Đồ án tốt nghiệp là một điều kiện cần để các sinh viên sau khi hoàn thành khóa học có thể tốt nghiệp. Vào học kỳ cuối, những sinh viên đủ điều kiện sẽ được làm đồ án tốt nghiệp. Việc thực hiện đề tài tốt nghiệp là cơ hội để sinh viên tổng hợp kiến thức, thể hiện khả năng, tìm hiểu thực tế và trau dồi thêm những ký năng cần thiết trước khí ra trường.
KHÁI QUÁT ĐỀ TÀI, GIỚI THIỆU XE CƠ SỞ VÀ LỰA CHỌN PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ
Khái quát đề tài
1.1 Mục đích và ý nghĩa của đề tài
Trong giai đoạn hiện nay, sự phát triển của ngành ô tô ngày càng nhanh chóng, công nghệ hóa được thúc đẩy Đặc biệt, trong thời kỳ đẩy mạnh hội nhập kinh tế quốc tế Nền kinh tế được đẩy mạnh, nghành vận tải có bước chuyển mình mạnh mẽ Trong đó, vận tải hàng hóa ngày càng được quan tâm và hỗ trợ Cùng với nhu cầu về thực phẩm tươi, sạch cũng được chú trọng và nâng cao về mặt chất lượng Vì thế, việc vận chuyển động vật sống được khai thác triệt để Để cung cấp kịp thời động vật sống từ nơi chăn nuôi đến cơ sở chế biến, cuối cùng đến tay người tiêu dùng cần có phương tiện vận chuyển phù hợp Phương tiện này cần đảm bảo về tính an toàn khi tham gia giao thông và chuyên biệt đối với từng loại động vật chuyên chở Do đó, để đáp ứng nhu cầu thực tế về phương tiện vận tải trên thì việc thiết kế ô tô tải chuyên dụng để chở gia súc là một phần thiết yếu và quan trọng
Song, nhằm giúp cũng cố và phát triển các doanh nghiệp sản xuất lắp ráp ô tô trong nước Cũng như, đa dạng hóa và nâng cấp các dòng sản phẩm ô tô tải chuyên dụng ở nước ta trong giai đoạn hiện nay Chính vì thế, đề tài luận văn tốt nghiệp của cá nhân em là “Thiết kế ô tô chở gia súc trên cơ sở ô tô chassis VINHPHAT FN129L4” để bổ sung một phần nhỏ trong kho tàng kiến thức nhân loại
1.2 Giới thiệu chung về loại xe thiết kế
1.2.1 Khái quát xe chở gia súc
Các loại gia súc sau khi được kiểm định an toàn sẽ được chuyển lên xe để vận chuyển đến nơi cần thiết với số lượng tương đối Trong quá trình vận chuyển, phải được bảo đảm an toàn, không vượt quá tải trọng cho phép, đảm bảo giữ vệ sinh trên hành trình di chuyển, kết cấu xe phải ổn định, bền vững khi chuyên chở gia súc và tiết kiệm chi phí thấp nhất mà vẫn phải đảm bảo phù hợp
Hiện nay, để vận chuyển gia súc bằng đường bộ người ta có thể sử dụng nhiều loại phương tiện khác nhau như: tàu hỏa, đoàn xe (rơ moóc, sơmi rơmoóc), với số lượng, khối lượng lớn cho một lần chuyên chở
Mặt khác, nhu cầu chuyên chở rất đa dạng và tùy thuộc vào kích thước, cân nặng, loại gia súc, mà chúng ta có thể lựa chọn loại xe tương ứng Đa số ô tô tải chở gia súc trên thị trường phổ biến là hai tầng, bởi nó tận dụng được gần như tối đa thể tích thùng xe Các loại xe tải chở gia súc hai tầng hiện nay ở Việt Nam đều được sản xuất, chế tạo và lắp ráp tại các nhà máy đạt tiêu chuẩn chất lượng trước khi đưa ra thị trường
1.2.2 Đặc điểm về kết cấu xe chở gia súc
Hiện nay, trên thị trường có rất nhiều loại xe chuyên chở gia súc Thông thường, đoàn xe (rơ moóc, sơmi rơ moóc) chuyên dụng chở gia súc được sử dụng phổ biến khi chở số lượng nhiều Đối với xe tải chở gia súc loại lớn thì có tải trọng lớn trên 10 tấn, số lượng tương đối lớn Còn đối với, xe tải chở gia súc loại vừa và nhỏ thì có tải trọng tương đối nhỏ, dùng để vận chuyển gia súc trên những cung đường nhỏ, hẹp
Chúng ta có thể đánh giá và rút ra một số đặc điểm như sau:
(+) Thùng xe có kết cấu tùy theo loại gia súc chuyên chở, nhưng phổ biến là hai tầng đối với ô tô tải
(+) Sàn thùng tầng hai có kết cấu rất chắc chắn và cứng cáp, chịu được tải trọng lớn và va đập mạnh, độ bền cao khi di chuyển trên đường xấu
(+) Thùng được bố trí hệ thống bửng nâng bằng thủy lực giúp đưa gia súc lên sàn để vận chuyển
(+) Sàn thùng được thiết kế kín đáy giúp giữ vệ sinh trong quá trình vận chuyển
(+) Mỗi sàn được bố trí cửa ngăn cách tạo ra những khoang để giảm sự tác động trong quá trình vận động của gia súc
1.3 Khái quát hệ thống nâng bửng
1.3.1 Tầm quan trọng của hệ thống nâng bửng
Thông thường hàng hóa nói chung được sắp xếp lên thùng xe và chuyên chở tùy theo từng hành trình Đối với gia súc còn sống cần phải được vận chuyển, sắp xếp theo trình tự, rất cẩn thận, cùng với sự hỗ trợ của hệ thống chuyên dụng trên xe và sự phối hợp nhịp nhàng của con người
3 Đa số xe chở gia súc hiện nay thường có kết cấu hai tầng, tầng trên và dưới có cùng diện tích mặt sàn Chúng ta sẽ sử dụng bửng nâng để đưa gia súc lên các tầng Bửng nâng sẽ được bố trí các cánh rào chắn tạo thành một khoảng không gian để giữ gia súc bên trong Sau đó, bửng nâng được nâng lên đến mặt sàn tầng hai và hạ cánh rào chắn phía sau để cho gia súc đi vào Tiếp tục như thế cho đến khi đủ số lượng và tiếp đến tầng một cũng tương tự quy trình đó Chúng ta có thể làm ngược lại bắt đầu từ tầng một trước rồi đến tầng hai tùy thuộc cách vận hành của mỗi người
Khi đã sắp xếp, kiểm tra bước cuối cùng thì ta tiến hành xuất phát và vận chuyển cũng tương đồng với xe tải thông thường Việc đưa gia súc xuống xe cũng giống với quy trình đưa gia súc lên xe
Hình 1 1 Cấu tạo xylanh thủy lực.
1, 10 Thân và ắc phía đầu cần xylanh 2 Núm mỡ 3 Lỗ lắp 4,5, 19, 20 Phốt làm kín giữa cần piston và phần ắc có cần, bạc lót dẫn hướng, lỗ vào ống dầu 6, 7, 11, 12 Các lỗ gắn ống cấp dầu, giảm chấn, phốt làm kín giữa thân xylanh và bích bu-lông
13, 14, 15, 16 Cụm piston gồm: thân piston, các phốt cao su, lót giữa hai phốt bằng vật liệu chịu mòn 21 Cần piston 18 Vỏ ngoài xylanh thủy lực
Xylanh thủy lực là một cơ cấu hết sức phổ biển, được sử dụng rộng rãi trong thời kì công nghiệp hóa hiện nay Trên nhiều ô tô tải hiện nay, cần bố trí và sự hỗ trợ của thiết bị này
Xylanh thủy lực có kết cấu đơn giản, bố trí thuận tiện, kích thước đa dạng, phù hợp nhiều khoảng không gian khác nhau mà vẫn có thể đảm bảo yêu cầu về tải trọng Để có thể hoạt động, chúng ta cần thêm bộ phận đó là “máy bơm” hay còn gọi là
“bơm dầu” Để dẫn động xylanh, bơm dầu có thể được bố trí ở hộp số ô tô nhưng đa số thì sử dụng bộ nguồn thủy lực riêng
Hình 1 2 Puly dẫn động cáp Đối với xe chở gia súc, thì hành trình xylanh phải tương đối dài và công suất bơm phải tương đối lớn để có thể nâng gia súc lên một cách dễ dàng Vì thế, để thuận tiện và đảm bảo an toàn kỹ thuật nên sẽ được bố trí thêm một xylanh Như thế, hai xylanh sẽ được đặt bên trong hộp xylanh có kết cấu chắc chắn để bảo vệ xylanh, phần cáp và puly tạo nên một hệ thống tương đối kín, an toàn Một đầu xylanh được cố định với hộp, đầu còn lại được lắp thêm puly để dẫn động dây cáp.
