Đối với một sinh viên cuối khóa, việc chuẩn bị những hành trang và một tỉnh thần sẵn sàng đến với một chương mới trong cuộc sống là một trong những nhiệm vụ bắt buộc. Và trước khi đến với một chương mới đầy những thử thách ấy, mỗi người đều phải trải qua một cánh cửa, đây có thể gọi là một bài tập cuối cùng trong cuộc đời của một người học sinh sinh viên, đó chính là thực hiện luận văn tốt nghiệp. Đối với em, luận văn tốt nghiệp không hẳn là một bài kiểm tra cuối cùng mà nó chỉ mang tính chất của việc tự bản thân nhìn nhận lại khả năng của bản thân. Và để hoàn thành bài luận văn, sức lực của mỗi mình em là không đủ, mà còn có sự hướng dẫn tận tình của thầy.
Tổng thể về ô tô cơ sở và lựa chọn phương án thiết kế
Tổng thể về ô tô chassis VINHPHAT NK650L4
Ô tô chassis VINHPHAT NK650L4 là loại ô tô chassis được sản xuất và lắp ráp tại nhà máy Vĩnh Phát Motors với linh kiện đồng bộ 100% ISUZU Qingling Dưới đây là các hình ảnh tổng thể về ô tô chassis VINHPHAT NK650L4 tại nhà máy Vĩnh Phát Motors:
Hình 2.1 Tổng thể ô tô chassis VINHPHAT NK650L4
Hình 2.2 Số sản xuất ô tô chassis VINHPHAT NK650L4
Trang 8 Dưới đây là các hình chiếu của ô tô chassis VINHPHAT NK650L4:
Hình 2.3 Các hình chiếu của ô tô chassis VINHPHAT NK650L4
Bảng 2.1 Thông số kỹ thuật ô tô chassis VINHPHAT NK650 L4
TT Thông số Giá trị Đơn vị
1.1 Loại phương tiện Ô tô sát-xi tải
1.3 Số loại của phương tiện NK650L4
2 Thông số về kích thước
2.1 Kích thước bao (dài x rộng x cao) 5860 x 1960 x
2.3 Vệt bánh trước/sau 1510/1525 mm
2.4 Vệt bánh xe sau phía ngoài 1760 mm
2.5 Chiều dài đầu xe 1015 mm
2.6 Chiều dài đuôi xe 1485 mm
2.7 Khoảng sáng gầm xe 190 mm
2.8 Góc thoát trước/sau 27/21 độ
3 Thông số về khối lượng
700 kG kG kG 3.2 Số người cho phép chở (kể cả người lái) 03 (195kG) người
Khối lượng toàn bộ thiết kế Khả năng chịu tải lớn nhất trên từng trục:
4 Thông số về tính năng chuyển động
4.1 Tốc độ cực đại của xe 78,54 km/h
4.2 Độ dốc lớn nhất xe vượt được 25,2 %
4.3 Thời gian tăng tốc của xe từ lúc khởi hành đến khi đi hết quảng đường 200m 13,09 Giây
4.4 Góc ổn định tĩnh ngang của xe khi không tải 51,27 Độ 4.5 Bán kính quay vòng theo vết bánh xe trước phía ngoài 7,0 m
5.1 Tên nhà sản xuất và kiểu loại động cơ 4JB1CN
5.2 Loại nhiên liệu, số kỳ, số xylanh, cách bố trí xylanh, phương thức làm mát
Diesel, 4 kỳ, 4 xy lanh thẳng hàng, làm mát bằng nước, tăng áp
5.5 Đường kính xylanh x Hành trình piston 93x102 mm
5.6 Công suất lớn nhất/ Tốc độ quay 71/3400 kW/v/ph
5.7 Mômen xoắn lớn nhất/ Tốc độ quay 220/1700 Nm/v/ph
5.8 Phương thức cung cấp nhiên liệu Bơm cao áp, phun trục tiếp 5.9 Vị trí bố trí động cơ trên khung xe Phía trước
6.1 Nhãn hiệu hộp số chính MSB-5MT
6.3 Kiểu dẫn động Cơ khí
6.4 Số cấp số 05 số tiến, 01 số lùi
6.5 Tỷ số truyền các tay số ih1=5,594 ih2=2,814 ih3=1,66 ih4=1 ih5=0,794 ihR=5,334
7 Tỷ số truyền cầu sau 6,125
8 Trục các đăng 3 đoạn có ổ đỡ trung gian
9 Vành bánh xe và lớp trên từng trục
9.1 Số lượng bánh xe trục 1/ trục 2/ dự phòng 2/4/1
9.3 Chỉ số khả năng chịu tải lốp trước/ sau 117/115
9.4 Cấp tốc độ lốp trước và sau K (vận tốc lớn nhất
Những yêu cầu khi thiết kế xe ô tô tải
- Đảm bảo các yêu cầu kỹ thuật, mỹ thuật và yêu cầu sử dụng của ô tô
- Tính năng động học và động lực học tốt, tính năng ổn định cao, tuổi thọ lớn,… phù hợp với nhu cầu của nhiều người sử dụng
- Phù hợp với yêu cầu về công nghệ trong điều kiện Việt Nam
- Thỏa mãn Quy chuẩn Việt Nam QCVN09:2015/BGTVT;Thông tư 30/2011/TT- BGTVT; Thông tư 54 /2014/TT-BGTVT; 42/2014/TT-BGTVT; 46/2015/TT-BGTVT
- Có đủ độ bền, độ an toàn và độ ổn định cần thiết trong các điều kiện địa hình ở Việt Nam.
Nội dung thiết kế
Sử dụng lại bố trí chung của ô tô chassis tải, hệ thống truyền lực, động cơ, ly hợp, hộp số, cầu chủ động, hệ thống phanh, hệ thống treo, hệ thống lái,… vẫn giữ nguyên không thay đổi Đóng mới thùng lửng có khung đỡ kính, có bửng nâng hạ và lắp lên chassis ô tô Gia công và lắp các trang bị phụ như: vè chắn bùn, rào cản bên hông, bản lề, chốt lắp, puly, dây cáp, khóa tôm,…
Lắp các trang bị điện, hệ thống thủy lực cho thùng hàng
Kiểm tra toàn bộ, chạy thử, hoàn thiện, sơn,…
Phân tích lực chọn phương án thiết kế
Đối với xe chở kính để chọn được phương án thiết kế của ô tô ta sẽ dựa vào các kích thước kính nguyên khối hiện nay:
Bảng 2.2 Kích thước nguyên khổ của các loại kính xây dựng hiện nay
Kính thường Kính cường lực Kính an toàn Độ dày Kích thước Độ dày Kích thước Độ dày Kích thước
3050 Hiện nay các loại kính thường và kính cường lực có kích thước từ 2-5mm được sử dụng khá phổ biến, đặc biệt là kính cường lực được ưa chuộng sử dụng nhiều nhất
Các tấm kính nguyên khối sẽ được cắt thành từng tấm nhỏ tùy theo đơn đặt hàng để phù hợp với các kích thước tại các công trình xây dựng thông thường các kích thước phổ biến sau khi cắt sẽ dao động trong khoảng:
Dựa trên kích thước của ô tô cơ sở, theo quy định pháp luật và tham khảo các kích thước kính sử dụng nhiều trên thị trường hiện nay ta sẽ đưa ra các phân tích thiết kế như sau:
• Tham khảo các kích thước của kính thường sử dụng ở bảng 2.2 và các kính thước của kính sau khi được cắt ta thấy để đảm bảo thùng xe chở được các kích thước kính trên thì các kích thước chiều dài và chiều rộng dựa trên xe cơ sở là phù hợp, đồng thời ta phải lựa chọn phương án thiết kế khung đỡ kính có kích thước bao về chiều dài và chiều rộng phải nhỏ hơn kích thước lọt lòng của thùng, chiều cao lọt lòng của khung đỡ kính phải đủ để đỡ được kính và khi đặt lên xe cơ sở có chiều cao tổng thể không được lớn hơn 1,75.Wt ( với Wt là vệt bánh xe sau phía ngoài).
