hiểm.

Nguồn dữ liệu sử dụng trong đồ án gồm các thông số kỹ thuật cho trước của đề tài và bộ thông số chuẩn của xe tải Hyundai 11 tấn do hãng Hyundai sản xuất.

Thiết kế và tính toán kỹ thuật

Hệ thống phanh được thiết kế là loại phanh tang trống đối xứng có góc ôm má phanh không bằng nhau, dẫn động liên hợp khí nén - thủy lực hai dòng độc lập cho cầu trước và các cầu sau.

Thông số kỹ thuật Ký hiệu / Đơn vị Giá trị
Trọng lượng bản thân xe $G_0$ (kg) 10.525
Trọng lượng toàn bộ khi đầy tải $G$ (kg) 21.700
Kích thước bao (Dài $\times$ Rộng $\times$ Cao) mm 8.270 $\times$ 2.495 $\times$ 2.860
Chiều dài cơ sở $L$ (mm) 7.025 (tính toán: 7,05 m)
Khoảng cách trọng tâm đến cầu trước / cầu sau $a$ / $b$ (m) 4,9 / 2,15
Chiều cao trọng tâm xe $h_g$ (m) 1,2
Vận tốc lớn nhất $v_{max}$ (km/h) 95,8
Bán kính quay vòng lớn nhất $R_{min}$ (m) 10,5
Cỡ lốp (trước / sau) inch 11 - 12 (hoặc 11 - 20) / 11 - 20
Bán kính làm việc của bánh xe $r_{bx}$ (m) 0,496
Bán kính tang trống phanh $r_t$ (mm) 205 (đường kính 410 mm)
Gia tốc chậm dần cực đại $J_{pmax}$ ($m/s^2$) 6,5
Hệ số bám của mặt đường $\varphi$ 0,65
Hệ số ma sát má phanh - tang trống $\mu$ 0,3

Cơ cấu phanh bánh xe sử dụng một xilanh thủy lực chung điều khiển hai guốc phanh. Do tác dụng của chiều quay tang trống sinh ra một má xiết (má trước) và một má nhả (má sau), tác giả đã tính toán thiết kế góc ôm của hai má phanh khác nhau nhằm đảm bảo sự hao mòn đồng đều:

  • Má trước (má xiết): Góc ôm $\beta_0 = 120^\circ$ (2,09 rad), góc đặt $\beta_1 = 20^\circ$, góc lệch lực tổng hợp $\gamma_1 = 6^\circ$, bán kính đặt lực $\rho_1 = 245\text{ mm}$, bán kính ma sát $r_{01} = 70\text{ mm}$.
  • Má sau (má nhả): Góc ôm $\beta_0 = 90^\circ$ (1,57 rad), góc đặt $\beta_1 = 35^\circ$, góc lệch lực tổng hợp $\gamma_2 = 9^\circ$, bán kính đặt lực $\rho_2 = 230\text{ mm}$, bán kính ma sát $r_{02} = 66\text{ mm}$.

Kết quả phân tích lực từ họa đồ lực phanh và giải hệ phương trình mômen:

  • Cơ cấu phanh cầu trước: Mômen phanh tính toán $M_{p1} = 1454\text{ kG}\cdot\text{m}$; phản lực ma sát guốc trước $R'_1 = 15.511\text{ kG}$, guốc sau $R'_2 = 5579\text{ kG}$ (tỷ lệ $R_1/R_2 = 2,78$); tỷ lệ xích họa đồ $k = 174\text{ kG/mm}$. Lực ép pit-tông $P' = 3480\text{ kG}$.
  • Cơ cấu phanh cầu sau: Mômen phanh tính toán $M_{p2} = 1021\text{ kG}\cdot\text{m}$; phản lực ma sát guốc trước $R''_1 = 12.984\text{ kG}$, guốc sau $R''_2 = 4670\text{ kG}$; tỷ lệ xích $k = 146\text{ kG/mm}$. Lực ép pit-tông $P'' = 10.366\text{ kG}$; phản lực chốt tựa $U''_2 = 2044\text{ kG}$.
Chỉ tiêu kiểm nghiệm cơ cấu phanh Công thức / Giá trị tính toán Giá trị cho phép / Tiêu chuẩn Đánh giá
Tổng diện tích má phanh ($m=12$ má) $F = 630.252\text{ }mm^2\text{ }(6303\text{ }cm^2)$ $F_t = 210.084\text{ }mm^2$; $F_s = 420.168\text{ }mm^2$ Đạt
Công ma sát riêng ($v_0 = 15,3\text{ }m/s$) $L = 40,3\text{ }J/cm^2$ $[L] \le 400\text{ }J/cm^2$ Đạt
Áp suất bề mặt ma sát lớn nhất $q = 1,87\text{ }MN/m^2$ Giới hạn cho phép của vật liệu ma sát Đạt
Gia nhiệt trống phanh ($m_t = 120\text{ kg}$) $\Delta t \le 15^\circ C$ $[\Delta t] \le 15^\circ C$ Đạt
Điều kiện không tự xiết $c \cdot \sin\gamma = 17,77\text{ mm} < \rho = 245\text{ mm}$ Không xảy ra mômen vô tận Đạt an toàn