Giới thiệu ô tô cơ sở
2.1 Tổng thể ô tô cơ sở Ô tô sát-xi VINHPHAT FN129L4 là một trong những loại ô tô sát-xi được sản xuất, lắp ráp tại nhà máy Vĩnh Phát Motors Toàn bộ linh kiện được nhập khẩu 100% từ nhà máy QingLing (Trung Quốc) đã được kiểm nghiệm và đạt tiêu chuẩn, quy chuẩn kỹ thuật Ô tô sát-xi VINHPHAT FN129L4 được kiểm nghiệm và chạy thử sau khi lắp ráp để đảm bảo an toàn trước khi tiến hành thiết kế và hoàn thiện thùng hàng
Hình 1 3 Tuyến hình ô tô sát-xi cơ sở VINHPHAT FN129L4
Bảng 1 1 Thông số đặc tính cơ bản của ô tô cơ sở VINHPHAT FN129L4
TT Thông số Đơn vị Giá trị
1.1 Loại phương tiện Ô tô tải sát-xi
1.3 Số loại phương tiện FN129L4
2 Thông số về kích thước
2.1 Kích thước tổng thể (LxBxH) mm 8900x2180x2500
2.3 Vết bánh xe trước/sau mm 1680/1670
2.4 Vết bánh xe sau phía ngoài mm 1950
2.5 Chiều dài đầu xe mm 1100
2.6 Chiều dài đuôi xe (ROH) mm 2590
2.7 Khoảng sáng gầm xe mm 290
2.8 Góc thoát trước/sau độ 35/12
3 Thông số về khối lượng
- Phân bố lên trục 2 kg
1400 3.2 Số người cho phép chở kể cả người lái người 03
Khối lượng toàn bộ theo thiết kế lớn nhất của NSX:
- Phân bố lên trục 2 kg
4 Thông số về tính năng
4.1 Tốc độ cực đại của xe km/h 83,37
4.2 Độ dốc lớn nhất mà xe vượt được % 25,3
4.3 Góc ổn định tĩnh ngang của xe khi không tải độ 46,1
Thời gian tăng tốc của xe (đầy tải) từ lúc khởi hành đến khi đi hết quãng đường 200m giây 12,6
4.5 Gia tốc phanh của xe (đầy tải) ở tốc độ 30 km/h m/s 2 6,867
4.6 Quãng đường phanh của xe (đầy tải) ở tốc độ 30 km/h m 6,124
4.7 Bán kính quay vòng nhỏ nhất theo vết bánh xe trước phía ngoài m 10,3
5.1 Nhà sản xuất/kiểu loại động cơ ISUZU/4HK1-TCG40
Loại nhiên liệu, số kỳ, số xylanh, cách bố trí xylanh, phương thức làm mát
Diesel, 4 kỳ, 4 xylanh thẳng hàng, làm mát bằng nước, tăng áp
5.5 Đường kính xylanh x Hành trình piston mm x mm 115x125
5.6 Công suất lớn nhất/Tốc độ quay trục khủy kW/v/ph 139/2600
5.7 Mô men xoắn lớn nhất/Tốc độ quay N.m/v/ph 510/1600
5.8 Phương thức cung cấp nhiên liệu Bơm cao áp, phun trực tiếp
5.9 Bố trí động cơ trên khung xe Phía trước
5.10 Khí thải động cơ Euro IV
6.1 Nhãn hiệu Theo động cơ
6.2 Kiểu loại 1 đĩa ma sát khô
6.3 Kiểu dẫn động Dẫn động thủy lực
7.1 Nhãn hiệu hộp số MLD-6Q
7.3 Kiểu dẫn động Cơ khí
7.4 Số cấp số 06 số tiến, 01 số lùi
7.5 Tỷ số truyền qua các tay số ih1 = 6,72 ih2 = 4,244 ih3 = 2,58 ih4 = 1,54 ih5 = 1 ih6 = 0,763 iR = 6,823
7.6 Mô men xoắn cho phép đầu vào hộp số N.m 550
8.1 Kiểu loại Không đồng tốc
8.3 Đường kính/chiều dày mm x mm ỉ 90 x 3 ỉ 90 x 3 ỉ 90 x 3
Vật liệu các đăng B440QZR
8.5 Ứng suất xoắn cho phép kg.cm 2
9.1 Trục dẫn hướng Trục trước
9.2 Trục dẫn động Trục sau
9.3 Kiểu loại trục trước QLF045
9.3.2 Kiểu tiết diện ngang cầu trước Hình chữ I
9.3.3 Khả năng chịu tài kg 4500
9.4 Kiểu loại cầu sau QLR092
9.4.2 Kiểu tiết diện ngang cầu sau Hình hộp
9.4.3 Khả năng chịu tải kg 9200
9.4.4 Tỷ số truyền cầu sau 5,375
9.4.5 Moment xoắn đầu vào cho phép N.m 38500
10.1 Số lượng bánh xe trục 1 02
10.2 Số lượng bánh xe trục 2 04
10.3 Số lượng bánh xe dự phòng (dùng cho lốp trước) 01
10.4 Ký hiệu vành bánh xe trước/sau 6.50T-20/6.50T-20
10.5 Cỡ lốp trước/sau inch 8.25-20/8.25-20
10.6 Áp suất không khí trong lốp trước tương ứng với tải trọng lớn nhất kPa 900 (2650kg)
10.7 Áp suất không khí trong lốp sau tương ứng với tải trọng lớn nhất kPa 875 (2430kg)
10.8 Chỉ số khả năng chịu tải lốp trước/sau 142/139
10.9 Cấp tốc độ lốp trước/sau J (Vmax = 100 km/h)
- Phụ thuộc, nhớp lỏ ẵ elip
11.1 Hệ thống treo trước - Giảm chấn phụ thuộc
- Phụ thuộc, nhớp lỏ ẵ elip
- Kích thước lá nhíp chính
- Kích thước lá nhíp phụ + 06x70x11
12.1.2 Dẫn động Thủy lực 02 dòng, trợ lực thủy lực
12.1.3 Tác động Lên các bánh xe
12.2.2 Dẫn động Cơ khí cáp kéo
12.2.3 Tác động Tác động lên trục thứ cấp của hộp số
13.1 Nhãn hiệu cơ cấu lái UJKC-898110220
13.2 Kiểu loại cơ cấu lái Trục vít-êcu bi, trợ lực thủy lực
13.3 Tỷ số truyền cơ cấu lái 18,72
13.4 Góc quay lớn nhất bánh xe dẫn hướng độ 38/35
13.5 Tải trọng cầu trước thích hợp kg 4000 ÷ 4600
14.1 Mặt cắt ngang dầm dọc mm [217x70x(6+3)
15.2 Bình ắc-quy: (số lượng, điện áp, dung lượng) 02 - 12V - 75Ah
15.3 Máy phát điện: (điện áp, cường độ dòng điện) 28V – 50A
15.4 Động cơ khởi động: (điện áp, công suất) 24V – 4,5kW
15.5 Đèn chiếu sáng gần/Đèn kích thước trước 02/02 White
15.6 Đèn báo rẽ, đèn cảnh báo nguy hiểm trước 02 White
15.7 Đèn chiếu sáng xa 02 White
15.8 Đèn sương mù trước 02 White
16.3 Số người trong cabin, cả người lái người 03
16.5 Vật liệu chế tạo/độ dày mm tole/0,8m
17.2 Công suất làm lạnh kW 04
18.1 Loại thùng nhiên liệu Kim loại
18.2 Nhiên liệu sử dụng Diesel
18.4 Dung tích bình nhiên liệu lít 100
18.5 Áp suất làm việc của thùng nhiên liệu bar 0,1
18.6 Vị trí đặt thùng nhiên liệu Bên trái
Lựa chọn phương án thiết kế
3.1 Những yêu cầu cần đạt khi thiết kế xe chở gia súc Đảm bảo các yêu cầu kỹ thuật, mỹ thuật và yêu cầu về giá trị sử dụng của ô tô Tính năng động học và động lực học phù hợp thực tế cao, tính ổn định bền vững, tuổi thọ lớn, phù hợp với nhu cầu khách hàng và nhu cầu sử dụng của nhiều người Phù hợp với yêu cầu, điều kiện kỹ thuật và công nghệ của Việt Nam trong từng giai đoạn
Thỏa mãn và đảm bảo quy chuẩn Việt Nam QCVN09:2015/BGTVT; Thông tư 30/2011/TT-BGTVT; Thông tư 54/2014/TT-BGTVT và một số văn bản về tiêu chuẩn, quy chuẩn cùng các văn bản quy phạm pháp luật có liên quan khác
Có đủ độ bền, độ an toàn và độ ổn định cần thiết trong các điều kiện định hình của Việt Nam Sử dụng toàn bộ, tối đa phần khung gầm sát-xi ô tô cơ sở
13 Đối với thiết kế thùng hàng cần đáp ứng một số tiêu chí cơ bản như sau:
(+) Thùng xe phải được thiết kế, bố trí sao cho gia súc dễ dàng lên xuống, không để gia súc thoát ra ngoài khi nâng lên sàn
(+) Xe đảm bảo kiên cố, bền vững khi tham gia giao thông đường bộ, các khoang ngăn cách vừa đủ khoảng trống để bố trí gia súc
(+) Sàn tầng hai có khả noăng gập lên hạ xuống để tạo khoảng không gian trống nhằm thay đổi đối tượng gia súc chuyên chở; hệ thống nâng hạ đảm bảo tải cho phép, bố trí khoa học, bền vững, vận hành dễ dàng
(+) Kích thước tổng thể thùng chở gia súc phù hợp với kích thước tổng thể xe theo quy định hiện hành
3.2 Phân tích và chọn phương án thiết kế Để chọn phương án thiết kế phù hợp thì cần tham khảo, căn cứ các xe thực tế trên thị trường và nhu cầu vận chuyển gia súc ở nước ta hiện nay
Một số xe tải chở gia súc tương tự xe thiết kế trên thị trường hiện nay
Bảng 1 2 Bảng tham khảo mẫu xe chở gia súc trên thị trường
Kích thước lọt lòng (LxBxH)