• Theo yêu cầu của xe chở kính thì kính phải được đặt một cách an toàn lên thùng đảm bảo khi di chuyển kính không bị kê cấn, xê dịch gây trẫy xước, đổ vỡ Ô tô cơ sở có chiều cao 770mm do đó phải có phương án để vận chuyển kính lên và xuống thùng xe một cách thuận tiện và an toàn
Dựa trên những phân tích trên ta đưa ra phương án thiết kế như sau:
Bố trí khung đỡ kính và kính trên thùng xe: vì chiều rộng của xe được thiết kế không quá 2,5m mà chiều dài của kính là từ 1m đến 2,5m do đó ta sẽ bố trí khung đỡ kính có chiều dài đặt dọc theo chiều dài của thùng xe do đó chiều dài kính cũng sẽ được đặt dọc theo chiều dài thùng Do đặc tính của kính là rất dễ vỡ do đó để hạn chế tối đa tiết diện của kính có thể bị va chạm với sàn thùng trong quá trình vận chuyển thì khung đỡ kính sẽ được thiết kế theo dạng hình thang lớn ở đáy và nhỏ dần ở đỉnh, do đó khi vận chuyển kính sẽ được đặt dọc tựa vào khung đỡ và luôn có xu hướng nghiêng vào phía trong của khung
Phương án vận chuyển kính lên và xuống thùng xe: ta có 3 phương án:
• Phương án 1: vận chuyển kính lên xuống hoàn toàn bằng sức người Ưu điểm: tiện lợi, không phải tốn thêm chi phí vận chuyển bên ngoài Nhược điểm: Chỉ vận chuyển được những tấm kính nhỏ có khối lượng không quá lớn, cần nhiều nhân công để vận chuyển, dễ gây hư hỏng kính
• Phương án 2: vận chuyển kính lên xuống bằng cần cẩu, cầu nâng Ưu điểm: vận chuyển nhanh chóng, đảm bảo an toàn cho kính, ít tốn sức người
Nhược điểm: chi phí cao bởi phải sử dụng thêm một thiết bị nâng hạ chuyên dùng khác
• Phương án 3: vận chuyển kính lên xuống bằng bửng nâng hạ gắn trên xe kết hợp với sức người
Dựa vào 3 phương án trên để ta thấy phương án 3 đã khắc phục được những nhược điểm của cả phương án 1 và phương án 2 với sự tiện lợi, không phải tốn quá nhiều sức khi vận chuyển kính lên xuống thùng do đó ta chọn phương án 3: vận chuyển kính lên xuống bằng bửng nâng hạ gắn trên xe kết hợp với sức người
Dựa vào các kích thước của kính cũng như khối lượng riêng của kính là 2500 kg/m 3 , kích thước và tải trọng cho phép của ô tô cơ sở và điều kiện cân bằng tải trọng khi chuyên chở ta dự kiến thiết kế thùng xe sao cho có thể chở được với tải trọng dự kiến là 3400 kG Bửng nâng hạ sẽ là bửng đuôi xe, nâng hạ bằng 1 xylanh thủy lực dẫn động bằng hệ thống puly dây cáp, nguồn thủy lực sẽ được đặt phía dưới khung xương sàn xe và được cấp điện hoạt động từ accu
Tính toán thiết kế xe chở kính
Xác định kích thước thùng hàng
Khi xác định kích thước thùng hàng ta cần xác định 3 thông số bao gồm chiều dài thùng hàng Lth, chiều rộng thùng hàng Bth và chiều cao thùng hàng Hth Các kích thước của thùng hàng khi lắp lên ô tô cơ sở sẽ cho ra các kích thước tổng thể của xe gồm: chiều dài toàn bộ ô tô Lmax, chiều rộng toàn bộ ô tô Bmax và chiều cao toàn bộ ô tô
Hmax Các kích thước tổng thể này được xác định lớn nhất theo quy định của pháp luật và yêu cầu khi chuyên chở
• Xác định chiều dài toàn bộ ô tô Lmax: chiều dài toàn bộ ô tô thiết kế không vượt quá 12200mm
• Xác định chiều rộng toàn bộ ô tô Bmax: chiều rộng toàn bộ ô tô thiết kế không vượt quá 2500mm
• Chiều cao toàn bộ ô tô Hmax: chiều cao toàn bộ ô tô tải trên 5 tấn thiết kế không vượt quá 1,75.Wt (với Wt: vệt bánh xe sau phía ngoài) và không được vượt quá 4000m
• Chiều dài đuôi xe tính toán (ROH): chiều dài đuôi xe tính toán không được vượt quá 60%.Lcs ( với Lcs: chiều dài cơ sở)
• Chiều rộng thùng hàng Rth: chiều rộng thùng hàng không vượt quá 110% chiều rộng ca bin
• Đối với xe được trang bị các tấm che bánh xe tại các bánh xe: khoảng hở so với mặt đường của các tấm che bánh xe trục sau cùng gồm cả tấm chắn bùn phải nhỏn hơn 230mm
Sau khi xác định được các kích thước của ô tô thiết kế như trên ta đưa ra được bố trí chung của ô tô thiết kế như sau:
Hình 3.1 Hình chiếu đứng và hình chiếu bằng
Từ hình 3.1 và 3.2 ta có bảng đánh giá lại sự phù hợp của ô tô thiết kế theo QCVN09:2015/BGTVT:
Bảng 3.1 Đánh giá phù hợp QCVN09:2015/BGTVT
STT Nội dung đánh giá theo
QCVN09:2015/BGTVT Yêu cầu Xe thiết kế Kết luận
01 Chiều dài toàn bộ ô tô Lmax Lmax ≤ 12200mm Lmax = 6160mm Phù hợp
02 Chiều rộng toàn bộ ô tô Bmax Bmax ≤ 2500mm Bmax = 1960mm Phù hợp
03 Chiều cao toàn bộ Hmax
= 1,75.1760 = 3080mm Hmax = 2650mm Phù hợp
04 Chiều dài đuôi xe tính toán
= 0,6.3360 = 2016mm LROH = 1785mm Phù hợp
05 Chiều rộng thùng hàng Rthùng ≤ 110%Rcabin
= 1,1.1800 = 1980mm Rthùng = 1960mm Phù hợp
06 Xe được trang bị các tấm che bánh xe tại các bánh xe
Khoảng hở so với mặt đường của các tấm che bánh xe trục sau cùng gồm cả tấm chắn bùn phải nhỏ hơn 230mm
Mô tả chi tiết kết cấu thùng hàng
3.2.1 Khung xương sàn thùng hàng
Hình 3.3 Kết cấu khung xương sàn
1- Hộp đặt xylanh thủy lực; 2- Thanh bao khung xương sàn; 3 – Dầm ngang sàn thùng;
4 - Dầm dọc sàn thùng; 5 - Bát liên kết dầm ngang dọc; 6 - Sàn thùng hàng
- Dầm ngang sàn thùng: thép CT3 cán định hình [80x35x3 (số lượng 11 cây)
- Dầm dọc sàn thùng: thép CT3 cán định hình [120x50x4 (số lượng 2 cây)
- Liên kết dầm ngang dọc: liên kết bằng mối hàn hồ quang điện qua các bát liên kết V40x40x3
- Thanh bao khung xương sàn: thép CT3 dập định hình 95x55x25x3
- Mặt sàn: thép tấm CT3 dày 3mm
- Hộp đặt xy lanh thủy lực: thép CT3 dày 3mm
Hình 3.4 Kết cấu tấm vách trước
1- Khung xương mặt đầu; 2 - Vách ngoài; 3 - Trụ đầu
- Khung xương mặt đầu: thép CT3 cán định hình []40x40x1,4
- Liên kết các thanh khung xương: mối hàn hồ quang điện
- Vách ngoài: thép CT3 dập sóng dày 1,5mm, liên kết với khung xương mặt đầu bằng mối hàn hồ quang điện
- Trụ đầu: thép CT3 cán định hình [100x50x3, liên kết với khung xương mặt đầu và khung xương sàn bằng mối hàn hồ quang điện
3.2.3 Tấm vách hông thùng hàng
Hình 3.5 Kết cấu vách hông thùng hàng
1 - Én trụ đuôi; 2 - Bản lề mở bửng; 3 - Vách ngoài hông; 4 - Én trụ đầu; 5 - Trụ đầu;
6 - Khóa tôm; 7 - Bát cường lực vách hông; 8 - Trụ đuôi; 9 - Trụ đứng bửng nâng
- Vách ngoài hông: thép CT3 dập sóng dày 1,5mm
- Liên kết tấm vách hông: liên kết bằng mối hàn hồ quang điện thông qua các bát cường lực dập sóng dày 1,5mm
- Vách hông được liên kết với sàn thùng hàng thông qua các khớp nối bản lề Nhờ liên kết bản lề nên vách hông có thể mở đóng được do đó giúp cho việc vận chuyển hàng hóa lên xuống dễ dàng
- Khóa tôm: thép CT3 liên kết với trụ đầu và trụ đuôi bằng mối hàn hồ quang điện có nhiệm vụ khóa giữ cố định bửng hông
- Trụ đuôi: thép CT3 cán định hình [100x50x3 liên kết với khung xương sàn bằng mối hàn hồ quang điện
- Én trụ đầu: thép CT3 dày 1,5mm liên kết với trụ đầu bằng mối hàn hồ quang điện
- Én trụ đuôi: thép CT3 dày 1,5mm liên kết với trụ đuôi bằng mối hàn hồ quang điện
Hình 3.6 Kết cấu vách sau thùng hàng
1 - Vách sàn bửng nâng; 2 - Khung xương vách sau; 3 - trụ đứng bửng nâng;
4 - Khung bắt đèn hậu; 5 - Hộp đặt xy lanh thủy lực; 6 - Khung bắt đèn soi biển số
- Khung xương vách sau: Thép CT3 cán định hình []80x40x3 Hai đầu hàn thanh thép CT3 dày 20mm hai thanh thép này có nhiệm vụ liên kết với trụ dẫn hướng để đóng mở bửng nâng hạ
- Liên kết các thanh khung xương: mối hàn hồ quang điện
- Vách ngoài (vách sàn bửng nâng): thép CT3 dập lá me dày 3mm Liên kết với khung xương bằng mối hàn hồ quang điện
- Khung bắt đèn hậu: thép CT3 cán định hình 40x20x1,4 Liên kết với hộp đặt xylanh thủy lực bằng mối hàn hồ quang điện
- Khung bắt đèn soi biển số: thép CT3 dày 1,5mm liên kết với hộp đặt xylanh thủy lực bằng mối hàn hồ quang điện
Hình 3.7 Kết cấu khung đỡ kính
1 - Thanh đứng; 2 - Thanh ngang giữa; 3 - Thanh ngang trên; 4 - Thanh trượt;
5 - Càng giữ kính; 6 - Thanh đỡ; 7 - Đệm cao su; 8 - Bát liên kết;
9 - Thanh ngang dưới; 10 - Chân khung đỡ kính
- Khung xương phần đỡ kính: thép CT3 cán định hình []40x40x1,4 Liên kết với nhau bằng mối hàn hồ quang điện
- Thanh đỡ: thép CT3 cán định hình []40x40x1,4 được liên kết với các thanh đứng 2 bên bằng mối hàn hồ quang điện giúp tăng độ chắc chắn cho khung đỡ kính
- Chân đỡ kính: thép CT3 cán định hình [] 80x40x1,4 Liên kết với khung xương phần đỡ kính bằng mối hàn hồ quang điện thông qua các bát liên kết bằng thép CT3 40x40x1,4
- Bề mặt các thanh tiếp xúc với kính được lót thêm lớp đệm cao su dày 5mm giúp giảm lực va chạm với kính trong quá trình vận chuyển
- Càng giữ kớnh: thộp ống CT3 ống trong ỉ22x1,5, ống ngoài ỉ25,4x1,5 do đú giúp càng giữ có thể tăng giảm được chiều dài để cố định các tấm kính
- Thanh trượt: thộp ống CT3 ỉ21,2x1,5 liờn kết với thanh ngang trờn và thanh ngang giữa bằng mối hàn hồ quang điện Có chức năng là thanh trượt dẫn hướng giúp thay đổi chiều cao càng giữ kính
3.2.6 Kết cấu khung xương bửng nâng hạ
Hình 3.8 Kết cấu bửng nâng hạ
1 - Trụ dẫn hướng lên xuống bửng nâng; 2 - Thanh dẫn hướng gập mở bửng nâng;
3 - Xylanh thủy lực; 4 - Trụ đứng ngoài; 5 - Dây cáp; 6 - Hộp đặt xylanh;
7 - Sàn bửng nâng; 8 - Puly; 9 - Trụ đứng trong
