Bối cảnh và vấn đề nghiên cứu

Trong hệ thống giao thông vận tải đường bộ, phương tiện vận tải hạng nặng giữ vai trò trung tâm đối với sự phát triển kinh tế quốc dân thông qua việc luân chuyển khối lượng lớn hàng hóa và nguyên vật liệu xây dựng. Tại Việt Nam, nhu cầu vận chuyển xi măng rời phục vụ các công trình hạ tầng và xây dựng công nghiệp ngày càng gia tăng, dẫn đến sự phổ biến của các dòng xe sơ mi rơ mooc bồn chuyên dụng. Tuy nhiên, năng lực sản xuất và thiết kế trong ngành công nghiệp ô tô nội địa vẫn còn nhiều khoảng trống kỹ thuật trước các đòi hỏi khắt khe của thị trường.

Đối với tổ hợp xe đầu kéo và sơ mi rơ mooc chở tải trọng lớn, hệ thống phanh là cụm cơ cấu giữ vai trò quyết định đến độ an toàn chuyển động, giúp nâng cao vận tốc kỹ thuật trung bình và bảo vệ tính mạng con người cũng như hàng hóa chuyên chở. Do đặc thù trọng lượng toàn bộ khi chở đầy tải lên tới 40 tấn, việc phân tích động lực học, tính toán mô-men phanh và kiểm nghiệm độ bền các chi tiết trong hệ thống phanh là nhiệm vụ kỹ thuật cấp thiết.

Đồ án tốt nghiệp "Tính toán, kiểm nghiệm hệ thống phanh xe sơ mi rơ mooc bồn chở xi măng" của tác giả Nguyễn Đình Huy, dưới sự hướng dẫn của Ths. Nguyễn Văn Kựu tại Bộ môn Kỹ thuật Ô tô, Trường Đại học Thủy Lợi (năm 2023), được thực hiện nhằm giải quyết các nhiệm vụ chuyên môn sau:

  1. Tổng quan cơ sở lý thuyết, phân loại và kết cấu của hệ thống phanh trên ô tô, đặc biệt tập trung vào hệ thống phanh dẫn động khí nén và cơ cấu phanh tang trống cam quay.
  2. Lựa chọn phương án thiết kế hệ thống phanh phù hợp với đặc thù phân bố tải trọng và kết cấu 3 trục của xe sơ mi rơ mooc bồn chở xi măng rời.
  3. Xác định các thông số kỹ thuật, tính toán mô-men phanh cần thiết tại các bánh xe dựa trên sự phân bố tải trọng tĩnh, tải trọng động và điều kiện bám giữa lốp xe với mặt đường.
  4. Xây dựng họa đồ lực để xác định lực tác dụng lên má phanh trước, má phanh sau và phản lực tại các điểm tựa liên kết.
  5. Kiểm nghiệm các chỉ tiêu làm việc của ma sát (công ma sát riêng, áp suất tiếp xúc, lượng nhiệt phát sinh khi phanh) và kiểm nghiệm độ bền của các chi tiết chịu lực chính (trống phanh, guốc phanh, cam phanh).
  6. Lập hồ sơ bản vẽ kỹ thuật hoàn chỉnh gồm sơ đồ nguyên lý, bản vẽ kết cấu lắp ráp và mô hình kiểm nghiệm bền kết cấu.
  • Đối tượng nghiên cứu: Hệ thống phanh khí nén sử dụng cơ cấu phanh tang trống cam quay dẫn động trên xe sơ mi rơ mooc bồn chở xi măng rời 3 trục (Model GALERIE SF 2737/2P).
  • Phạm vi nghiên cứu: Đánh giá động lực học phanh, kiểm nghiệm độ bền và nhiệt động lực học trong trạng thái đầy tải (tổng khối lượng 40 tấn, tải trọng phân bố lên cụm 3 cầu sau là 27 tấn), đối chiếu theo các tiêu chuẩn, quy chuẩn kỹ thuật quốc gia về phương tiện giao thông cơ giới đường bộ tại Việt Nam.