Dựa trên thông số kích thước xe cơ sở, quy định của quy phạm pháp luật hiện hành và tham khảo một số xe thực tế, chúng ta có thể phân tích thiết kế như sau:
(+) Theo yêu cầu của xe chở gia súc thì thể tích các khoang chứa gia súc phải đảm bảo gia súc không thoát ra ngoài trong khi vận chuyển
(+) Bố trí thêm cửa ngăn để đảm bảo tính động học trong khi tham gia giao thông và đảm bảo tính an toàn, khoa học khi đưa gia súc lên thùng
(+) Để dễ dàng và thuận tiện khi xếp gia súc lên thùng chở ta bố trí bửng nâng Phương án vận chuyển gia súc lên thùng:
(+) Đối với gia súc có kích thước nhỏ, chúng ta sử dụng cả hai tầng của thùng để tận dụng tối đa thể tích Gia súc được đưa từ phía sau thùng bằng cơ cấu bửng nâng, sau đó dẫn gia súc vào sàn thùng cho đến khi phù hợp và phải đảm bảo tải trọng cho phép
(+) Đối với gia súc lớn, chúng ta hạ sàn tầng hai để tận dụng hết thể tích thùng xe nhằm đảm bảo về chiều cao Tương tự, gia súc được đưa từ phía sau thùng lên bửng nâng rồi dẫn gia súc vào thùng xe Đối với phương án vận chuyển gia súc từ phía trên xuống hoặc từ bên hông lên thùng xe đều có thể triển khai Tuy nhiên, những phương án này rất bất tiện, mặt khác những phương án này đòi hỏi thêm nhiều yêu cầu về tính kỹ thuật, tiêu chuẩn Chính vì thế, phương án vận chuyển gia súc từ phía sau lên thùng xe là khả thi, tối ưu nhất
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ Ô TÔ CHỞ GIA SÚC
Xác định kích thước thùng hàng
Khi xác định kích thước thùng hàng, chúng ta cần xác định rõ 3 thông số kích thước cơ bản sau:
(+) Chiều dài tổng thể thùng hàng: Lth
(+) Chiều rộng tổng thể thùng hàng: Bth
(+) Chiều cao tổng thể thùng hàng: Hth
Các kích thước này được xác định lớn nhất theo quy định của các văn bản quy phạm pháp luật hiện hành và yêu cầu khi chuyên chở
Căn cứ Thông tư 42/2014/TT-BGTVT và QCVN 09/2015/BGTVT, ta xác định kích thước thùng hàng thiết kế như sau:
(+) Chiều dài tổng thể xe không lớn hơn 9000mm, với thông số chiều dài cabin là 1675mm Như vậy, ta xác định được Lth < 7325mm Chiều dài tổng thể ô tô thiết kế là
Lth = 7240mm, thỏa mãn điều kiện về chiều dài
(+) Chiều rộng tổng thể xe không lớn hơn 110% chiều rộng cabin và không lớn hơn 2500mm Chiều rộng tổng thể ô tô thiết kế là Bth = 2300mm, đảm bảo yêu cầu kỹ thuật
(+) Chiều cao tổng thể xe đối với ô tô tải trên 5 tấn không lớn hơn 4000mm tính từ mặt đường Như vậy, ô tô thiết kế có thùng hàng cao 2540mm và 1100mm chiều cao tính khung sát-xi đến mặt đường Như vậy, Hth = 3660mm, đảm bảo yêu cầu kỹ thuật.
Kết cấu sàn thùng hàng
2.1 Kết cấu sàn thùng tầng 1
Sàn thùng tầng 1 có kết cấu gồm:
(+) 02 dầm dọc có khoảng cách là 850mm, thép CT3, diện tích mặt cắt ngang là U140x55x5
(+) 20 dầm ngang, bố trí cách đều nhau, thép CT3, diện tích mặt cắt ngang là U120x50x4
(+) Biên hông thùng được hàn với đà ngang thùng, sàn dày 3mm dập lá me, chống trượt
Hình 2 1 Kết cấu khung xương sàn tầng 1
(+) Liên kết giữa dầm dọc và đà ngang thông qua ke tăng cường và mối hàn
(+) Sàn chấn bên hông và phía trước hướng đầu xe để đảm bảo vệ sinh khi chuyên chở
2.2 Kết cấu sàn thùng tầng 2
Sàn tầng 2 có kết cấu gồm:
(+) Sàn tầng hai được thiết kế tối đa chiều dài với kích thước 6970mm, chiều rộng sàn tầng 2 có kích thước 2120mm, bố trí thêm các khớp bản lề để cố định sàn và chịu tải trọng Sàn tầng 2 được bố trí cho thuận lợi nhất và hạn chế va chạm với các trụ chính bên thành thùng hàng Sàn tầng 2 có bố trí thêm các đà ngang bên dưới để chịu lực cho sàn khi có tải trọng
(+) Sử dụng thép hộp []30x60x1,6 làm vật liệu chính cho kết cấu sàn, nhằm giảm được trọng lượng của sàn và liên kết mối hàn
(+) Các sàn được kết nối với nhau bằng liên kết gối đầu và giữ chặt bằng bulông giúp cho sàn được cố định và bền vững hơn
(+) Các đà ngang bên dưới sàn để chịu tải cũng được sử dụng vật liệu thép hộp []30x60x1,6 liên kết với các trụ chính bằng bát và bulông nhằm có thể tháo rời khi cần
(+) Các bản lề được hàn với sàn và dầm ngang hông thùng ở mỗi đầu, có khoảng trống 30mm để gập sàn
(+) Sàn sử dụng tôn dập lá me, chống trượt dày 3mm, có chấn để đảm bảo vệ sinh khi chuyên chở
Hình 2 2 Kết cấu sàn thùng tầng 2
Xác định khối lượng thùng hàng
Hình 2 3 Tổng thể thùng hàng thiết kế
Chúng ta cần tiến hành tính toán và xác định trọng lượng của riêng từng phần của thùng, để xác định chính xác khối lượng tổng thể thùng
Khối lượng tổng thể thùng được xác định sơ bộ như sau: mth = mmb + ms1 + ms2 + mmt + mms + mkm + mp (2.1) Trong đó: mth: khối lượng tổng thể thùng hàng mmb: khối lượng phần mặt bên thùng hàng ms1: khối lượng sàn thùng tầng 1 ms2: khối lượng sàn thùng tầng 2 mmt: khối lượng mặt trước thùng hàng mms: khối lượng mặt sau thùng hàng mkm: khối lượng khung mui mp: khối lượng các phần phụ trên thùng
Vật liệu sử dụng là thép CT3, có khối lượng riêng là: γt = 7800 (kg/cm 3 )
Mặt sàn sử dụng thép CT3, dập lá me, có độ dày 3mm và khối lượng riêng là 26,6 (kg/cm 3 )
3.1 Xác đinh khối lượng mặt bên thùng hàng
Khối lượng mặt bên thùng hàng có thể tính toán sơ bộ như sau: mmb = mk + mt (2.2)
Trong đó: mk: khối lượng phần khung mt: khối lượng phần tôn vách bửng
Hình 2 4 Mặt bên (vách hông) thùng hàng
1 Trụ đứng phía sau 2 Ống lắp khung mui 3 Đà ngang chính 4 Khung xương phụ
5 Trụ C90 6 Vách hông tầng hai 7 Bửng hông 8 Khung viền bửng hông 9 Khung xương bửng hông
Bảng 2 1 Xác định sơ bộ khối lượng mặt bên thùng hàng
TT Thành phần kết cấu Tổng chiều dài (mm)
Diện tích mặt cắt (mm 2 )
13 Chân trụ chính trước - sau 1500 1330 1995000
Kết quả, tổng thể tích là 60971725,76 (mm 3 ) mk = 60971725,76 x 10 -9 x 7800 = 475,58 (kg)
Tôn bửng hông có độ dày là 1,4mm, thép CT3 và có diện tích là 10932408 mm 2 mt = 10932408 x 1,4 x 7800 = 119,38 (kg)
3.2 Xác định khối lượng sàn tầng 1
Tính toán khối lượng sàn tầng 1 sơ bộ như sau: ms1 = md1 + mts1 (2.3)
Trong đó: md1: khối lượng kết cầu khung dầm mts1: khối lượng tôn sàn
(+) Dầm thép U140x55x5mm có tổng chiều dài là 13940mm, diện tích mặt cắt là 1560mm 2 Thể tích là 21746400mm 3
(+) Dầm thép U120x55x4mm có tổng chiều dài là 45200mm, diện tích mặt cắt là 1330mm 2 Thể tích là 60116000mm 3
Tôn sàn tầng 1 có tổng diện tích là 16031000mm 2 , thép CT3, dày 3mm
Như vậy, tổng khối lượng sàn tầng 1 là ms1 = 638,53 + 426,42 1065 (kg)
3.3 Xác định khối lượng sàn tầng 2
Tính toán sơ bộ khối lượng sàn thùng tầng 2 như sau: ms2 = md2 + mts2 (2.4)
Trong đó: md2: khối lượng khung dầm tầng 2 mts2: khối lượng phần tôn sàn tầng 2
Khối lượng phần khung dầm tầng 2 được tính toán như sau:
(+) Tổng chiều dài dầm ngang là 8560mm, diện tích mặt cắt là 210,24mm 2 , thể tích tính được là 1799654,4mm 3