- Trụ đứng trong: thép CT3 cán định hình 80x40x3 Liên kết với trụ đuôi và khung xương sàn bằng mối hàn hồ quang điện
- Trụ đứng ngoài: thép CT3 cán định hình C90x90x3 Liên kết với trụ đứng trong và khung xương sàn bằng mối hàn hồ quang điện
- Trụ dẫn hướng lên xuống: thép CT3 cán định hình []75x75x3 Có chức năng dẫn hướng lên và xuống bửng nâng
- Thanh dẫn hướng gập mở: thộp ống đặc CT3 ỉ10mm Cú chứng năng dẫn hướng gập mở bửng nâng đồng thời có chức năng giữ cố định cho sàn bửng luôn song xong với mặt đất khi bửng nâng được mở ra
- Sàn bửng nâng: khung xương sàn bửng nâng chính là khung xương mặt đuôi, được liên kết với trụ dẫn hướng thông qua khớp xoay Mặt sàn là tấm thép CT3 dày 3mm được dập lá me để chống trượt
- Hộp đặt xylanh thủy lực: gồm các tấm thép CT3 hàn lại với nhau, liên kết với khung xương sàn bằng mối hàn hồ quang điện Mặt trước hộp có rảnh trống để cho việc thao tác lắp đặt các chi tiết xylanhh thủy lực, puly, dây cáp, bát cố định,… được dễ dàng
3.2.7 Liên kết thùng hàng với sát-xi
Thùng hàng được lắp lên sát-xi ô tô qua 8 bulong quang M16x1,5 và 4 bát liên kết được giữ chặt bằng 16 bulong M12x1,25
Lót đà dọc sát-xi bằng cao su bố dày 20mm
Vè SUS 430 dày 1,2mm Tấm chắn bùn bằng cao su Liên kết với khung xương sàn bằng mối hàn hồ quang điện
Cản hông thép CT3 cán định hình []80x40x1,4 Liên kết với khung xương sàn bằng mối hàn hồ quang điện
Thùng đặt bơm thủy lực: thép CT3 dày 1,5mm Liên kết với khung xương sàn bằng mối hàn hồ quang điện
Cụm bơm thủy lực, xylanh thủy lực, puly, dây cáp, ống thủy lực, đèn thùng và dây điện đèn thùng
Tính toán khối lượng thùng hàng
Để xác định khối lượng thùng hàng ta tiến hành tính toán khối lượng của từng phần của thùng gồm: sàn thùng, hai mặt hông, mặt trước, mặt sau, khung đỡ kính, và các chi tiết phụ khác (cản hông, vè chắn bùn, hệ thống nâng hạ,…) mth = ms + mmh + mmt + mms + mkdk + mph (3.1)
- mth: Khối lượng toàn bộ của thùng
- ms: Khối lượng sàn thùng
- mmb: Khối lượng mặt hông
- mmt: Khối lượng mặt trước
- mms: Khối lượng mặt sau
- mkdk: Khối lượng khung đỡ kính
- mph: Khối lượng các chi tiết phụ
Thùng được chế tạo từ thép CT3 có khối lượng riêng γt = 7800 kg/m3
3.3.1 Tính toán khối lượng sàn thùng
Khối lượng sàn thùng được tính toán theo bảng sau:
Bảng 3.2 Bảng tính toán thể tích sàn thùng
STT Tên Tổng chiều dài (mm)
Diện tích mặt cắt (mm 2 )
03 Hộp đặt xylanh thủy lực 1720 1704 2930880
04 Thanh bao khung xương sàn 8140 441 3589740
06 Bát liên kết dầm ngang dọc 66 13282 876612
07 Bát tăng cường đà ngang 400 280 112000
Từ kết quả tính toán ở bảng 3.2 ta có khối lượng của sàn thùng: ms = 53467122.10 -9 7800 = 417 (kg)
3.3.2 Tính toán khối lượng mặt hông Ô tô thiết kế có hai mặt hông hoàn toàn giống nhau do đó ta sẽ tính toán một mặt sau đó nhân đôi Khối lượng mặt hông được tính toán theo bảng sau:
Bảng 3.3 Bảng tính toán thể tích mặt hông
STT Tên Tổng chiều dài (mm)
Diện tích mặt cắt (mm 2 )
02 Bát tăng cứng vách hông 4650 186 864900
Bên cạch các kết cấu ở bảng 3.3 trên mặt hông còn có các chi tiết khác như én trụ đầu, én trụ đuôi, khóa tôm, bản lề Khối lượng của các chi tiết này là 5 kg
Như vậy ta có khối lượng của mặt hông: mmh = 8974708.10-9.7800 + 5 = 75 (kg)
3.2.3 Tính toán khối lượng mặt trước
Bảng 3.4 Bảng tính toán thể tích mặt trước
STT Tên Tổng chiều dài (mm)
Diện tích mặt cắt (mm 2 )
Từ kết quả tính toán ở bảng 3.4 ta có khối lượng của mặt trước: mmt = 7065462.10 -9 7800 = 55 (kg)
3.2.4 Tính toán khối lượng mặt sau
Bảng 3.5 Bảng tính toán thể tích mặt sau
STT Tên Tổng chiều dài (mm)
Diện tích mặt cắt (mm 2 )
02 Tấm thép sàn bửng nâng 1900 1920 3648000
06 Trụ dẫn hướng bửng nâng 1980 804 1591920
Từ kết quả tính toán ở bảng 3.5 ta có khối lượng của mặt sau: mms 663120.10 -9 7800 = 130 (kg)
3.2.5 Tính toán khối lượng khung đỡ kính
Bảng 3.6 Bảng tính toán thể tích khung đỡ kính
STT Tên Tổng chiều dài (mm)
Diện tích mặt cắt (mm 2 )
Từ kết quả tính toán ở bảng 3.6 ta có khối lượng của khung đỡ kính: mkdk60028.10 -9 7800 = 75 (kg)
Khối lượng các chi tiết phụ (mph) gồm: cản hông, vè chắn bùn, xylanh thủy lực, puly, dây cáp, bơm thủy lực, và các chi tiết nhỏ khác là 100 kg
Từ các kết quả trên ta có khối lượng của thùng hàng như sau: mth = ms + mmh + mmt + mms + mkdk + mph = 417 + 75 + 55 + 133 + 75 + 100 855 (kg)
Như vậy khối lượng toàn bộ của thùng thiết kế là 855 (kg)
Theo thông số của nhà sản xuất khối lượng của ô tô sát-xi cơ sở là 2000 (kg) Do đó ta tính được khối lượng bản thân của ô tô thiết kế sẽ bằng tổng khối lượng của toàn bộ thùng thiết kế và khối lượng của ô tô sắt-xi cơ sở
Hình ảnh mô phỏng tổng thể ô tô thiết kế thông qua phần mền Solidworks
Sau khi đã thiết kế được các chi tiết kết cấu và tổng thể của ô tô Thông qua phần mền mô phỏng 3D Solidworks kết hợp với các kích thước và số liệu thiết kế đã tính ở
Trang 26 trên ta mô phỏng được kết cấu của ô tô thiết kế dưới dạng 3D Dưới đây là các hình ảnh mô phỏng kết cấu của ô tô chở kính được thiết kế:
Hình 3.9 Tổng thể ô tô thiết kế 3D
Hình 3.10 Hình chiếu đứng và hình chiếu bằng
Hình 3.12 Kết cấu 3D bửng nâng hạ
Tính toán các đặc tính động học
Xác định trọng lượng và phân bố trọng lượng
Hình 4.1 Sơ đồ tính toán lực phân bố trọng lượng
Từ sơ đồ hình 4.1 ta có bảng sau:
Bảng 4.1 Bảng tính toán khoảng cách phân bố trọng lượng lên các trục
STT Khoảng cách Ký hiệu
01 Chiều dài cơ sở tính toán Lcs 3360
02 Khoảng cách từ kíp lái đến tâm trục cân bằng Lkl 3360
03 Khoảng cách từ trọng tâm sát - xi đến trục cân bằng Lsx 1170
04 Khoảng cách từ trọng tâm thùng hàng đến trục cân bằng Lth 500
05 Khoảng cách từ trọng tâm hàng hóa đến trục cân bằng Lhh 505
06 Khoảng cách từ trọng tâm khối lượng phụ đến trục cân bằng Lph 2500
Từ bảng 4.1 ta xác định được trọng lượng phân bố lên các trục:
Trọng lượng thùng phân bố lên trục 1:
Gth1 = Gth Lth/Lcs (4.1) Trọng lượng thùng phân bố lên trục 2:
Gth2 = Gth – Gth1 (4.2) Trọng lượng hàng hóa phân bố lên trục 1:
Trọng lượng hàng hóa phân bố lên trục 2:
Thay số vào các công thức (4.1), (4.1), (4.3), (4.4) ta có được bảng kết quả tính toán trọng lượng phân bố lên các trục của ô tô thiết kế như sau:
STT Các thành phần trọng lượng Trị số ( kG)
01 Trọng lượng ô tô sát - xi cơ sở 2000 1300 700
03 Trọng lượng rào cản hông, vè chắn bùn, hệ thống thủy lực
04 Khối lượng bản thân ô tô thiết kế 2855 1435 1420
05 Khối lượng hàng chuyên chở cho phép tham gia giao thông mà không phải xin phép
06 Khối lượng người cho phép chở kể cả người lái
07 Khối lượng toàn bộ cho phép tham gia giao thông không phải xin phép
08 Khối lượng cho phép lớn nhất trên các trục
Tính toán xác định trọng tâm ô tô
Bảng 4.2 Bảng thông số tính toán trọng tâm ô tô
STT Tên gọi Ký hiệu Đơn vị Giá trị
01 Chiều dài cơ sở L0 mm 3360
02 Vết bánh xe trước B01 mm 1510
03 Vết bánh xe sau phía ngoài B02N mm 1725
04 Trọng lượng bản thân Go kG 2855
05 Khối lượng toàn bộ G kG 6500
06 Bán kính quay vòng nhỏ nhất của ô tô theo vết bánh xe phía ngoài
4.2.1 Tọa độ trọng tâm ô tô theo chiều dọc
- Khoảng cách từ trọng tâm ô tô đến tâm cầu sau: b 0 =Z 01 L 0
- Khoảng cách từ trọng tâm ô tô đến tâm cầu trước: a 0 = L 0 − b 0 (4.6)
- Khoảng cách từ trọng tâm ô tô đến tâm cầu sau: b = Z 1 L 0
- Khoảng cách từ trọng tâm ô tô đến tâm cầu trước: a = L 0 − b (4.8)
4.2.2 Tọa độ trọng tâm theo chiều cao ô tô
Bảng 4.3 Bảng thông số tính toán trọng tâm theo chiều cao
STT Thành phần trọng lượng G i (kG) H i (mm)
01 Trọng lượng ô tô sát - xi Gsx 2000 700
03 Trọng lượng rào cản hông, vè chắn bùn, hệ thống thủy lực 100 700
05 Trọng lượng hàng hóa Ghh 3450 1830
- Hi: tọa độ trọng tâm theo chiều cao của trọng lượng thành phần thứ i (tính từ mặt đất đến trọng tâm trọng lượng thành phần)
Chiều cao trọng tâm của ô tô được tính theo công thức: h G =∑ G i h Gi
Thay các giá trị vào các công thức (4.5), (4.6), (4.7), (4.8), (4.9) ta có bảng kết quả tính toán trọng tâm ô tô:
Bảng 4.4 Kết quả tính toán trọng tâm ô tô
Thông số a (mm) b (mm) hG (mm)
Kiểm tra tính ổn định ô tô
4.3.1 Kiểm tra tính ổn định dọc của ô tô
Tính ổn định dọc tĩnh của xe là khả năng đảm bảo cho xe không bị lật hoặc không bị trượt khi đứng yên trên đường dốc dọc
Giới hạn ổn định dọc khi xe quay đầu lên dốc:
Hình 4.2 Sơ đồ lực tác dụng lên ô tô khi quay đầu lên dốc
Khi ô tô đứng trên dốc thì ô tô chịu tác dụng của các lực sau:
- Trọng lượng ô tô G đặt tại trọng tâm xe Do có góc dốc nên G được phân ra thành 2 thành phần: G.cos và G.sin
- Hợp của các phản lực thẳng đứng của đường tác dụng lên bánh xe trước là Z1 và bánh xe sau là Z2 Ta có:
Z 1 + Z 2 = G cosα (4.10) Để xe khỏi bị trược xuống dốc do thành phần trọng lượng G.sin, mặt dù có mômen cản lăn nhưng nhỏ nên phải đặt phanh ở các bánh xe
