Đề tài Ứng dụng logic mờ trong chẩn đoán hư hỏng hệ thống phanh để chẩn đoán hư hỏng hệ thống phanh xe tải có ứng dụng của lý thuyết tập mờ

mục lục Trang Mục lục.................................................................................................. 1 Lời nói đầu…………………………………………………………….3 Chương 1 : Tính toán kiểm tra hệ thống phanh chính của xe Kamaz 4 1.1. Công dụng , yêu cầu đối với hệ thống phanh 4 1.1.1. Công dụng 4 1.1.2. Yêu cầu 4 1.2. Sơ đồ hệ thống phanh trên xe Kamaz 4 1.3. Nguyên lý hoạt động của hệ thống phanh 5 1.4. Kết cấu các cụm chi tiết chính trên (HTP) xe Kamaz 7 1.4.1. Cơ cấu phanh 8 1.4.2. Van phân phối 9 1.4.3. Điều hoà lực phanh 11 1.4.4. Bầu phanh bánh xe 13 1.5. Tính kiểm tra các cụm chi tiết chính của (HTP) chính 16 1.5.1. Các thông số kỹ thuật của xe Kamaz-5320 16 1.5.2. Tính kiểm tra cơ cấu phanh 17 1.5.2.1. Tính bền guốc phanh 25 1.5.2.2. Tính bền trống phanh 34 1.5.2.3. Tính bền chốt phanh 36 1.5.3. Tính kiểm tra dẫn động phanh 37 1.5.3.1. Tính kiểm tra bầu phanh trước 37 1.5.3.2. Tính kiểm tra bầu phanh sau 38 1.5.3.3. Tính kiểm tra lượng khí nén 43 1.5.3.4. Tính kiểm tra van điều khiển 46 1.5.3.5. Tính kiểm tra bộ điều hoà lực phanh 50 1.5.3.6. Tính bền đường ống dẫn động phanh 52 1.6. Phân tích hư hỏng trên (HTP) ô tô 53 1.6.1. Cơ cấu phanh 53 1.6.2. Dẫn động phanh 55 1.6.3. Kiểm tra cơ cấu phanh 56 1.6.4. Kiểm tra dẫn động phanh 57 Chương 2 : Tìm hiểu lý thuyết tập mờ và logic mờ 68 2.1. Khái niệm 68 2.2. Các hàm liên thuộc hay dùng 70 2.3. Các đặc trưng của tập mờ 71 2.4. Các phép toán của tập mờ 71 2.5. Biến ngôn ngữ và biến vật lý 73 2.6. Luật hợp thành mờ 73 2.7. Giải mờ các giá trị đầu ra 77 2.8. Các yếu tố ảnh hưởng đến sai số 79 2.9. Các ứng dụng của logic mờ Chương 2: Sử dụng logic mờ để chẩn đoán hư hỏng hệ thống 79 phanh xe Kamaz 2.1. Trình tự giải bài toán chẩn đoán hư hỏng (HTP) 79 2.2. Bài toán chẩn đoán 80 Kết luận chung 95 Tài liệu tham khảo 96 Lời nói đầu === === Việt nam là nước đang phát triển với tỷ lệ tăng trưởng kinh tế rất cao . Cùng với sự tăng trưởng kinh tế thì nhu cầu sử dụng các phương tiện giao thông ngày càng nhiều . Trong đó ô tô là phương tiện rất quan trọng có ý nghĩa rất lớn trong quá trình vận chuyển hành khách và hàng hoá . Do đó việc đòi hỏi các tính năng của chúng ngày càng cao như an toàn , nhanh , bền , tiện lợi , không ảnh hưởng đến môi trường ...là rất cần thiết . Hệ thống phanh trên ô tô đóng vai trò rất lớn trong việc đảm bảo an toàn chuyển động . Ngoài ra nó còn nâng cao năng suất và tăng hiệu quả trong quá trình khai thác và sử dụng . Tuy nhiên trong quá trình sử dụng thì độ tin cậy của hệ thống phanh giảm dần theo thời gian . Việc chẩn đoán hư hỏng ngày nay được thực hiện bằng nhiều phương pháp khác nhau . Việc chẩn đoán được thực hiện bằng máy móc thiết bị hoặc bằng trực giác của con người . Logic mờ là hướng phát triển mới của toán học hiện đại và được ứng dụng trong nhiều lĩnh vực khác nhau như y tế , điều khiển …Tuy nhiên trong