(+) Tổng chiều dài dầm dọc là 12900mm, diện tích mặt cắt là 210,24mm 2 , thể tích tính được là 2712096mm 3
(+) Tổng chiều dài vật liệu cho khung xương là 79140mm, diện tích mặt cắt là 210,24mm 2 , thể tích tính được là 16638393,6mm 3
Như vậy, tổng thể tích là 21150144mm 3
Tôn sàn tầng 2 có tổng diện tích là 14776400mm 2 , thép CT3, dày 3mm
Như vậy, tổng khối lượng sàn tầng 2 là ms2 = 165 + 393 558 (kg)
3.4 Xác định khối lượng mặt trước thùng hàng
Khối lượng mặt trước thùng hàng được tính toán sơ bộ như sau: mmt = mkt + mtt (2.5)
Trong đó: mkt: khối lượng khung xương mặt trước thùng hàng mtt: khối lượng tôn phủ mặt trước
Khối lượng phần khung xương mặt trước được tính toán như sau:
(+) Tổng chiều dài xương ngang là 8400mm, diện tích mặt cắt là 216,16mm 2 , thể tích tính được là 1815744mm 3
(+) Tổng chiều dài vật liệu cho phần khung phụ là 12400mm, diện tích mặt cắt là 216,16mm 2 , thể tích tính được là 2680384mm 3
(+) Tổng chiều dài xương dọc là 8240mm, diện tích mặt cắt là 90,24mm 2 , thể tích tính được là 743577,6mm 3
Phần khung mặt trước được phủ tôn dày 1,4mm, vật liệu chế tạo từ thép CT3, có tổng diện tích 413600mm 2
Như vậy, tổng khối lượng mặt trước thùng là: mmt = 40,87 + 32,3 73,5 (kg)
Hình 2 5 Mặt trước thùng hàng
1 Trụ đứng trước 2 Đà ngang khung xương 3 Đà dọc khung xương 4 Khung xương phụ 5 Tôn phủ
3.5 Xác định khối lượng mặt sau thùng hàng
Khối lượng mặt sau thùng được tính toán như sau: mms = mks + mts + mb (2.6)
Trong đó: mks: khối lượng khung xương cửa mts: khối lượng tôn phủ cánh cửa mb: khối lượng bửng nâng
Hình 2 6 Mặt sau thùng hàng
1 Dầm dọc bửng nâng 2 Dầm ngang bửng nâng 3 Khung biển số 4 Khung đèn sau 5 Cần khóa cửa sau 6 Cửa sau 7 Khung cửa phụ 8 Khung mui bạt
Khối lượng phần khung xương cửa mặt sau thùng được tính toán như sau:
(+) Tổng chiều dài xương ngang là 7520mm, diện tích mặt cắt là 216,16mm 2 , thể tích tính được là 1625523,2mm 3
(+) Tổng chiều dài xương dọc là 6200mm, diện tích mặt cắt là 216,16mm 2 , thể tích tính được là 1340192mm 3
(+) Tổng chiều dài cho phần khung phụ là 11800mm, diện tích mặt cắt là 90,24mm 2 , thể tích tính được là 1064832mm 3
Phần cánh cửa được phủ tôn dày 0,75mm, thép CT3 với tổng diện tích là 1635000mm 2
Khối lượng bửng nâng được xác định như sau: mb = mkc + mtb (2.7)
Trong đó: mkc: khối lượng kết cấu bửng nâng mtb: khối lượng tôn bửng nâng
Khối lượng bửng nâng được tính toán như sau:
(+) Tổng chiều dài trụ đứng là 4600mm, diện tích mặt cắt là 1914mm 2 , thể tích tính được là 8804400mm 3
(+) Tổng chiều dài xương ngang bửng là 6060mm, diện tích mặt cắt là 1090mm 2 , thể tích tính được là 6605400mm 3
(+) Tổng chiều dài xương dọc bửng là 3700mm, diện tích mặt cắt là 1090mm 2 , thể tích tính được là 4033000mm 3
Suy ra: mkc = (8804400 + 6605400 + 4033000) x 10 -9 x 7800 = 151,56 (kg) Phần tôn mặt sàn bửng có diện tích 2756000mm 2 , thép CT3, dập lá me
Như vậy, tổng khối lượng bửng nâng là mb = 151,56 + 73,3 225 (kg)
3.6 Xác định khối lượng khung mui bạt
Khối lượng khung mui bạt được tính toán như sau: mkm = mk + mpk (2.8)
Trong đó: mk: khối lượng khung mui mpk: khối lượng phần phụ khung (cán khung)
Chiều dài tổng thể của một khung mui là l = 3300mm, thộp ống ỉ27 và dày 1,5mm
Diện tích mặt cắt ngang là S = 120mm 2
Khối lượng một khung mui: mlk = 3300 x 120 x 10 -9 x 7800 = 3,1 (kg)
Tổng số khung mui thiết kế là 25 Suy ra, mk = 3,1 x 25 = 77,5 (kg)
Khối lượng phần phụ khung được tính như sau: mpk = 2070 x (8/6 x 10 3 ) = 2,76 (kg) 3 (kg)
Cỏn khung được sử dụng thộp ống ỉ34 và dày 1,5mm , cú w = 8kg/6m
Như vậy, khối lượng khung mui bạt là: mkm = 77,5 + 3 = 100,5 (kg)
3.7 Xác định khối lượng phần phụ trên thùng
Khóa bửng hông, bửng nâng (khóa tôm): 14 x 1,5 = 21 (kg)
Khớp bản lề cửa sau: 4 x 3 = 12 (kg)
Các chi tiết khác được tạm tính theo kinh nghiệm (cụm bơm, ) là: 285 (kg)
Như vậy, theo tính toán sơ bộ các phần phụ trên thùng ta thu được kết quả như sau: mp = 21 + 34 + 12 + 285 = 342 (kg)
Từ những kết quả trên ta thu được: mth = 595 + 1065 + 558 + 73,5 + 266 + 100,5 + 342 = 3000 (kg)
Điều kiện bền của thùng hàng (tính toán bền)
4.1 Tính bền dầm ngang thùng hàng (sàn tầng 1)
Trong quá trình làm việc, sàn thùng luôn chịu tác động của trọng lượng hàng trên thùng Ghh và trọng lượng bản thân thùng Gth Tất cả các tải trọng này tác dụng lên thùng thông qua các dầm ngang, đến các dầm dọc lên sát-xi ô tô (khung sát-xi ô tô) Các dầm
28 dọc của thùng (khung sàn tầng một) tiếp xúc dọc theo chiều dài khung sát-xi ô tô qua lớp cao su đệm bên dưới để đảm bảo đủ độ bền khi lực truyền từ các dầm ngang xuống
Như vậy, khi bắt đầu tính toán bền thùng hàng ta chỉ cần thực hiện tính bền cho các dầm ngang (sàn tầng một) và xem như các phần khác làm việc tương đối đảm bảo đủ bền
Giả thiết đặt ra khi tính toán bền các dầm ngang:
Trọng lượng gia súc chuyên chở và trọng lượng phần sàn thùng tầng một được phân bố đều trên mặt sàn Nói cách khác, phần trọng lượng này phân bố đều cho các dầm ngang và trên suốt chiều dài thùng hàng
Các đầu mút dầm chịu tác dụng của trọng lượng thành thùng hàng
Dựa trên thiết kế sàn thùng 1 có 16 dầm ngang, mỗi dầm có chiều dài 2200mm Tải trọng cho phép của ô tô thiết kế được tính toàn như sau:
- Khối lượng bản thân của ô tô cơ sở: 𝐺 𝑏𝑡 = 3450 (𝑘𝐺)
- Khối lượng thùng hàng thiết kế: 𝑚 𝑡ℎ = 𝐺 𝑡ℎ = 3000 (𝑘𝐺)
- Khối lượng toàn bộ thùng hàng thiết kế trên ô tô cơ sở: 𝐺 𝑡𝑘 = 6450 (𝑘𝐺)
- Khối lượng số người cho phép: 𝐺 𝑛𝑔 = 3 × 65 = 195 (𝑘𝐺)
Trọng lượng cho phép chuyên chở: Ghh = 12990 – (3450 + 3000 + 195) = 6345kg Để đảm bảo an toàn cho các hệ thống và theo phương án thiết kế tải trọng tối đa khi chuyên chở khoảng 6000kg, nên ta có thể chọn tải trọng cho phép của ô tô thiết kế là 6300kg
Tải trọng phân bố đều lên các dầm ngang của ô tô thiết kế như sau: q = (Ghh/2 + Gs1)/l.n [kG/mm] (2.9) Trong đó:
- 𝐺 ℎℎ : trọng lượng hàng hóa (gia súc) cho phép 𝐺 ℎℎ = 6300 (𝑘𝐺)
- 𝐺 𝑠1 : trọng lượng sàn thùng tầng (1) 𝑚 𝑠1 = 𝐺 𝑠1 = 1065 (𝑘𝐺)
- 𝑙: chiều dài của dầm tính toán 𝑙 = 2200 (𝑚𝑚)
- 𝑛: tổng số dầm tính toán 𝑛 = 16
Thay số vào công thức, ta có kết quả như sau: 𝑞 = 0,12 [𝑘𝐺 𝑚𝑚⁄ ]
Tải trọng phân bộ lên đầu mút dầm được tính toán như sau:
- 𝐺 𝑚𝑏 : Trọng lượng thành bên thùng 𝑚 𝑚𝑏 = 𝐺 𝑚𝑏 = 595 (𝑘𝐺)
- 𝐺 𝑘𝑚 : Trọng lượng phần khung mui 𝑚 𝑘𝑚 = 𝐺 𝑘𝑚 = 100,5 (𝑘𝐺)
- 𝐺 𝑠2 : Trọng lượng sàn thùng tầng (2) 𝑚 𝑠2 = 𝐺 𝑠2 = 558 (𝑘𝐺)
- 𝑛 = 16 dầm theo phương án thiết kế
Thay số vào công thức, ta có kết quả như sau: 𝑃 = 137,6 (𝑘𝐺)
Sử dụng phần mềm MDSolid để tính toán bền, ta thu được sơ đồ như sau:
Hình 2 7 Sơ đồ phân bố lực và biểu đồ moment tác dụng lên các dầm ngang.