Gọi 1 là góc tại đó xảy ra lật đổ xe, khi góc = 1 thì lúc đó bánh xe trướt nhất khỏi mặt đường, lúc đó Z1 = 0 và xe bị lật quanh O2 Để xác định góc giới hạn mà xe bị lật đổ khi leo dốc, ta lập phương trình mômen với O2 Rút gọn với Z1 = 0 ta được:
Từ phương trình (4.11) suy ra góc ổn định dọc của ô tô khi quay đầu lên dốc: tanα 1 = b h G (4.12)
Giới hạn ổn định dọc khi xe quay đầu xuống dốc:
Khi ô tô đứng trên dốc thì ô tô chịu tác dụng của các lực sau:
- Trọng lượng ô tô G đặt tại trọng tâm xe Do có góc dốc nên G được phân ra thành 2 thành phần: G.cos và G.sin
- Hợp của các phản lực thẳng đứng của đường tác dụng lên bánh xe trước là Z1 và bánh xe sau là Z2 Ta có:
Z 1 + Z 2 = G cosα (4.13) Để xe khỏi bị trược xuống dốc do thành phần trọng lượng G.sin, mặt dù có mômen cản lăn nhưng nhỏ nên phải đặt phanh ở các bánh xe
Gọi 2 là góc tại đó xảy ra lật đổ xe, khi góc = 2 thì lúc đó bánh xe sau nhất khỏi mặt đường, lúc đó Z2 = 0 và xe bị lật quanh O1 Để xác định góc giới hạn mà xe bị lật đổ khi xuống dốc, ta lập phương trình mômen với O1 Rút gọn với Z2 = 0 ta được:
Từ phương trình (4.11) suy ra góc ổn định dọc của ô tô khi quay đầu lên dốc: tanα 2 = a h G (4.15)
Hình 4.3 Sơ đồ lực tác dụng lên ô tô khi quay đầu xuống dốc
Từ các phương trình (4.12) và (4.15) kết hợp với kết quả tính toán ở bảng 4.4 ta được:
Giới hạn ổn định dọc khi ô tô quay đầu lên dốc:
Giới hạn ổn định dọc khi ô tô quay đầu xuống dốc:
4.3.2 Kiểm tra tính ổn định ngang của ô tô
4.3.2.1 Tính ổn định của ô tô khi chuyển động trên đường nghiêng ngang
- Trong tâm của xe nằm trong mặt phẳng đối xứng dọc
- Vết trượt của bánh xe trước và sau trùng nhau
- Trị số mômen quán tính của các chi tiết quay của động cơ và hệ số truyền lực khi ô tô chuyển động đều Mjn nhỏ, Mjn 0
Dưới đây là sơ đồ các lực tác dụng khi ô tô chuyển động trên đường nghiêng ngang:
Hình 4.4 Sơ đồ các lực tác dụng khi ô tô chuyển động trên đường nghiêng ngang
Khi ô tô chuyển động trên đường nghiêng ngang các lực tác dụng bao gồm:
- Trọng lượng G được phân ra hai thành phần là G.sin và G.cos
- Các phản lực thẳng góc từ đường tác dụng lên bánh xe bên trái là Z1 và bên phải là Z2
- Các phản lực ngang, Y1 và Y2
- Mjn: Mômen quán tính của các chi tiết quay của động cơ và của hệ thống truyền lực
Dưới tác dụng của các lực và mômen, khi góc tăng dần đến góc giới hạn thì ô tô sẽ bị lật quanh điểm O1 và lúc đó Z2 = 0
Với Z2 = 0, lấy mômen với điểm A1 ta được:
- B02: Khoảng cách giữa hai vệt bánh xe sau, B02 = 1525mm
- : Góc giới hạn mà xe bị lật đổ
Thay các giá trị vào công thức (4.17) ta được:
- Trường hợp xe đầy tải: tanβ = B 02
- Trường hợp xe không tải: tanβ = B 02
Vậy ta có góc nghiêng ngang giới hạn mà xe lật đổ khi đầy tải là 28,31 0 và khi không tải là 39,8 0 , góc nghiêng giới hạn này đảm bảo “Quy chuẩn kỹ thuật quốc gia về chất lượng an toàn kỹ thuật và bảo vệ môi trường đối với ô tô” là lớn hơn 35 0 đối với trường hợp không tải
4.3.2.2 Tính ổn định của ô tô khi chuyển động quay vòng trên đường nghiêng ngang
Khi xe chuyển động quay vòng trên đường nghiêng ngang, ngoài các lực đã trình bày ở phần trên, xe còn chịu tác dụng của lực ly tâm P đặt tại trọng tâm xe (trục quay là trục YY
Hình 4.5 Sơ đồ các lực tác dụng khi ô tô chuyển động quay vòng trên đường nghiêng ngang
Lực ly tâm P phân ra thành hai thành phần, do góc nghiêng ngang Khi góc tăng đến giá trị giới hạn, đòng thời dưới tác dụng của lực P, ô tô sẽ bị lật đỗ quanh mặt phẳng đi qua O1 ứng với vận tốc giới hạn và hợp với Z2 = 0
Lấy mômen với điểm A1 ta được:
Từ công thức (4.18) suy ra:
R (4.20) Kết hợp hai công thức (4.19) và (4.20) ta được:
-Vgh: Vận tốc giới hạn nguy hiểm, m/s
- R: Bán kính quay vòng nhỏ nhất của ô tô theo vết bánh xe phía ngoài, R = 7000 mm
- : 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%, do đó tan = 0,06
- hG: Chiều cao trọng tâm của ô tô
- B02: Khoảng cách giữa hai vệt bánh xe sau, B02 = 1525mm
Thay các giá trị vào công thức (4.22) ta tính được vận tốc nguy hiểm của ô tô khi quay vòng trên đường nghiêng ngang:
- Trường hợp ô tô không tải:
- Trường hợp ô tô đầy tải:
Nếu hướng nghiêng của đường cùng phía với trục quay vòng thì vận tốc giới hạn của xe khi trượt bên là:
- Trường hợp ô tô không tải:
- Trường hợp ô tô đầy tải:
Sau khi kiểm tra tính ổn định của ô tô ta có bảng kết quả tính toán ổn định của ô tô như sau:
Bảng 4.5 Kết quả tính toán ổn định ô tô
Hướng nghiêng khác phía trục quay
Hướng nghiêng cùng phía trục quay
Tính toán các đặc tính động lực học
Xây dựng đồ thị đặc tính ngoài động cơ
Trên cơ sở các thông số kỹ thuật của động cơ lắp trên sát-xi ô tô tải VINHPHAT NK650L4 ta xây dựng đặt tính ngoài của động cơ đốt trong theo công thức thực nghiệm của Giáo sư S.R Laydecman
Ta có các công thức:
Nemax: Công suất hữu ích cực đại của động cơ
Ne: Công suất hữu ích động cơ ứng với số vòng quay bất kì của trục khuỷu trên đồ thị đặc tính ngoài nN: Số vòng quay của trục khuỷu động cơ tương ứng với công suất cực đại
Trang 41 ne: Số vòng quay của trục khuỷu động cơ tương ứng với công suất Ne a,b,c: Các hệ số thực nghiệm của động cơ
Ne: Công suất của động cơ
Me: Mômen xoắn trên trục động cơ ne: số vòng quay của trục khuỷu động cơ tương ứng với công suất Ne
Trên cơ sở những giá trị thông số của động cơ ISUZU 4JB1CN ta xác định a, b, c là các hệ số phụ thuộc vào chủng loại động cơ theo công thức thực nghiệm của giáo sư A.I.Gri-skê-vich:
M đm là hệ thích ứng theo mômen quay của động cơ
M đm = N emax 1000 ω N là mômen định mức của động cơ k ω = ω N ω M là hệ số thích ứng theo số vòng quay của động cơ ω e là tốc độ góc của động cơ ω N là tốc độ góc của độ cơ ở công suất cực đại: ω N =π n N
30 = 355,87 (rad/s) ω M là tốc độ góc của độ cơ ở mômen cực đại: ω M =π n M
Hệ số thích ứng theo mômen quay: k M =M emax
Hệ số thích ứng theo số vòng quay: k ω = ω N ω M 55,87
177,93 = 2,0000562 Thay các giá trị vào công thức (5.3) ta được: a = 1, b = 0,41, c = 0,41
Thay các giá trị vào các công thức (5.1) và (5.2) ta thu được kết quả ở bảng dưới đây:
Bảng 5.1 Bảng đặc tính ngoài động cơ λ ne(v/f) Ne(kW) Me (N.m)
Sau khi có các giá trị Ne, Me tương ứng với các giá trị ne ta có thể vẽ đồ thị Ne f(ne) và Me = f(ne)
Trên cơ sở xây dựng được đường đặc tính tốc độ ngoài động cơ chúng ta xác định tính chất động lực học của ô tô
Dưới đây là đồ thị đặc tính ngoài động cơ:
Xây dựng đặc tính công suất của ô tô
Muốn lập được đồ thị cân bằng công suất của ô tô, trước hết phải tính tốc độ chuyển động của xe ở các tay số khác nhau theo tốc độ góc của trục khuỷu động cơ
Vi: Tốc độ ô tô ứng với tay số i rb: Bán kính lăn của bánh xe i0: Tỷ số truyền của truyền lực chính, i0 = 6,125 ihi: tỷ số truyền của tay số thứ i
Xác định bán kính lăn (bán kính làm việc trung bình của bánh xe): r b =r 0 (5.5) Trong đó:
Trang 44 r0: Bán kính thiết kế của bánh xe, đối với cỡ lốp 7.00 - 15 có r0 = (7+15/2).25,4 368,3 (mm)
: Hệ số biến dạng của lốp, đối với loại lớp 7.00 - 15 là lốp áp suất thấp nên 0,93 - 0,935 chọn = 0,935
Thay các giá trị vào công thức (5.5) ta được r b =r 0 = 0,935.368 = 344 (mm) = 0,344(m) Thay các giá trị vào công thức (5.4) ta được:
Ta có phương trình cân bằng công suất tại bánh xe chủ động tổng quát của ô tô có dạng sau:
Nk: Công suất của động cơ phát ra tại bánh xe chủ động (kW)
Nf: Công suất tiêu hao để thắng lực cản lăn (kW)
Ni: Công suất tiêu hao để thắng lực cản dốc (kW)
Nw: Công suất tiêu hao để thắng lực cản không khí (kW)
Nj: Công suất tiêu hao để thắng lực cản dốc (kW)
Nm: Công suất cản ở móc kéo (kW)
Công suất truyền đến các bánh xe chủ động khi kéo ở tay số thứ i được xác định theo công thức:
Ne: Công suất của động cơ phát ra (kW) ŋtl: Hiệu suất của hệ thống truyền lực, ŋtl = 0,87
Thay giá trị vào các công thức (5.4) và (5.7) ta được bảng các giá trị Nki và Vi tương ứng sau:
Bảng 5.2 Bảng giá trị công suất của ô tô ne Ne V1 V2 V3 V4 V5 Nk
61,77 Xét ô tô chuyển động trên đường bằng, giả thiết ô tô chuyên đồng đều và không kéo móc (Ni = 0, Nj = 0, Nm = 0) lúc này ta có:
∑ N c = N f + N w (5.8) Công suất tiêu hao do lực cản lăn được xác định theo công thức sau:
G: Trong lượng toàn bộ của ô tô thiết kế, G = 65000 (N)
V: Vận tốc của ô tô ứng với mỗi tay số (m/s) f: Hệ số cản lăn, f = f0.(1+V 2 /1500) với f0 = 0,015 đối với đường nhựa tốt
Công suất tiêu hao do lực cản không khi được xác định theo công thức sau:
K: Hệ số cản không khí (N.s 2 /m 4 ) Đối với xe tải chọn K = 0,5 (N.s 2 /m 4 )
F: Diện tích cản chính diện (m 2 ) Đối với ô tô tải ta có công thức gần đúng sau: F
= 0,8.B.H = 0,8.1,96.2,65 = 4,16 (m) ( với B là chiều rộng cơ sở của ô tô, H là chiều cao lớn nhất của ô tô)
V: Vận tốc của ô tô ứng với mỗi tay số
Thay các giá trị vào công thức (5.8) ta được:
Từ công thức trên ta lặp được bảng tính tổng công suất cản:
Bảng 5.3 Bảng giá trị công suất cản
Từ các giá trị trong bảng trên ta lặp được đồ thị cân bằng công suất theo Nk f(V) và Nc = f(V).