lĩnh vực ôtô thì chưa được ứng dụng nhiều do đó em được giao đề tài “ ứng dụng logic mờ trong chẩn đoán hư hỏng hệ thống phanh’’ để chẩn đoán hư hỏng hệ thống phanh xe tải có ứng dụng của lý thuyết tập mờ . Chương 1 tính toán kiểm tra hệ thống phanh chính của xe kamaz 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 đường 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 đường phanh ngắn nhất khi phanh đột ngột trong trường hợp nguy hiểm; - Phanh êm dịu trong mọi trường 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 lượng bám khi phanh ở những cường độ khác nhau; - Không có hiện tượng tự xiết khi phanh; - Cơ cấu phanh thoát nhiết tốt; - Có hệ số ma sát giữa trống phanh và má phanh cao và ổn định trong điều kiện sử dụng; - Giữ được 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 Kamaz : Xe Kamaz là xe có trọng lượng chuyên chở là 8000 KG , trọng lượng của toàn bộ xe khi đầy tải là 15305 KG. Được sử dụng chủ yếu trong nghành xây dựng . Với ba cầu thì đây là loại xe có tính năng việt dã cao có thể hoạt động ở các địa hình phức tạp . Xe được sản xuất tại Nga . Hệ thống phanh sử dụng trên xe Kamaz là hệ thống phanh dẫn động khí nén và cơ cấu phanh guốc . Dẫn động khí nén chia ra làm hai dòng độc lập và có sử dụng bộ điều chỉnh lực phanh . 1.2.1. Các thông số kỹ thuật của xe Kamaz – 5320 : + Trọng lượng xe không tải: 7080 KG + Phân bố trọng lượng ra cầu trước: 3320 KG + Phân bố trọng lượng ra cầu sau: 3760 KG - Trọng lượng chuyên chở hàng: 8000 KG - Trọng lượng xe khi đầy tải: 15305 KG + Phân bố trọng lượng ra cầu trước: 4375 KG + Phân bố trọng lượng ra cầu sau: 10930 KG - Chiều dài cơ sở của xe (L): 3850 mm - Chiều rộng cơ sở của xe (B): 2026 mm - Chiều cao khuôn khổ (H): 2830 mm - Chiều cao trọng tâm (hg): 1400 mm - Sử dụng lốp xe có ký hiệu: 260 – 508 P 1.2.2. Sơ đồ hệ thống phanh được thể hiện trên (hình 1.1) Trên sơ đồ hệ thống phanh lại được chia ra các hệ thống con . Cơ cấu dẫn động của các hệ thống con này là độc lập , tách biệt nhau bằng các van bảo vệ . Hệ thống phanh chính ( phanh chân ) Hệ thống phanh phụ Hệ thống phanh dừng ( phanh tay ) Hệ thống phanh sự cố Trên sơ đồ hệ thống phanh gồm các cụm chi tiết có mối liên hệ chặt chẽ với nhau : Nguồn khí nén trong hệ thống phanh là do máy nén khí cung cấp . Máy nén khí 3, Bộ điều chỉnh áp suất 5, bộ bảo hiểm chống đông đặc 6, là phần nguồn của cơ cấu dẫn động, không khí được lọc sạch trong phần này rồi đi vào các phần còn lại của cơ cấu dẫn động phanh bằng khí nén và các nguồn tiêu thụ khác. Hình 1.1 : Sơ đồ hệ thống phanh 1.2.3. Nguyên lý hoạt động của hệ thống phanh : Hệ thống phanh chính ( phanh chân ) : dẫn động phanh chân của bánh xe trước; gồm có: van bảo vệ ba nhánh 10, bình khí 22, phần dưới van phân phối 24, van hạn chế áp suất 25, hai bầu phanh trước 27, đồng hồ manômét hai kim, các cơ cấu phanh trước và các ống dẫn. Ngoài ra, nhánh này còn có một ống dẫn nối phần dưới của van phân phối 24 với van 21 điều khiển rơ mooc. dẫn động phanh chân