Theo sơ đồ như trên hình 2.4, ta thấy moment uốn lớn nhất tác dụng lên dầm tại vị trí (A) và (B) gối đỡ là: 𝑀 𝑢1𝑚𝑎𝑥 = 1202,2 [𝑘𝑁 𝑚𝑚]
Dầm ngang là dầm chữ 𝑈120𝑥50𝑥4 có các thông số kỹ thuật như sau:
Moment chống uốn đối với trục 𝑥 là: 𝑊 𝑥 = 𝐽 𝑥
- Ứng suất uốn tác dụng tác dụng lên các dầm:
↔ 𝜎 𝑢1𝑚𝑎𝑥 = 24 𝑀𝑃𝑎 < [𝜎 𝑏 ] = 120 𝑀𝑃𝑎 Vậy với kết quả trên thì các dầm đảm bảo đủ bền khi làm việc
4.2 Tính toán bền các dầm ngang sàn thùng tầng 2 Để tính toán bền cho các dầm ngang sàn tầng 2, chúng ta có thể đặt ra giả thiết như sau:
2 tải trọng gia súc khi đầy tải và tải trọng của toàn bộ sàn tầng (2), như vậy sàn tầng (2) sẽ chịu 1
2 tải trọng gia súc chuyên chở và tải trọng của sàn
Các lực tác dụng lên mặt sàn phân bố đều trên các dầm ngang và trên suốt chiều dài của chúng
Xem các khớp bản lề, bát bắt đà ngang chính, đà viền đủ bền và đóng vai trò là gối đỡ cho các đà ngang
Như vậy, ta có thể tính toán tải trọng lên các dầm ngang sàn thùng tầng 2 như sau:
- 𝐺 ℎℎ : tải trọng hàng hóa cho phép tối đa 𝐺 ℎℎ = 6300 (𝑘𝐺)
- 𝑙: chiều dài dầm ngang tính toán 𝑙 = 2000 𝑚𝑚 = 200 𝑐𝑚
- 𝑛: số dầm ngang tính toán 𝑛 = 17
Thay số vào công thức, ta có kết quả như sau: 𝑞 ≅ 1,1 [𝑘𝐺 𝑐𝑚⁄ ]
Sử dụng phần mềm MDSolid tính toán bền, ta thu được sơ đồ như sau:
Hình 2 8 Sơ đồ phân bố lực và biểu đồ moment tác dụng lên các dầm ngang 2
Theo sơ đồ như trên hình 2.5, ta thấy moment uốn lớn nhất tác dụng lên dầm tại vị trí chính giữa dầm là: 𝑀 𝑢2𝑚𝑎𝑥 = 550000 [𝑁 𝑚𝑚]
Dầm ngang sàn tầng 2 được sử dụng loại thép hộp chữ nhật 30x60, loại thép CT3 và có thông số đặc tính như sau:
Theo tiêu chuẩn 𝐽𝐼𝑆 𝐺 3466 và 𝑇𝐶𝐶𝑆 𝑉𝑁𝑂 − 02, ta có số liệu thống kê sau:
Moment chống uốn đối với trục 𝑥 là: 𝑊 𝑥 = 5,19 [𝑐𝑚 3 ] Ứng suất uốn tác dụng lên dầm ngang 2:
↔ 𝜎 𝑢2𝑚𝑎𝑥 = 106 𝑀𝑃𝑎 < [𝜎] = 120 𝑀𝑃𝑎 Vậy với kết quả trên thì các dầm đảm bảo đủ bền khi làm việc
4.3 Tính toán bền các dầm dọc sàn thùng tầng 2 Để tính toán bền các dầm dọc sàn tầng 2, ta đặt ra các giả thuyết như sau:
2 tải trọng hàng hóa khi xe đầy tải và tải trọng toàn bộ sàn tầng (2), như vậy sàn tầng (2) sẽ chịu 1
2 tải trọng gia súc chuyên chở và tải trọng của sàn
Các lực tác dụng lên mặt sàn phân bố đều trên các dầm dọc và trên suốt chiều dài của chúng
Xem 04 đà ngang chính chịu lực chính đóng vai trò gối đỡ của các dầm dọc Như vậy, ta có thể tính toán tải trọng lên các dầm dọc sàn thùng tầng 2 như sau:
- 𝑙: chiều dài dầm dọc tính toán 𝑙 = 6810 𝑚𝑚
- 𝑛: số lượng dầm dọc cần tính toán 𝑛 = 5
Thay số vào công thức, ta thu được kết quả như sau: 𝑞 ≅ 0,11 [𝑘𝐺 𝑚𝑚⁄ ]
Thay thế các gối đỡ ở giữa bằng các phản lực:
Sử dụng phần mềm MDSolid tính toán bền, ta thu được sơ đồ như sau:
Hình 2 9 Sơ đồ phân bố lực và biểu đồ moment tác dụng lên các dầm dọc 2
Theo sơ đồ như trên hình 2.6, ta thấy moment uốn lớn nhất tác dụng lên dầm tại vị trí chính giữa dầm là: 𝑀′ 𝑢2𝑚𝑎𝑥 ≅ 6366,2 [𝑘𝑁 𝑚]
Dầm dọc sàn tầng 2 được sử dụng loại thép hộp chữ nhật 30x60, loại thép CT3 và có thông số đặc tính như sau:
Theo tiêu chuẩn 𝐽𝐼𝑆 𝐺 3466 và 𝑇𝐶𝐶𝑆 𝑉𝑁𝑂 − 02, ta có số liệu thống kê sau:
Moment chống uốn đối với trục 𝑥 là: 𝑊 𝑥 = 5,19 [𝑐𝑚 3 ] Ứng suất uốn tác dụng lên dầm ngang 2:
↔ 𝜎 𝑢2𝑚𝑎𝑥 = 12,3 𝑀𝑃𝑎 < [𝜎] = 120 𝑀𝑃𝑎 Vậy với kết quả trên thì các dầm đảm bảo đủ bền khi làm việc
4.4 Các liên kết thùng chở gia súc vào khung sát-xi ô tô
Trong quá trình thực tập tốt nghiệp, được hướng dẫn và tham khảo một số mẫu ô tô tại nhà máy cùng với một số mẫu ô tô có trên thị trường hiện nay Dựa trên cơ sở đó, ta tiến hành liên kết thùng thiết kế với khung sát-xi ô tô cơ sở như sau:
10 bu-lông quang 𝑀18𝑥2,5, 16 bu-lông 𝑀16𝑥2 liên kết bát chống trượt để chống xê dịch và sử dụng thêm 04 bu-lông 𝑀16𝑥2 để liên kết bát chống xô theo phương xiên Các bát chống trượt và chống xô được hàn đồng thời vào khung sát-xi và thùng hàng, giữa khung sát-xi và thùng hàng được lót lớp đệm gỗ có độ dày 20 𝑚𝑚 Các liên kết được thể hiện trên hình
Hình 2 10Liên kết bát chống trượt
1 Bát gắn trên dầm dọc thùng 2 Đệm lót 3 Bu-lông M16 4 Bát gắn trên sát-xi
5 Khung sát-xi xe 6 Dầm dọc thùng hàng
Hình 2 11Liên kết bát chống xô và bu-lông quang treo
1 Bát chống xô trên 2 Dầm dọc thùng hàng 3 Đệm lóp 4 Bát chống xô dưới
5 Sát-xi ô tô cơ sở 6 Bu-lông liên kết
4.5 Tính bền bu-lông lắp bát chống trượt giữa thùng hàng và khung sát-xi ô tô
Khi tính toán bu-lông ghép các bát chống trượt, ta đặt giả thuyết bỏ qua các bulong treo chống dịch chuyển ngang của thùng và khung sát-xi Xét trường hợp, gây ra dịch chuyển dọc lớn nhất của thùng là lúc ô tô phanh gấp trên đường có dốc
Các lực tác dụng lên thùng hàng khi ô tô phanh đột ngột trên đường và xe đang xuống dốc
Hình 2 12 Sơ đồ lực tác dụng lên thùng chở gia súc khi ô tô phanh gấp trên đường xuống dốc
𝐹 𝑚𝑠 (𝑘𝐺): lực ma sát sinh ra giữa dầm dọc (1) thùng hàng và khung sát-xi ô tô
𝑃 𝑗 (𝑘𝐺): lực quán tính của thùng và gia súc sinh ra khi ô tô phanh đột ngột
𝐺 1 (𝑘𝐺): tải trọng của thùng 𝐺 𝑡ℎ (𝑘𝐺) và trọng lượng gia súc 𝐺 ℎℎ (𝑘𝐺)
𝐺 1 = 𝐺 𝑡ℎ + 𝐺 ℎℎ = 3000 + 6300 = 9300 (𝑘𝐺) Tại mặt tiếp xúc giữa dầm dọc (1) của thùng và khung sát-xi sinh ra lực ma sát:
𝜇: hệ số ma sát giữa dầm dọc (1) thùng và khung sát-xi ô tô với ma sát giữa lớp đệm và thép có 𝜇 = 0,24 ÷ 0,26 Chọn 𝜇 = 0,25
𝛼: góc nghiêng dọc của đường dốc, 𝛼 được chọn theo độ dốc lớn nhất khắc phục được của xe cơ sở 𝑖 = 29,3% = 0,293
→ 𝐹 𝑚𝑠 = 0,25.9300.0,96 = 2232 (𝑘𝐺) Lực quán tính của thùng sinh ra khi phanh đột ngột:
𝑗 𝑚𝑎𝑥 : gia tốc cực đại khi phanh gấp, 𝑗 𝑚𝑎𝑥 = 7,5 ÷ 8 [𝑚 𝑠⁄ 2 ];𝑗 𝑚𝑎𝑥 = 8 [𝑚 𝑠⁄ 2 ]
9,81 × 8 = 7584 (𝑘𝐺) Điều kiện để thùng hàng không trượt về phía trước khi ô tô phanh gấp trên đường dốc: 𝐹 𝑚𝑠 + 𝐹 𝑏𝑙 ≥ 𝑃 𝑗 + 𝐺 1𝛼