Xây dựng đặc tính kéo của ô tô
Phương trình cân bằng lực kéo của ô tô thiết kế có dạng:
Pk: Lực kéo tiếp tuyến ở các bánh xe chủ động, N:
Pf: Lực cản lăn, N, xét trường hợp xe đi trên đường bằng:
Pj: Lực quán tính, N, xuất hiện khi xe chuyển động không ổn định:
Pw: Lực cản không khí, N:
Nk1 Nk2 Nk3 Nk4 Nk5 Nc
Lập bảng tính Pk theo công thức (5.4) và công thức (5.12) ứng với từng tỉ số truyền ta được:
Bảng 5.4 Bảng giá trị lực kéo ứng với mỗi tay số
Tay số 3 Tay số 4 Tay số 5
Xét ô tô chuyển động ồn định trên đường bằng ta có phương trình cân bằng lực cản Pc:
G: Trong lượng toàn bộ của ô tô thiết kế, G = 65000 (N)
V: Vận tốc của ô tô ứng với mỗi tay số (m/s) f: Hệ số cản lăn, f = f0.(1+V 2 /1500) với f0 = 0,015 đối với đường nhựa tốt
K: Hệ số cản không khí (N.s 2 /m 4 ) Đối với xe tải chọn K = 0,5 (N.s 2 /m 4 )
F: Diện tích cản chính diện (m 2 ) Đối với ô tô tải ta có công thức gần đúng sau: F
= 0,8.B.H = 0,8.1,96.2,65 = 4,16 (m) ( với B là chiều rộng cơ sở của ô tô, H là chiều cao lớn nhất của ô tô)
Tổng lực kéo của ô tô phải nhỏ hơn lực bám giữa bánh xe và mặt đường:
P φ = Z 2 m k2 φ (5.17) Trong đó: mk2: Hệ số phân bố lại tải trọng ở cầu sau (cầu chủ động mk2 = 1,1 - 1,2) , chọn mk2 = 1,2
Z2: Tải trọng tác dụng lên cầu chủ động, Z2 = 43500 N φ: Hệ số bám của mặt đường, chon φ = 0,7
Từ công thức (5.16) và (5.17) lập bảng tính Pc, Pφ:
Bảng 5.5 Giá trị lực cản ứng với mỗi tay số
Từ các giá trị của bảng 5.4 và bảng 5.5 ta xây dựng được đồ thị cânn bằng lực kéo Pk = f(V), Pc = f(V), Pφ = f(V):
Hình 5.3 Đồ thị cân bằng lực kéo
Nhận xét: Dựa trên đồ thị ta thấy vận tốc lớn nhất ô tô đạt được tại 23,71 (m/s) 85 (km/h), tại vận tốc này lực kéo của ô tô bằng với lực cản nên ô tô không còn khả năng tăng tốc Vận tốc lớn nhất ô tô đạt được đảm bảo “Quy chuẩn kỹ thuật quốc gia về chất lượng an toàn kỹ thuật và bảo vệ môi trường đối với ô tô” là không nhỏ hơn 60 (km/h).
Xây dựng đặc tính nhân tố động lực học của ô tô
Chỉ tiêu về sức kéo chưa đánh giá được chất lượng động lực của ô tô này so với ô tô khác có cùng lực kéo như nhau, nhưng ô tô nào có nhân tố cản không khí bé hơn, trọng lượng nhỏ hơn thì chất lượng động lực tốt hơn Vì vậy để đánh giá được chất lượng động lực của ô tô này so với ô tô khác người ta đưa ra khái niệm hệ số nhân tố động lực D của ô tô
Pk1 Pk2 Pk3 Pk4 Pk5 Pc Pφ
Nhân tố động lực D của ô tô có thể được biểu diễn bằng đồ thị Đồ thị nhân tố động lực học D biểu thị mối quan hệ phụ thuộc giữa nhân tố động lực học và vận tốc chuyển động của ô tô D = f(V) khi ô tô có đầy tải và động cơ làm việc với chế độ toàn tải và được gọi là đồ thị nhân tố động lực học của ô tô
Ta có công thức tính hệ số nhân tố động lực học của ô tô như sau:
D: Hệ số nhân tố động lực học
Pk: Lực kéo tiếp tuyến ở các bánh xe chủ động, N
Pw: Lực cản không khí, N
G: Trọng lượng toàn bộ của ô tô thiết kế, N
Thay các giá trị vào công thức (5.18) ta tính được bảng giá trị D theo V khi ô tô chuyển động ở các tay số:
Bảng 5.6 Bảng giá trị nhân tố động lực học ne
Tay số 1 Tay số 2 Tay số 3
Nhân tố động lực học theo điều kiện bám được xác định nhưu sau:
Thay giá trị vào công thức (5.19) ta có bảng nhân tố động lực học theo điều kiện bám:
Bảng 5.7 Nhân tố động lực học theo điều kiện bám
Từ bảng 5.6 và bảng 5.7 ta xây dựng được đồ thị nhân tố động lực học của ô tô:
Hình 5.4 Đồ thị nhân tố động lực học
Nhân xét: Dựa trên đồ thị ta thấy nhân tố động lực học lớn nhất Dmax = 0,293 Với loại đường nhựa tốt có hệ số cản lăn f = 0,018 thì độ dốc lớn nhất mà xe có thể vượt được là: imax = Dmax – f = 0,293 – 0,018 = 0,275 = 27,5% Độ dốc lớn nhất mà xe có thể vượt được đảm bảo “Quy chuẩn kỹ thuật quốc gia về chất lượng an toàn kỹ thuật và bảo vệ môi trường đối với ô tô” là lớn hơn 20%.
Xây dựng đồ thị gia tốc của ô tô
Biểu thức tính gia tốc:
Khi ô tô chuyển động trên đường bằng (a=0) thì:
Di: Giá trị nhân tố động lực học ở tay số thứ i tương ứng với tốc độ Vi đã biết từ đồ thị D = f(V) f,i: Hệ số cản lăn và độ dốc của đường ji: Gia tốc của ô tô của tay số thứ i δ i : Hệ số kể đến sử ảnh hưởng của các khối lượng chuyển động quay: δ i = 1 + 0,05 (1 + i hi 2 ) (5.21) Thay các gia trị vào công thức (5.21) ta lập được bảng sau:
Bảng 5.8 Hệ số kể đến ảnh hưởng của các khối lượng chuyển động quay
Khi ô tô chuyển động với vận tốc V > 22 m/s thì f = f0.(1+V 2 /1500)
Thay các giá trị vào công thức (5.20) ta lập được bảng giá trị gia tốc ứng với mỗi tay số:
Bảng 5.9 Bảng giá trị gia tốc ứng với mỗi tay số
Từ kết quả bảng 5.9 ta xây dựng được đồ thị gia tốc ứng với mỗi tay số j = f(V):
Xác định thời gian tăng tốc và quảng đường tăng tốc của ô tô
Thời gian để ô tô tăng tốc từ V1 đến V2 xác định theo công thức: t = ∫ 1 j dt
Trong đó: j(m/s): Gia tốc di chuyển của ô tô
Sử dụng phương pháp đồ thị để giải tích phân này Từ đồ thị gia tốc của ô tô, chia đường cong gia tốc ra thành nhiều đoạn nhỏ Giả thiết rằng trong mỗi khoảng tốc độ ứng với đoạn đường cong đó thì ô tô tăng tốc với một gia tốc jtb không đổi
Thời gian tăng tốc của ô tô trong khoảng tốc độ từ Vi1 đến Vi2 được xác định như sau:
Trong đó: jtb = 0,5(ji1+ji2) ji1 và ji2 là gia tốc ứng với điểm đầu và điểm cuối khoảng đó
Thời gian tăng tốc tổng cộng từ tốc đọ cực tiểu Vmin đến tốc độ V: t = ∑ ∆t i = ∆t 1 + ∆t 2 + ∆t n n i=1
(5.24) Đối với hệ thống truyền lực của ô tô với hộp số có cấp, thồi gian chuyển từ số thấp lên số cao có xảy ra giảm vận tốc chuyển động của ô tô một khoảng ∆V, trị số giảm vận tốc được xác định nhờ công thức:
: Hệ số cản tổng cộng của đường, = f = 0,015(1+V 2 /1500) t: Thời gian chuyển số, tùy trình đọ người lái chọn t = 1s g: Gia tốc trọng trường δ i : Hệ số kể đến ảnh hưởng của các khối lượng chuyển động quay
Quảng đường để ô tô tăng tốc từ V1 đến V2 xác định theo công thức:
Sử dụng phương pháp đồ thị dựa trên đò thị thời gian tăng tốc vừa lập được để giải tích phân này Chia đường cong thời gian tăng tốc ra nhiều đoạn nhỏ và thừa nhận rằng trong mỗi khoảng thay đổi tốc độ ứng với từng đoạn này ô tô chuyển động đều với tốc độ trung bình không đổi
V itb = 0,5(V i1 + V i2 ) (5.27) Quảng đường tăng tốc của ô tô trong khoảng tốc độ từ Vi1 đến Vi2:
∆S i = V itb ∆t i (5.28) Quảng đường tăng tốc tổng cộng từ tốc đọ cực tiểu Vmin đến tốc độ V:
Thay giá trị vào các công thức (5.24) và (5.29) ta lập được bảng sau:
Bảng 5.10 Bảng giá trị thời gian tăng tốc và quảng đường tăng tốc
Theo bảng trên ta thấy thời gian tăng tốc (đầy tải) hết quảng đường 200m là 17s
Tính toán kiểm nghiệm bền các chi tiết tổng thành hệ thống
Tính toán sức bền dầm ngang thùng tải
Khi làm việc sàn thùng chịu tác dụng của trọng lượng hàng hóa trên thùng Gh và trọng lượng bản thân thùng hàng Các tải trọng này tác dụng lên thùng thông qua các dầm ngang truyền đến các dầm dọc của thùng và truyền đến khung sát - xi của ô tô cơ sở Các dầm dọc của thùng tiếp xúc dọc và nằm toàn bộ trên chiều dài của khung sát - xi cơ sở thông qua lớp đệm cao su bố dày 20mm nên đảm bảo đủ bền khi truyền lực từ các dầm ngang xuống Khi tính toán bền thùng hàng ta chỉ cần tính toán sức bền cho các dầm ngang và xem như các dầm khác làm việc đủ bền Để tính toán sức bền cho các dầm ngang ta giả thiết rằng:
- Trọng lượng hàng hóa, phần sàn thùng hàng và khung đỡ kính phân bố đều trên các mặt sàn, tức là các phần trọng lượng này phân bố đều cho các dầm ngang và trên suốt chiều dài của thùng
- Trọng lượng thành thùng hàng tác dụng lên dầm ngang tại các điểm đầu mút của mỗi dầm
Theo thiết kế thì sàn thùng có 11 dầm ngan, mỗi dầm có chiều dài 1900mm Tải trọng hàng hóa cho phép chở của ô tô thiết kế được tính toán như sau:
- Trong lượng bản thân của ô tô cơ sở: Gbt = 2000 (kG)
- Trọng lượng toàn bộ thùng hàng thiết kế: Gth = 855 (kG)
- Trong lượng toàn bộ theo thiết kế của ô tô cơ sở: Gtk = 6500 (kG)
- Trọng lượng kíp lái gồm 3 người: Gkl = 195 (kG)
Suy ra trọng lượng hàng hóa chuyên chở:
Bảng 6.1 Thông số tính toán bền dầm ngang
STT Thông số Ký hiệu Đơn vị Giá trị
01 Trọng lượng hàng hóa chuyên chở Gh kG 3450
02 Trọng lượng sàn thùng Gs kG 492
03 Trọng lượng thành thùng GT kG 363
04 Chiều dài dầm ngang L mm 1900
05 Khoảng cách 2 dầm dọc thùng ldd mm 700
07 Ứng suất bền của vật liệu thép CT3 b Mpa 120
Tải trọng phân bố đều lên các dầm ngang của ô tô: q =G h + G s
- Gh: Khối lượng hàng hóa chuyên chở, Gh = 3450 kG
- Gs: Khối lượng toàn bộ của sàn gồm khung xương sàn, mặt sàn và khungg đỡ kính, Gs = 492 kG
- L: chiều dài mỗi dầm ngang, L = 1,9m
Thay vào công thức 6.1 ta có q = 188,61 (kG/m)
Tải trọng tập trung tại các đầu mút:
- GT: Trọng lượng phần vách thùng hàng tác dụng lên đầu mút dầm ngang (gồm
2 mặt hông, vách đầu và vách đuôi), GT = 363 kG
Thay vào công thức 6.2 ta có P = 16,5 (kG)
Các dầm ngang sử dụng từ thép dập định hình [80x35x3 có các thông số đặc trưng hình học của mặt cắt ngang:
Sử dụng phầm mền RDM kết hợp với các giá trị vừa tính toán ở trên ta lập được sơ đồ tính toán sau:
Hình 6.1 Sơ đồ phân bố lực trên dầm ngang
Sử dụng phần mền RDM để tính bền ta có các biều đồ tính toán sau:
Hình 6.2 Biểu đồ chuyển vị
Từ hình 6.3 ta thấy moment uốn lớn nhất Mumax là 4,385.10 2 N.m
Hình 6.4 Biểu đồ ứng suất
Từ hình 6.4 ta thấy ứng suất uốn lớn nhất umax = 19,88 Mpa
Như vậy ta có: umax = 19,88 Mpa < [u] = 120 Mpa
Với kết quả này thì các dầm ngang của thùng hàng đảm bảo sức bền khi làm việc.
Tính bền mỗi lắp thùng tải với chassis ô tô
Xét trường hợp ô tô chở đầy tải và di chuyển trên đường bằng ta có:
Bán kính quay vòng nhỏ nhất của ô tô Do chỉ cải tạo thay đổi kết cấu thùng hàng nên không ảnh hưởng đến bán kính quay vòng, ta có bán kính quay vòng nhỏ nhất của ô tô theo vết bánh xe phía ngoài là 7m Suy ra:
Trong đó: B02N là vệt bánh xe sau phía ngoài
Vận tốc khi quay vòng:
Trong đó: g: Gia tốc trọng trường, g = 9,81 m/s 2
Rmin: Bán kính quay vòng nhỏ nhất
B02N: Vệt bánh xe sau phía ngoài hg: Chiều cao trọng tâm của ô tô (trường hợp đầy tải), hg = 1,415m
2.1,415 = 5,74 (m/s) Để tính toán sức bền của mối lắp thùng hàng với chassis ô tô ta lập bảng thông số tính toán sau:
Bảng 6.2 Các thông số tính toán bền của mối lắp thùng hàng với chasis ô tô
TT Thông số Ký hiệu Đơn vị Giá trị
01 Trọng lượng hàng hóa chuyên chở Ghh kG 3450
02 Trọng lượng thùng hàng và các chi tiết phụ
(cản hông, vè chắn bùn, hệ thống thủy lực Gth kG 855
03 Gia tốc phanh lớn nhất Jpmax m/s2 7
04 Bán kính quay vòng nhỏ nhất Rmin m 7
05 Vận tốc khi quay vòng Vqv m/s 5,74
06 Hệ số ma sát giữa đệm cao su và dầm dọc fms 0,25
TT Thông số bulong Loại Số lượng Vật liệu M x (kgcm) P e (kg)
Ta tính toán sức bền mối lắp thùng tải với chassis ô tô ở trạng thái ô tô đầy tải, ta có các lực tác dụng sau:
Lực quán tính sinh ra do khối lượng thùng hàng và hàng hóa khi phanh với gia tốc phanh lớn nhất:
P j =(G th + G hh ) J pmax g (6.4) Trong đó:
Gth: Trọng lượng thùng hàng và các chi tiết phụ
Ghh: Trọng lượng hàng hóa
Jpmax: Gia tốc phanh lớn nhất g: Gia tốc trọng trường
Lực quán tính ly tâm do khối lượng thùng hàng và hàng hóa sinh ra khi quay vòng với bán kính quay vòng nhỏ nhất:
P lt =(G th + G hh ) V qv 2 g R min (6.5) Trong đó:
Vqv: Vận tốc khi quay vòng
Rmin: Bán kính quay vòng nhỏ nhất
Lực ma sát giữa khung và dầm dọc sinh ra do lực ép của các bulong quang:
Pe: Lực ép của một bulong quang nq: Số lượng bulong quang fms: Hệ số ma sát giữa đệm cao su và dầm dọc
Lực ma sát giữa khung và dầm dọc sinh ra do tự trọng của hàng hóa:
P ms2 = (G th + G hh ) f ms (6.7) Lực ma sát tổng cộng:
Thay các giá trị ở bảng 6.2 và bảng 6.3 vào công thức ta lập được bảng kết quả tính toán sau:
Bảng 6.4 Bảng kết quả tính toán các lực tác dụng
TT Thông số Ký hiệu Đơn vị Giá trị
01 Lực quán tính khi phanh với gia tốc phanh cực đại Pj kG 3072
02 Lực quán tính li tâm Plt kG 2065
03 Lực ma sát do bulong quang Pms1 kG 4800
04 Lực ma sát do khối lượng thùng hàng Pms2 kG 1076,25
05 Lực ma sát tổng cộng Pms kG 5876,25
Từ giá trị ở bảng 6.4 ta thấy Pms = 5876,25kG > Pj = 3072kG và Pms = 5876,25kG
> Plt = 2065kG Như vậy mối ghép giữa thùng và khung ô tô đàm bảo thùng hàng không bị dịch chuyển trong mọi quá trình chuyển động của ô tô
Tính chọn hệ thống thủy lực điều khiển nâng hạ bửng
6.3.1 Tính chọn bơm và xi lanh thủy lực
Hình 6.5 Sơ đồ tính toán lực tác dụng của xi lanh thủy lực
Trên hình 6.5 ta có A là puly đôi di động B,C,D,E là puly cố định (trong đó D là puly đôi) Hệ thống nâng hạ trên hình 6.5 sử dụng hệ 2 ròng rọc (lợi 2 lần về đường đi và thiệt hai lần về lực), do đó tỷ số đường đi bằng 2, có nghĩa là khi xi lanh thủy lực đẩy đi một đoạn thì bửng nâng sẽ di chuyển đi một đoạn gắp đôi
Lực đẩy của xi lanh thủy lực yêu cầu lớn nhất tại thồi điểm bắt đầu nâng hàng với trọng lượng hàng hóa lớn nhất cho phép thông qua pyly di động A và puly cố định B,C,D,E
Theo sơ đồ tính toán được trình bày trên hình 6.5 ta có:
P1: Trọng lượng nữa bên phải
P2: Trọng lượng nữa bên trái
Gh1: Trọng lượng hàng hóa lớn nhất mà bửng nâng có thể nâng được Ta lựa chọn trước phần trọng lượng hàng hóa tối đa mà bửng nâng có thế nâng đc là 500 kG
Gbn: Trọng lượng của bửng nâng, Gbn = 133 kG
Thay giá trị váo công thức ta được: P = 633 kG
Sau khi qua hệ thống buly thì chiều dài nâng của xylanh giảm đi 2, đồng thời trọng lượng nâng sẽ tăng lên gấp đôi Do đó lúc này ta có trọng lượng toàn bộ phải nâng là:
Pct = 1266 (kG) chính là lực câng thiết để nâng toàn bộ bửng với trọng lượng hàng lớn nhất có thể nâng hạ được là 500 kG
Ta có chiều cao từ mặt đất đến sàn thùng xe theo thiết kế là 990 mm do đó bửng nâng phải di chuyển hành trình tối thiểu là 990mm, vì hành trình của xylanh được giảm đi 2 lần so với hành trình của bửng nên ta có hành trình xylanh là 990/2 = 495 mm Ta chọn hành trình xy lanh là 500 mm
Lực đẩy của xylanh được xác định như sau:
Fxl: Lực đẩy của xylanh thủy lực i: Số lượng xylanh, i = 1
S: Diện tích mặt cắt đường kính trong của xylanh
P: Áp suất dầu thủy lực tạo ra từ bơm
: Hiệu suất của hệ thống, chọn = 0,85 Để xylanh thủy lực có thế nâng được cũng như đảm bảo an toàn cho hệ thống nâng hạ thì lực đẩy của xylanh phải lớn hơn lực cần thiết để nâng toàn bộ bửng và hàng Fxl > Pct
Hình 6.6 Bộ nguồn thủy lực của Việt Hà
Tham khảo một số hệ thống thủy lực lắp trên xe có hệ thống nâng hạ ta chọn bộ nguồn thủy lực của hãng Việt Hà với các thông số sau:
Kiểu loại: Bơm bánh răng ăn khớp ngoài
Số loại: PC 12621 Áp suất định mức: P = 140 bar = 14.10 6 (N/m 2 )
Lưu lượng riêng: q = 2,5 (cm 3 /vòng)
Công suất bơm: Nb = 1,6 Kw
Số vòng quay: 2750 (vòng/phút)
Nguồn điện sử dụng: Điện áp accu 12V
Chọn xylanh thủy lực của hãng Việt Hà Đối với xylanh thủy lực dựa vào kết cấu của hệ thống nâng hạ ta sẽ đặt làm xylanh thủy lực riêng cho phù hợp với điều kiện nâng hạ
Ta đặt làm xylanh thủy lực có mã ký hiệu sản phẩm như sau:
Chú thích mã ký hiệu xylanh:
VHS: Loại xylanh tác động một chiều
ET: Kiểu lắp đuôi thân xylanh là đuôi khớp trụ tròn
50: Đường kính lòng trong của ống xylanh DT = 50mm
(60): Đường kính ngoài của ống xylanh AT = 60mm
30: Đường kính cần xylanh MM = 30mm
500: Chiều dài hành trình của xylanh 500mm
PH: Kiểu lắp đầu cần xylanh là kiểu lỗ trụ đầu cần
Từ các thông số của hệ thống thủy lực trên thay vào công thức ta tính được lực đẩy của xylanh như sau:
4 140.0,85 = 2336,6 (kG) Như vậy ta thấy: Fxl = 2336,6 (kG) > Pct = 1266 (kG) do đó lực đẩy của xylanh thõa mãn điều kiện làm việc
Tính lại đường kính cần xylanh:
Như vậy đường kính cần xylanh đã chọn MM = 30mm nằm trong khoảng 28mm ÷35mm do đó đường kính cần xylanh phù hợp với kích thước đã chọn Để đảm bảo đủ bền khi làm việc ta tính kiệm nghiệm lại cần xylanh để đảm bảo không bị cong cần khi xylanh đẩy quá tải Dựa vào công thức thực nghiệm tetmajer để tính lực đẩy giới hạn không bị cong cần:
Trong đó: d: Đường kính cần đẩy xylanh, d = 30 mm
: Độ mảnh, = 4.L/d = 4.500/30 = 200/3 (với L là chiều dài hành trình của xylanh) v: Hệ số an toàn, chọn v = 3,5
Thay các giá trị vào công thức ta tính được: Fgh = 63347,97 kG
Ta thấy Fgh = 63347,97 kG lớn hơn rất nhiều so với Fxl = 2336,6 kG do đó đảm bảo cần xylanh không bị cong khi xylanh đẩy quá tải
Tính tốc độ đẩy của xylanh thủy lực:
Lưu lượng cấp vào xylanh:
Q = q n (6.11) Trong đó: q: Lưu lượng riêng, q = 2,5 (cm 3 /vòng) n: Số vòng quay, n = 2750 (vòng/phút)
Thay các giá trị vào công thức ta được:
60 = 1,15 10 −4 (m 3 /s) Vận tốc chyển động của piston (đối với xylanh thủy lực tác động một chiều): v = Q
Q: Lưu lượng cần cấp vào xylanh, Q = 1,15.10 -4 (m 3 /s)
A: Tiết diện lòng trong ống xylanh
Thay các giá trị vào công thức ta được: v = 1,15 10 −4 0,06.π 0,05 2
Như vậy tốc độ đẩy của xylanh thủy lực là 3,528 (km/h)
6.3.2 Sơ đồ và nguyên lí hoạt động của hệ thống thủy lực
Hình 6.7 Sơ đồ hệ thống thủy lực nâng hạ bửng
1 - Lọc dầu; 2- Bơm dầu thủy lực; 3 - Động cơ điện; 4 - Van an toàn;
5 - Van một chiều; 6 - Van phân phối 2/2; 7 - Xylanh thủy lực;
8 - Van tiết lưu; 9 - Thùng chứa dầu thủy lực
Nguyên lí hoạt động của sơ đồ thủy lực:
Trạng thái nâng bửng: Sau khi mở khóa điện tổng ta nhấn vào nút điều khiển có dấu mũi tên đi lên làm cho van phân phối 2/2 (6) ở vị trí bên trái, lúc này động cơ điện (3) nhận điện áp 12V từ accu quay thông qua hệ thống truyền động làm bơm bánh răng ăn khớp ngoài (2) quay, nhờ lực hút từ bơm (2) dầu thủy lực từ thùng chứa (9) được
Trang 72 hút qua lọc dầu (1) theo đường ống dẫn đi đến van an toàn (4) và van một chiều (5) Khi áp suất dầu trong đường ống quá lớn thì van an toàn (4) sẽ mở cho dầu cao áp quay về thùng chứa (9) để bảo vệ hệ thống thủy lực Khi áp suất dầu trong đường ống ở mức ổn định thì dầu thủy lực sẽ đi qua van một chiều (5) một hướng đến van phân phối 2/2 (6) nhưng bị chặn lại do van này ở vị trí bên trái ở chế độ chặn dòng dầu quay về thùng chứa, một hướng đến xylanh (7) nhờ áp lực dầu đẩy cần xylanh sang phải để thực hiện nâng bửng
Trạng thái hạ bửng: Nhấn vào nút điều khiển có dấu mũi tên đi xuống làm cho van phân phối 2/2 (6) chuyển sang vị trí bên phải là vị trí mở để dẫn dầu quay về thùng chứa và bơm dầu (2) không hoạt động Dưới tác dụng của trọng lượng bửng nâng sẽ tác động ngược lại xylanh thủy lực làm thu cần xylanh và đẩy dầu thủy lực theo ống dẫn qua van phân phối 2/2 (6), qua van tiết lưu (8) và trở về thùng chứa Van tiết lưu (8) có nhiệm vụ điều tiết lượng dầu hồi về để bửng nâng luôn được hạ xuống một cách nhẹ nhàng, tránh gây va đập khi hạ bửng
Trạng thái giữ: Khi đang nâng hoặc hạ ta muốn giữ bững nâng ở một vị trí nhất định nào đó (vị trí này luôn nằm trong phạm vị nâng hạ của bửng) thì ta nhả nút điều khiển (không nhấn vào bất kí nút nào) lúc này van phân phối 2/2 (6) sẽ chuyển sang vị trí bên trái (vị trí khóa không cho dầu về thùng chứa) động thời bơm dầu (2) không hoạt động Dầu thủy lực lúc này được chặn lại bởi van một chiều (5) và van phân phối 2/2 (6) dầu thủy lực lúc này không được cấp từ bơm và cũng không được hồi về thùng nên áp suất dầu không thay đổi do đó vị trí của cần xylanh sẽ luôn được giữ nguyên làm cho bửng nâng luôn giữ ở một vị trí nhất định
6.3.3 Kiểm tra bền phần khung xương bửng nâng hạ Để tính bền ta giả thiết rằng
Trọng lượng hàng hóa tối đa có thể nâng và trọng lượng tấm thép sàn phân bố đều cho các thanh khung xương của bửng
Khi bửng nâng hoạt động thì trọng lượng của bửng nâng và trọng lượng hàng hóa sẽ tác động lên thanh dẫn hướng một lực P, do thanh dẫn hướng có góc nghiêng 36 0 so với mặt phẳng ngang của bửng nên lực P này được phân tích thành 2 thành phần là P.sin36 0 và P.cos36 0
Khi bửng nâng ở trạng thái hoạt động (như hình 6.8) thì đầu khung xương bên trái là ngàm cố định và đầu khung xương bên phải là phần tự do
Ta có sơ đồ các lực tác dụng lên khung xương bửng như sau:
Hình 6.8 Sơ đồ các lực tác dụng lên khung xương bửng nâng
Bảng 6.5 Các thông số tính toán bền khung xương bửng nâng
STT Thông số Ký hiệu Đơn vị Giá trị
01 Trọng lượng hàng hóa nâng Gh kG 500
02 Trọng lượng tấm sàn Gs kG 28,5
03 Trọng lượng toàn bộ bửng nâng GT kG 133
04 Chiều dài thanh ngang L mm 560
06 Ứng suất bền của vật liệu thép CT3 b Mpa 120
07 Tiết diện mặt cắt ngang của thanh A cm 2 6,84
08 Mômen quán tính Jx cm 4 55,8532
09 Mômen chống uốn Wx cm 3 11,636
Tải trọng phân bố đều lên các thanh ngang: q =G h + G s
- Gh: Trọng lượng hàng hóa nâng, Gh = 500 kG
- Gs: Trọng lượng tấm sàn, Gs = 28,5 kG
- L: chiều dài mỗi thanh ngang, L = 0.56 m
Thay vào công thức ta có q = 188,75 (kG/m)
- GT: Trọng lượng toàn bộ bửng nâng, GT = 133 kG
- Gh: Trọng lượng hàng hóa nâng, Gh = 500 kG
- n: Số thanh ngang chịu tác dụng, n = 2 (lực này chỉ tác dụng với 2 thanh ở ngoài cùng của bửng nâng)
Thay vào công thức 3.3 ta có P = 316,5 (kG)
Dựa vào hình 6.8 ta có lực tác dụng theo phương vuông góc với khung xương bửng là P.sin36 0 = 316.5.sin36 0 = 186,03 (kG)
Sử dụng phần mềm RDM để tính bền ta có các sơ đồ tính toán sau:
Hình 6.9 Sơ đồ các lực tác dụng
Từ hình 6.10 ta thấy mômen uốn lớn nhất là Mumax = 5,04.10 2 (N.m)
Hình 6.11 Biểu đồ ứng suất
Từ hình 6.11 ta thấy ứng suất uốn lớn nhất umax = 43,31 Mpa
Như vậy ta có: umax = 43,31 Mpa < [u] = 120 Mpa
Với kết quả này thì các thanh khung xương của bửng nâng đảm bảo sức bền khi làm việc.