Cơ sở lý thuyết và phương pháp

Đồ án ứng dụng hệ thống lý thuyết chuyên ngành Kỹ thuật Ô tô kết hợp các mô hình tính toán cơ học truyền thống:

  • Lý thuyết động lực học phanh: Phân tích sự dịch chuyển trọng tâm khi phanh dưới tác dụng của lực quán tính, sự phân bố lại tải trọng thẳng đứng lên chốt kéo và các trục cầu sau, từ đó xác định mô-men phanh cực đại theo giới hạn bám của bánh xe với mặt đường ($\varphi = 0,6$).
  • Lý thuyết truyền động khí nén: Mô hình hóa hoạt động của nguồn khí nén áp suất cao, chu trình nạp - nén của máy nén khí piston, cơ chế điều chỉnh áp suất không tải của bộ điều áp và động học truyền lực qua tổng phanh, bầu phanh màng, đòn xoay điều chỉnh khe hở và trục cam hình chữ S.
  • Lý thuyết ma sát học và truyền nhiệt: Tính toán công ma sát riêng $L$ tiêu tán động năng của phương tiện, áp suất tiếp xúc phân bố trên diện tích bề mặt ma sát má phanh và nhiệt dung hấp thụ nhiệt lượng của vật liệu chế tạo trống phanh.
  • Lý thuyết sức bền vật liệu và cơ học kết cấu: Sử dụng bài toán vỏ trụ dày (phương trình Lamé) để kiểm tra ứng suất hướng tâm, ứng suất tiếp tuyến trong lòng trống phanh gang; sử dụng phương pháp cân bằng tĩnh học dầm cong chịu lực kết hợp phân tích nội lực ($N_z, Q_y, M_u$) trên tiết diện chữ T của guốc phanh.

Phương pháp nghiên cứu được triển khai cụ thể:

  • Phương pháp phân tích - tổng hợp: Nghiên cứu tổng quan kết cấu hệ thống phanh ô tô tải, xe chuyên dụng và đối chiếu các quy chuẩn kỹ thuật xe sơ mi rơ mooc hiện hành tại Việt Nam.
  • Phương pháp giải tích kỹ thuật: Áp dụng các công thức giải tích động lực học ô tô để xác định tọa độ trọng tâm, bán kính động lực học của lốp, mô-men phanh cần thiết và các góc đặt lực hình học ($\delta, \rho, r_0$).
  • Phương pháp họa đồ lực (Grapho-analytical method): Vẽ đồ thị véc-tơ tỷ lệ xích để xác định chính xác độ lớn và phương chiều của lực ép từ cam phanh ($P$), phản lực tại chốt tựa ($U$) và lực tổng hợp ($R$) tác dụng lên từng guốc phanh.
  • Phương pháp mô phỏng và kiểm nghiệm số: Kết hợp công thức tính toán sức bền truyền thống với phần mềm kỹ thuật để kiểm tra trường ứng suất và biến dạng của guốc phanh, trống phanh.

Nguồn dữ liệu tính toán được trích xuất trực tiếp từ hồ sơ thông số kỹ thuật của dòng xe sơ mi rơ mooc GALERIE SF 2737/2P, kết hợp với các giáo trình chuyên ngành kỹ thuật ô tô và sổ tay vật liệu cơ khí.

Nội dung chính theo từng chương

Chương 1: Tổng quan về hệ thống phanh trên ô tô

Chương 1 trình bày chi tiết về công dụng, phân loại, yêu cầu kỹ thuật và cấu tạo của các hệ thống phanh sử dụng trên xe cơ giới:

  • Công dụng và phân loại: Hệ thống phanh chuyển hóa động năng thành nhiệt năng qua ma sát để giảm tốc độ, dừng đỗ xe hoặc duy trì vận tốc ổn định khi xuống dốc. Hệ thống được phân loại theo công dụng (chính, dừng, tự động), vị trí đặt (bánh xe, trục truyền động), kết cấu (tang trống, đĩa, dải), phương thức dẫn động (cơ khí, thủy lực, khí nén, liên hợp, điện) và mức độ hoàn thiện (thường, có bộ điều hòa lực phanh, có hệ thống chống bó cứng phanh ABS).
  • Yêu cầu kỹ thuật: Đảm bảo hiệu quả phanh cao nhất (quãng đường phanh ngắn nhất), gia tốc chậm dần ổn định, phân bố mô-men phanh phù hợp với tải trọng bám, cơ cấu phanh có độ nhạy cao, thoát nhiệt tốt, không tự siết và điều khiển nhẹ nhàng.
  • Cấu tạo chi tiết hệ thống phanh khí nén:
    • Máy nén khí: Dẫn động từ động cơ qua dây đai hoặc bánh răng, hoạt động theo chu kỳ nạp (piston đi xuống mở van nạp) và chu kỳ nén (piston đi lên nén khí đẩy qua van thoát về bình chứa).
    • Bộ điều áp: Làm việc đồng bộ với cơ cấu không tải, tự động ngắt chu trình nén khi áp suất bình chứa đạt mức cực đại và kích hoạt lại khi áp suất giảm xuống mức tối thiểu.
    • Bình chứa khí và van xả: Hệ thống trang bị từ hai bình chứa trở lên (bình ướt đầu tiên và các bình khô/sơ cấp - thứ cấp), có bố trí van xả đáy định kỳ để loại bỏ nước ngưng tụ và cặn dầu xec-măng.
    • Bầu lọc và van an toàn: Bầu lọc tách hơi ẩm và tạp chất (có dây sấy nhiệt chống đông tuyết); van an toàn kiểu bi - lò xo xả áp tự động khi bộ điều áp gặp sự cố.
    • Tổng phanh: Hoạt động theo 3 trạng thái: đạp phanh (mở van nạp, cấp khí nén đến bầu phanh), vị trí cân bằng (duy trì áp suất ổn định tỷ lệ với lực đạp) và nhả phanh (đóng van nạp, mở đường xả khí ra khí quyển).
    • Bầu phanh, đòn xoay và cam phanh: Bầu phanh màng biến đổi áp suất khí nén thành chuyển động tịnh tiến của thanh đẩy; đòn xoay (loại chỉnh tay hoặc tự động) truyền mô-men làm quay trục cam chữ S (biên dạng Acsimet hoặc Cycloit), tác động ép má phanh vào tang trống.

Chương 2: Lựa chọn phương án thiết kế

Chương 2 phân tích cơ sở lựa chọn phương án dẫn động và cơ cấu phanh phù hợp với sơ mi rơ mooc bồn chở xi măng rời:

  • Đặc điểm động lực học và tải trọng: Khi phanh, lực quán tính làm dịch chuyển trọng tâm về phía trước, tuy nhiên do đặc thù khối lượng bản thân và hàng hóa của sơ mi rơ mooc chở xi măng tập trung phần lớn lên cụm cầu sau (tải trọng tĩnh đặt lên 3 trục sau lên tới 27 tấn trong tổng số 40 tấn toàn bộ), mô-men phanh yêu cầu tại cụm bánh sau là rất lớn.
  • Lựa chọn cơ cấu phanh: Tác giả quyết định lựa chọn cơ cấu phanh tang trống loại guốc phanh đối xứng qua trục, sử dụng cơ cấu ép bằng cam quay hình chữ S cho toàn bộ các trục của sơ mi rơ mooc. Cơ cấu phanh tang trống đáp ứng tốt yêu cầu tạo mô-men hãm lớn, kết cấu bền vững, làm việc tin cậy trong môi trường nhiều bụi bẩn công nghiệp, đồng thời tối ưu hóa chi phí chế tạo và bảo dưỡng so với phanh đĩa.
  • Lựa chọn hệ thống dẫn động: Sử dụng hệ thống dẫn động phanh hoàn toàn bằng khí nén kết nối với đầu kéo, đảm bảo cung cấp nguồn năng lượng phanh dồi dào, các khớp nối đường ống tháo lắp thuận tiện và tích hợp cơ chế tự hãm an toàn khi có sự cố rò rỉ khí nén.

Chương 3: Tính toán kiểm nghiệm hệ thống phanh xe sơ mi rơ mooc chở xi măng

Chương 3 là phần trọng tâm của đồ án, tập trung vào việc tính toán số liệu cụ thể cho mẫu xe tham khảo GALERIE SF 2737/2P:

Thông số kỹ thuật Ký hiệu / Đơn vị Giá trị
Chiều dài tổng thể $L_{tt}$ (mm) 9800
Chiều rộng $B$ (mm) 2550
Chiều cao không tải $H$ (mm) 3950
Chiều cao chốt kéo $h_k$ (mm) 1200
Chiều dài cơ sở $L$ (mm) 7060
Khoảng cách trục $L_{tr}$ (mm) 1310
Thể tích bồn xi măng $V$ ($\text{m}^3$) 37 (1 khoang)
Tổng khối lượng đầy tải $G$ (kg / N) 40000 / 400000
Khối lượng phân bố lên chốt kéo $G_1$ (kg / N) 13000 / 130000
Khối lượng phân bố lên 3 cầu sau $G_2$ (kg / N) 27000 / 270000
Trọng lượng không tải $G_0$ (tấn) 4,35
Quy cách lốp - 385/65/R22.5 [6x]
Bán kính làm việc bánh xe $r_{bx}$ (m) 0,498
Tọa độ trọng tâm (khi đầy tải) $b$ (m) / $h_{Cg}$ (m) 2,295 / 2,565
  • Tính toán động lực học và mô-men phanh:
    • Gia tốc chậm dần cực đại tính toán: $j_{max} \approx 5,9\text{ m/s}^2$ với hệ số bám $\varphi = 0,6$.
    • Tổng mô-men phanh yêu cầu tại cụm cầu sau: $M_{p2} = 24380\text{ N.m}$.
    • Mô-men phanh trên mỗi cầu (xe 3 cầu): $M_{p_cau} = 8127\text{ N.m}$.
    • Mô-men phanh tính toán cho mỗi cơ cấu phanh bánh xe: $M_p = 4063,5\text{ N.m}$.
  • Xác định thông số hình học và điểm đặt lực:
    • Góc ôm và góc đặt má phanh: $\beta_1 = 25^\circ$, $\beta_0 = 125^\circ$, $\beta_2 = 150^\circ$.
    • Góc xác định điểm đặt lực hướng tâm: $\delta = 1,37^\circ$ ($\tan \delta = 0,0234$).
    • Bán kính tang trống chọn: $r_t = 210\text{ mm}$ (sau khi tính toán bán kính sơ bộ $214,75\text{ mm}$).
    • Bán kính điểm đặt lực tổng hợp: $\rho = 248,25\text{ mm} = 0,248\text{ m}$.
    • Góc lệch lực ma sát: $\varphi = 16,7^\circ$ ($\tan \varphi = \mu = 0,3$).
    • Bán kính trục: $r_0 = 71,3\text{ mm} = 0,071\text{ m}$.
  • Xây dựng họa đồ lực: Sử dụng đường kính vòng tròn cơ sở của cam ép $d_c = 12\text{ mm}$ và tỷ lệ xích $111,56\text{ N/mm}$ để xác định các lực tác dụng lên từng guốc:
    • Guốc trước: Lực ép từ cam $P_1 = 16511\text{ N}$, phản lực chốt tựa $U_1 = 42951\text{ N}$, lực tổng hợp $R = 57232\text{ N}$.
    • Guốc sau: Lực ép từ cam $P_2 = 39604\text{ N}$, phản lực chốt tựa $U_2 = 18742\text{ N}$, lực tổng hợp $R = 57232\text{ N}$.
  • Kiểm nghiệm ma sát, áp suất và nhiệt độ:
    • Bề rộng má phanh tính toán và lựa chọn: $b_t = 140\text{ mm}$, tổng diện tích bề mặt má phanh của toàn bộ các cơ cấu $F = 0,77\text{ m}^2$.
    • Công ma sát riêng: Đạt điều kiện $L \le [L]$ với $[L] = 3000 \div 7000\text{ kJ/m}^2$ khi phanh từ vận tốc $V_0 = 30\text{ km/h}$ ($8,3\text{ m/s}$).
    • Áp suất bề mặt tiếp xúc má phanh: $q = 1,0\text{ MPa} < [q] = 1,5 \div 2,0\text{ MPa}$, thỏa mãn điều kiện chống mài mòn.
    • Tính toán nhiệt phát sinh: Khối lượng 6 trống phanh $m_t = 132\text{ kg}$, nhiệt dung riêng vật liệu gang - thép $C = 500\text{ J/kg.}^\circ\text{C}$; độ tăng nhiệt độ trong một lần phanh ngặt nghèo nằm trong ngưỡng cho phép.
  • Kiểm nghiệm độ bền chi tiết:
    • Trống phanh: Làm bằng gang CX 18-36 có giới hạn bền $[\sigma] = 180\text{ MPa}$. Ứng suất tương đương lớn nhất ở bán kính trong $a = 210\text{ mm}$ (với bán kính ngoài $b = 220\text{ mm}$) là $\sigma_{td} = 21,54\text{ MPa}$. Khi nhân hệ số an toàn $n = 1,5$, ứng suất tính toán $\sigma_{td_at} = 32\text{ MPa} < [\sigma] = 180\text{ MPa}$, đảm bảo an toàn.
    • Guốc phanh: Phân tích tiết diện chữ T ($b=140\text{ mm}, a=12\text{ mm}, d=65\text{ mm}, c=10\text{ mm}$) với bán kính trọng tâm $R_G = 179,3\text{ mm}$. Thiết lập phương trình cân bằng tĩnh học cho nửa trên và nửa dưới tại vị trí đặt lực $R$. Biểu đồ nội lực cho thấy tiết diện B là vị trí nguy hiểm nhất với lực dọc $N_z = 42799\text{ N}$ và lực cắt $Q_y = 56758\text{ N}$, mô-men uốn tại các điểm biên đạt giá trị $M_{u1} = -4819\text{ kg.m}$ và $M_{u2} = 3552\text{ N.m}$.

Kết quả và đóng góp

Đồ án đã hoàn thành đầy đủ các nội dung tính toán thiết kế và kiểm nghiệm kỹ thuật cho hệ thống phanh xe sơ mi rơ mooc bồn chở xi măng rời theo đúng quy chuẩn ngành:

Hạng mục kiểm nghiệm Giá trị tính toán Giới hạn cho phép / Tiêu chuẩn Đánh giá
Gia tốc chậm dần cực đại ($j_{max}$) $5,9\text{ m/s}^2$ Phù hợp điều kiện bám $\varphi = 0,6$ Đạt
Mô-men phanh 1 bánh xe ($M_p$) $4063,5\text{ N.m}$ Đáp ứng tổng mô-men cầu sau $24380\text{ N.m}$ Đạt
Áp suất bề mặt má phanh ($q$) $1,0\text{ MPa}$ $[q] = 1,5 \div 2,0\text{ MPa}$ Đạt
Công ma sát riêng ($L$) Thỏa mãn $[L] = 3000 \div 7000\text{ kJ/m}^2$ Đạt
Ứng suất trống phanh ($\sigma_{td_at}$) $32\text{ MPa}$ $[\sigma] = 180\text{ MPa}$ (Gang CX 18-36) Đạt độ bền
Lực dọc nguy hiểm guốc phanh ($N_z$) $42799\text{ N}$ Xác định tại tiết diện B Đạt độ bền
Lực cắt nguy hiểm guốc phanh ($Q_y$) $56758\text{ N}$ Xác định tại tiết diện B Đạt độ bền
  • Đóng góp kỹ thuật:
    • Xây dựng hoàn chỉnh chuỗi thuật toán và quy trình kiểm nghiệm phanh tang trống cam quay cho dòng xe chuyên dụng 3 trục có tải trọng lớn tại Việt Nam.
    • Ứng dụng thành công phương pháp họa đồ lực kết hợp phân tích nội lực thanh cong để xác định chính xác các giá trị lực tác dụng lên guốc trước và guốc sau ($P_1 = 16511\text{ N}, P_2 = 39604\text{ N}$), giải quyết bài toán phân bố lực không đối xứng trong cơ cấu cam S.
    • Hoàn thiện hệ thống tài liệu kỹ thuật bao gồm phần thuyết minh tính toán, quy chuẩn chế tạo, hướng dẫn sử dụng cùng tập bản vẽ kỹ thuật (sơ đồ nguyên lý, bản vẽ lắp cụm phanh, mô hình kiểm nghiệm bền guốc phanh và trống phanh).

Hạn chế và hướng nghiên cứu tiếp

  • Hạn chế của đồ án:
    • Kinh nghiệm thực tế và nguồn dữ liệu thực nghiệm còn hạn chế, các tính toán động lực học chủ yếu dựa trên mô hình tải trọng phân bố tĩnh kết hợp hệ số gia tốc, chưa xét đến hiện tượng xô dồn động học của khối bột xi măng rời bên trong bồn chứa khi phanh đột ngột.
    • Các phương trình nội lực trên guốc phanh được giải quyết theo phương pháp giải tích gần đúng và chia đoạn cân bằng tĩnh học hai nửa, chưa tích hợp đầy đủ bài toán tối ưu hóa đa mục tiêu về hình học cam và phân bố khe hở má phanh.
  • Hướng nghiên cứu tiếp:
    • Mở rộng nghiên cứu tích hợp hệ thống điều khiển phanh điện tử EBS (Electronic Braking System) hoặc hệ thống chống bó cứng phanh ABS chuyên dụng cho rơ moóc để nâng cao độ ổn định hướng khi phanh trên đường trơn trượt.
    • Ứng dụng phương pháp phần tử hữu hạn (FEA) 3D để mô phỏng chính xác trường nhiệt độ biến thiên theo thời gian và sự tập trung ứng suất nhiệt trên bề mặt ma sát của trống phanh trong các chu trình phanh liên tục xuống dốc dài.

Giá trị tham khảo

Đồ án là tài liệu chuyên khảo có giá trị kỹ thuật thực tiễn cao, phục vụ hiệu quả cho:

  • Sinh viên ngành Kỹ thuật Ô tô, Kỹ thuật Cơ khí Động lực: Làm tài liệu tham khảo trực tiếp cho các học phần Thiết kế Tính toán Ô tô, Động lực học Đoàn xe và Đồ án tốt nghiệp chuyên ngành kỹ thuật ô tô tải, xe chuyên dùng.
  • Kỹ sư thiết kế và cán bộ kỹ thuật tại các nhà máy sản xuất, lắp ráp, hoán cải ô tô: Tham khảo phương pháp xây dựng họa đồ lực cơ cấu phanh cam S, quy trình lựa chọn thông số lốp, tính toán mô-men phanh cầu sau và các bước kiểm nghiệm độ bền trống phanh, guốc phanh theo quy chuẩn kỹ thuật quốc gia.
  • Cán bộ đăng kiểm và kiểm định an toàn kỹ thuật phương tiện: Tham khảo các chỉ tiêu kỹ thuật về áp suất bề mặt, công ma sát riêng và ứng suất giới hạn để phục vụ công tác thẩm định hồ sơ thiết kế xe sơ mi rơ mooc.

Câu hỏi thường gặp

1. Mẫu xe cơ sở được lựa chọn để tính toán trong đồ án có các thông số kích thước và tải trọng chính nào? Đồ án lựa chọn mẫu sơ mi rơ mooc bồn chở xi măng rời GALERIE SF 2737/2P (dung tích bồn $37\text{ m}^3$, 1 khoang). Các thông số chính gồm: chiều dài tổng thể $9800\text{ mm}$, chiều rộng $2550\text{ mm}$, chiều cao không tải $3950\text{ mm}$, chiều dài cơ sở $7060\text{ mm}$, khoảng cách giữa các trục $1310\text{ mm}$. Tổng khối lượng đầy tải là $40\text{ tấn}$ ($400000\text{ N}$), trong đó khối lượng phân bố lên chốt kéo là $13\text{ tấn}$ và phân bố lên cụm 3 cầu sau là $27\text{ tấn}$ ($270000\text{ N}$).

2. Tại sao tác giả lựa chọn cơ cấu phanh tang trống dẫn động khí nén thay vì phanh đĩa cho xe sơ mi rơ mooc chở xi măng? Mặc dù phanh đĩa có ưu điểm thoát nhiệt tốt và mô-men ổn định, nhưng với xe sơ mi rơ mooc bồn chở xi măng có tải trọng cầu sau rất lớn ($27\text{ tấn}$), phanh tang trống kết hợp cam quay chữ S được lựa chọn vì khả năng sinh mô-men phanh lớn, kết cấu bền vững, làm việc an toàn và tin cậy trong môi trường vận hành nhiều bụi bẩn xi măng, đồng thời tối ưu hóa chi phí sản xuất và bảo dưỡng so với phanh đĩa.

3. Phương pháp họa đồ lực xác định được lực ép từ cam và phản lực tại chốt tựa của guốc phanh là bao nhiêu? Dựa trên tỷ lệ xích $111,56\text{ N/mm}$ và đường kính vòng tròn cơ sở cam ép $d_c = 12\text{ mm}$, họa đồ lực xác định được: guốc phanh trước chịu lực ép từ cam $P_1 = 16511\text{ N}$, phản lực chốt tựa $U_1 = 42951\text{ N}$; guốc phanh sau chịu lực ép từ cam $P_2 = 39604\text{ N}$, phản lực chốt tựa $U_2 = 18742\text{ N}$. Lực tổng hợp tác dụng lên mỗi guốc phanh là $R = 57232\text{ N}$.

4. Kết quả kiểm nghiệm độ bền trống phanh làm bằng vật liệu gì và có đạt yêu cầu an toàn không? Trống phanh được chế tạo bằng gang xám CX 18-36 có giới hạn bền cho phép $[\sigma] = 180\text{ MPa}$. Tính toán ở bán kính trong $a = 210\text{ mm}$ và bán kính ngoài $b = 220\text{ mm}$ cho ra ứng suất tương đương cực đại $\sigma_{td} = 21,54\text{ MPa}$. Khi áp dụng hệ số an toàn $n = 1,5$, ứng suất tính toán đạt $\sigma_{td_at} = 32\text{ MPa}$, nhỏ hơn rất nhiều so với giới hạn bền cho phép ($32\text{ MPa} < 180\text{ MPa}$), do đó trống phanh hoàn toàn đủ bền.

5. Vị trí nguy hiểm nhất trên guốc phanh được xác định ở đâu và chịu các giá trị nội lực nào? Qua biểu đồ nội lực được thiết lập bằng cách chia guốc phanh thành hai nửa và phân tích cân bằng tĩnh học tại các điểm kiểm tra (A, B, C), vị trí nguy hiểm nhất nằm tại tiết diện B. Tại tiết diện này, guốc phanh chịu lực dọc lớn nhất $N_z = 42799\text{ N}$ và lực cắt lớn nhất $Q_y = 56758\text{ N}$.

Kết luận

Đồ án tốt nghiệp "Tính toán, kiểm nghiệm hệ thống phanh xe sơ mi rơ mooc bồn chở xi măng" của sinh viên Nguyễn Đình Huy đã giải quyết hoàn chỉnh bài toán thiết kế kỹ thuật và kiểm nghiệm động lực học phanh cho tổ hợp phương tiện chuyên dụng hạng nặng 3 trục. Kết quả tính toán giải tích và họa đồ lực khẳng định toàn bộ các thông số về mô-men phanh, áp suất bề mặt má phanh ($1,0\text{ MPa}$), công ma sát riêng và độ bền chi tiết (trống phanh gang CX 18-36 đạt ứng suất $32\text{ MPa} < 180\text{ MPa}$) đều thỏa mãn các tiêu chuẩn an toàn kỹ thuật hiện hành. Công trình đóng góp một bộ tài liệu tham khảo có cấu trúc chặt chẽ, số liệu minh bạch và tính ứng dụng cao cho công tác đào tạo cũng như hoạt động thiết kế cơ khí ô tô thực tế.