Tính toán sức bền guốc phanh được tiến hành trên tiết diện chữ T quy đổi với kích thước: cánh trên $a = 170\text{ mm}$, chiều dày cánh $b = 10\text{ mm}$ ($F_1 = 1700\text{ }mm^2$); sườn đứng chiều rộng $c = 30\text{ mm}$, chiều cao $d = 60\text{ mm}$ ($F_2 = 1800\text{ }mm^2$). Trọng tâm tiết diện cách mép trên $Y_{c1} = 17\text{ mm}$, bán kính đường trung hòa $R_{th} = 179\text{ mm}$, bán kính trục trọng tâm $R_G = 181,7\text{ mm}$.

Vị trí kiểm tra trên guốc phanh Lực dọc ($N_z$) Lực cắt ($Q_y$) Mômen uốn ($M_u$)
Vị trí A (nửa trên, điểm đặt lực $P$) $-2820\text{ kG}$ $-755,75\text{ kG}$ $0\text{ kG}\cdot\text{mm}$
Vị trí B (nửa trên, tiết diện nguy hiểm $\varphi = 66^\circ$) $-455,52\text{ kG}$ $-2884\text{ kG}$ $-378.263\text{ kG}\cdot\text{mm}$
Vị trí C (nửa dưới, điểm chốt tựa) Đã xác định theo lực $U''_{1x}$ $U''_{1x} = 4103,5\text{ kG}$ $0\text{ kG}\cdot\text{mm}$

Nội dung chính theo từng chương

Chương I: Tổng quan về hệ thống phanh

Chương I trình bày cơ sở tổng quan về công dụng, phân loại, các yêu cầu kỹ thuật của hệ thống phanh và khảo sát các phương án kết cấu phanh trên ô tô:

  • Phân loại hệ thống phanh: Tác giả phân loại theo tính chất điều khiển (phanh chân, phanh tay); theo vị trí đặt cơ cấu (tại bánh xe, sau hộp số trên trục truyền động); theo kết cấu (phanh guốc, phanh đai, phanh đĩa); và theo phương thức dẫn động (cơ khí, thủy lực, khí nén, liên hợp).
  • Yêu cầu kỹ thuật: Đảm bảo hiệu quả phanh cao nhất (quãng đường phanh ngắn, thời gian phanh ít, gia tốc chậm dần ổn định), phanh êm dịu, điều khiển nhẹ nhàng, độ nhạy cao, tận dụng tối đa trọng lượng bám, cơ cấu thoát nhiệt tốt, không xảy ra hiện tượng tự xiết, và duy trì mối quan hệ tỷ lệ thuận giữa lực bàn đạp với lực phanh.
  • Khảo sát kết cấu cơ cấu phanh: Phân tích chi tiết ưu nhược điểm của các dạng cơ cấu phanh guốc: loại có điểm cố định riêng rẽ về một phía lực dẫn động bằng nhau (GAZ-53A), loại có dịch chuyển góc như nhau (ZIL-131), loại có điểm cố định riêng rẽ về hai phía (UAZ-452), cơ cấu phanh loại bơi hai xilanh, cơ cấu phanh tự cường hóa (GAZ), phanh đĩa hở (VAZ-2101) và cơ cấu phanh dừng tang trống lắp sau hộp số.
  • Khảo sát hệ thống dẫn động: Trình bày cấu tạo và nguyên lý của dẫn động cơ khí (dùng cho phanh tay); dẫn động thủy lực 1 dòng và 2 dòng (sử dụng xilanh chính 2 pit-tông và bộ chia dòng); dẫn động khí nén 1 dòng; dẫn động liên hợp khí nén - thủy lực trên xe URAL-4320 (khí nén có áp suất 8 đến $10\text{ kG/cm}^2$ đẩy pit-tông thủy lực tạo dầu áp suất cao đến các bánh xe); và bộ trợ lực phanh chân không (GAZ-66, GAZ-53A) hoạt động dựa trên độ chênh áp giữa họng hút động cơ ($0,5\text{ kG/cm}^2$) và áp suất khí quyển ($1\text{ kG/cm}^2$).