Tính toán kiểm tra các hệ thống điện phụ tải
Các phụ tải trên hệ thống xe ô tô thiết kế bao gồm:
Phụ tải cụm đèn gồm có: đèn hiệu thành xe, đèn hiệu phía sau thùng hàng , đèn hiệu phía trước thùng hàng
Phụ tải điện hệ thống thủy lực nâng hạ: bộ nguồn thủy lực
Phụ tải xe cơ sở: Mức tiêu thụ điện năng của các phụ tải trên xe cơ sở được xác định bằng cách đo cường độ dòng điện đi qua accu của xe cơ sở trong trường hợp mở tất cả phụ tải xe cơ sở
Lưu ý: Toàn bộ hệ thống phụ tải điện lắp thêm phải thực hiện theo hướng dẫn của nhà sản xuất xe cơ sở và nhà sản xuất thiết bị phụ tải Đối với đèn hông thùng, khi lắp đặt phải đảm bảo theo TCVN 6978:2001
Ta có sơ đồ nguyên lí mạch điện các phụ tải sau:
Hình 6.12 Sơ đồ nguyên lí mạch điện các phụ tải
1 - Phụ tải trên xe cơ sở; 2 - Ắc quy (Accu); 3 - Máy phát điện;
4 - Bộ chỉnh lưu; 5 - Cầu chì; 6 - Công tắt đèn kích thước;
7 - Đèn chiều rộng phía sau; 8 - Đèn chiều rộng phía trước;
9 - Đèn hiệu thành xe; 10 - Công tắc bơm thủy lực;
11 - Động cơ điện bơm thủy lực; 12- Dây điện đèn thùng
Bảng 6.6 Bảng thông số tính toán phụ tải hệ thống điện
STT Thông số Đơn vị Giá trị
Phụ tải cụm đèn hiệu thành xe
+ Đèn hiệu thành xe + Đèn hiệu phía sau thùng hàng
+ Đèn hiệu phía trước thùng hàng W 5
02 Phụ tải điện hệ thống thủy lực nâng hạ kW 1,6
Phụ tải xe cơ sở (Mức tiêu thụ điện năng của các phụ tải trên xe cơ sở được xác định bằng cách đo cường độ dòng điện đi qua accu của xe cơ sở trong trường hợp mở tất cả phụ tải xe cơ sở)
04 Máy phát điện xe cơ sở - 14V x 60A
05 Accu xe cơ sở - 12V - 75Ah x 02
Công suất tiêu thụ điện năng của cụm đèn hiệu thành xe:
P đ1 = P đh1 = n h P h (6.15) Tronng đó: nh: Số lượng đèn hiệu thành xe, nh = 6
Ph: Công suất tiêu thụ của một đèn hiệu thành xe, Ph = 5W
Thay giá trị vào công thức ta được Pđh1 = 30W
Công suất tiêu thụ điện năng của cụm đèn hiệu phía trước và sau:
P đ2 = P đh2 = n ts P ts (6.16) Trong đó: nts: Số lượng đèn chiều rộng phía trước thành xe và phía sau thùng xe, nts = 4
Pts: Công suất tiêu thụ điện năng của một đèn chiều rộng, Pts = 5W
Thay giá trị vào công thức ta được Pđh2 = 20W
Công suất tiêu thụ điện năng của bô nguồn thủy lực nâng hạ:
P tl = n tl P (6.17) Trong đó ntl: Số lượng bộ nguồn thủy lực, ntl = 1
P: Công suất của một bộ nguồn thủy lực, P = 1,6kW
Thay giá trị vào công thức ta được Ptl = 1,6kW
Tính chọn dây dẫn cho cụm đèn hiệu:
I = Pđ/U = 30/12 = 2,5A là cường đọ dòng điện qua dây dẫn
J: Mật độ dòng điện cho phép của dây đồng, J = 6 (A/mm 2 ) n: Hệ số dự trữ, n = 1,5
Thay giá trị vào công thức ta được S = 0,625mm 2
Như vậy ta chọn dây dẫn có tiết diện 2,5mm 2 là đảm bảo an toàn
Kiểm tra khả năng đáp ứng của xe cơ sở
Công suất điện năng của máy phát điện xe cơ sở:
P mp = U I mp = 14.60 = 840 W Công suất accu của xe cơ sở:
P ac = U a I a n a = 12.75.2 = 1800 W Công suất cầu chì của xe cơ sở:
P cc = U cc I cc = 12.10 = 120 W Trong đó:
Uac: Hiệu điện thế accu
Iac: Cường độ dòng điện accu na: Số lượng accu
Icc: Cường độ dòng điện cho phép trên cầu chì
Nhận xét: Dựa vào sơ đồ mạch điện và nguyên lí hoạt động của hệ thống điện trên xe ô tô, ta thấy rằng để đảm bảo cho hệ thống điện trên xe hoạt động bình thường thì công suất điện năng máy phát điện của xe cơ sở phải đáp ứng đủ công suất tiêu thụ điện năng của các phụ tải trên xe cơ sở, công suất do cầu chì tạo ra đủ đáp ứng được
Trang 80 phụ tải của cụm đèn hiệu và công suất điện nâng do accu tạo ra đủ đáp ứng được công suất tiêu thụ điện năng của bộ nguồn thủy lực Tức là Pcs < Pmp và Ppt < Pcc và Ptl < Pac Công suất tiêu thụ của các phụ tải trên xe cơ sở:
P cs = U I cs = 12.9,11 = 109,32 W Công suất tiêu thụ của phụ tải:
Như vậy ta thấy Pcs = 109,32W < Pmp = 840W, Ppt = 50W < Pcc = 120W và Ptl 1600W < Pac = 1800W do đó sau khi lắp thêm phụ tải cụm đèn và bộ nguồn thủy lực thì hệ thống điện trên ô tô vẫn hoạt động bình thường
Lưu ý: Để cho quá trình nâng hạ được hoạt động bình thường (tránh bị gián đoạn giữa chừng do bị hết bình) thì accu phải đảm bảo đáp ứng đủ cường độ dòng điện cho bộ nguồn thủy lực hoạt động Do đó khi vận hành phải đồng thời cho ô tô nổ máy để máy phát điện luôn cấp điện cho accu
Kiểm bền khung đỡ kính
Ta chọn trọng lượng mà phần khung đỡ kính phải chịu bằng với trọng lượng hàng hóa chuyên chở trên ô tô thiết kế Gh = 3450 kG
Do khung đỡ kính có góc nghiêng nên lực tác dụng lên khung được phân tích thành:
Hình 6.13 Sơ đồ trọng lượng kính tác dụng lên khung đỡ kính
Trọng lượng của kính phân bố đều trên các thanh khung xương nằm ngang và các thanh khung xương đỡ kính
Trọng lượng của các thanh khung xương đỡ là lực tập trung P tác dụng lên phần giữa của các thanh khung xương nằm ngang
Kiểm tra bền cho các thanh khung xương nằm ngang:
Khung đỡ kính gồm 2 phía để đở kính nên trọng lượng kính sẽ được chia đều ở 2 bên là Gh1 = Gh2 = Gh/2 = 3450/2 = 1725 kG
Trọng lượng phân bố đều: p = G h
L n (6.19) Trong đó: p: Trọng lượng phân bố đều lên khung xương ngang
L: Chiều dài khung xương nằm ngang, L = 1,7m n: Số lượng khung xương nằm ngang, n = 5
Thay các giá trị vào công thức ta được p = 405,88 kG/m
Trọng lượng tập trung tác dụng lên phần giữa các thanh khung xương nằm ngang:
Gd: Trọng lượng các thanh khung xương đỡ, Gd = 35 kG n: Số lượng khung xương nằm ngang, n = 5
Thay giá trị vào công thức ta được P = 7 kG
Bảng 6.7 Bảng thông số tính toán khung xương ngang
TT Thông số Ký hiệu Đơn vị Giá trị
01 Trọng lượng phân bố đều p kG/m 353
02 Trọng lượng tập trung P kG 5
04 Tiết diện mặt cắt ngang A cm 2 2,1616
05 Mômen quán tính Jx cm 4 5,375
06 Mômen chống uốn Wx cm 3 2,087
07 Ứng suất bền của vật liệu thép CT3 b Mpa 120
08 Số thanh khung xương n Thanh 5
Sử dụng phần mền RDM để tính bền ta có các sơ đồ tính toán sau:
Hình 6.14 Sơ đồ các lực tác dụng
Từ hình 6.11 ta thấy mômen uốn lớn nhất là Mumax = 1,346.10 2 (N.m)
Hình 6.16 Biều đồ ứng suất
Từ hình 6.12 ta thấy ứng suất lớn nhất umax = 64,47 Mpa
Như vậy ta có: umax = 64,47 Mpa < [u] = 120 Mpa
Với kết quả này thì các thanh khung xương nằm ngang của khung đỡ kính đảm bảo sức bền khi làm việc
Kiểm tra bền cho các thanh khung xương đỡ:
Các thanh khung xương đỡ được bố trí hai bên chụm vào nhau và hợp với các thnah khung xương nằm ngang một góc nghiêng a = 82 0 để kính tựa vào khi vận chuyển với kết cấu và vật liệu hoàn toàn giống nhau
Theo hình 6.9 do có góc nghiêng a = 82 0 nên lực tác dụng lên các thanh khung xương đỡ là lực Gh.cosa
Giả thiết trọng lượng kính được chia đều cho hai bên khung xương đỡ do đó mỗi bên sẽ chịu trọng lượng kính tối đa là 3450/2 = 1725 kG Trọng lượng kính phân bố đều trên các thanh khung xương đỡ
Do có kết cấu, vật liệu và trọng lượng kính tối đa có thể đỡ là hoàn toàn giống nhau nên ta chỉ cần kiểm tra bền cho một bên khung xương đỡ
Trọng lượng phân bố đều: p = G h1 cosa
L n (6.21) Trong đó: p: Trọng lượng phân bố đều lên khung xương đỡ
L: Chiều dài một khung xương nằm ngang, L = 1,59m n: Số lượng khung xương đỡ, n = 5 a: Góc nghiêng hợp với khung xương ngang, a = 82 0
Thay các giá trị vào công thức ta được p = 30,2 kG/m
Bảng 6.8 Bảng thông số tính toán khung xương đỡ
TT Thông số Ký hiệu Đơn vị Giá trị
01 Trọng lượng phân bố đều p kG/m 26,3
04 Tiết diện mặt cắt ngang A cm 2 2,1616
05 Mômen quán tính Jx cm 4 5,375
06 Mômen chống uốn Wx cm 3 2,087
07 Ứng suất bền của vật liệu thép CT3 b Mpa 120
08 Số thanh khung xương n Thanh 5
Sử dụng phần mền RDM để tính bền ta có các sơ đồ tính toán sau:
Hình 6.17 Sơ đồ các lực tác dụng
Từ hình 6.14 ta thấy mômen uốn lớn nhất là Mumax = 19,79(N.m)
Hình 6.19 Biểu đồ ứng suất
Từ hình 6.12 ta thấy ứng suất lớn nhất umax = 9,48 Mpa
Như vậy ta có: umax = 9,48 Mpa < [u] = 120 Mpa
Với kết quả này thì các thanh khung xương đỡ của khung đỡ kính đảm bảo sức bền khi làm việc
Tính bền mối lắp khung đỡ kính với sàn thùng hàng
Khung đỡ kính với sàn thùng được liên kết với nhau bằng 4 bulong M16x1,5 Ta có khối lượng khung đỡ kính là 75 kg, khối lượng hàng hóa là 3450kg Hệ số ma sát giữa khung đỡ kính với sàn là 0,5 Kết hợp với bảng 6.2 và bảng 6.3 cùng với các công thức (6.4), (6.5), (6.6), (6.7), (6.8) ta có bảng kết quả tính toán sau:
TT Thông số Ký hiệu Đơn vị Giá trị
01 Lực quán tính khi phanh với gia tốc phanh cực đại Pj kG 2515
02 Lực quán tính li tâm Plt kG 1898
03 Lực ma sát do bulong Pms1 kG 4800
04 Lực ma sát do khối lượng thùng hàng Pms2 kG 1762,5
05 Lực ma sát tổng cộng Pms kG 6562,5
Từ giá trị ở bảng 6.4 ta thấy Pms = 6562,5kG > Pj = 2515kG và Pms = 6562,5kG >
Plt = 1898kG Như vậy mối ghép giữa khung đỡ kính và sàn đảm bảo khung đỡ kính không bị dịch chuyển trong mọi quá trình chuyển động của ô tô