𝐺 1𝛼 (𝑘𝐺): Trọng lượng thùng hàng và gia súc theo chiều dọc của ô tô khi xe nghiêng theo chiều dọc một góc 𝛼:
Từ công thức (2.14), ta tính toán như sau:
𝐹 𝑏𝑙 ≥ 7584 + 2613,3 − 2232 = 7965,3 (𝑘𝐺) Vậy 01 bu-lông lắp bích chống xô chịu tải trọng là:
41 Đường kính nhỏ nhất của 01 bu-lông chịu cắt của các bu-lông lắp bích chống xô là:
[𝜏 𝑐 ]: Giới hạn bền cắt cho phép của vật liệu chế tạo bu-lông [𝑘𝐺 𝑚⁄ 2 ]
𝜎 𝑐ℎ : Giới hạn chảy của vật liệu chế tạo bu-lông, thân bu-lông được chế tạo bằng thép CT3 và 𝜎 𝑐ℎ = 24 10 6 [ 𝐾𝑁
Vậy để lắp các bích chống xô nhằm hạn chế dịch chuyển dọc giữa thùng hàng và khung sát-xi ô tô, ta chọn bu-lông 𝑀16𝑥2 là đảm bảo đủ bền
4.6 Tính bền bulong quang treo chống chuyển vị ngang thùng hàng ổn định trên đường vòng khi ô tô quay vòng
Khi tinh toán bền bu-lông quang treo chống trượt ngang, ta tiến hành bỏ qua các bu-lông lắp bát chống xô dọc thùng hàng
Xét thùng và trọng lượng gia súc của xe khi quay vòng ổn định trên đường vòng, bao gồm lực ma sát 𝐹 𝑚𝑠 và lực quán tính ly tâm 𝑃 𝑙𝑡 Lực quán tính ly tâm được chia làm hai phần lực chính là lực quán tính ly tâm theo trục 𝑥 (phương dọc) và theo trục 𝑦 (phương ngang) {𝑃 𝑙𝑡𝑥 ; 𝑃 𝑙𝑡𝑦 } Ta chỉ cần tính toán lực quán tính ly tâm theo trục 𝑦; 𝑃 𝑙𝑡𝑦 Xác định tọa độ trọng tâm ô tô thiết kế theo chiều cao khi đầy tải
Tọa độ trọng tâm của xe theo chiều cao được xác định theo công thức:
𝐺 𝑖 : Trọng lượng các thành phần ô tô
ℎ 𝑖 [𝑚]: Tọa độ trọng tâm theo chiều cao các thành phần của xe, bao gồm:
ℎ 1 [𝑚]: Tọa độ trọng tâm theo chiều cao sát-xi và được lấy theo giá trị thực nghiệm ℎ 1 = 835 [𝑚𝑚] = 0,835 [𝑚]
ℎ 2 [𝑚]: Tọa độ trọng tâm theo chiều cao thùng hàng
ℎ 𝑖2 , 𝐺 𝑖2 : Lần lượt là chiều cao trọng tâm và trọng lượng thành phần thùng ℎ 2 được tính toán như sau:
Bảng 2 2 Bảng tính toán trọng tâm theo chiều cao
Chiều cao trọng tâm tính từ mép dưới thùng [𝑚𝑚]
Vậy tọa độ trọng tâm của thùng theo chiều cao khi lắp lên khung sát-xi là:
ℎ 3 [𝑚]: tọa độ trọng tâm theo chiều cao của kíp lái, giá trị ℎ 3 = 1,8 [𝑚] được xác định bằng thực nghiệm
ℎ 4 [𝑚]: Tọa độ trọng tâm theo chiều cao của hàng hóa Hàng hóa được tải tối đa toàn bộ thể tích thùng nền theo thực nghiệm giá trị ℎ 4 = 2,55 [𝑚]
Vậy tọa độ trọng tâm của ô tô thiết kế khi toàn tải được xác đinh:
Tọa độ trọng tâm của ô tô thiết kế theo chiều cao khi không tải được xác định như sau:
Lực quán tính theo phương ngang xe của thùng và hàng hóa khi ô tô quay vòng ổn định trên đường vòng là:
𝑉 𝑔ℎ : Vận tốc giới hạn lớn lật nhất khi ô tô quay vòng ổn định [𝑚 𝑠⁄ ] Khi tính toán, ta tính cho trường hợp đường không có góc nghiêng
𝐵 2 : Bề rộng trung bình của vết tiếp xúc ở vết bánh xe sau phía ngoài [𝑚]
𝑅 𝑚𝑖𝑛 : Bán kính quay vòng nhỏ nhất của ô tô Do chỉ thiết kế kết cấu thùng tải nên không ảnh hưởng đến bán kính quay vòng của ô tô cơ sở
9,81×9,21 ≅ 6718,6 (𝑘𝐺) Để tính toán bu-lông quang treo hạn chế dịch chuyển ngang của thùng so với sát- xi ô tô, ta căn cứ vào lực quán tính theo phương ngang 𝑃 𝑙𝑡𝑦
Sử dụng 10 bu-lông quang treo để hạn chế dịch chuyển ngang nên ta có lực cắt sinh ra cho một bu-lông quang treo là:
𝐹 𝑚𝑠 : Lực ma sát khi ô tô di chuyển trên đường bằng
Như vậy, tương tự suy ra: 𝑑 𝑏𝑙 = √ 𝜋.[𝜏 4.𝐹 𝑏𝑙
Vậy để lắp các bích chống xô nhằm hạn chế dịch chuyển ngang giữa thùng hàng và khung sát-xi ô tô, ta chọn bu-lông M18x2,5 là đảm bảo đủ bền
4.7 Tính toán và lựa chọn xylanh thủy lực nâng bửng
4.7.1 Tính toán, lựa chọn bơm và xylanh thủy lực
Hình 2 13 Sơ đồ lực tác dụng của xylanh thủy lực
Lực đẩy của xylanh thủy lực lớn nhất được xác định khi nâng gia súc có trọng lượng lớn nhất có thể thông qua ròng rọc cố định A và B Theo như sơ đồ hình 2.10, ta có thể tính như sau:
𝐺 𝑛 : Trọng lượng hàng hóa lớn nhất khi nâng 𝐺 𝑛 = 600 (𝑘𝐺)
𝐺 𝑏𝑛 : Trọng lượng phần bửng nâng 𝐺 𝑏𝑛 = 225 (𝑘𝐺)
Thay số vào ta được kết quả sau: 𝑃 = 600 + 225 = 825 (𝑘𝐺)
Thông qua hai ròng rọc cố định A và B, ta được:
2 𝑃 𝑥𝑙 = 2 𝑃 = 1650 (𝑘𝐺) Như vậy, 𝑃 𝑥𝑙 = 825 (𝑘𝐺) là lực đẩy cần thiết để nâng gia súc lên sàn
Lực đẩy xylanh được tính toán như sau:
𝑖: số lượng xylanh làm việc 𝑖 = 2
𝑆: diện tích mặt cắt lòng xylanh
𝑃: áp suất dầu trong xylanh khi làm việc
𝜂: hiệu suất làm việc của hệ thống – chọn 𝜂 = 85% Điều kiện để chọn bơm và xylanh phù hợp: 𝐹 𝑥𝑙 ≥ 𝑃 𝑥𝑙
Tham khảo một số ô tô chở gia súc có hệ thống bửng nâng trên thị trường hiện nay, ta có thể chọn bộ nguồn của hãng Geximco và có các thông số như sau:
Kiểu loại: Bơm bánh răng 𝑞 = 2,0 [𝑐𝑐/𝑣]
46 Áp suất làm việc/tối đa: 150 230 𝑏𝑎𝑟 = 1,5 10⁄ 7 ⁄2,3 10 7 [𝑁 𝑚⁄ 2 ]
Tính toán công suất bơm:
60 × 1,5 10 7 = 1200 [𝑊] = 1,2 [𝑘𝑊] Công suất trục dẫn động bơm:
𝜂 𝑐𝑘 : Hiệu suất cơ khí – chọn 𝜂 𝑐𝑘 = 0,95
𝜂 𝑄 : Hiệu suất lưu lượng – chọn 𝜂 𝑄 = 0,95
Xylanh thủy lực: Đường kính piston: ∅50 𝑚𝑚 Đường kính cần: ∅35 𝑚𝑚
Hành trình: 820 𝑚𝑚 Áp suất làm việc/tối đa: 200 250 𝑀𝑃𝑎⁄
Dựa trên các thông số đã chọn của hệ thống thủy lực, thay vào công thức (2.24) ta có kết quả như sau: 𝐹 𝑥𝑙 = 2 × 𝜋 (60−50) 2
4 × 0,85 × 20 = 2670,35 (𝑘𝐺) Suy ra: 𝐹 𝑥𝑙 > 𝑃 𝑥𝑙 nên xylanh thõa mãn điều kiện làm việc
4.7.2 Sơ đồ mạch điều khiển bửng
Hình 2 15 Sơ đồ mạch điều khiển bửng
Sử dụng bảng điều khiển có giắc cắm, dễ dàng tháo lắp trong quá trình vận hành Bảng điều khiển có hai chế độ đơn giản như sau:
Chế độ “𝑈𝑃”: Dầu từ thùng sẽ được bơm với áp suất cao qua van đảo chiều, đến van tiết lưu và dầu được đưa đến van chia dòng cấp vào van (𝑉2 𝑣à 𝑉3) đến xylanh thủy lực làm nâng bửng
Chế độ “𝐷𝑂𝑊𝑁”: Dầu sẽ được trả về van một chiều 𝑉1 và hồi dầu về thùng chứa, lúc này xylanh giảm hành trình bửng được hạ xuống
KIỂM TRA ỔN ĐỊNH – ĐỘNG HỌC – ĐỘNG LỰC HỌC
