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

Cùng với mục tiêu làm tăng độ tin cậy cho hệ thống phanh trên xe ô tô em đã nhận đề tài “ Kiểm nghiệm, cải tiến hệ thống phanh xe Zil 130 khi tăng tải 2 tấn’’.Để cải tiến hệ thống phanh

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 h ớng dẫn: Võ Văn Hờng Giáo viên duyệt : Đinh Ngọc Ân

Sinh viên thực hiện : Nguyễn Xuân

Hảo

Lớp : Ôtô - K45

Hà nội 5/2005

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 đã 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 nạn do hệ thống phanh chiếm tỷ lệ lớn nhất 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 chẽ

Trong số ô tô ở nớc ta hiện nay có rất nhiều loại xe hiện đại trên thế giới nhng hầu hết đó chỉ là những chiếc xe con , xegia 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

Cùng với mục tiêu làm tăng độ tin cậy cho hệ thống phanh trên xe ô tô em đã nhận đề tài “ Kiểm nghiệm, cải tiến hệ thống phanh xe Zil 130 khi tăng tải 2 tấn’’.

Để cải tiến hệ thống phanh cho xe Zil 130 sẽ có 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 Với xe Zil 130 đang sử dụng hệ thống 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 đã 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

Sinh viên: Nguyễn Xuân Hảo

Phần I tính toán kiểm nghiệm hệ thống phanh

Hệ thống phanh trên xe Zil-130 hiện nay là hệ thống phanhdẫn động khí nén một dòng Truyền động phanh gồm cómáy 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 độtin cậy của hệ thống phanh xe Zil-130 là không cao, đểnâng cao độ tin cậy và an toàn khi sử dụng xe thì việcthiết 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

đi kiểm nghiệm hệ thống phanh để đảm bảo các thông sốphù 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 vớibiến dạng hớng kính của điểm đó khi phanh nghĩa là máphanh

2 Toàn bộ diện tích làm việc của má phanh ép vào bề mặttrống 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 vàtrống phanh, hơn nữa guốc phanh và trống phanh thờng cógân tăng cứng

4 Quy luật phân bố áp suất trên má phanh theo quy luậthình sin

áp suất tại một điểm nào đó đợc xác định theo côngthức:

q = q max sinβ

Trong đó: q: áp suất tại điểm cần tính

qmax: áp suất cực đại cần tính

β : 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

Hình PI.1 Kích thớc cơ bản của xe Zil-130

8 L Chiều dài cơ sở của xe m 3,8

9 Hg Chiều cao trọng tâm của xe m 1,451

0 βο Góc ôm của tấm ma sát độ 120 và

1251

1 β1 Góc bố trí tấm ma sát độ 20 và 251

1

6

Chiều rộng cam mở má phanh m 0,04

II. xác 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 =

∆G2 = ∆G - ∆G1 = 20000 – 940 =19060 (N)

- Toạ độ trọng tâm của xe khi tăng tải là:

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

G

M 1 =  + max ϕ

2 [I 1]

+ Mômen phanh cần có ở cơ cấu phanh sau:

Hệ số bám của bánh xe với mặt đờng chọn φ = 0,6 do xekhông có hệ thống ABS

Bán kính lăn của bánh xe và đợc xác định theo mối quan

hệ sau:

rbx = λ.r0 trong đó :

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 :

0 , 448 7422 ( ).

88 , 0 81 , 9

6 , 1 88 , 5 1 8 , 3 2

88 , 0 115250 6

, 0

6 , 1 88 , 5 1 8 , 3 2

92 , 2 115250 6

, 0

Tính toán kiểm nghiệm cơ cấu phanh guốc.

Để tính toán kiểm nghiệm phanh guốc, trớc hết ta phải tínhtoán các thông số cơ bản nh góc xác định điểm đặt phảnlực tác dụng từ trống phanh lên các guốc phanh trớc và sau (δ),bán kính đặt phản lực tác dụng từ trống phanh lên các guốcphanh trớc và sau (ρ)

1 Tính góc xác định điểm đặt lực

Hình PI.3

Góc δ là góc xác định điểm đặt của lực N và đây cũngchính là điểm đặt của lực R Góc này đợc xác định theocông thức dới đây

2 1

0

2 1

2 sin 2

sin 2

2 cos 2

cos

β β

β

β β

δ

− +

−

=

[I 3]

Trong đó các gócβ 1,β 0,β2 là các góc hình học phụ thuộc kết

cấu cơ cấu phanh theo (Hình PI.4)

+ Góc δ1 ở cơ cấu phanh trớc

Trong đó:

1

β : Góc tính từ tâm chốt quay của guốc phanh đến

đầu cuối tấm ma sát β 1 = 200

b 0

a

b 1

P a

Y

X

b 2

Hình.PI.4 Các thông số hình học của cơ cấu phanh.

Thay các góc β 1, β 0, β2vào [I 3] ta đợc:

0 , 10185

280 sin 40 sin ) 180 / 120 ( 2

280 cos 40 cos

0 0

0 0

− +

−

= π δ

tg

82 , 5

+ Góc δ2 ở cơ cấu phanh sau

Trong đó :

β 1: Góc tính từ tâm chốt quay của guốc phanh đến

đầu cuối tấm ma sát β 1 = 250

0238 , 0 300 sin 50 sin ) 180 / 125

(

2

300 cos 50 cos

0 0

0 0

− +

) 2 sin(

4

0 0

0

β β

β +

120 sin(

180 120

) 2

120 sin(

21 , 0 4

+ Π

+ Cơ cấu phanh sau

Thay rT, β 0 vào [I 4] ta đợc:

ρ2 =

) 2

125 sin(

180 125

) 2

125 sin(

21 , 0 4

+ Π

3 , 0 2457 , 0

3 , 0 2242 , 0

5

Xác định lực cần thiết tác dụng lên guốc phanh

Để xác đinh lực cần thiết tác dụng lên guốc phanh ta có thểdùng phơng pháp hoạ đồ lực

Khi tính toán cơ cấu phanh ta cần xác định lực P tác dụnglên guốc phanh để đảm bảo cho tổng mô men phanh sinh

ra ở guốc phanh trớc và sau bằng mô men phanh tính toáncủa mỗi cơ cấu phanh đặt ở bánh xe

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 phanhtrớc và sau là bằng nhau

R’ = R’’ = R

- 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 vẽsơ đồ theo đùng tỷ lệ, vẽ các lực P

2 Tính góc δ và bán kính ρ, từ đó xác định điểm đặtcủa lực R

3 Tính góc ϕ và vẽ các phơng của lực R Kéo dài phơng củalực 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 cânbằng ậ trạng thái này tổng hợp lực tácdụng lên guóc phanh bằng không Vì vậy 3 lực này phải tạothành tam giác lực khép kín Nghĩa là, nếu kéo dài 3 lựcnày thì chúng phải cắt nhau tại một điểm, đó chính làcác điểm O’, O” Nh vậy, để xác định phơng của các lực Uchỉ 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 cáctam giác lực bằng cách tơng tự nh đã trình bầy trên

ta xác định đợc các lực còn lại P’, P’’,U’,U’'

a

Với cơ cấu phanh tr ớc:

Ta có góc ôm β0 của tấm ma sát trớc và sau bằng nhau nênbán kính đặt lực tổng hợp là nh nhau và bán kính r0 bằngnhau

R'' N''

T''

0

U'

U''

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 =

o

bx p r

M

.

2 = 27422.0,07 = 53014 (N)

Từ họa đồ lực phanh ta đo đợc các độ dài các véctơ lực:

+ Má trớc của cơ cấu phanh

P''

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 =

o

bx p r

M

.

2 = 28067.0,064 = 63023 (N)

Từ họa đồ lực phanh ta đo đợc các độ dài các véctơ lực:

+ Má trớc của cơ cấu phanh sau

s = ks U’’

d = 212,056 93,67 = 19863 (N)

5 Kiểm tra hiện t ợng tự xiết :

Trong quá trình phanh có thể xẩy ra hiện tợng tự xiết Hiệntợng tự xiết xẩy ra khi má phanh bị ép sát vào trống phanhchỉ 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])

[ ]à

δ ς

cos

C

C

= 0,28 – 0,3 [I 6]

để không xảy ra hiện tợng tự xiết thì à ∉[ ]à

Từ công thức tính Mômen phanh ta thấy để Mômen phanhtiến đến một giá trị cực đại lá vô cùng thì hiện tợng tự xiếtchỉ 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 có:

=

−

=

82 , 5 sin 165 , 0 2457 , 0

52 , 8 cos 165 , 0

37 , 1 cos 165 , 0

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 đang chuyển động với vận tốc Vô cho tới khidừng hẳn (V0=0)

Thì toàn bộ động năng của ôtô có thể chuyển thành công

ma sát L tại các cơ cấu phanh :

m: Khối lợng của ôtô khi tăng tải m = 11252 (kg)

Vận tốc của ôtô bắt đầu phanh ta lấy v2 = 50(Km/h) =13,88 (m/s)

2

88 , 13

L = 11115930,338 = 3288737 (J/m2)

= 3288,737 (KJ/m2)Với [L] = 3000-7000 (KJ/m2)

Vậy công ma sát riêng thoả mãn điều kiện

0 2

1

P r b

M

[I 9]

Trong đó:

b1: là chiều rộng má phanh trớc : b1= 0,08 (m)

rt : bán kính trống phanh : rt = 0,21(m)

β0 : là góc ôm má phanh: β0 = 120oThay số vào ta đợc:

q = 1,67(Mpa)

Vì q1 < [q1] nên thoả mãn điều kiện

+ Cơ cấu phanh sau:

q2 =

0

2 2

2

2 àb r P T β

M

[I 10]

Trong đó:

b1: là chiều rộng má phanh sau : b2= 0,11 (m)

rt : bán kính trống phanh : rt = 0,21(m)

β0 : là góc ôm má phanh: β0 = 125oThay số vào ta đợc:

q2 = 1,27(Mpa)Vì q1 < [q1] nên thoả mãn điều kiện

3

Tỷ số giữa khối l ợng 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 ( 2,5.104 –3,5.104 ) kg/m2

4

Tính toán nhiệt phát ra trong quá trình phanh

Trong quá trình phanh ô tô, toàn bộ khối lợng chuyển

động của ôtô đợc chuyển hóa thành nhiệt tại các cơ cấuphanh Một phần của nhiệt lợng này sẽ nung nóng các chi tiếttrong cơ cấu phanh mà chủ yếu là trống phanh, phần còn lạitoả ra môi trờng không khí

Phơng trình cân bằng nhiệt đợc viết nh sau (Theo [TL2]):

T T t

m V

V

0 0

2 2

2 1

V V m T

2

)

[I 13]

Trong đó: m : Khối lợng của xe m = 11525(kg),

V1 : Vận tốc ban đầu lấy V1= 30 km/h = 8,3m/s

V2 : Vận tốc xe sau khi phanh V2= 0

mt : Khối lợng của các trống phanh

mT = 4 m m: Khối lợng của một trống phanh m=19 (kg),Suy ra: mT = 4.19 = 76 (kg)

C : Nhiệt dung của chi tiết nung nóng C =500(J/kgđộ).

Thay số vào [I 13] ta đợc:

T0 = 2 2 10 , 45 0

500 76 2

) 0 3 , 8 (

Nh vậy điều kiện nhiệt đợc thoả mãn

Phần II Tính bền một số chi tiết

I Tính bền trốnh phanh.

Dựa vào trạng thái chịu lực của trống phanh trong qúa trìnhphanh ta thấy trống phanh làm việc gần giống nh ống dầychịu áp suất bên trong Trong quá trình tính toán ta giả thiếtrằng áp suất phân bố trên bề mặt trống phanh là không

đổi, đồng thời ta đa thêm vào hệ số an toàn là n =1,5trong khi tính toán bền cho trống phanh

áp suất bên trong trống phanh đợc tính theo công thức (Theo[TL2]) :

q =

0 2

à T

P r b

M

[II 1]Trong đó :

Mp : Mômen phanh do guốc trớc và guốc sau sinh ra

Qua phân tích và tính toán ở mục III ta thấy rằng áp suấtsinh ra trên bề mặt trống phanh ở cơ cấu phanh trớc lớn hơn

ở cơ cấu phanh sau nên ta chỉ tính bền cho cơ cấu phanhtrớc

Theo lý thuyết về ứng suất và biến dạng của ống dầy chứa

áp suất bên trong có áp suất phát sinh trong ống khi chịu lựcbên trong là

σn = −  − 2 

2 2

2

2 1

r

b a

2

2 1

r

b a

a :Bán kính trong của trống phanh a = 210 mm b:Bán kính ngoài của trống phanh b = 228 mm

r’: Khoảng cách từ tâm ống đến điểm cần tính Qua hai công thức [II.1], [II 3] ta thấy

σn : Luôn là ứng suất nén vì : 2 2 0

2

>

−a b

qa

và  − 2 

2 1

qa

và  − 2 

2 1

2

2 1

r

b a

[σn] = 38 (MPa) [σk] = 18 (MPa)Vậy trống phanh đợc chế tạo đủ điều kiện làm việc

II Tính bền guốc phanh.

Theo kết quả tính toán ở trên ta thấy rằng guốc phanh trớccủa cơ cấu phanh sau chịu lực lớn nhất vì vậy ta tiến hànhtính toán bền cho guốc phanh trớc của cơ cấu phanh sau

1.Tìm toạ độ trọng tâm của mặt cắt ngang guốc phanh.

3

Hình.PII.1: Mặt cắt ngang của guốc phanh.

Bán kính ngoài má guốc phanh: R1= 201(mm)

Bán kính trong má guốc phanh: R2=190(mm)

Bán kính trong xơng guốc phanh: R3 =130(mm)

Chiều rộng guốc phanh: a = 100(mm)

Chiều dầy má guốc phanh: b = 11(mm)

Chiều cao xơng guốc phanh: d = 60(mm).

Chiều dầy xơng guốc phanh: c = 22(mm)

a K ích th ớc từ trục X-X đến trọng tâm G

Ta có :

YC1=

2 1

1

2

F F

F Y

+ , [II 4]

Thay vào [II 4] ta đợc :

16 , 14 ( )

1320 1100

1100 5 , 35

2

R

F R F

F F

= + +

Vậy khoảng cách từ tâm bánh xe đến tâm guốc phanh

là

RG = R2'+ YC2=160 +19,36 =179,36(mm)

Đối với guốc phanh để kiểm tra bền là rất phức tạp do vậy khitính toán ở đây ta chỉ lấy các giá trị gần đúng

Ta kiểm tra tại những tiết diện nguy hiểm nhất, muốn thế taphải vẽ đợc biểu đồ nội lực ở trên bằng phơng pháp hoạ đồlực ta đã xác định đợc các lực P, U, R tác dụng lên guốcphanh trớc của cơ cấu phanh sau:

P = 19202 (N)U= 46377 (N)R= 63023 (N)

Đặt các giá trị lực này vào guốc phanh trớc của cơ cấu phanhsau tại vị trí đặt lực R1 ta cắt ra thành 2 nửa thay vào mặtphẳng cắt đó đặt các lực:

Lực Nz1 hớng tâm, và QY1, MU1 ở nửa trên

Lực Nz2 hớng tâm, và QY2, MU2 ở nửa dới

Các lực này có phơng giống nhau chiều ngợc và trị số bằngnhau theo tứng cặp

a

Xét cân bằng cho đoạn trên của guốc phanh:

Guốc phanh đợc cắt thành hai nửa, nửa trên và nửa dới tại

điểm đặt của lực R Xét cân bằng cho đoạn trên ta tínhtổng các nội lực và tổng các ngoại lực chúng bằng nhau theotừng phơng X,Y,Z của hệ trục toạ độ

Ta đi xét sơ đồ dới đây:

aQY

1

Nz1

ϕ

ϕ '

α

OB

A

Mu

(

0 ) sin(

0 ) cos(

1 1 1

= +

− +

= + +

= + +

α ϕ

α ϕ

α ϕ

T U

Y Z

R a P M

P Q

P N

Tại điểm A thì α = 0

Thay α = 0vào [II 5] ta đợc:

0

) ( 8115 )

25 sin(

19202 )

sin(

) ( 17403 )

25 cos(

19202 )

cos(

1 1 1

M

N P

Q

N P

N

ϕ ϕ

T¹i ®iÓm B th× α = 56 , 75 0(gãc t¹o bëi 0A vµ OB, víi A, B lµ 2

cos

).

( 19003 )

75 , 56 25 sin(

19202 )

sin(

.

).

( 2755 )

75 , 56 25 cos(

19202 )

cos(

.

1 1 1

m N

r a P M

N P

Q

N P

N

T U

Z Z

−

= +

−

−

=

= +

−

= +

−

=

−

= +

−

= +

−

=

α ϕ

α ϕ

α ϕ

Nz2

Mu2QY2 B

σ β α0

U1x

U1y cO

T¹i ®iÓm B

0

0 0

0 0

37 , 1

63 , 88 10

=

=

= δ β α

Tæng c¸c ngo¹i lùc vµ néi lùc theo c¸c ph¬ng b»ng nhau nªn

, 64 cos 46377 62

, 64 sin

).

( 19878 62

, 64 cos 46377 62

, 64 1 1

1 1

N U

U

N os

U U Y

37 , 1 cos 19878 37

, 1 sin 41901 2

37 , 1 sin 19878 37

, 1 cos 41901

2

2

− +

⇒

) ( 3710

) ( 18870

) ( 42364

2 2 2

Nm M

N Q

N N

U Y Z

δ δ

cos 1 sin

cos sin

2

sin cos

1 1

2

1 1

1 1

2

− +

U M

U U

QY

U U

N

X Y

U

X Y

X Y

Z

T¹i ®iÓm C:

0

δ δ

cos 1 sin

cos sin

2

sin cos

1 1

2

1 1

1 1

2

− +

U M

U U

QY

U U

N

X Y

U

X Y

X Y

) ( 18870

) ( 42364

2 2 2

Nm M

N Q

N N

U Y Z

Căn cứ vào các bảng trên ta vẽ biểu đồ nội lực tác dụng lênguốc phanh :

A

Từ biểu độ nội lực ta thấy tại mặt cắt B_B là mặt cắtnguy hiểm nhất.

Đối với tiết diện hình chữ T, để kiểm nghiệm bền ta cầntính ứng suất tại các điểm 1,2,3.

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

U Y

R

R F

M F

Rth: bán kính đờng trung hoà: Rth = 0,1758( m)

R i: bán kính tại điể đang xét

1758 , 0 1 00242 , 0

6011 - 00242

1758 , 0 1 00242 , 0

6011 - 00242

1758 , 0 1 00242 , 0

6011 - 00242