của bánh xe sau, gồm có: van bảo vệ ba nhánh 10, bình khí nén 9, đồng hồ manômét 28 hai kim, phần trên của van phân phối 24, bộ điều chỉnh lực phanh 13, bốn bầu phanh 20 của cơ cấu phanh sau và các ống dẫn. Ngoài ra, nhánh này còn có ống dẫn nối phần trên của van phân phối 24 với van 21 điều khiển rơ mooc. Hệ thống phanh dừng ( phanh tay ) : dẫn động phanh tay, phanh dự phòng và dẫn động tổng hợp phanh rơ mooc, gồm có: van bảo vệ kép 8, hai bình khí 7; 11, van phanh tay 2, van tăng tốc 12, bốn binh tích năng lò xo 20, van điều khiển phanh rơ móc 21 van điều khiển phanh rơ mooc có dẫn động hai dòng, Bình khí 15, van điều khiển rơ mooc có dẫn động một dòng 19, ba van tách 17, ba đầu nối 18, các ống dẫn. Hệ thống phanh phụ : dẫn động phanh phụ và các nguồn tiêu thụ khác, gồm có: van bảo vệ kép 8, bình khí nén 11, hai xi lanh dẫn động bướm điều tiết của phanh khí động lực, xi lanh 4 dẫn động ngừng cung cấp nhiên liệu, các ống dẫn. Từ nhánh IV dẫn động phanh phụ, khí nén còn đến các nguồn tiêu thụ: cơ cấu gạt nước mưa ở kính chắn gió, còi hơi, trợ lực khí nén thuỷ lực của ly hợp, các tổ hợp truyền động. 1.3. Tính kiểm tra các cụm chi tiết chính trong ( HTP ) xe Kamaz: 1.4.1. Cơ cấu phanh : a. Cấu tạo : (hình 1.2 ) 1.Trục cam 3. Bạc đỡ trục cam 5. Càng đẩy 2. Bạc lót 4. Đệm 6. Chốt gá lò xo 7. Bạc đỡ trục lệch tâm 11. Tấm gia cường 15. Trục lệch tâm 8 . Đai ốc 12. Đinh tán 16. Con lăn 9. Đệm vênh 13. Tấm chặn 17. Guốc phanh 10. Chắn bụi 14. Phanh hãm 18. Đinh tán 19. Má phanh 20. Lò xo hồi vị 21. ống lót 22. Bu lông hạn chế 23. Vít 24. Trục vít 25. Bánh vít Hình 1.2 : Cơ cấu phanh b. Nguyên lý làm việc : + Khi không phanh: Dưới tác dụng của các lò xo hồi vị, các má phanh được giữ chặt không cho bung về phía trống phanh. + Khi phanh: Cam quay tạo ra áp lực trên đầu guốc phanh để đẩy guốc phanh áp sát vào trống phanh. Khi các má phanh đã tiếp xúc với trống phanh tạo nên mô men phanh hãm bánh xe lại. + Khi thôi phanh: lò xo 7 kéo các guốc phanh trở lại vị trí ban đầu, giữa má phanh và trống phanh có khe hở và quá trình phanh kết thúc. 1.4.2. Tính kiểm tra cơ cấu phanh : a). Xác định mô men cần có tại các cơ cấu phanh Mô men phanh sinh ra ở các cơ cấu phanh phải đảm bảo giảm được 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 trước là: ở cầu giữa và cầu sau là: Với: G – Trọng lượng toàn bộ của ôtô khi đầy tải, G = 15305 (KG) a, b, hg – Toạ độ trọng tâm của ôtô (mm). Ta có: - Trọng lượng tĩnh trên cầu trước, G1= 4375 (KG). L – chiều dài cơ sở của ôtô; L = 3850 (mm). - trọng lượng tĩnh lên cầu sau, G2= 10930 (KG). Thay các thông số vào ta có: Chiều cao trọng tâm khi đầy tải hg = 1,4 m jmax - Gia tốc chậm dần cực đại của ôtô khi phanh, Theo tiêu chuẩn Việt Nam jmax= 5,8 (m/s2). g – Gia tốc trọng trường, g = 9,81 (m/s2 ). φ – Hệ số bám của bánh xe với mặt đường, khi thiết kế lấy φ = 0,6 rbx- Bán kính lăn của bánh xe; Bán kính bánh xe tính toán. rbx= l . r0 l - Hệ số kể đến sự biến dạng của lốp (với xe thiết kế trang bị lốp có áp suất thấp l = 0,93) . r0 - bán kính thiết kế, r0 = D/2 xe tham khảo có ký hiệu lốp 260 – 508 P ta có: d = 508mm H = B = 260mm D = d+2H=508+2.260 =1028mm r0 = 1028/2 = 514 mm rbx = 0,93.514 = 478mm = 0,478 (m). Mp1 = 10780 Nm. Mp2 = 5372 Nm. Trong quá trình tính toán , để phân biệt các guốc trước và sau em đánh dấu (‘) cho các thông số của guốc trước và (’’) cho guốc sau . Lưu ý : Trong quá trình tính toán trên đây em đã chấp nhận một số giả thiết sau : Bỏ qua lực cản không khí và lực cản lăn , coi hệ số bám tại tất cả các bánh xe là như nhau . b).Xác định góc δ và bán kính ρ của lực tổng hợp tác dụng lên má phanh Với: β1- góc tính từ tâm chốt quay của guốc phanh đến chỗ tán tấm ma sát, β1 = 14º. β0- góc ôm của tấm ma sát. β0 ≈ 120º. β2 = β1 + β0 = 14º + 120º = 134º δ ≈ 9,20 . Bán kính ρ xác định theo công thức sau: Với: r1 – bán kính của tang trống, với lốp chọn thiết kế có ký hiệu 260 – 508P Vậy tương ứng với đường kính D = 400 mm. rt = D/2 = 200 mm Kết luận: β1 = 14o β2 = 134o βo = 120o δ = 9,2o ρ = 232,5 mm rt = 200 mm c).Xác định các lực cần thiết tác dụng lên cơ cấu phanh bằng phương pháp hoạ đồ: Khi tính toán cơ cấu phanh chúng ta cần xác định lực phanh P tác dụng lên guốc phanh để đảm bảo cho tổng mô men phanh sinh ra ở guốc phanh trước (M/P1 hoặc M//P1) và guốc sau (M/P2 hoặc M//P2) bằng mô men phanh tính toán của mỗi cơ cấu phanh đặt tại bánh xe. Khi đã chọn trước thông các số kết cấu (β1, β2, β0, rt) chúng ta tính được góc δ và bán kính ρ nghĩa là xác định được hướng và điểm đặt lực N1 (lực N1 hướng vào tâm 0). Lực R1 là lực tổng hợp của N1, và T1. Lực R1 tạo với lực N1 góc φ1. Góc φ1 được xác định như sau: Với μ là hệ số ma sát giữa tấm ma sát với tang trống, thường μ = 0,3. Như thế là chúng ta đã xác định được góc φ1 ≈ 16,690, nghĩa là xác định được hướng của R1. Góc φ1 má phanh trước và má phanh sau đều bằng nhau vì có cùng hệ số ma sát như nhau. Nếu guốc phanh bị ép bằng cam phanh (phanh khí) thì lực P1, P2 tác dụng lên hai guốc phanh sẽ khác nhau. Trong trường hợp này khi cam quay, hai guốc phanh sẽ dịch chuyển như nhau, do đó áp suất tác dụng lên hai má phanh bằng nhau và lực R1 = R2, vì vậy các thông số của hai guốc phanh là như nhau. Như vậy mômen phanh sinh ra ở cơ cấu phanh của một bánh xe sẽ là: Trong đó bán kính r0 được xác định theo công thức: Vì 2 má phanh có kích thước giống nhau ta có: và Như vậy khi guốc phanh bị ép bằng cam quay,chúng ta có thể xác định ngay được lực R1 và R2. Đối với cầu trước: Đối với cầu giữa và cầu sau: Muốn xác định các lực P, U chúng ta dùng phương pháp hoạ đồ bằng cách vẽ đa giác lực của guốc phanh trước và sau (hình 1.3). Ta có R1 = R2 về giá trị nhưng phương và chiều của chúng khác nhau. Kéo dài lực P, lực R1, lực R2 các lực này cắt nhau ở O/ và O//, từ O/ và O// ta nối tới tâm chốt quay má phanh, ta có các phản lực U1 và U2. Như vậy trên mỗi guốc phanh có ba lực P1; R1; U1 và P2; R2; U2. Ta xây dựng hai đa giác lực này bằng cách lấy hai đoạn bằng nhau để thể hiện hai lực R1; R2; trượt chúng song song với , , nối tiếp với là bằng cách trượt thước kẻ song song với và lại nối tiếp với P1 cũng kẻ song song với , ta sẽ có tam giác khép kín, má sau cũng làm tương tự. Sau đó dùng thước kẻ đo đoạn R1 và đoạn U1 ta được tỷ số: tương tự như vậy đối với P1. Làm như thế đối với guốc sau ta cũng tìm được P2 ,U2 ,R2 . Hình 1.3 : Hoạ đồ lực phanh Biết được lực P chúng ta có cơ sở để đi tính toán truyền động phanh, có nghĩa là xác định được các kích thước của cam phanh, bầu phụ… Sau quá trình đo đạc và tính toán ta có được kết quả sau: * Cầu trước: Guốc trước: ; Guốc sau: ; * Cầu giữa và cầu sau: Guốc trước: ; Guốc sau: ; Mô men phanh sinh ra tại mỗi cơ cấu phanh cầu trước là : Mô men phanh sinh ra tại mỗi cơ cấu phanh cầu giữa và cầu sau là : Kết luận : Vậy mô men phanh sinh ra tại mỗi cơ cấu phanh của xe đảm bảo mô men phanh yêu cầu . d).Kiểm tra hiện tượng tự xiết: Hiện tượng tự xiết xảy ra khi má phanh bị ép sát vào trống phanh chỉ bằng lực ma sát mà không cần tác động lực P của dẫn động lên guốc phanh. Đối với guốc trước của cơ cấu phanh, quan hệ giữa lực P’ và M’p có dạng: Biểu thức trên cho thấy, nếu: thì . Điều này có nghĩa là mô men phanh trên guốc phanh phía trước sẽ trở nên vô cùng lớn, đây chính là hiện tượng tự xiết. Với điều kiện để xảy ra hiện tượng tự xiết là: Với: C – khoảng cách từ tâm bánh xe đến tâm chốt, C = 165 (mm). δ, ρ – góc đặt và bán kính lực tổng hợp đặt trên guốc phanh trước, Thay các thông số trên vào công thức ta có: Vậy là không có hiện tượng tự xiết xảy ra với guốc trước. Đối với guốc sau của cơ cấu phanh ta có: Từ họa đồ ta có thể thấy trong mọi trường hợp vì vậy: > 0 Vậy là với guốc sau không bao giờ có hiện tượng tự xiết. * Kết luận: Hiện tượng tự xiết không xảy ra đối với các cơ cấu phanh sử dụng trên xe Kamaz. e). Kiểm tra công ma sát riêng: Các thông số kích thước của má phanh và trống phanh : Bề rộng má phanh b = 120 mm. Bán kính tang trống rt = 200 mm. Góc ôm tấm ma sát β0 = 1200 . Diện tích một má phanh: Tổng diện tích tất cả các má phanh: FΣ = 12.F = 12.50240 = 602880 mm2 = 6028,8 cm2. Khi phanh ôtô đang chuyển động với vận tốc V0 cho tới khi dừng hẳn (V=0) thì toàn bộ động năng của ôtô có thể được coi là đã chuyển thành công ma sát L tại các cơ cấu phanh: Đối với phanh khí nén các thông số của má phanh trước và má phanh sau giống nhau, cho nên FΣ = 6028,8 cm2. Với: G = 15305 (kg) là trọng lượng ôtô khi đầy tải. V0= 50 (km/h) = 13,89 (m/s) là tốc độ của ôtô khi bắt đầu phanh. g – Gia tốc trọng trường .g = 9,81 m/s2 . Công ma sát riêng sẽ là Vậy thỏa mãn điều kiện: . *Kết luận: Công ma sát riêng nằm trong giới hạn cho phép. f). áp suất giới hạn trên bề mặt má phanh áp suất trên bề mặt má phanh được giới hạn bởi sức bền của vật liệu: μ – Hệ số ma sát giữa má phanh và trống phanh.μ = 0,3. rt – Bán kính trống phanh.rt = 200 mm = 0,2 m. FΣ – Diện tích má phanh tại nơi có MP . FΣ = 2.F = 100480 mm2 = 0,100480 m2. + Cầu trước: MP = 10780 Nm + Cầu giữa và cầu sau: MP = 5372 Nm * Kết luận: Vậy áp suất trên bề mặt má phanh nằm trong giới hạn cho phép. g). Thời hạn làm việc của má phanh còn được đánh giá bằng tỉ số : M - Khối lượng toàn bộ của ôtô, M = 15305 KG . FS - Tổng diện tích của bề mặt ma sát của các má phanh ở tất cả các cơ cấu phanh. FΣ = 602880 mm2 = 0,6 m2. * Kết luận: Vậy giá trị P nằm trong giới hạn cho phép. h). Kiểm tra nhiệt độ tang trống: Trong quá trình phanh động năng của ôtô chuyển thanh nhiệt năng ở trống phanh và một phần thoát ra môi trường không khí, phương trình cân bằng năng lượng là : Khi phanh ngặt ở thời gian ngắn, số hạng thứ hai có thể bỏ qua. Do đó ta có thể xác định sự tăng nhiệt độ trống phanh như sau: Sự tăng nhiệt độ của trống phanh khi phanh với V1= 30 km/h, V2 = 0 km/h, không quá 150. τ - Độ gia tăng nhiệt độ. G - Trọng lượng toàn bộ của ôtô khi đầy tải: G = 15305 KG . g – Gia tốc trọng trường . g = 9,81 m/s2. C – Nhiệt dung riêng của trống phanh làm bằng gang. C = 500 J/kg độ trong khoảng t = 273o K á 573o K. mt – Khối lượng trống phanh và các chi tiết bị nung nóng. mt = 6.m0i = 6.γ.V γ – Khối lượng riêng.γ = 6,8 á 7,4 g/cm3 . V – Thể tích trống phanh Thay các thông số vào ta có: mt = 6.7,2.2929,6 = 126558,7 g = 126,5 Kg. * Kết luận: Sự thoát nhiệt của cơ cấu phanh đã thiết kế là tốt. 1.4.3. Tính bền guốc phanh: Guốc phanh dùng để tán má phanh. Đối với xe Kamaz, guốc phanh được làm theo hình chữ Π. (Xem hình 1.4 ) Hình 1.4 : Kích thước guốc phanh a).Tính kích thước đến trọng tâm G: + Y2 – Kích thước chế tạo guốc phanh (khoảng cách từ trọng tâm phần trên đến trọng tâm của phần dưới).Y2 = 27,5 mm. + YC1 – Kích thước của trọng tâm phần trên đến đường trung hoà. + YC2 - Kích thước của trọng tâm phần dưới đến đường trung hoà. + - Bán kính trọng tâm của phần diện tích trên tính đến tâm tang trống. + - Bán kính trọng tâm của phần diện tích dưới tính đến tâm tang trống. + RG – Kích thước từ tâm bánh xe đến trọng tâm của guốc phanh. * Tính YC1 Y2- Kích thước chế tạo guốc phanh, Y2= 27,5 (mm). F1 – Diện tích phần trên chữ Π. F1 = 5.120 = 600 (mm2). F2 – Diện tích phần dưới chữ Π. F2 = 2.5.50 = 500 (mm2). =>YC2=Y2 – YC1= 27,5 - 15 = 12,5 (mm). * Tính bán kính đường trung hòa: Với: R’1 – bán kính trọng tâm của phần diện tích trên, tính đến tâm tang trống, R’1=185,5 (mm). R’2 – bán kính trọng tâm của phần diện tích dưới, tính đến tâm tang trống, R’2= 158 (mm). * Tính kích thước từ tâm bánh xe đến trọng tâm của guốc phanh. RG = R2Â + YC2 = R1Â - YC1 RG = 185,5 – 15 = 170,5 mm. b).Kiểm tra bền guốc phanh Đây là bài toán thanh cong phẳng trong sức bền vật liệu. Các bước giải: + Xác định lực cắt,mô men uốn,vẽ biểu đồ nội lực. + Tính ứng suất pháp trên mặt cắt ngang. + Tính ứng suất tiếp trên mặt cắt ngang. + Kiểm tra điều kiện bền: - Theo thuyết bền ứng suất tiếp lớn nhất. - Hoặc theo thuyết bền thế năng biến đổi hình dáng. *1.Xác định lực cắt, mô men uốn, vẽ biểu đồ nội lực: Nếu tính toán chính xác guốc phanh thì rất phức tạp. Bởi vì áp lực phân bố trên bề mặt guốc phanh không đều mà theo quy luật hình sin. Vì vậy ta áp dụng phương pháp tính gần đúng. Để xác định tiết diện nguy hiểm của guốc phanh ta phải vẽ được biểu đồ nội lực. ở phần trên khi xây dựng hoạ đồ lực phanh tác dụng lên guốc phanh ta đã xác định được lực P1 ,U1 ,R1. Đặt các giá trị lực P1 ,U1, R1 vào guốc phanh. Tại điểm đặt lực tổng hợp R1 ta phân tích thành hai thành phần lực N1 và T1. Tại chốt quay của chốt phanh ta cũng phân tích lực lực tổng hợp U1 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 hướng tâm N1 và Q1, MU1 ở nửa dưới là các lực N2và Q2, MU2 ngược với các thành phần lực và mômen ở phần trên . + Xét sự cân bằng đoạn trên ta có: N1 + P1. cos(φ + γ) = 0 Q1 + P1. sin(φ + γ) = 0 MU1 + P1.[a - rtcos(φ + γ)] = 0 Với: rt – Bán kính tang trống, rt=200(mm). a – Khoảng cách từ tâm trống phanh đến điểm đặt lực P, a = 155,6 (mm). φ = 20,40; γ = 64,80; φ/ = 4,80 . Hình 1.5 : Nửa guốc trên - Xét sự cân bằng tại điểm A: γ = 0º. N1 + P1.cosφ = 0 Q1 + P1.sinφ = 0 MU1 = 0. Ta có: φ = 20,40 ,P = 24482 N. N1 = - P1.cosφ = - 24482.cos20,40 = - 22946 N. Q1 = - P1.sinφ = - 24482.sin20,40 = - 8534 N. MU1 = 0. - Xét sự cân bằng tại điểm B: γ = 64,8º, φ= 20,4º ,P = 24482 N. N1 = - P1cos(φ + γ) Q1 = - P1sin(φ + γ) MU1 = - P1[a - Rtcos(φ + γ)] Ta có: N1 = - 24482.cos85,20 = - 2048 N. Q1 = - 24482.sin85,20 = - 24396 N. MU1 = - 24482.(155,6-163,4.cos85,20).10-3 = - 3475 Nm. Sau khi tính được các giá trị trên ta lập bảng sau: Vị trí Lực và mô men A B N1 (N) - 22946 - 2048 Q1 (N) - 8534 - 24396 MU1 (Nm) 0 - 3475 + Xét sự cân bằng cho đoạn dưới ta có: N2 + U1Y.cosδ +U1X.sinδ = 0 Q2 - U1X.cosδ + U1Y.sinδ = 0 MU2 + U1X.C.sinβ + U1Y.C. [1 – cosβ] = 0 Góc β + δ = 900. N2 = - U1Xsinδ - U1Ycosδ Q2 = U1Xcosδ - U1Ysinδ MU2 = -U1XCsinβ + U1YC[1 – cosβ] Hình 1.6 : Nửa guốc dưới Mặt khác: U1 = 58600 N . U1X = U1.cos73,60 = 56216 (N). U1Y = U1.sin73,60 = 16545 (N). - Xét sự cân bằng tại điểm B: δ = 9,2º ; β = 80,8º ;C = 165 mm. N2 = - U1Xsinδ - U1Ycosδ Q2 = U1Xcosδ - U1Ysinδ MU2 = -U1XCsinβ + U1YC[1 – cosβ] Thay số vào ta có: N2 = - 56216.sin9,2º - 16545.cos9,2º = - 25320 (N). Q2 = 56216.cos9,2º - 16545.sin9,2º = 52847 (N). MU2 = - 56216.0,165.sin80,8º+ 116545.0,115.[1- cos80,8º] = - 6863 (Nm). - Xét sự cân bằng tại điểm C: C = 0 N2 = - U1Xsinδ - U1Ycosδ Q2 = U1Xcosδ - U1Ysinδ MU2 = 0 Thay số vào ta có: N2 = - 56216.sin9,2º - 16545.cos9,2º = - 25320 (N). Q2 = 56216.cos9,2º - 16545.sin9,2º = 52847 (N). MU2 = 0 Sau khi tính được các giá trị trên ta lập bảng sau: Vị trí Lực và mô men B C N2 (N) - 25320 - 25320 Q2 (N) 52847 52847 MU2 (Nm) - 6863 0 Căn cứ vào các bảng trên ta vẽ được biểu đồ nội lực tác dụng lên guốc phanh. Thể hiện trên hình 1.7 Hình 1.7 : Biểu đồ nội lực tác dụng lên guốc phanh Nhìn vào biểu đồ ta thấy, tại vị trí đặt lực tổng hợp R là vị trí nguy hiểm nhất. Ta đi kiểm tra bền tại vị trí này. N = 27368 N. Q = 52847 N. MU = 10338 Nm. *2. Tính ứng suất pháp do N và MU gây ra: ứng suất pháp được tính theo công thức kinh nghiệm sau: Với: F - Diện tích của tiết diện tính toán, F = F1 + F2 = 1100 (mm2). S – Mô men tĩnh của mặt cắt ngang đối với trục trung hoà. R0 – Bán kính cong của trục thanh. R0 = 170,5 mm. Vậy: S = 1100.(170,5 – 172) = 1650 mm3. Rth- Bán kính đường trung hòa. Ri- Bán kính tại điểm đang xét. Xét tại ba điểm. Xem hình Hình 1.8 : Mặt cắt guốc phanh + Điểm 1: R1 = 188 mm + Điểm 2: R2 = 183 mm + Điểm 3: R3 = 133 mm *3.Tính ứng suất tiếp trên mặt cắt ngang ứng suất tiếp do lực Q gây ra được tính theo công thức kinh nghiệm sau: Với: b – Chiều dầy phần bị cắt, b = 10 (mm) Q - Lực cắt tại vị trí đặt lực tổng hợp R1.Q = 52847 (N). SX- Mômen tĩnh phần bị cắt đối với trục quán tính trung tâm, jX- Mômen quán tính của tiết diện, + Tính jX - Trọng tâm mặt cắt ngang cách mép trên. - Mô men quán tính trung tâm của mặt cắt. + Xác định mômen tĩnh tại tiết diện cắt SX: Với: Fc - Diện tích phần bị cắt, Fc = 1100 (mm2) Y – Tọa độ trọng tâm phần bị cắt đối với trục trung hòa, Trên hình vẽ guốc phanh chữ П, thì tại điểm 1 và 3 có dF = 0, do đó SX = 0. + Điểm 1: τ = 0 + Điểm 2: SC = Y2.FC Ta có: Y2 – Khoảng cách từ toạ độ trọng tâm phần 2 đến đường trung hoà. Y2 = 12,5 mm. FC – Diện tích phần hai,FC = 500 mm2. Vậy: SC = 12,5.500 = 6250 mm3. + Điểm 3: τ = 0 Với kết quả tính toán ta lập được bảng sau: Điểm Trị số 1 2 3 Σ (N/mm2) 25,4 25,25 23,04 τ (N/mm2) 0 106 0 *4.Kiểm tra điều kiện bền Theo thuyết bền ứng suất tiếp lớn nhất: Tại điểm 1 là: Tại điểm 3 là: Tại điểm 2 là: Tại điểm 2 có ứng suất max, guốc phanh chế tạo bằng Thép 40 có: *Kết luận: Guốc phanh thiết kế đủ bền. 1.4.4. Tính bền trống phanh : + Đây là bài toán tính ống dày. + Trình tự như sau: - Tính áp suất q tác dụng lên trống phanh - Tính ứng suất hướng tâm và ứng suất hướng kính - Kiểm tra bền a). Tính áp suất q tác dụng lên trống phanh áp suất trong trống phanh tính theo công thức kinh nghiệm sau: Với: Mp – Mômen phanh do guốc phanh trước và guốc phanh sau sinh ra. Mp = 1099 KGm = 10780 Nm. μ - Hệ số ma sát giữa má phanh và trống phanh. μ = 0,3. b – Chiều rộng má phanh, b = 120 (mm). rt - Bán kính trống phanh, rt= 200 (mm). β0- Góc ôm của tấm ma sát, β0 = 2.1200 = 2400 . . b).Tính ứng suất hướng tâm và ứng suất tiếp tuyến ứng suất hướng tâm tính theo công thức kinh nghiệm sau: ứng suất tiếp tuyến tính theo công thức kinh nghiệm sau: Với: a’ – Bán kính trong của trống, a’ = 200 (mm). b’ – Bán kính ngoài của trống, b’ = 210 (mm). r –Khoảng cách từ tâm đến điểm cần tính, khi r = a’ thì σn và σt đạt giá trị cực đại. Ta có ứng suất tương đương bằng: Để đảm bảo an toàn ta láy thêm hệ số an toàn n = 1,5: Trống phanh được làm bằng gang CX18-36 có [σk] = 1800 (kG/cm2). So sánh thấy σtd= 561,6 (KG/cm2) < [σk] *Kết luận: Trống phanh thiết kế đủ bền. 1.4.5. Tính bền chốt phanh (Trục lệch tâm) : - Má phanh quay quanh trục lệch tâm. - Tính toán chính xác độ bền chi tiết này là rất khó. Ta có thể tính theo bài toán: Tính toán các mối ghép bằng đinh tán và bu lông. Phương pháp tính trình bày trong m