Tính ổn định của ô tô thiết kế
1.1 Xác định tọa độ trọng tâm
Trọng tâm thùng hàng được đặt tại trọng tâm hình học của thùng
Hình 3 1 Sơ đồ tính toán lực phân bố khối lượng
Bảng 3 1 Bảng thông số tính toán trọng tâm
STT Thông số Ký hiệu Đơn vị Giá trị
3 Vết bánh xe sau phía ngoài 𝐵 02𝑁 𝑚𝑚 1950
6 Bán kính quay vòng nhỏ nhất 𝑅 𝑚𝑖𝑛 𝑚 10,3
Bảng 3 2 Bảng tính toán chiều dài khoảng cách
STT Khoảng cách Ký hiệu Giá trị [𝑚𝑚]
1 Chiều dài cơ sở tính toán 𝐿 𝑐𝑠 5210
2 Khoảng cách từ kíp lái đến tâm trục cân bằng 𝐿 𝑘𝑙 5210
3 Khoảng cách từ trọng tâm sát-xi đến trục cân bằng
4 Khoảng cách từ trọng tâm thùng hàng đến trục cân bằng
5 Khoảng cách từ trọng tâm hàng hoá đến trục cân bằng
6 Khoảng cách từ trọng tâm khối lượng phụ đến trục cân bằng
Tính toán tọa độ trọng tâm theo chiều dọc:
Trường hợp: Ô tô không tải
Khoảng cách từ trọng tâm ô tô đến tâm cầu trước:
𝑎 𝑜 = 𝐿 0 − 𝑏 𝑜 [𝑚𝑚] (3.1) Khoảng cách từ trọng tâm ô tô đến tâm cầu sau:
𝐿 0 : Chiều dài ô tô cơ sở;
Trường hợp: Ô tô đầy tải
Khoảng cách từ trọng tâm ô tô đến tâm cầu trước:
𝑎 𝑜 = 𝐿 0 − 𝑏 [𝑚𝑚] (3.3) Khoảng cách từ trọng tâm ô tô đến tâm cầu sau:
Tọa độ trọng tâm ô tô theo chiều cao:
Bảng 3 3 Bảng thông số trọng tâm theo chiều cao
STT Thành phần trọng lượng 𝐺 𝑖 (𝑘𝐺) 𝐻 𝑖 (𝑚𝑚)
1 Trọng lượng ô tô sát-xi 𝐺 𝑠𝑥 3450 835
3 Trọng lượng phụ: cản hông, vè, 𝐺 𝑝ℎ 80 1100
𝐻 𝑖 : Tọa độ trọng tâm của các thành phần thứ 𝑖 (tính từ mặt đất đến trọng tâm khối lượng thành phần) theo chiều cao
Chiều cao trọng tâm ô tô được tính như sau:
∑ 𝐺 𝑖 [𝑚𝑚] (3.5) Kết quả tính toán trọng tâm ô tô:
Bảng 3 4 Bảng kết quả tính toán trọng tâm ô tô
Khả năng để đảm bảo cho xe không bị lật hay trượt trên đường dốc dọc được xem là tính ổn định dọc tĩnh của xe mà ta xét đến
52 Để tính toán tính ổn định dọc tĩnh, ta có sơ đồ như sau:
Hình 3 2 Sơ đồ lực và moment tác dụng lên ô tô khi đứng yên (quay đầu lên dốc)
Như trên sơ đồ thì ô tô chịu tác dụng như sau:
Trọng lượng ô tô 𝐺 đặt tại trọng tâm ô tô Được chia làm hai thành phần 𝐺 cos 𝛼 và 𝐺 sin 𝛼, do có góc 𝛼
Hợp các lực và phản lực theo phương thẳng đứng của đường tác dụng lên bánh xe trước và sau, ta có: 𝑍 1 + 𝑍 2 = 𝐺 cos 𝛼
Mặc dù, có moment cản lăn nhưng rất nhỏ và để xe khỏi bị trượt xuống dốc (thành phần 𝐺 sin 𝛼) ta bố trí đặt phanh ở các bánh xe sau
Gọi 𝛼 𝑑𝑙 là góc tại đó xảy ra lật đổ xe, khi 𝛼 ↑ (𝛼 = 𝛼 𝑑𝑙 ) bánh xe trước nhấc lên khỏi mặt đường Khi đó, 𝑍 1 = 0 và xe bị lật quanh 𝑂 2 Để xác định góc giới hạn mà xe bị lật đỗ khi leo dốc, ta lập phương trình như sau:
Giới hạn ổn định dọc khi quay đầu lên dốc: 𝑡𝑔𝛼 1 = 𝑏
ℎ 𝐺 (3.7) Giới hạn ổn định khi quay đầu xuống dốc: 𝑡𝑔𝛼 2 = 𝑎
Do trượt trên đường vì không đủ lực phanh hoặc do bám không tốt giữa bánh xe và mặt đường dẫn đến sự mất ổn định của ô tô, ngoài việc bị lật đổ
Người ta, thường bố trí phanh ở các bánh xe để xe không bị trượt lăn khi xuống dốc Khi lực phanh lớn nhất đạt đến giới hạn bám, xe có thể bị trượt dốc
Do đó, ta có thể tính như sau:
𝑃 𝑃𝑚𝑎𝑥 : Lực phanh lớn nhất đặt ở các bánh xe
𝜑: Hệ số bám dọc của bánh xe với đường 𝜑 = 0,8
𝑍 2 : Phản lực của đường tác dụng lên bánh xe sau
Suy ra: Góc dốc giới hạn khi ô tô đứng trên dốc quay đầu lên bị trượt khi đầy tải được xác định như sau: 𝑡𝑔𝛼 𝑡𝑙 = 𝜑 𝑎
Hình 3 3 Sơ đồ lực và moment tác dụng lên ô tô khi đứng yên (quay đầu xuống dốc)
Tương tự, ta xác định góc dốc giới hạn khi ô tô đứng trên dốc quay đầu xuống bị trượt khi đầy tải được xác định như sau:
Vậy: 𝛼 𝑡𝑥 = 21,8° Đối với trường hợp không tải, tương tự ta có kết quả như sau:
Khi xe quay đầu lên dốc: 𝛼′ 𝑡𝑙 = 23,27°
Khi xe quay đầu xuống dốc: 𝛼′ 𝑡𝑥 = 14,6°
Vậy góc dốc giới hạn khi xe không tải và toàn tải là góc dốc giới hạn trượt đảm bảo lưu hành tốt trên đường bộ Việt Nam hiện nay theo QCVN 09-2015
Có thể bỏ qua lực cản không khí, lực quán tính và lực cản lăn không đáng kể do xe xuống dốc hoặc lên dốc với tốc độ rất thấp (𝑃 𝑗 = 𝑃 𝜔 = 𝑃 𝑓 = 0) nên các góc giới hạn lật đổ xe tương tự như xe đứng yên
1.2 Tính ổn định ngang của ô tô
1.2.1 Tính ổn định của ô tô khi chuyển động trên đường nghiêng ngang Đặt giả thuyết:
Vết trượt của bánh xe trước và sau trùng nhau;
Trọng tâm xe nằm trong mặt phẳng đối xứng dọc;
Trị số moment quán tính các chi tiết quay động cơ và hệ số truyền lực khi ô tô chuyển động đều 𝑀 𝑗𝑛 ≅ 0
Hình 3 4 Sơ đồ tính toán ổn định tĩnh ngang
Tổng hợp các lực tác dụng khi ô tô chuyển động trên đường nghiêng ngang: Trọng lượng 𝐺 được chia làm hai thành phần 𝐺 𝑐𝑜𝑠 𝛽 và 𝐺 𝑠𝑖𝑛 𝛽
𝑍 ′ & 𝑍′′ các phản lực thẳng góc từ mặt đường tác dụng lên bánh xe
𝑀 𝑗𝑛 : Moment quán tính của các chi tiết quay của động cơ và hệ thống truyền lực
Dưới tác dụng của các lực và moment, khi 𝛽 ↑ (𝛽 = 𝛽 đ ), xe bị lật quanh điểm 𝐴′ và 𝑍 ′′ = 0
Moment ở điểm 𝐴′, ta có: 𝐺 cos 𝛽 đ 𝐵
𝛽 đ : góc giới hạn mà xe bị lật đổ
𝐵 [𝑚]: khoảng cách giữa hai vệt bánh xe sau, 𝐵 2 = 2180 [𝑚𝑚]
Thay số vào ta có kết quả như sau (xe toàn tải): 𝑡𝑔𝛽 đ = 2,18
2.2,0303= 0,54 Vậy góc nghiêng giới hạn mà xe bị lật đổ khi toàn tải là: 𝛽 đ = 28,37°
Tương tự, thay số vào ta có (xe không tải): 𝑡𝑔𝛽′ đ = 2,18
Vậy góc nghiêng giới hạn mà xe bị lật đổ khi không tải là: 𝛽′ đ = 35,02°
Với kết quả trên đảm bảo theo QCVN 09-2015 khi 𝛽′ đ = 35,02° lớn hơn 35° đối với trường hợp không tải
Khi chất lượng đường kém, hệ số bám thấp xe có thể bị trượt trên đường nghiêng ngang, khi đó ta có:
𝛽 𝜑 : Góc dốc giới hạn mà ô tô bị trượt
𝜑 𝑦 : Hệ số bám ngang giữa bánh xe và mặt đường, chọn 𝜑 𝑦 = 0,5
Rút gọn công thức trên:𝑡𝑔 𝛽 𝜑 = 𝜑 𝑦 = 0,5; 𝛽 𝜑 = 26,56°
Vậy góc dốc giới hạn của ô tô thiết kế như kết quả tính toán là phù hợp, khi ô tô trượt trước khi bị lật và đảm bảo lưu thông trên đường bộ Việt Nam hiện nay (𝛽 𝜑 < 𝛽 đ )