Chương II: Tính toán và thiết kế cơ cấu phanh xe tải 11 tấn (dựa vào xe hyundai)

Chương II tập trung toàn bộ nội dung tính toán thiết kế cho hệ thống phanh xe tải 11 tấn dựa trên xe tham khảo Hyundai:

  • Giới thiệu xe tham khảo: Trình bày các thông số cơ bản của xe tải Hyundai 11 tấn: động cơ diesel 8 xilanh, 4 kỳ, phun trực tiếp, công suất cực đại $290\text{ kW}$ tại $2200\text{ v/p}$, mômen xoắn cực đại $100\text{ kG}\cdot\text{m}$ tại $1400\text{ v/p}$; sơ đồ hệ thống phanh liên hợp gồm máy nén khí, bộ điều chỉnh áp suất ($0,6 - 0,77\text{ MPa}$), van an toàn mở ở áp suất $0,9 - 0,95\text{ MPa}$, van phân phối, bầu phanh chính và cơ cấu phanh bánh xe.
  • Tính toán động lực học và mômen phanh: Xác định lực phanh cực đại của cầu trước ($J_{ctmax} = 2931\text{ kG}$) và kiểm tra tổng lực phanh thỏa mãn điều kiện bám ($P < G \cdot \varphi$ với $\varphi = 0,65$).
  • Thiết kế hình học má phanh: Thiết lập góc ôm và góc đặt cho má trước ($\beta_0 = 120^\circ$, $\beta_1 = 20^\circ$) và má sau ($\beta_0 = 90^\circ$, $\beta_1 = 35^\circ$). Xác định góc ma sát $\varphi_{ms} = 16^\circ32'$ ứng với $\mu = 0,3$.
  • Xác định lực bằng phương pháp họa đồ: Xây dựng tam giác lực cho guốc trước và guốc sau, xác định tỷ lệ lực ma sát $R_1/R_2 = 2,78$, tính ra lực ép pit-tông và phản lực chốt tựa cho cầu trước và cầu sau.
  • Tính toán kiểm nghiệm má phanh: Xác định bề rộng má phanh $b = 140\text{ mm}$, tổng diện tích $F = 6303\text{ cm}^2$ cho 12 má phanh trên 3 cầu. Kiểm nghiệm công ma sát riêng đạt $L = 40,3\text{ J/cm}^2 \le 400\text{ J/cm}^2$, áp suất bề mặt $q = 1,87\text{ MN/m}^2$, nhiệt độ tăng khi phanh $\Delta t \le 15^\circ\text{C}$ (với khối lượng nung nóng $m_t = 120\text{ kg}$, nhiệt dung riêng $C = 500\text{ J/kg}\cdot\text{độ}$, vận tốc $v_1 = 30\text{ km/h}$), và chứng minh không xảy ra tự xiết ($c \cdot \sin 6^\circ = 17,77\text{ mm} < 245\text{ mm}$).
  • Kiểm nghiệm sức bền guốc phanh: Tính toán đặc trưng hình học tiết diện chữ T tương đương ($F_1 = 1700\text{ mm}^2, F_2 = 1800\text{ mm}^2, Y_{c1} = 17\text{ mm}, R_{th} = 179\text{ mm}, R_G = 181,7\text{ mm}$), xác định trạng thái nội lực tại các mặt cắt nửa trên và nửa dưới guốc phanh, chỉ ra mômen uốn cực đại tại điểm B ($M_u = -378.263\text{ kG}\cdot\text{mm}$).

Kết quả và đóng góp

Đồ án đã đạt được các kết quả kỹ thuật cụ thể với đầy đủ số liệu tính toán:

  • Xác định chính xác các thông số động lực học phanh cho xe tải 11 tấn: mômen phanh cầu trước $M_{p1} = 1454\text{ kG}\cdot\text{m}$, mômen phanh cầu sau $M_{p2} = 1021\text{ kG}\cdot\text{m}$; lực ép pit-tông phanh cầu trước $P' = 3480\text{ kG}$, cầu sau $P'' = 10.366\text{ kG}$.
  • Thiết lập bộ thông số hình học tối ưu cho cơ cấu phanh tang trống: đường kính trống phanh $410\text{ mm}$, bề rộng má phanh $140\text{ mm}$, tổng diện tích ma sát $6303\text{ cm}^2$ trên 3 cầu xe.
  • Chứng minh đầy đủ các điều kiện làm việc an toàn của hệ thống: công ma sát riêng $L = 40,3\text{ J/cm}^2$ (thấp hơn nhiều so với ngưỡng $400\text{ J/cm}^2$), độ tăng nhiệt độ khi phanh $\Delta t \le 15^\circ\text{C}$, và triệt tiêu hoàn toàn nguy cơ tự xiết.
  • Xác định được biểu đồ phân bố nội lực trên guốc phanh theo bài toán thanh cong, tìm ra tiết diện nguy hiểm nhất tại điểm B với mômen uốn $M_u = -378.263\text{ kG}\cdot\text{mm}$ và lực cắt $Q_y = -2884\text{ kG}$.

Giải pháp kỹ thuật được tác giả đề xuất là áp dụng cơ cấu phanh guốc đối xứng có góc ôm má phanh không đều (má trước $120^\circ$, má sau $90^\circ$) kết hợp dẫn động liên hợp khí nén - thủy lực hai dòng độc lập. Giải pháp này giúp cân bằng độ mài mòn giữa má xiết và má nhả, nâng cao tuổi thọ má phanh, đồng thời đảm bảo lực phanh lớn nhờ phần dẫn động khí nén và độ nhạy cao nhờ phần chấp hành thủy lực.

Đóng góp chính của đồ án là hoàn thiện một quy trình tính toán thiết kế chi tiết cho hệ thống phanh xe tải hạng nặng, kết hợp chặt chẽ giữa phân tích giải tích động lực học và phương pháp họa đồ véc-tơ lực khép kín, làm tài liệu phục vụ học tập và nghiên cứu thiết kế kỹ thuật ô tô.

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

Hạn chế của đồ án:

  • Trong quá trình thiết lập phương trình động lực học phanh, tác giả đã bỏ qua lực cản không khí ($P_w$) và lực cản lăn ($P_f$) do nhận định chúng ít ảnh hưởng đến chỉ tiêu phanh.
  • Khi tính toán cân bằng nhiệt, phần năng lượng tản nhiệt ra không khí trong thời gian phanh ngắn được bỏ qua ($\int dt \approx 0$).
  • Tiết diện guốc phanh trong thực tế có dạng hình chữ II nhưng đã được đơn giản hóa thành tiết diện chữ T để thuận tiện cho việc tính toán giải tích sức bền thanh cong.
  • Đồ án dừng lại ở phạm vi tính toán lý thuyết và phương pháp họa đồ, chưa có số liệu thử nghiệm thực nghiệm trên bệ thử hoặc mô phỏng số chuyên sâu.

Hướng nghiên cứu tiếp:

  • Mở rộng tính toán chi tiết toàn bộ các cụm van điều khiển trong hệ thống dẫn động khí nén (máy nén khí, van phân phối, van bảo vệ nhiều ngả, bình tích áp).
  • Nghiên cứu tích hợp hệ thống chống bó cứng phanh (ABS) hoặc hệ thống điều hòa lực phanh điện tử nhằm nâng cao hơn nữa tính ổn định hướng và hiệu quả phanh trong điều kiện đường trơn trượt.

Giá trị tham khảo

Tài liệu đồ án mang lại giá trị tham khảo thiết thực cho:

  • Sinh viên ngành Công nghệ Kỹ thuật Ô tô và Kỹ thuật Cơ khí Động lực: Sử dụng làm tài liệu mẫu cho đồ án môn học Thiết kế tính toán ô tô, đồ án tốt nghiệp chuyên ngành, đặc biệt trong các đề tài tính toán hệ thống phanh, ly hợp hoặc cầu xe.
  • Kỹ sư và cán bộ kỹ thuật: Tham khảo phương pháp xây dựng họa đồ véc-tơ lực để xác định lực ép pit-tông và phản lực chốt tựa trên cơ cấu phanh tang trống có góc ôm má phanh không đều.
  • Phần nội dung có giá trị tham khảo cao nhất: Quy trình tính toán kiểm nghiệm nhiệt động học (công ma sát riêng, nhiệt độ trống phanh, hiện tượng tự xiết) và phương pháp giải bài toán sức bền thanh cong tiết diện chữ T cho guốc phanh.

Câu hỏi thường gặp

1. Tại sao tác giả lại thiết kế góc ôm má phanh trước ($120^\circ$) lớn hơn góc ôm má phanh sau ($90^\circ$)? Do cơ cấu phanh sử dụng một xilanh chung điều khiển hai guốc phanh, khi làm việc má trước là má xiết có mômen ma sát lớn hơn má sau là má nhả ($M_{pgx} > M_{pgn}$). Việc thiết kế góc ôm má trước lớn hơn má sau nhằm cân bằng cường độ ma sát và mức độ hao mòn giữa hai má phanh, giúp má phanh mòn đều và thuận tiện cho việc thay thế, bảo dưỡng đồng thời.

2. Áp suất làm việc của bộ điều chỉnh áp suất và van an toàn trong hệ thống khí nén xe Hyundai 11 tấn được quy định là bao nhiêu? Bộ điều chỉnh áp suất đặt trên thân máy nén khí duy trì áp suất trong khoảng $0,6 - 0,77\text{ MPa}$ nhằm đảm bảo lưu lượng khí nén ổn định và rút ngắn thời gian chậm tác dụng của phanh. Van an toàn được điều chỉnh để tự động mở xả khi áp suất trong bình chứa vượt quá giới hạn $0,9 - 0,95\text{ MPa}$ trong trường hợp bộ điều chỉnh áp suất gặp sự cố.

3. Kết quả kiểm nghiệm công ma sát riêng của hệ thống phanh đạt bao nhiêu và có thỏa mãn tiêu chuẩn không? Công ma sát riêng tính toán tại vận tốc bắt đầu phanh $v_0 = 55\text{ km/h}$ ($15,3\text{ m/s}$) trên tổng diện tích má phanh $F = 6303\text{ cm}^2$ đạt giá trị $L = 40,3\text{ J/cm}^2$. Giá trị này nhỏ hơn nhiều so với giới hạn cho phép $[L] \le 400\text{ J/cm}^2$, đảm bảo má phanh hấp thụ hoàn toàn động năng khi phanh xe.

4. Phương pháp nào được sử dụng để xác định lực tác dụng của pit-tông ($P$) và các phản lực ($R, U$) lên guốc phanh? Tác giả sử dụng phương pháp họa đồ lực phanh kết hợp hệ phương trình mômen. Bằng cách xác định góc ma sát $\varphi_{ms} = 16^\circ32'$ ($\mu = 0,3$), các góc lệch $\gamma_1 = 6^\circ, \gamma_2 = 9^\circ$ và bán kính đặt lực $\rho_1, \rho_2$, một đa giác véc-tơ lực khép kín được xây dựng với tỷ lệ xích để giải ra chính xác độ lớn của lực ép pit-tông $P$ và phản lực $R_1, R_2, U_1, U_2$.

5. Tiết diện guốc phanh được quy đổi về dạng hình học nào để tính toán sức bền thanh cong? Mặt cắt thực tế của guốc phanh là hình chữ II nhưng đã được tác giả quy đổi về dạng hình chữ T tương đương với cánh trên $a \times b = 170 \times 10\text{ mm}$ ($F_1 = 1700\text{ mm}^2$) và sườn đứng $c \times d = 30 \times 60\text{ mm}$ ($F_2 = 1800\text{ mm}^2$). Mô hình này giúp xác định chính xác bán kính đường trung hòa $R_{th} = 179\text{ mm}$ và kiểm tra ứng suất tại các mặt cắt nguy hiểm.

Kết luận

Đồ án môn học "Thiết kế tính toán ô tô" của sinh viên Trần Khắc Quân đã hoàn thành đầy đủ các nội dung tính toán thiết kế hệ thống phanh tang trống dẫn động liên hợp khí nén - thủy lực cho xe tải 11 tấn dựa trên xe tham khảo Hyundai. Bằng việc ứng dụng phương pháp giải tích động lực học kết hợp họa đồ véc-tơ lực, nghiên cứu đã giải quyết thành công bài toán phân bố tải trọng, cân bằng độ mài mòn cho cơ cấu phanh góc ôm không đều ($120^\circ / 90^\circ$) và kiểm nghiệm thỏa mãn toàn bộ các điều kiện về bám, công ma sát riêng, áp suất bề mặt, gia nhiệt và không tự xiết. Kết quả tính toán sức bền thanh cong tiết diện chữ T khẳng định kết cấu guốc phanh đảm bảo độ cứng vững và an toàn chịu lực dưới các chế độ phanh nguy hiểm nhất.