1.2.2 Tính ổn định của ô tô khi chuyển động quay vòng trên đường nghiêng ngang
Hình 3 5 Sơ đồ lực và moment tác dụng của ô tô chuyển động quay vòng trên đường nghiênh ngang
Lực ly tâm 𝑃 𝑙𝑡 được chia làm hai thành phần, do có góc nghiêng ngang 𝛽 Khi góc 𝛽 tăng dần, dưới tác dụng của 𝑃 𝑙𝑡 xe sẽ bị lật đổ quanh mặt phẳng đi qua 𝐴 ′ ứng với vận tốc giới hạn và 𝑍 ′′ = 0
Lấy moment các hợp lực với 𝐴′, ta có:
𝑣 𝑛 vận tốc giới hạn nguy hiểm [𝑚 𝑠⁄ ]
𝛽 đ góc dốc giới hạn bị lật đổ khi xe chuyển động trên đường nghiêng ngang
Theo TCVN 9162:2012 quy định tiêu chuẩn đường bộ, ta có độ nghiêng ngang lớn nhất tại đường cong là 6% − 𝑡𝑔𝛽 đ = 0,06
𝑅 bán kính quay vòng thấp nhất 𝑅 = 10,3 [𝑚]
𝐵 = 2,18 [𝑚], bề rộng giữa 2 vết bánh xe sau
Thay số ta thu được kết quả sau:
1 + 2,18 2.2,0303 0,06 = 6,83 [𝑚 𝑠⁄ ] = 24,6 [𝑘𝑚 ℎ⁄ ] Nếu hướng nghiêng của đường cùng phía với trục quay vòng thì vận tốc nguy hiểm khi xe bị lật đổ là: 𝑣′ 𝑛 = √
Xe có thể bị trượt bên dưới tác dụng của thành phần lực 𝐺 sin 𝛽 và 𝑃 𝑙𝑡 cos 𝛽 do điều kiện bám ngang của bánh xe và đường không đảm bảo
Ta sử dụng phương trình hình chiếu để xác định vận tốc giới hạn khi xe bị trượt bên như sau:
𝑔𝑅 vào phường trình trên, ta có:
𝑣 𝜑 vận tốc giới hạn khi xe bị trượt bên
𝛽 𝜑 góc giới hạn của đường ứng với vận tốc giới hạn
𝜑 𝑦 hệ số bám ngang của đường và bánh xe – chọn 𝜑 𝑦 = 0,5
Nếu hướng nghiêng của đường cùng phía với trục quay vòng thì vận tốc giới hạn khi xe bị trượt bên là:
1−𝜑 𝑦 𝑡𝑔 𝛽 𝜑 𝑔 𝑅 = 7,64 [𝑚 𝑠]⁄ = 27,5 [𝑘𝑚 ℎ]⁄ (3.19) Với kết quả so sánh 𝑣 𝑛 > 𝑣 𝜑 đảm bảo điều kiện ô tô bị trượt trước khi bị lật đổ Trường hợp xe chạy quay vòng trên đường nằm ngang thì vận tốc giới hạn để xe bị trượt bên là: 𝑣 𝜙 = √𝑔 𝑅 𝜑𝑦 = √9,81.10,3.0,6 = 7,78 [𝑚 𝑠⁄ ]
Kết luận: Ô tô thiết kế đóng mới có các thông số như sau:
Vận tốc giới hạn nguy hiểm bị lật khi quay vòng trên đường nghiêng ngang là:
Vận tốc giới hạn nguy hiểm khi xe bị trượt là: 𝑣 𝜑 = 23,56 𝑘𝑚 ℎ⁄ ;
Trên đường nằm ngang thì vận tốc giới hạn khi xe bị trượt bên là: 𝑣 𝜙 = 28 𝑘𝑚 ℎ⁄ 1.3 Tính toán sức kéo ô tô sau thiết kế
Trong quá trình thiết kế ô tô, chúng ta cần phải tính đến động học – động lực học của ô tô đó Mục đích tính toán động lực học nhằm để kiểm tra công suất, đặc tính vận hành trên đường, tốc độ cực đại khi chạy trên đường tốt nằm ngang (𝑉 𝑚𝑎𝑥 ), hệ số cản lớn nhất mà xe có thể khắc phục được (𝜓 𝑚𝑎𝑥 ) để có căn cứ, cơ sở kết luận về chất lượng
60 kéo tải và cung cấp số liệu cần thiết cho việc sử dụng ô tô hiệu quả, mang lại kinh tế và an toàn khi vận hành
Khi tiến hành tính toán sức kéo, ta xây dựng một số đồ thị như sau: đồ thị cân bằng công suất 𝑁 = 𝑓(𝑉), cân bằng lực kéo 𝑃 = 𝑓(𝑉), đồ thị đặc tính động lực 𝐷 = 𝑓(𝑉), đồ thị gia tốc 𝐽 = 𝑓(𝑉), Nhờ đó, ta có thể phân tích – đánh giá – so sánh được khả năng và chất lượng động lực của ô tô Cũng như, giải quyết những nhiệm vụ của tính kéo như: tìm vận tốc lớn nhất trong thời gian và điều kiện địa hình cụ thể, tìm tỷ số truyền hợp lý nhất cho từng địa hình, xác định gia tốc, sức leo dốc, sức cản lớn nhất của đường mà xe có thể vượt qua ở từng số truyền ứng với một tải trọng nhất định
Các thông số của hệ thống truyền lực và tải trọng được sử dụng ở phần trên làm cơ sở dữ liệu để tính toán chất lượng động lực học của ô tô thiết kế
1.3.1 Xây dựng đặc tính ngoài của động cơ
Theo công thức thực nghiệm của GS A I Gri-skê-vich ta xây dựng đặc tính ngoài của động cơ dựa trên thông số kỹ thuật ô tô cơ sở VINHPHAT FN129L4
Ta có các công thức thực nghiệm sau:
𝑁 𝑒(𝑗) = 𝑀 𝑒(𝑗) 𝜔 𝑒(𝑗) (3.23) Trên cơ sở những giá trị thông số của động cơ ISUZU 4HK1-TCG40, ta xác định
𝑎, 𝑏, 𝑐 – Các hệ số phụ thuộc vào loại động cơ theo công thức thực nghiệm của GS A I
𝑀 đ𝑚 – Hệ số thích ứng theo moment quay của động cơ
272,27 ≅ 510,5 [𝑁𝑚] – Moment định mức động cơ
𝜔 𝑀 – Hệ số thích ứng theo số vòng quay của động cơ
𝜔 𝑒 – Vận tốc góc động cơ
𝜔 𝑁 – Tốc độ góc của trục khuỷu ở công suất cực đại
𝜔 𝑀 – Tốc độ góc của động cơ khi moment đạt cực đại;
Hệ số thích ứng theo moment:
Hệ số thích ứng theo số vòng quay:
157,08= 1,73 (3.26) Thay số vào ta được kết quả như sau:
Thay các thông số vừa tìm được vào các phương trình trên, ta lập được bảng 3.5 và từ kết quả này ta xây dựng đặc tính tốc độ ngoài của động cơ:
Bảng 3 5 Bảng giá trị công suất và moment tương ứng tốc độ quay
Hình 3 6 Đồ thị đặc tính ngoài của động cơ ô tô cơ sở
0 500 1000 1500 2000 2500 3000 n e (vòng/phút) ĐỒ THỊ ĐẶC TÍNH NGOÀI ĐỘNG CƠ
1.3.2 Xây dựng đặc tính công suất ô tô
Tiến hành tính toán tốc độ chuyển động của ô tô ở các tay số khác nhau theo tốc độ góc của trục khuỷu, để lấy cơ sở lập đồ thị cân bằng công suất
Ta có công thức như sau:
𝑉 𝑖 : tốc độ ô tô ứng với tay số 𝑖 [𝑚 𝑠⁄ ]
𝑟 𝑏 : bán kính lăn của bánh xe [𝑚]
𝑖 0 : tỷ số truyền lực chính 𝑖 0 = 5,375
𝑖 ℎ𝑖 : tỷ số truyền của các tay số thứ 𝑖
Theo thông số kỹ thuật của nơi sản xuất, lắp ráp cung cấp thì 𝑟 𝑏 = 0,453 [𝑚]
Thay các số liệu vào công thức tính: 𝑉 𝑖 = 0,453.𝜔 𝑒
5,375.𝑖 ℎ𝑖 [𝑚 𝑠⁄ ] Phương trình cân bằng công suất tổng quát của ô tô có dạng như sau:
𝑁 𝑘 [𝑘𝑊]: công suất động cơ dẫn đến bánh xe chủ động
𝑁 𝑒 [𝑘𝑊]: công suất động cơ phát ra
𝑁 𝑡 [𝑘𝑊]: công suất tiêu hao qua hệ thống truyền lực
𝑁 𝑓 [𝑘𝑊]: công suất tiêu hao để thắng lực cản lăn
𝑁 𝜔 [𝑘𝑊]: công suất tiêu hao để thắng lực cản không khí
𝑁 𝑖 [𝑘𝑊]: công suất tiêu hao để thắng lực cản dốc
𝑁 𝑗 [𝑘𝑊]: công suất tiêu hao để thắng lực cản quán tính
𝑁 𝑚 [𝑘𝑊]: công suất cản tại móc kéo
𝑁 𝑝 [𝑘𝑊]: công suất dẫn động cho các thiết bị phụ
𝜂 𝑡 = 0,9: hiệu suất của hệ thống truyền lực
𝑘 𝑝 = 1,1: hệ số tính đến trang bị phụ
Thay các thông số, ta có:
