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.
G IỚI THIỆU CHUNG VỀ XE CHỞ SÂN KHẤU LƯU ĐỘNG
1.2.1 Công dụng và chức năng Để việc quảng cáo thông tin, tuyên truyền nghệ thuật, tổ chức các chương trình ca nhạc được người dân biết đến rộng rãi thì phải tổ chức ở nhiều địa phương khác nhau Việc phải lưu diễn ở nhiều nơi bắt buộc phải tìm kiếm sân khấu, việc đó rất mất nhiều thời gian và công sức Cho nên việc dùng xe chở sân khấu lưu động tiết kiệm rất nhiều thời gian và chi phí, ngoài ra sân khấu lưu động rất chắc chắn và dễ dàng tháo lắp hơn sân khấu truyền thống
Xe chở sân khấu rất đa dạng về kích thước nhằm đáp ứng về diện tích sân khấu mong muốn Trên xe đa phần được trang bị hệ thống thủy lực cho việc nâng hạ kết cấu nhằm tiết kiệm nhân lực và thời gian lắp ráp để gia tăng hiệu suất công việc Hiện nay, xe chở sân khấu ở Việt Nam đa phần là xe được các công ty trong nước sản xuất lắp ráp
1.2.2 Đặc điểm về kết cấu xe chở sân khấu
Xe chở sân khấu đã xuất hiện từ lâu nên có nhiều kiểu dáng thương hiệu khác nhau
Loại xe tải thường được dùng để chuyên chở sân khấu ở Việt Nam được chia như sau:
1/ Xe chở sân khấu loại lớn: thường được dùng trong các sự kiện lớn, có đông người do diện tích sàn rộng thoải mái và có giàn cố định
Hình 1.1: Xe chở sân khấu lớn
2/ Xe chở sân khấu loại nhỏ: cơ cấu linh hoạt, không chiếm nhiều diện tích sử dụng được ở nhiều nơi
Hình 1.2: Xe chở sân khấu nhỏ 3/ Xe chở sân khấu có mái che: loại này thường được dùng ở nước ngoài với cơ cấu nâng hạ mái che linh động
Hình 1.3: Xe chở sân khấu có mái che
Dựa vào các mẫu xe đã tìm hiểu và giới thiệu ở trên ta có thể nêu ra vài đặc trưng cơ bản của loại phương tiện này là:
- Hai biên hông xe có thể duỗi ra thành sân khấu và thu lại khi xong việc
- Phải có cơ cấu khóa chặt thùng xe sau khi thu gọn
- Xe phải có hệ thống thủy lực để xe nâng hạ hai biên thùng thành sân khấu nhẹ nhàng và nhanh chóng hơn
- Có cơ cấu bửng nâng hạ để di chuyển thuận tiện
- Các chân trụ của sân khấu phải vững vàng, có thể kéo dài và được khóa chặt để đảm bảo an toàn.
T ỔNG THỂ Ô TÔ CHASSIS VINHPHAT FTR160SL9
Xe chassis VINHPHAT FTR160SL9 là loại xe chassis được lắp ráp và sản xuất tại nhà máy Vĩnh Phát Motors, linh kiện được nhập khẩu 100% từ nhà máy
QINGLING Motors Trên các hình 2.1 là hình tổng thể và 2.2 là các hình chiếu xe chassis VINHPHAT FTR160SL9
Hình 2.1: Xe cơ sở VINHPHAT FTR160SL9
Hình 2.2: Bản vẽ ô tô chassis VINHPHAT FTR160SL9 Bảng 2.1: Thông số kỹ thuật chính ô tô chassis VINHPHAT FTR160SL9
STT Thông số Giá trị
1.1 Loại phương tiện Ô tô tải sát xi
2.1 Kích thước bao (Dài x Rộng x Cao), mm 11920x2465x2780
2.3 Vết bánh xe trước/sau, mm 1960/1855
2.4 Khoảng sáng gầm xe, mm 260
2.5 Góc thoát trước/sau, độ 23/10
Trọng lượng bản thân, KG
- Phân bố lên trục trước
- Phân bố lên tục sau
2600 3.2 Số người cho phép chở kể cả người lái 03 (195 kG)
Trọng lượng toàn bộ theo thiết kế lớn nhất, kG
- Khả năng chịu tải lớn nhất trục trước
- Khả năng chịu tải lớn nhất trục sau
4.1 Tốc độ cực đại của xe, Km/h 93
4.2 Độ dốc lớn nhất xe vượt được, % 23,4
4.3 Góc ổn định tĩnh ngang của xe khi không tải 49,53
4.4 Thời gian tăng tốc của xe đầy tải từ lúc khởi hành đến khi đi hết quãng đường 200 m, s 13,09
4.5 Gia tốc (phanh xe) đầy tải ở tốc độ 30 Km/h, m/s 2 6,867
4.6 Quãng đường (phanh xe) đầy tải ở tốc độ 30
4.7 Bán kính quay vòng nhỏ nhất của xe, m 12
5.1 Động cơ, 4 kỳ, 4 x lanh thẳng hàng, tăng áp ISUZU QINGLING/ 4HK1-
5.2 Dung tích xi lanh, cm 3 5193
5.4 Công suất lớn nhất (Nemax/nN), kW/v/ph 139/2600
5.5 Mô men xoắn lớn nhất (Nemax/nN), Nm/v/ph 510/1600
6.1 Ly hợp 01 đĩa ma sát khô, dẫn động thuỷ lực, trợ lực khí nén
7.1 Hộp số cơ khí 6 cấp, model MLD-6Q
7.2 Tỉ số truyền hộp số,ih 6,72- 4,244- 2,58- 1,54- 1,0-
8.1 Tỉ số truyền cầu sau chủ động 6,17
- 7 lá nhíp lá 1/2 elíp, rộng x dày (b x h): 80 x 13
Phụ thuộc, nhíp lá kép 1/2 elíp
Phanh công tác (bánh xe) Tang trống (guốc)
- Dẫn động Khí nén 02 dòng; tác động lên các bánh xe
- Đường kớnh trống phanh trước/sau, mm ỉ410x95/ỉ410x95
11.2 Phanh đỗ (dừng) Tang trống (guốc)
11.3 Hệ thống phanh dự phòng Phanh khí xả
11.4 Thiết bị trợ giúp điều khiển hệ thống phanh ABS
12.1 Kiểu loại cơ cấu lái Trục vít-(êcu bi-thanh răng-piston)- cung răng, trợ lực thủy lực
12.2 Tỷ số truyền cơ cấu lái 22,4
12.3 Góc quay lớn nhất bánh xe dẫn hướng 48 độ
13.1 Mặt cắt ngang dầm dọc, mm [255x90x(10+6)
13.2 Khoảng cách 2 mép ngoài dầm dọc, mm 850
14.1 Bình ắc quy: (lượng, điện áp, dung lượng) 02-12V-75Ah
14.2 Máy phát điện: (điện áp, cường độ điện) 28V- 50A
14.3 Động cơ khởi động: (điện áp, công suất) 24V – 4,5kW
Y ÊU CẦU CẦN ĐẠT ĐỂ THIẾT KẾ XE TẢI CHỞ SÂN KHẤU
- Thiết kế theo QCVN09:2015/BGTVT và Thông tư 42/2014/TT-BGTVT quy định về thùng xe của xe tự đổ, xe xi téc, xe tải tham gia giao thông đường bộ
- Sử dụng toàn bộ phần khung gầm ô tô cơ sở
- Không được tự ý chỉnh sửa, thay đổi kết cấu khung gầm
- Đảm bảo được các yêu cầu về an toàn kỹ thuật và bảo vệ môi trường theo quy định hiện hành, đồng thời đáp ứng được các yêu cầu về mặt mỹ thuật công nghiệp
- Ô tô thiết kế khai thác tốt các đặc tính kỹ thuật, động lực học của xe cơ sở
- Ô tô phải đảm bảo chuyển động ổn định và an toàn trên các lọai đường giao thông công nộng
- Đảm bảo được một số yêu cầu cụ thể đối với ô tô tải chuyên dùng chở sân khấu:
+ Thùng xe phải được bố trí sao cho xe có thể nâng hạ biên hông dễ dàng, sau khi hạ biên thì kết nối với sàn thùng tạo thành sân khấu
+ Đảm bảo xe có diện tích sân khấu đủ lớn nhưng không quá tải cho phép; chiều cao xe cũng không được vượt quá quy định
+ Hệ thống bửng nâng hạ phải được thiết kế linh hoạt, gọn gàng đảm bảo dễ điều khiển và chịu được tải cho phép
+ Kích thước tổng thể thùng xe không làm thay đổi kích thước tổng thể của cả xe theo quy định.
X ÁC 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 toàn bộ Bth, và chiều cao Hth Các kích thước này được xác định lớn nhất theo quy định của pháp luật và yêu cầu khi chuyên chở:
- Xác định chiều dài Lth: theo thông tư QCVN09:2015/BGTVT chiều dài toàn bộ xe có thể thiết kế không quá 12200 mm, với thông số cabin do nhà sản xuất cho thì toàn bộ thùng thiết kế không được dài quá 10000 mm
- Cho nên ta chọn thùng dài 9650 mm phần chiều dài còn lại làm dự trữ cho phần bửng nâng được lắp phía sau thùng hàng Với chiều dài này đảm bảo diện tích sân khấu đạt đủ 82m 2
- Xác định bề rộng Bth: theo thông tư QCVN09:2015/BGTVT và thông tư
42/2014/TT-BGTVT quy định về thùng xe của xe tự đổ, xe xi téc, xe tải tham gia giao thông đường bộ thì bề rộng thùng hàng không vượt quá 110% bề rông cabin và nhỏ hơn 2500 mm Vì vậy ta chọn bề rộng thùng hàng là 2450 mm, phần còn lại dự trữ cho các chi tiết nhô ra của thùng hàng Với chiều rộng của thùng là đảm bảo diện tích sân khấu
- Xác định chiều cao Hth: theo quy định của Bộ Giao Thông Vận Tải thì chiều cao tối đa của ô tô tải trên 5 tấn không được vượt quá 4 m
- Theo phương án thiết kế dự kiến thì chiều cao lớn nhất của thùng chọn là 2500 mm kể cả chiều dày của sàn thùng để đảm bảo chiều cao ô tô không vượt quá 4m Với chiều cao này sau khi thiết kế đảm bảo diện tích sân khấu đạt được 82m 2 Đảm bào yêu cầu thiết kế đặt ra.
K ẾT CẤU THÙNG HÀNG
Tham khảo kết cấu thùng chở hàng của một số loại xe tải có trên thị trường hiện nay và các yêu cầu đặc biệt của thùng chở sân khấu nên thùng hàng mới sẽ được thiết kế cụ thể như sau: a Kết cấu sàn thùng
Hình 3.1: Kết cấu khung xương sàn 1-Thanh viền; 2-Đà ngang; 3-Đà dọc; 4-Tôn sàn
Chiều cao của chassis ô tô cơ sở là 1080 mm (kể cả chiều cao phần gỗ lót dọc chassis) nên chiều cao tối đa phần thùng là 2920 mm Để tăng khoảng chiều cao hiệu dụng lòng thùng thì yêu cầu phải thiết kế sàn thấp nhất có thể đồng thời không để bánh xe va chạm vào sàn thùng khi xe di chuyển trên đường mấp mô nên phần sàn thùng tại vị trí các bánh xe được thiết kế cao hơn
Dựa trên những tiêu chí đó, sàn thùng có cấu tạo như sau:
Cấu tạo của sàn bao gồm các đà ngang và đà dọc bằng thép hình [ hàn lại với nhau:
- Gồm 2 đà dọc bố trí mép ngoài cách nhau 850 mm, cấu tạo từ thép CT3 chữ U140x58x5
- 24 đà ngang bố trí đều nhau có cấu tạo từ thép CT3 chữ U120x50x4
- Viền dọc sàn được ốp 2 bên thành thùng, hàn với các đà ngang
- Sàn được lót bằng thép chống trượt dày 3mm
- Hai bên sàn sẽ được bố trí các móc dọc chiều dài để móc khóa cố định biên hông giữ cho thùng xe cố định khi di chuyển
- Bố trí 48 bass cố định hàn vào 2 thanh đà dọc và các thanh đà ngang nhằm giữ cố định cho sàn xe b Kết cấu biên hông phía trong
Hình 3.2: Kết cấu biên hông phía trong
1-Tôn hông; 2-Thanh biên dọc; 3-Thanh biên ngang; 4- Thanh dọc; 5-Thanh ngang; 6-Thanh trụ lớn; 7-Thanh trụ nhỏ;
Mặt hông phía trong có kết cấu mỗi bên gồm có 5 thanh trụ, trong đó có 3 trụ chính gắn xilanh thủy lực được bố trí để đẩy biên hông ngoài Các thanh ngang dọc
Trang 17 được bố trí đều theo các khung phân chia bởi các thanh trụ sao cho đảm bảo về mặt thẩm mĩ Chi tiết cấu tạo như sau:
- Thanh biên có cấu tạo từ thép hộp 120x50x4 mm gồm 2 thanh dọc và 2 thanh ngang bao quanh thùng
- Thanh dọc cấu tạo từ thép hộp 40x40x2 mm được hàn với các thanh biên
- Thanh ngang cấu tạo từ thép hộp 40x40x2 mm được hàn với thanh dọc và thanh biên
- 2 thanh trụ nhỏ cấu tạo từ thép hộp 120x50x4 mm, bên trong rỗng
- 3 thanh trụ lớn phía trong được tạo thành từ thép tấm có kích thước120x70x4
Có nhiệm vụ chịu lực cho pit tông nâng hạ
- Tôn hông được làm từ tôn gân dày 3mm chống trượt c Kết cấu biên hông phía ngoài
Hình 3.3: Kết cấu biên hông phía ngoài 1-Thanh biên dọc ; 2-Thanh biên ngang; 3-Thanh dọc; 4-Thanh ngang; 5-Bạt che; 6-
Kèo mui; 7-Thanh trụ lớn; 8-Tôn hông; 9-Bát đỡ trụ đứng
Mặt hông phía ngoài có kết cấu gồm các thang ngang và thanh dọc, phía trên có bố trí các bát kết nối với hông phía trong Phía dưới biên có các bát trụ đỡ sàn nhằm mục đích cố định và chịu lực cho trụ đỡ sàn Chi tiết cấu tạo như sau:
- Thanh dọc cấu tạo từ thép hộp 40x40x2 mm được hàn với các thanh biên
- Thanh ngang cấu tạo từ thép hộp 40x40x2 mm được hàn với thanh dọc và thanh biên
- Bát trụ đứng cấu tạo từ thép dày 4mm dùng để cố định trụ đỡ sàn
- 3 thanh trụ lớn phía trong được tạo thành từ 2 thanh thép tấm có kích thước
70x60x4 hàn lại với nhau d Kết cấu khung xương mặt trước
Hình 3.4: Kết cấu mặt trước
1-Kèo mui; 2-Thanh biên ngang; 3-Thanh biên dọc; 4-Thanh ngang; 5-Thanh dọc
Khung xương mặt trước nối liền với mặt sàn
- Thanh ngang là phần đà và trụ của mặt trước
- Thanh ngang gồm 4 thanh cách đều nhau cấu tạo từ thép hộp 120x50x4mm
- Thanh đứng gồm 4 thanh cấu tạo từ thép hộp 120x50x4mm là trụ của mặt trước e Kết cấu mặt sau
Hình 3.5: Kết cấu mặt sau
1-Thanh cố định biên; 2-Đèn chiếu sáng; 3-Bửng nâng; 4-Khóa bửng; 5-Cản sau; 6-Cơ cấu nâng hạ bửng nâng
Thanh cố định biên giữ cho 2 biên hông cố định chắc chắn trong lúc xe di chuyển
- Thanh cố định biên cấu tạo từ thép định hình [120x50x4mm
- Bửng nâng được làm từ sắt có gân chống trượt dày 3mm
- Cơ cấu nâng hạ bửng nâng dùng lực đẩy từ xy lanh thủy lực phía sau nhằm nâng hạ bửng
- Cản sau làm từ inox dày 0,5mm.
X ÁC ĐỊNH KHỐI LƯỢNG THÙNG HÀNG
Để xác định khối lượng thùng hàng ta tiến hành tính toán trọng lượng của riêng từng phần của thùng gồm: sàn thùng, 2 mặt bên(mỗi mặt gồm biên phía trong và biên phía ngoài), mặt trước, mặt sau thùng và khung mui mthùng = msàn + mbht + mbhn + mmt + ms + mkm (kg) Trong đó:
- mthùng: Khối lượng toàn bộ của thùng
- mbn: Khối lượng phần biên hông phía ngoài
- mbt: Khối lượng phần biên hông phía trong
- msàn: Khối lượng sàn thùng
- mmt: Khối lượng mặt trước
- mms: Khối lượng mặt sau
- mkm : Khối lượng khung mui
Thùng được chế tạo từ thép CT3, khối lương riêng t = 7800 kg/m3
Sàn thùng là sàn thép chống trượt dày 3mm có khối lượng riêng 26,6 [kg/m2 ] a Xác định khối lượng sàn thùng
Khối lượng mặt bên thùng msàn (kg) được xác định như sau: msàn = md + mts (3.3) Trong đó:
- md: Khối lượng phần khung dầm
- mts: Khối lượng phần tôn sàn
Khối lượng phần khung dầm được tính toán theo bảng sau:
Bảng 3.1: Bảng tính toán khối lượng phần khung dầm sàn thùng
STT Thành phần sàn Tổng chiều dài (mm)
Diện tích mặt cắt (mm 2 )
Theo kết quả tính toán từ bảng ta có: md = 144069312 10 -9 7800 = 1123 kg
Mặt sàn được phủ tôn chống trượt có tổng diện tích 23642500 mm 2
Tổng khối lượng tôn sàn: mts = 23642500 10 -6 26,6 = 628,9 kg
Tổng khối lượng sàn thùng là: msàn = 1123 + 628,9 = 1752 kg b Xác định khối lượng biên hông phía trong
- mks: Khối lượng khung sườn
- Mth: Khối lượng tôn biên hông
Khối lượng khung sườn được tính toán theo bảng sau:
Bảng 3.2: Bảng tính toán khối lượng biên hông phía trong thùng
STT Thành phần biên hông Tổng chiều dài (mm)
Diện tích mặt cắt (mm 2 )
Theo kết quả tính toán từ bảng ta có: mks = 60601840 10 -9 7800 = 406 kg Biên hông trong được phủ tôn chống trượt có tổng diện tích 16646250 mm 2 mth = 16646250 10 -6 26,6 = 443 kg Khối lượng biên hông phía trong ở 2 bên là: mbht = (406 + 443).2 = 1698 kg c Xác định khối lượng biên hông phía ngoài mbhn = mks + mth Trong đó:
- mks: Khối lượng khung sườn
- mth: Khối lượng tôn hông
Khối lượng khung sườn được tính toán theo bảng sau:
Bảng 3.3: Bảng tính toán khối lượng biên hông phía trong thùng
STT Thành phần biên hông
Diện tích mặt cắt (mm 2 )
Theo kết quả tính toán từ bảng ta có: mks = 48077440 10 -9 7800 = 360 kg Biên hông ngoài được phủ tôn chống trượt có tổng diện tích 12545000 mm 2 mth = 12545000 10 -6 26,6 = 333,6 kg Khối lượng biên hông phía ngoài ở 2 bên là: mbhn = (360 + 334).2 = 1388 kg d Xác định khối lượng mặt trước
Khối lượng mặt trước thùng mmt (kg) được xác định như sau: mmt = mkt+ mtt Trong đó:
- mkt: Khối lượng phần mặt khung trước
- mtt: Khối lượng phần tôn phủ mặt trước
Khối lượng phần khung mặt trước đươc tính toán theo bảng sau:
Bảng 3.4: Bảng tính toán khối lượng phần khung mặt trước
STT Thành phần mặt trước Tổng chiều dài
Diện tích mặt cắt (mm 2 )
Theo kết quả tính toán từ bảng ta có: mkt = 18944100 10 -9 7800 = 148 kg
Phần mặt trước được phủ tôn dày 1.4 mm, chế tạo từ thép CT3 có khối lượng riêng t = 7800 [kg /m3 ] có tổng diện tích 4849000 mm 2 mtt = 4849000 1,4 10 -9 7800 = 53 kg
Khối lượng mặt trước thùng là: mmt = 148 + 53 = 201 kg
Trang 23 e Xác định khối lượng mặt sau
Khối lượng mặt sau thùng mms (kg) được xác định như sau: mms = mtpms
Trong đó: mtpms: Khối lượng của các chi tiết ở mặt sau
Khối lượng các chi tiết ở mặt sau được tính toán ở bảng sau:
Bảng 3.5: Bảng tính toán khối lượng các chi tiết mặt sau
STT Thành phần mặt sau Tổng chiều dài
Diện tích mặt cắt (mm 2 )
Theo kết quả tính toán từ bản này ta có: mtpms = 15660950 10 -9 7800 = 112 kg
Bửng nâng được chế tạo từ tôn chống trượt có diện tích 3610000 mm 2 mbn = 3610000 10 -6 26,6 = 96 kg f Xác định khối lượng phần khung mui
Chiều dài tổng thể một khung mui từ thép ống 27 dày 1,5 mm, l"10 mm Diện tích mặt cắt ngang S0 mm 2
Khối lượng 1 khung mui m1k = 2210 120 10 -9 7800= 3,3 kg
Khối lượng toàn bộ 10 khung mui mkm =3,3 10= 33 kg
Từ kết quả tính toán trên ta tính được khối lượng toàn bộ thùng như sau mthùng = 1752 + 1698 + 1388 + 201 + 112 + 33 = 5184 kg
T ÍNH BỀN THÙNG XE
3.4.1 Tính bền dầm ngang thùng
Khi làm việc sàn thùng chiụ tác dụng của trọng lượng hàng hóa trên thùng Gh và trọng lượng bản thân thùng hàng Gthùng Các tải trọng này tác dụng lên thùng thông qua các dầm ngang truyền đến các dầm dọc của thùng và đến các đầm dọc của khung ô
Trang 24 tô Các đầm dọc của thùng tiếp xúc dọc trên chiều dài của khung ô tô qua lớp gỗ lót nền đảm bảo đủ bền khi truyền lực từ các dầm ngang xuống Khi tính toán bền thùng hàng ta chỉ cần tính toán bền cho các dầm ngang và xem như các phần khác làm việc đủ bền Để tính toán bền các dầm ngang ta giả thiết rằng:
- Trọng lượng hàng hóa và phần sàn thùng phân bố đều trên mặt sàn, tức là 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 các dầm ngang tại các điểm đầu mút của dầm
Theo thiết kế thì sàn thùng có 24 dầm ngang, mỗi dầm có chiều dài 2450 mm Tải trọng hàng hóa cho phép chở của ô tô thiết kế mới được tính toán như sau:
- Trọng lượng bản thân của ô tô cơ sở: Gbt = 5850 (kG)
- Trọng lượng thùng hàng mới chế tạo: Gthùng = 5184 (kG)
- Trọng lượng toàn bộ theo thiết kế của ô tô cơ sở: Gtk = 16000 (kG)
- Trọng lượng kíp lái gồm 3 người: Gkl = 195 (kG)
- Bửng nâng được chế tạo từ tôn chống trượt có diện tích 3610000 mm 2 :
Gbn = 3610000 10 -6 26,6 = 96 kg Suy ra trọng lượng hàng hóa chuyên chở:
Gh 000 - (5850 + 5184 + 195+ 96) = 4483 (kG) Để đảm bảo an toàn cho các hệ thống và tính ổn định cho xe nên ta chọn trọng lượng hàng hóa chuyên chở cho phép của ô tô là Gh = 4400 (kG)
- Tải trọng phân bố đều lên các dầm ngang của ô tô
- Gh: Trọng lượng hàng hóa Gh = 4400 kG
- Gsàn: Trọng lượng sàn thùng Gsàn = 1752 kG
- n: số lượng dầm ngang n = 24 dầm
Thay vào công thức ta có: q = 0.068 kG/mm = 0.66 N/mm
- Tải trong phân bố lên đầu dầm ngang
- Gbh: Trọng lượng biên hông Gbh = 3086 kG
- Gkm: Trọng lượng khung mui Gkm = 33 kG
Thay vào công thức 3.8 ta có P = 112 kG = 1098 N
Hình 3.6: Sơ đồ phân bố lực lên dầm ngang
Hình 3.7: Biểu đồ momen uốn tác dụng
Theo sơ đồ trên hình 3.7 ta thấy mô men uốn lớn nhất tác dụng lên dầm tại vị trí
2 gối đỡ là Mu= 211200(N.mm)
Dầm ngang là chữ U CH120x12 có các thông số kỹ thuật sau:
Bảng 3.6: Thông số kỹ thuật thép U120x50x4
Tên đại lượng Ký hiệu Giá trị Đơn vị
Diện tích tiết diện F 16 cm 2
Chiều dày cánh tf 8,5 mm
Chiều dày thân tw 6,3 mm
Bán kính lượn thân r1 8 mm
Bán kính lượn cánh r2 4,5 mm
Hoành độ trọng tâm Cy 1,6 cm
Mô men quán tính với trục x
Mômen chống uốn với trục x
Bán kính quán tính với trục x rx 4,68 cm
Mô men quán tính với trục y
Mômen chống uốn với trục y
Bán kính quán tính với trục y ry 1,57 cm
Mô men chống uốn đối với trục x là:
6 = 58,3 (cm 3 ) = 58300 (mm 3 ) Ứng suất uốn tác dụng lên dầm:
58300 =3,6 (N/mm 2 ) Dầm ngang được chế tạo từ thép CT3 có độ dày thấp hơn 20mm nên []= 245 (N/mm 2 ) Vậy các dầm ngang đủ bền
3.4.2 Tính toán khả năng chịu tải của sàn
Hình 3.8: Trụ đỡ sàn Vật liệu làm trụ đỡ sàn là thép ống CT3 có ứng suất giới hạn là []= 245
Vậy trụ đỡ sàn có thể chịu được tải trọng an toàn tối đa là 1750 kG.
L IÊN KẾT THÙNG HÀNG VÀO Ô TÔ
Tham khảo thiết kế một số mẫu ô tô tải có trên thị trường hiện nay và dưa trên cơ sở thiết kế của ô tô cơ sở ta tiến hành liên kết thùng hàng mới thiết kế với dầm dọc của khung ô tô bằng 8 bu lông quang M18 (mỗi bên 4), 16 bu lông M16 liên kết (mỗi bên 8) bát chống trượt để chống xê dịch và sử dụng thêm 6 bulông M16 để liên kết bát chống xô theo phương xiên (mỗi bên 3)
Các bát chống trượt và chống xô được hàn vào dầm dọc của thùng và khung ô tô, giữa dầm dọc của thùng và khung ô tô có lớp đệm lót gỗ dày 20 mm Các liên kết được thể hiện trên hình 3.12, 3.13, 3.14
Hình 3.8: Liên 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 xe; 6-Dầm dọc thùng
Hình 3.9: Liên kết bát chống xô
1-Bát gắn trên dầm dọc thùng; 2-Đệm lót; 3-Bát gắn trên sát xi; 4-Bu lông M16; 5-
Khung xe; 6-Dầm dọc thùng
Hình 3.10: Liên kết bu lông quang
1-Dầm dọc thùng; 2-Bát gắn trên dầm dọc thùng; 3-Đệm lót; 4-Bu lông quang M18; 5-
T ÍNH BỀN BU LÔNG LẮP BÁT CHỐNG TRƯỢT GIỮA THÙNG HÀNG VÀ KHUNG
Khi tính toán bu lông ghép các bát chống trượt, ta giả thiết bỏ qua bu lông treo chống dịch chuyển ngang của thùng và khung, ta xét trường hợp gây ra dich chuyển dọc lớn nhất của thùng hàng là lúc ô tô phanh gấp trên đường dốc
Xét ô tô khi phanh đột ngột trên đường xuống dốc có các lực gây ra trên thùng chở hàng (hình 3.15)
Hình 3.11: Sơ đồ lực tác dụng lên thùng chở hàng của ô tô khi phanh đột ngột trên đường xuống dốc Trong đó:
Fms: là lực ma sát sinh ra giữa dầm dọc của thùng chở hàng và dầm dọc của khung xe (kG)
Pj: là lực quán tính của thùng chở hàng và hàng hoá sinh ra khi ô tô phanh đột ngột (kG)
G1 (kG): là trọng lượng của thùng chở hàng Gthùng (kG) và hàng hoá Gh (kG)
Lực ma sát sinh ra tại mặt tiếp xúc giữa dầm dọc của thùng chở hàng và dầm dọc của khung xe là:
Fms= .G1.cos (kG) Trong đó:
- là hệ số ma sát giữa dầm dọc của thùng chở hàng và dầm dọc của khung xe, với ma sát giữa gỗ và thép có = 0,24 0,26 Ta chọn = 0,25
- là góc nghiêng dọc của đường dốc, chọn theo độ dốc lớn nhất khắc phục được của xe cơ sở i Với i = 29,3% = 0,293 ta có:
Fms= 0,25 9680 0,96 = 2347 (kG) Lực quán tính của thùng chở hàng sinh ra khi ô tô phanh đột ngột là:
- g là gia tốc trọng trường, g = 9,81 [m/s 2 ]
- jmax là gia tốc cực đại của ô tô khi phanh đột ngột [m/s 2 ] Ta có jmax=7,5 8 [m/s2 ], chọn jmax = 8 [m/s 2 ]
9,81 8 = 7975 (𝑘𝐺) Để cho thùng chở hàng của ô tô không bị trượt về phía trước khi ô tô phanh đột ngột trên đường xuống dốc thì ta cần phải có:
Fms + Fbl Pj + G1 (3.17) Trong đó:
G1 (kG) là trọng lượng của thùng chở hàng và hàng hoá theo chiều dọc của ô tô khi ô tô nghiêng theo chiều dọc một góc
Từ công thức (3.17) ta có:
Vậy tải trọng tác dụng lên 01 bulông lắp bích chống xô là :
16 = 523,5(kG) Các bulông lắp bích chống xô chịu cắt nên ta có đường kính nhỏ nhất của 01 bulông theo [6] là :
T ÍNH BỀN BULÔNG QUANG TREO CHỐNG TRƯỢT NGANG THÙNG CHỞ HÀNG KHI Ô TÔ QUAY VÒNG ỔN ĐỊNH TRÊN ĐƯỜNG VÒNG
Khi tính toán bulông quang treo chống trượt ngang thùng chở hàng khi ô tô quay vòng ổn định trên đường vòng, ta bỏ qua các bu lông lăp bát chống xô dọc thùng chở hàng của ô tô
Xét thùng và hàng hoá của ô tô khi quay vòng ổn định trên đường vòng gồm lực ma sát Fms và lực quán tính ly tâm (Plt) của thùng Lực ly tâm này chia ra làm hai phần là lực quán tính ly tâm theo phương dọc của ô tô (Pltx) và lực quán tính ly tâm theo phương ngang của ô tô (Plty) Ở đây chỉ cần tính toán lực quán tính ly tâm theo phương ngang của ô tô (Plty)
Xác định toạ độ trọng tâm ô tô đóng mới theo chiều cao khi toàn tải :
Toạ độ trọng tâm của ô tô theo chiều cao được xác định theo công thức : hg = ∑ ℎ 𝑖 𝐺 𝑖
- Gi :Trọng lượng các thành phần của ô tô
- hi [m] là toạ độ trọng tâm theo chiều cao các thành phần của ô tô gồm:
+ h1 [m] là toạ độ trọng tâm theo chiều cao của sát xi ô tô tải cơ sở Giá trị của h1 được lấy theo kết quả thực nghiệm của ô tô sát-xi là h1= 835 [mm] = 0,835 [m]
+ h2 [m] là toạ độ trọng tâm theo chiều cao của thùng chở hàng h2 = ∑ ℎ 𝑖2 𝐺 𝑖2
Với h2i, G2i : là chiều cao trọng tâm và trọng lượng thành phần thùng h2 được tính toán theo bảng sau:
Bảng 3.7: Bảng tính toán trọng tâm theo chiều cao
STT Tên gọi Trọng lượng
Chiều cao trọng tâm tính từ mép dưới thùng (mm)
Vậy tọa độ trọng tâm theo chiều cao của thùng khi lắp lên khung xe là: h2 = 689 + 1170 = 1859 (mm) = 1,859 (m)
- h3 [m] là toạ độ trọng tâm theo chiều cao của kíp lái Giá trị của h3 được xác định bằng thực nghiệm h3= 1,8 [m]
- h4 [m] là toạ độ trọng tâm theo chiều cao của hàng hóa Hàng hóa đươc chất hết toàn bộ thể tích thùng nên theo thực nghiệm h4 = 2,55 [m]
Vậy ta xác định được toạ độ trọng tâm của ô tô đóng mới khi toàn tải là: hg = ℎ 1 𝐺 1 +ℎ 2 𝐺 2 +ℎ 3 𝐺 3 +ℎ 4 𝐺 4
Xác định toạ độ trọng tâm ô tô đóng mới theo chiều cao khi không tải:
Toạ độ trọng tâm của ô tô đóng mới theo chiều cao khi không tải được xác định: h ’ g = ℎ 1 𝐺 1 +ℎ 2 𝐺 2 +ℎ 3 𝐺 3
Lực quán tính theo phương ngang ô tô của thùng và hàng hoá khi ô tô quay vòng ổn định trên đường vòng là:
- Vgh là vận tốc giới hạn lớn lật nhất khi ô tô quay vòng ổn định [m/s]
- Khi tính toán ta tính cho trường hợp ô tô quay vòng ổn định trên đường nằm ngang tức là đường không có góc nghiêng ngang Theo [2] ta có:
+ B2: Bề rộng trung bình của vết tiếp xúc ở vết bánh xe sau phía ngoài (m) Ta có
+Rmin: Bán kính quay vòng nhỏ nhất của ô tô Do chỉ cải tạo thay đổi kết cấu thùng và khung nên không ảnh hưởng đến bán kính quay vòng, vậy Rmin= 12-2.170/2 = 10,915 (m)
Tính toán bulông quang treo hạn chế dịch chuyển ngang của thùng chở hàng so với khung ô tô, ta tính với lực quán tính theo phương ngang Plty
Liên kết thùng hàng với khung bằng 8 bu lông quang nên lực cắt sinh ra trên 1 bu lông sẽ là :
Fms khi ô tô chuyển động trên đường bằng là:
Thay vào công thức trên, ta có:
8 = 267,5 (kG) Tương tự như trên ta có:
Vậy ta chọn bu lông quang M18 là hợp lý, đảm bảo đủ bền.
T ÍNH BỀN BÁT CHỊU LỰC BIÊN HÔNG XE
Hình 3.12: Mô phỏng độ bền của bát chịu lực Sau khi tính toán trên máy tính ta có kết quả sau:
Stress1 Ứng suất von Mises 0.040 N/mm^2 (MPa) 151.160 N/mm^2 (MPa)
Hình 3.13: Tính toán độ bền
Theo kết quả tính toán được ứng suất von Mises cực đại nhỏ hơn độ bền chảy, vì vậy bát chịu lực đủ độ bền
Displacement1 Độ chuyển vị 0.000 mm 2.183 mm
Hình 3.14: Tính toán độ dịch chuyển
Theo kết quả tính toán chuyển vị lớn nhất của bát chịu lực khi có lực tác dụng nhỏ hơn 1mm, không ảnh hưởng đến kết cấu của bát chịu lực
Vì vậy bát chịu lực thiết kế như hình là đủ bền
3.9 Tính chọn hệ thống thủy lực điều khiển nâng biên
3.9.1 Tính toán chọn xi lanh nâng biên hông
Hình 3.15: Cơ cấu nâng hạ biên hông
Lực đẩy của xy lanh thủy lực yêu cầu lớn nhất tại thời điểm bắt đầu nâng biên với trọng lượng của biên hông và độ chịu tải lớn nhất của bát đỡ A Theo sơ đồ ta có:
P = Gbht + Gbhn (kG) Trong đó:
Gbht: Trọng lượng biên hông phía trong ở 1 bên Gbht = mbht/2 = 1698/2 = 849 kG
Gbhn: Trọng lượng biên hông phía ngoài ở 1 bên Gbhn = mbhn/2 88/2 = 694 kG Thay vào công thức, ta có:
P = 849 + 694 = 1543 kG ≈ 15131 N Theo sơ đồ lực P tác động xoay quanh A tạo thành mô men MP:
LAP: là khoảng cách từ điểm A đến P
Vậy lực cần thiết tạo ra mô men Mxl1 quay quanh A sao cho: Mxl1 > MP
Pxl1 = 2377 ( kG) là lực cần thiết để nâng hạ 1 bên biên hông Để nâng toàn bộ 2 bên biên hông
Pxl1.2 = 2377 2 = 4754 (kG) Lực đẩy của xi lanh Fxl được xác định như sau:
- S1: Diện tích mặt cắt lòng xi lanh nâng biên hông
- P: Áp suất dầu thủy lực tạo ra từ bơm
- : Hiệu suất hệ thống Chon = 85%
Yêu cầu chọn bơm và xi lanh thủy lực sao cho Fxl1 > Pxl1
Chọn xy lanh thủy lực có các thông số sau:
Trang 39 Hình 3.16: Xy lanh nâng biên hông
3.9.2 Tính toán chọn xi lanh nâng biên phía ngoài
Hình 3.17: Cơ cấu nâng biên phía ngoài
Lực đẩy của xy lanh thủy lực yêu cầu lớn nhất tại thời điểm bắt đầu nâng biên với trọng lượng của biên phía ngoài và độ chịu tải lớn nhất của tấm nâng biên Sơ đồ tính toán được trình bày trên hình Theo sơ đồ ta có:
P2 = Gbhn = 694 (kG) Sau khi P2 qua tấm nâng biên:
𝐶𝑜𝑠(80 0 ) = 3997 (kG) Vậy Pxl2 = 3997 kG là lực cần thiết để nâng 1 bên biên phía ngoài Để nâng toàn bộ 2 biên phía ngoài
Pxl2 2 = 3997 2 = 7994 (kG) Lực đẩy của xi lanh Fxl được xác định như sau:
- S2: Diện tích mặt cắt lòng xi lanh nâng biên hông
- P: Áp suất dầu thủy lực tạo ra từ bơm
- : Hiệu suất hệ thống Chon = 85%
Yêu cầu chọn bơm và xi lanh thủy lực sao cho Fxl2 > Pxl2
Chọn xy lanh thủy lực có các thông số sau:
Trang 41 Hình 3.18: Xy lanh nâng biên phía ngoài
3.9.3 Tính toán xy lanh nâng hạ bửng nâng
Hình 3.19: Cơ cấu nâng hạ bửng
Lực đẩy của xy lanh thủy lực yêu cầu lớn nhất tại thời điểm bắt đầu nâng bửng với trọng lượng của bửng lớn nhất Sơ đồ tính toán được trình bày trên hình Theo sơ đồ ta có:
P3: Khối lượng cần nâng hạ (kG)
Png = 130 (kG): Trọng lượng nhân viên (2 người, 65 kG/1 người)
Pbn = 80(kG): Khối lượng bàn nâng
Ph = 300 (kG): Khối lượng hàng
P3= 130 + 80 + 300 = 510 (kG) ≈ 3040 (N) Trọng lượng P3 tạo ra mô men quay quanh trục O gọi là Mp3
Lo1 = 0,928 (m): Khoảng cách từ O đến P3
Xy lanh có lực đẩy Pxl3 tạo ra mô men Mxl3 quay quanh trục O Để xy lanh thủy lực có thể nâng hạ bửng thì Mxl3 > Mp3
Mxl3= Cos(45 0 ) Pxl3 Lo2 (N.m) Với:
Lo2= 0,12 (m): Khoảng cách từ O đến Pxl3
Ta có: Mxl3= Cos(45 0 ) Pxl3 0,12 (N.m)
Pxl3 > 15603 (N) ≈ 1592 (kG) Chọn Pxl3 = 1600 (kG)
Vậy Pxl3 chính là lực cần thiết để nâng hạ bửng
Lực đẩy của xi lanh Fxl3 được xác định như sau:
- S3: Diện tích mặt cắt lòng xi lanh bửng nâng
- P: Áp suất dầu thủy lực tạo ra từ bơm
- : Hiệu suất hệ thống Chon = 85%
Yêu cầu chọn bơm và xi lanh thủy lực sao cho Fxl3 > Pxl3
3.9.4 Tính toán chọn bộ nguồn thủy lực
Tham khảo một số hệ thống thủy lực lắp trên xe có hệ thống nâng ta chọn bộ nguồn thủy lực của hãng Hydro Tek có các thông số sau:
+ Kiểu loại : Bơm bánh răng ăn khớp ngoài
+ Áp suất định mức :P= 210 [kG/cm 2 ]= 21.10 6 [N/m 2 ]
+Lưu lượng riêng: q = 3,7 [cm 3 /vòng]
+ Số vòng quay: n = 2600 [vòng/phút]
Tính toán công suất bơm:
Công suất bơm được tính toán theo công thức sau:
60 21.10 6 = 3367 (W) = 3,367 (kW) Công suất dẫn động trên trục bơm:
+ ƞck: Hiệu suất cơ khí Chọn ƞck = 0,97
+ ƞQ: Hiệu suất lưu lượng Chọn ƞQ = 0,95
0,97.0,95 = 3,654 (kW) Lựa chọn các thông số của bộ nguồn thủy lực thay vào công thức (1), (2), (3)
Thỏa mãn các điều kiện đã đặt ra nên lực cần thiết của xylanh đảm bảo thỏa mãn điều kiện làm việc.
3.9.5 Sơ đồ nguyên lý của hệ thống thủy lực
Hình3.18: Sơ đồ mạch điện điều khiển nâng hạ biên
KIỂM TRA ỔN ĐỊNH – ĐỘNG HỌC – ĐỘNG LỰC HỌC
T ÍNH TOÁN ỔN ĐỊNH Ô TÔ SAU THIẾT KẾ
4.1.1 Xác định tọa độ trọng tâm Để xác định tọa độ trọng tâm xe sau khi cải tạo ta cần xác định tải trọng thùng và hàng hóa phân bố lên các trục
STT TÊN GỌI KÝ HIỆU ĐƠN VỊ GIÁ TRỊ
1 Chiều dài cơ sở Lo mm 7200
2 Vết bánh xe trước B01 mm 1960
3 Vết bánh xe sau phía ngoài B02N mm 2180
4 Trọng lượng bản thân G0 kG 11034
5 Trọng lượng toàn bộ G kG 16000
6 Bán kính quay vòng nhỏ nhất của ô tô Rmin m 12
Trọng tâm của thùng hàng được đặt tại trọng tâm hình học của thùng:
STT Khoảng cách Ký hiệu Giá trị
1 Chiều dài cơ sở tính toán Lcs 7200
2 Khoảng cách từ kíp lái đến tâm trục cân bằng Lkl 7200
3 Khoảng cách từ trọng tâm sát xi đến trục cân bằng Lsx 3200
4 Khoảng cách từ trọng tâm thùng hàng đến trục cân bằng Lth 1480
Tọa độ trọng tâm ô tô theo chiều dọc:
- Khoảng cách từ trọng tâm ô tô đến tâm cầu sau:
- Khoảng cách từ trọng tâm ô tô đến tâm cầu trước: a0 = L0 – b0 (mm) Trong đó: L0 – Chiều dài cơ sở của ô tô
- Khoảng cách từ trọng tâm ô tô đến tâm cầu sau: b0 = 𝑍 1 𝐿 0
- Khoảng cách từ trọng tâm ô tô đến tâm cầu trước: a0 = L0 – b (mm) Tọa độ trọng tâm ô tô theo chiều cao ô tô:
Bảng 4.3: Bảng thông số tính toán trọng tâm ô tô theo chiều cao
STT Thành phần trọng lượng Gi (kG) Hi (mm)
1 Trọng lượng ô tô sát xi Gsx 5850 950
3 Trọng lượng phụ: rào cản hông, vè,… 80 900
5 Trọng lượng hàng hóa Ghh 4400 2095
Ghi chú: + Hi – tọa độ trọng tâm theo chiều cao của khối lượng thành phần thứ i (tính từ mặt đất đến trọng tâm khối lượng tô thành phần)
Chiều cao trọng tâm của ô được tính theo công thức: hG = ∑ 𝐺 𝑖 ℎ 𝐺𝑖
Bảng 4.4: Kết quả tính toán trọng tâm ô tô
STT Ô tô Thông số a (mm) b (mm) hG (mm)
4.1.2 Kiểm tra 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
Trang 48 Để tính toán tính ổn định dọc tĩnh của ô tô, ta có sơ đồ lực tác dụng lên ô tô khi ô tô đứng trên dốc như sau: (hình 4.2)
Hình 4.2: Sơ đồ lực và momen tác dụng lên ô tô khi đứng yên (quay đầu lên dốc) Khi ô tô đứng trên dốc thì ô tô chịu tác dụng như sau:
Trọng lượng ô tô G đặt tại trọng tâm xe Do có góc dốc nên G được phân ra làm hai 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:
Z1 + Z2 = G.cos Để xe khỏi bị trượt xuống dốc do thành phần trọng lượng G.sin, mặt dù có momen cản lăn nhưng nhỏ nên phải đặt phanh ở các bánh xe sau
Gọi dl là góc tại đó xảy ra lật đổ xe, khi góc tăng lên đến khi = dl thì lúc đó bánh xe trước nhấc 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 momen đối với O2 Rồi rút gọn với Z1 = 0 sẽ được:
G.b.cosdl - G.hg.sindl = 0
- Giới hạn ổn định dọc khi quay đầu lên dốc: tg1 = 𝑏
- Giới hạn ổn định dọc khi quay đầu xuống dốc: tg2 = 𝑎
Hiện tượng xe bị trượt bánh xảy ra khi người lái đạp ga quá mạnh trong lúc xe đang tăng tốc khiến bánh xe bị trượt và quay nhanh hơn tốc độ di chuyển bình thường
Sự mất ổn định của ô tô không chỉ lật đổ dọc mà còn do trượt trên đường do không đủ lực phanh hoặc do bám không tốt giữa bánh xe và đường Để xe không bị trượt lăn khi xuống dốc, người ta thường bố trí phanh ở các bánh xe Khi lực phanh lớn nhất đạt đến giới hạn bám xe có thể bị trượt xuống dốc
Với góc giới hạn khi xe bị trượt được xác định như sau:
+ PPmax: lực phanh lớn nhất đặt ở bánh xe sau (kG)
+ : hệ số bám dọc của bánh xe với đường chọn: = 0,8
+ Z2: phản lực của đường tác dụng lên bánh xe sau (kG), với: Z2 = 𝐺.cos 𝑡 +G.sin 𝑡
Suy ra: Góc dốc giới hạn khi ô tô đứng trên dốc quay đầu lên bị trượt khi toàn tải được xác định: tgtl = 𝑎
Hình 4.3: Sơ đồ lực và momen tác dụng lên ô tô khi đứng yên (quay đầu xuống dốc)
Khi xe đứng trên dốc quay đầu xuống, ta cũng xác định được góc dốc giới hạn khi xe bị trượt khi toàn tải bằng cách tương tự như khi xe đứng quay đầu lên dốc: tgtl = 𝑎
Tương tự tính toán với trường hợp không tải ta được:
Khi xe quay đầu lên dốc tl’ = 33 0 25’
Khi xe quay đầu xuống dốc tx’ = 24 0 42’
Vậy góc dốc giới khi xe không tải và toàn tải là góc đốc giới hạn trượt đảm bảo lưu hành tốt trên đường bộ Việt Nam hiện nay theo QCVN 09-2011
Trong trường hợp xe chuyển động lên dốc hoặc xuống dốc tốc độ rất thấp nên ảnh hưởng của của lực cản của gió, lực quán tính có thể bỏ qua và ảnh hưởng của lực cản lăn coi như không đáng kể (Pj = 0; P = 0; Pf = 0) nên các góc giới hạn lật đổ của xe tương tự như khi xe đứng yên
4.1.3 Tính ổn định ngang của ô tô
4.1.3.1 Tính ổn định của ô tô khi chuyển động trên đường nghiêng ngang
- Trọng tâm của xe nằm trong mặt phẳng đối xứng dọc
- Vết trượt của bánh xe trước và sau trùng nhau
- Trị số momen 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
Sơ đồ lực tác dụng khi ô tô chuyển động trên đường nghiêng ngang được trình bày trên hình:
Hình 4.4: Sơ đồ kiểm tra ổn định tĩnh ngang Khi ô tô chuyển động trên đường nghiêng ngang các lực tác dụng gồm:
- Trọng lượng G được phân ra hai thành phần là G.cos và G.sin
- Các phản lực thẳng góc từ đường tác dụng lên bánh xe bên trái Z’ và bên phải Z”
- Các phản lực ngang, Y” và Y’
- Mjn : Momen quán tính của các chi tiết quay của động cơ và hệ thống truyền lực
Dưới tác dụng của các lực và momen, khi góc tăng dần tới góc giới hạn đ; xe bị lật quanh điểm A’ và lúc đó Z” = 0
Lấy momen đối với điểm A’ ta có:
+ đ ( 0 ): góc giới hạn mà xe bị lật đổ
+ B [m] là khoảng cách giữa hai vệt bánh xe sau có B2 = 2170 [mm] = 2,17 [m]
Thay các số liệu vào (4.43) ta được:
2.1,64 = 0,66 Vậy ta có góc nghiêng ngang giới hạn mà xe bị lật đổ khi đầy tải là: đ = 33 0 46’
Trường hợp xe không tải:
2.1,05 = 1,03 Vậy ta có góc nghiêng ngang giới hạn mà xe bị lật đổ khi không tải là: đ = 45 0 50’
Vậy ta có góc nghiêng ngang giới hạn mà xe bị lật đổ khi đầy tải là đ = 33 0 46’ và khi không tải là đ = 45 0 50’ 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
Khi chất lượng bám của bánh xe với đường kém, xe cũng có thể bị trượt khi chuyển động trên đường nghiêng ngang, khi xe bị trượt ta có:
+ ( 0 ) là góc dốc giới hạn mà ô tô bị trượt
+ y là hệ số bám ngang giữa bánh xe và đường; ta chọn y = 0,6
Rút gọn công thức (4.6) ta được: tg = y = 0,6
Vậy góc dốc giới hạn của ô tô thiết kế như trên là hợp lý và < đ, nên ô tô sẽ đảm bảo điều kiện trượt trước khi lật Góc dốc giới hạn đảm bảo lưu thông tốt trên đường bộ Việt Nam hiện nay
4.1.3.2 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 phần trên, xe còn chịu tác dụng của lực ly tâm Pl đặt tại trọng tâm xe (trục quay là YY)
Hình 4.5: Sơ đồ lực, momen tác dụng của ô tô chuyển động quay vòng trên đường nghiêng ngang
Lực ly tâm Pl phân ra hai thành phần, do góc nghiêng ngang Khi góc tăng dần, đồng thời dưới tác dụng của lực Pl, xe sẽ bị lật đổ quanh mặt phẳng đi qua A’ ứng với vận tốc giới hạn và hợp với Z” = 0
Lấy momen của tất cả các lực đối với A’ , rồi rút gọn sẽ được:
+ vn là vận tốc giới hạn nguy hiểm [m/s]
+ đ ( 0 )là 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% nên có tgđ = 0,06
+ R là bán kính quay vòng bé nhất [m]; ta có R = 10,915 (m)
+ g là gia tốc trọng trường [m/s2 ]; g = 9,81 (m/s 2 )
+ B là khoảng cách giữa 2 vết bánh xe sau B2 = 2,17 [m]
Thay các số liệu vào (4.12) ta được:
Nếu hướng nghiêng của đường cùng phía với trục quay vòng thì vận tốc nguy hiểm khi xe bị lật đổ là:
2ℎ𝑔 𝑡𝑔𝛽 đ (m/s) (4.13) Thay các số liệu vào (4.13) ta được:
Khi quay vòng trên đường nghiêng ngang, xe có thể bị trượt bên dưới tác dụng của thành phần lực G.sin và Pl.cos do điều kiện bám ngang của bánh xe và đường không đảm bảo Để xác định vận tốc giới hạn khi xe bị trượt bên ta sử dụng phương trình hình chiếu và rút gọn ta được:
Pl.cos + G.sin = Y’ + Y’’ = y.(Z’+Z’’) = y(G.cos + Pl.sin)
𝑅 vào phương trình và rút gọn ta có:
+ v là vận tốc giới hạn khi xe bị trượt bên (m/s)
+ ( 0 ) là góc giới hạn của đường ứng với vận tốc giới hạn
+ y là hệ số bám ngang của đường và bánh xe Khi tính toán ta chọn y = 0,6 + R là bán kính quay vòng nhỏ nhất của ô tô Rmin = 10,915 [m]
Thay các số liệu vào (4.14) ta được:
Nếu hướng nghiêng của đường cùng phía với trục quay vòng thì vận tốc giới hạn khi xe bị trượt bên là:
Thay các số liệu vào (4.15) ta được:
Từ các kết quả trên ta thấy v < vn Vậy ô tô được đảm bảo điều kiện bị trượt trước khi bị lật đổ
Trường hợp xe chạy quay vòng trên đường nằm ngang thì vận tốc tới hạn để xe bị trượt bên là:
𝑣 𝜑 − √𝑔 𝑅 𝜑𝑦 (m/s) (4.16) Thay các số liệu vào (4.16) ta được:
Kết luận: Từ các kết quả như đã tính toán như trên,ta thấy xe thiết kế đóng mới có vận tốc giới hạn nguy hiểm bị lật khi quay vòng trên đường nghiêng ngang là 28,33 (km/h) và khi xe bị trượt bên là 26,9 (km/h), trên đường nằm ngang thì vận tốc giới hạn khi xe bị trượt bên là 28,86 (km/h).
T ÍNH TOÁN SỨC KÉO Ô TÔ SAU KHI THIẾT KẾ
Khi thiết kế đóng mới một ô tô, ta cần phải tính toán sức kéo (hay còn gọi là khả năng động lực) của ô tô đó Tính toán sức kéo nhằm mục đích để kiểm nghiệm khả năng công suất, đặc tính vận hành trên đường, tốc độ cực đại ô tô đạt được khi chạy trên đường tốt nằm ngang (Vmax), hệ số cản lớn nhất mà xe có thể khắc phục được (max) để có cơ sở kết luận về chất lượng kéo và cung cấp số liệu phục vụ cho việc sử dụng ô tô một cách hiệu quả, kinh tế và an toàn
Khi tính toán sức kéo, ta xây dựng được một số các 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, đánh giá, so sánh được khả năng và chất lượng động lực của ô tô cũng như giải quyết được những nhiệm vụ của tính kéo như: tìm vận tốc lớn nhất của ô tô trên mỗi loại đường, tìm tỷ số truyền hợp lý nhất đối với từng loại đường, xác định khả năng tăng tốc, leo dốc, sức cản lớn nhất của đường mà xe có thể vượt qua ở từng số truyền ứng với một tải trọng nào đó
Ta tiến hành tính toán toán chất lượng động lực học của ô tô được thiết kế đóng mới trên cơ sở các thông số của hệ thống truyền lực và tải trọng của ô tô cơ sở được sử dụng đã được trình bày ở mục 3
4.2.1 Xây dựng đặc tính ngoài của động cơ
Trên cơ sở một số các thông số kỹ thuật của động cơ lắp trên sát-xi ô tô tải VINHPHAT FTR160SL9 ta xây dựng đặc tính ngoài của động cơ đốt trong theo công thức thực nghiệm của Giáo sư A.I.Gri-skê-vich
Từ các công thức: ne(j) = 𝜔 𝑒(𝑗) 30
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 Giáo sư A.I.Gri-skê-vich:
𝑀 đ𝑚 : Hệ số thích ứng theo mômen quay của động cơ
261,67 = 596,18 (N/m): Mômen định mức của động cơ
𝜔 𝑀 : Hệ số thích ứng theo số vòng quay của động cơ
- ωe: Tốc độ góc của động cơ
- ωN: Tốc độ góc của trục khuỷu ở công suất cực đại ωN = 𝜋.𝑛 𝑁
- ωM: Tốc độ góc của động cơ ở mômen cực đại ωM = 𝜋.𝑛 𝑀
Hệ số thích ứng theo mômen: kM = 𝑀 𝑒𝑚𝑎𝑥
Hệ số thích ứng theo số vòng quay: kꞷ = 𝜔 𝑁
157,08 = 1,66 Thay số vào ta được:
Thay giá trị đã có vào các phương trình (4.17), (4.18), (4.19) và (4.20) ta lập bảng 4.4 và từ các giá trị ở bảng này xây dựng được đặc tính tốc độ ngoài của động cơ:
Bảng 4.4: Bảng giá trị công suất và mômen tương ứng tốc độ quay λ ωe (rad/s) ne (v/p) Me (N.m) Ne (kW)
Hình 4.6: Đồ thị đặc tính ngoài động cơ
4.2.2 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 (m/s)
- rb: bán kính lăn của bánh xe (m)
- i0: tỷ số truyền của truyền lực chính i0 = 6,166
- ihi: tỷ số truyền của tay số thứ i
Xác định bán kính lăn (bán kính làm việc trung bình) của bánh xe (rb):
Ta có: rb = b.ro (mm) Trong đó:
+ ro là bán kính thiết kế của bánh xe, đối với lốp cỡ 11.00-20 có ro = 545 (mm)
+ b là hệ số biến dạng của lốp, được chọn phụ thuộc vào loại lốp Đối với lốp 11.00-20 là loại lốp có áp suất cao nên ta có: b = 0,945 0,950, ta chọn = 0,945 Vậy : rb= 0,945 x 545= 515 (mm)
Thay các số liệu vào công thức (4.21), ta có:
Ta có, phương trình cân bằng công suất tổng quát của ô tô có dạng sau:
Nk = Ne - Nt = Nt + Nf +N Ni Nj Nm + Np
+ Nk: công suất của động cơ phát ra tại bánh xe chủ động (KW)
+ Ne: công suất của động cơ phát ra (KW)
+ Nt: công suất tiêu hao trong hệ thống truyền lực (KW)
+ Nf : công suất tiêu hao để thắng lực cản lăn (KW)
+ N: công suất tiêu hao để thắng lực cản không khí (KW)
+ Ni: công suất tiêu hao để thắng lực cản dốc (KW)
+ Nj: công suất tiêu hao để thắng lực cản quán tính (KW)
+ Nm: công suất cản ở móc kéo (KW)
+ Np: công suất dẫn động cho các thiết bị phụ (KW)
Nk = Ne - Nt - Np = Ne.t./kp
+ t là hiệu suất của hệ thống truyền lực, t = 0,9
+ kp là hệ số tính đến trang bị phụ, t = 1,1
Thay số vào ta có:
Với a,b,c là các hệ số kinh nghiệm phụ thuộc vào chủng loại động cơ (a + b - c
= 1) Dối với động cơ diesel 04 kỳ thì: a = 0,7; b = 1,3; c = 1
Thay các số liệu vào các công thức ta tính được giá trị vận tốc và công suất tương ứng với các tốc độ góc của động cơ Giá trị về vận tốc và công suất ứng với khi
Trang 61 ô tô chuyển động ở tay số thấp và tay số cao của hộp số phụ được trình bày trong bảng (4.5)
Bảng 4.5: Bảng giá trị công suất tương ứng với vận tốc
Công suất tiêu hao do lực cản không khí được tính theo công thức sau:
+ K: hệ số cản không khí (Ns 2 /m 4 ) Đối với xe tải ta chọn K = 0,5 (Ns 2 /m 4 )
+ F: diện tích cản chính diện (m 2 ) Đối với ô tô tải ta có công thức gần đúng sau đây:
+ B là chiều rộng cơ sở của ô tô (m), B =1,9 (m)
+ H là chiều cao lớn nhất của ô tô Ho = 4 (m)
+ V: vận tốc tương ứng của ô tô ứng với từng tay số (m/s)
Thay các số liệu vào (4.25), ta tính được giá trị của N Đồ thị cân bằng công suất của ô tô được tính trong trường hợp ô tô chuyển động đều trên đường nằm ngang, không kéo móc, do đó: Ni = 0; Nm = 0; Nj = 0
Vậy ta có tổng công suất tiêu hao cho lực cản lăn và lực cản dốc được gọi là công suất tiêu hao cho lực cản của mặt đường N = f(V) (KW)
1000 (𝑓 𝑐𝑜𝑠𝛼 ± 𝑠𝑖𝑛𝛼) (KW) Khi khảo sát ô tô chạy trên đường bằng nên ta có = 0
1500) Với f0 = 0,013 đối với đường nhựa tốt
+ G: trọng lượng toàn bộ của ô tô thiết kế (N) G = 150325 (N)
+ V: vận tốc của ô tô ứng với từng tay số (m/s)
Thay vào công thức (4.26), ta có:
Thay các số liệu vào (4.27), ta tính được giá trị của N
Xác định giá trị tổng của N và N ta xây dựng được đường đặc tính cản của ô tô (N + N) theo V khi ô tô chuyển động ở các tay số của hộp số được trình bày trong bảng (4.6)
Bảng 4.6: Bảng giá trị công cản
Hình 4.7: Đồ thị đặc tính công suất
Nhận xét: Dựa trên đồ thị ta thấy vận tốc lớn nhất mà ô tô đạt được khi chuyển động trên đường bằng là 25,6 [m/s] trên loại đường đã tính toán Tại vận tốc này công suất dự trữ của ô tô không còn nên ô tô không còn khả năng tăng tốc
4.2.3 Xây dựng đặc tính kéo của ô tô
Phương trình cân bằng lực kéo của ô tô thiết kế có dạng:
Pk = Pf + P Pi Pj (N) Trong đó:
+ Pf: lực cản lăn, Pf = f.G.cos (N)
+ Pi: lực cản dốc, Pi = G.sin (N)
+ Pj: lực cản quán tính, 𝑃 𝑗 = 𝐺.𝛿 𝑖 𝑗
𝑔 (N) Để biểu diễn phương trình cân bằng lực kéo ô tô dưới dạng đồ thị , ta tính trị số
Pk ở các tay số khác nhau:
+ Pki: lực kéo ở tay số i, (N)
+ Nei: công suất của động cơ ở tay số i ,(kW)
+ ihi: tỷ số truyền của các tay số khác nhau
+ i0: tỷ số truyền cầu chủ động
Thay các số liệu vào (4.29) ta tính được giá trị Pki tương ứng với các vận tốc ở từng tay số khi ô tô chuyển động ở các tay số được trình bày trong bảng (4.17) và (4.18)
Tính trị số lực cản không khí P theo công thức:
+ K: hệ số cản không khí (N.s 2 /m 4 )
+ F: diện tích cản chính diện (m)
+ Vi: vận tốc ô tô ở từng tay số (m/s)
Thay số liệu đã biết vào (4.30) ta tính được giá trị của P ứng với từng vận tốc khi ô tô chuyển động ở các tay được trình bày trong bảng (4.6) Đồ thị cân bằng lực kéo được vẽ trong trường hợp ô tô chuyển động đều trên mặt đường mằm ngang nên Pj = 0, Pi = 0
Do đó lực cản tổng cộng của đường là:
+ G: trọng lượng toàn bộ của ô tô thiết kế (N)
1500) Với V là vận tốc của ô tô (m/s)
Thay số liệu vào (4.70) ta tính được giá trị của P ứng với từng giá trị của các vận tốc
Xác định giá trị tổng của P và P ta xây dựng được đường đặc tính cản của ô tô (P + P) theo V khi ô tô chuyển động ở các tay được trình bày trong bảng (4.7a, 4.7b)
Bảng 4.7a: Bảng giá trị lực kéo tương ứng với các tay số 1, 2, 3
Bảng 4.7b: Bảng giá trị lực kéo tương ứng với các tay số 4, 5, 6
Bảng 4.7c: Bảng giá trị lực cản (cản lăn và cản gió) v (m/s) 0,3 3,2 6,0 8,8 11,7
Hình 4.8: Đồ thị đặc tính lực kéo
Trong những năm gần đây, Việt Nam đã bước vào giai đoạn hội nhập quốc tế Bên cạnh những thay đổi tích cực về kinh tế còn có thể nhận thấy chất lượng cuộc sống người dân ngày càng được nâng cao, nhu cầu giải trí càng được cải thiện Vì thế việc tổ chức các buổi trình diễn, ca nhạc hay những hoạt động văn nghệ lớn cần có những sân khấu hoành tráng, vững vàng, đặc biệt là tiết kiệm chi phí và có tính linh hoạt cao Với nhu cầu thực tế đó, thì những sân khấu truyền thống lắp ráp thủ công đã không còn phù hợp nữa vì vậy cần phát triển thêm xe chở sân khấu để phục vụ nhu cầu ngày càng đa dạng của xã hội
Nhận thấy được nhu cầu đó, với tư cách là một sinh viên ngành cơ khí ô tô, qua kiến thức tích lũy được trong gần 5 năm học tại trường Đại học Giao thông vận tải TP.HCM và kinh nghiệm thực tế khi tham gia thực tập tại Công ty TNHH Vĩnh Phát Motors, em lựa chọn thực hiện đề tài luận văn tốt nghiệp: “Thiết kế xe chở sân khấu dựa trên xe cơ sở VINHPHAT FTR160SL9”
Sau thời gian thực hiện luận văn với sự nỗ lực của bản thân và sự giúp đỡ tận tình của thầy Th.S Phạm Văn Thức, em đã hoàn thành đề tài Vì còn thiếu kinh nghiệm thực tế nên khó tránh khỏi những thiếu sót, những vấn đề có thể chưa hợp lý, nhưng đây là bước đệm giúp những sinh viên như em tiến bước trên con đường của mình Em mong nhận được sự góp ý chân thành của Quý thầy cô và các bạn để đề tài hoàn chỉnh hơn đồng thời cũng tích lũy thêm kinh nghiệm làm việc sau này
Sau cùng em xin gửi cảm ơn chân thành đến gia đình, và Quý thầy/cô trong Viện
Cơ Khí, đặc biệt là thầy Phạm Văn Thức đã tận tình hướng dẫn em trong suốt quá trình làm luận văn tốt nghiệp vừa qua
Xin chân thành cảm ơn
TP.HCM, ngày 25 tháng 02 năm 2023
1.1 M ỤC ĐÍCH VÀ Ý NGHĨA ĐỀ TÀI 5
1.2 G IỚI THIỆU CHUNG VỀ XE CHỞ SÂN KHẤU LƯU ĐỘNG 2
1.2.1 Công dụng và chức năng 2
1.2.2 Đặc điểm về kết cấu xe chở sân khấu 2
1.3 N GUYÊN LÝ LÀM VIỆC CỦA CÁC BỘ PHẬN CHÍNH 4
1.3.1 Hệ thống xi lanh thủy lực 5
CHƯƠNG 2: 6 Ô TÔ CƠ SỞ VÀ PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ 6
2.1T ỔNG THỂ Ô TÔ CHASSIS VINHPHATFTR160SL9 7
2.2Y ÊU CẦU CẦN ĐẠT ĐỂ THIẾT KẾ XE TẢI CHỞ SÂN KHẤU 10
2.3P HÂN TÍCH , CHỌN PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ 11
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ XE CHỞ SÂN KHẤU 14
3.1X ÁC ĐỊNH KÍCH THƯỚC THÙNG HÀNG 14
3.3X ÁC ĐỊNH KHỐI LƯỢNG THÙNG HÀNG 19
3.4.1 Tính bền dầm ngang thùng 23
3.4.2 Tính toán khả năng chịu tải của sàn 27
3.5L IÊN KẾT THÙNG HÀNG VÀO Ô TÔ 27
3.6 T ÍNH BỀN BU LÔNG LẮP BÁT CHỐNG TRƯỢT GIỮA THÙNG HÀNG VÀ KHUNG
3.7T ÍNH BỀN BULÔNG QUANG TREO CHỐNG TRƯỢT NGANG THÙNG CHỞ HÀNG KHI Ô TÔ QUAY VÒNG ỔN ĐỊNH TRÊN ĐƯỜNG VÒNG 32
3.8.T ÍNH BỀN BÁT CHỊU LỰC BIÊN HÔNG XE 35
3.9.2 Tính toán chọn xi lanh nâng biên phía ngoài 39
3.9.3 Tính toán xy lanh nâng hạ bửng nâng 42
3.9.4 Tính toán chọn bộ nguồn thủy lực 43
3.9.5 Sơ đồ nguyên lý của hệ thống thủy lực 45
KIỂM TRA ỔN ĐỊNH – ĐỘNG HỌC – ĐỘNG LỰC HỌC 46
4.1.T ÍNH TOÁN ỔN ĐỊNH Ô TÔ SAU THIẾT KẾ 46
4.1.1 Xác định tọa độ trọng tâm 46
4.1.2 Kiểm tra ổn định dọc của ô tô 47
4.1.3 Tính ổn định ngang của ô tô 51
4.1.3.1 Tính ổn định của ô tô khi chuyển động trên đường nghiêng ngang 51
4.1.3.2 Tính ổn định của ô tô khi chuyển động quay vòng trên đường nghiêng ngang 53
4.2.T ÍNH TOÁN SỨC KÉO Ô TÔ SAU KHI THIẾT KẾ 56
1.1 Mục đích và ý nghĩa đề tài
Nước ta từ lâu đã gia nhập vào xu hướng toàn cầu hóa, tham gia các tổ chức quốc tế nhằm hội nhập với nhiều nền kinh tế mới, điều đó mở ra càng nhiều cơ hội cũng như thách thức cho đất nước Kinh tế đất nước phát triển kéo theo nhiều nghành nghề cũng phát triển theo, trong đó các lĩnh vực giải trí, vận tải, giao thông,… ngày càng mở rộng nên việc cần một phương tiện vận có tính đa dụng vừa có thể di chuyển nhiều nơi, gọn gàng linh hoạt lại có thể trở thành sân khấu phục vụ giải trí là vô cùng thiết thực Dựa trên nhu cầu người dân cũng như tính thiết thực của phương tiện thì việc thiết kế ô tô tải chuyên dụng để chở sân khấu là cần thiết
Với mục đính ý nghĩa đó: “Thiết kế xe tải chở sân khấu lưu động dựa trên xe cơ sở VINHPHAT FTR160SL9” là đề tài luận văn tốt nghiệp ngành cơ khí ô tô của em
1.2 Giới thiệu chung về xe chở sân khấu lưu động
1.2.1 Công dụng và chức năng Để việc quảng cáo thông tin, tuyên truyền nghệ thuật, tổ chức các chương trình ca nhạc được người dân biết đến rộng rãi thì phải tổ chức ở nhiều địa phương khác nhau Việc phải lưu diễn ở nhiều nơi bắt buộc phải tìm kiếm sân khấu, việc đó rất mất nhiều thời gian và công sức Cho nên việc dùng xe chở sân khấu lưu động tiết kiệm rất nhiều thời gian và chi phí, ngoài ra sân khấu lưu động rất chắc chắn và dễ dàng tháo lắp hơn sân khấu truyền thống
Xe chở sân khấu rất đa dạng về kích thước nhằm đáp ứng về diện tích sân khấu mong muốn Trên xe đa phần được trang bị hệ thống thủy lực cho việc nâng hạ kết cấu nhằm tiết kiệm nhân lực và thời gian lắp ráp để gia tăng hiệu suất công việc Hiện nay, xe chở sân khấu ở Việt Nam đa phần là xe được các công ty trong nước sản xuất lắp ráp
1.2.2 Đặc điểm về kết cấu xe chở sân khấu
Xe chở sân khấu đã xuất hiện từ lâu nên có nhiều kiểu dáng thương hiệu khác nhau
Loại xe tải thường được dùng để chuyên chở sân khấu ở Việt Nam được chia như sau:
1/ Xe chở sân khấu loại lớn: thường được dùng trong các sự kiện lớn, có đông người do diện tích sàn rộng thoải mái và có giàn cố định
Hình 1.1: Xe chở sân khấu lớn
2/ Xe chở sân khấu loại nhỏ: cơ cấu linh hoạt, không chiếm nhiều diện tích sử dụng được ở nhiều nơi
Hình 1.2: Xe chở sân khấu nhỏ 3/ Xe chở sân khấu có mái che: loại này thường được dùng ở nước ngoài với cơ cấu nâng hạ mái che linh động
Hình 1.3: Xe chở sân khấu có mái che
Dựa vào các mẫu xe đã tìm hiểu và giới thiệu ở trên ta có thể nêu ra vài đặc trưng cơ bản của loại phương tiện này là:
- Hai biên hông xe có thể duỗi ra thành sân khấu và thu lại khi xong việc
- Phải có cơ cấu khóa chặt thùng xe sau khi thu gọn
- Xe phải có hệ thống thủy lực để xe nâng hạ hai biên thùng thành sân khấu nhẹ nhàng và nhanh chóng hơn
- Có cơ cấu bửng nâng hạ để di chuyển thuận tiện
- Các chân trụ của sân khấu phải vững vàng, có thể kéo dài và được khóa chặt để đảm bảo an toàn
1.3 Nguyên lý làm việc của các bộ phận chính
Các xe chở sân khấu luôn phải giữ đặc tính linh động và gọn gàng để có thể di chuyển nhanh chóng đến nhiều địa điểm Mặc dù vậy, việc triển khai, lắp ráp thùng xe thành sân khấu phải được thực hiện theo thứ tự và có sự hỗ trợ của các hệ thống chuyên dụng trên xe Các dòng xe chở sân khấu phổ biến ở Việt Nam thường có kết
Trang 5 cấu thùng mui bạt Mỗi mặt biên hông thùng sẽ có 2 phần, hệ thống thủy lực sẽ đẩy phần mặt biên phía ngoài cùng ra đến vị trí thích hợp và cố định, khi đó các chân trụ cột cũng được dựng lên và 2 phần của mặt biên hông sẽ là một phần sân khấu Sau khi mở ra hai biên hông, hệ thống thủy lực dưới thùng xe sẽ hạ hai biên sang 2 bên và cố định với sàn thùng tạo thành sân khấu hoàn chỉnh Sau khi sân khấu mở ra hoàn chỉnh ta có thể sử dụng ngay Việc thu gọn sân khấu thành thùng xe ta cũng tiến hành theo thứ tự ngược lại với triển khai sân khấu
Ngoài những thứ đã nói ở trên, ta cùng tìm hiểu về một số bộ phận hỗ trợ khác trên xe chở sân khấu:
1.3.1 Hệ thống xi lanh thủy lực
Xi lanh thủy lực được sử dung phổ biến trong nhiều nghành công nghiệp hiện nay Trên ô tô có rất nhiều hệ thống cần đến sự hỗ trợ của xi lanh thủy lực Đặc điểm của hệ thống xi lanh thủy lực là có thể dễ dàng sử dụng trên ô tô vì kết cấu đơn giản, bố trí dễ dàng, kích thước nhỏ gọn nhưng chịu được tải trọng lớn Xi lanh được dẫn động thủy lực bởi bơm dầu được gắn với hộp số ô tô hoặc sử dụng bộ nguồn thủy lực riêng
Trên ô tô chở sân khấu hệ thống xi lanh thủy lực một đầu được nối với bát đỡ cố định ở khung sàn, một đầu có thể nối trực tiếp với sàn thùng cần nâng hạ hoặc nối gián tiếp qua hệ thống puly và dây cáp để giảm tải trọng hoặc giảm hành trình dich chuyển của xi lanh thủy lưc
Xi lanh thủy lực được dẫn động bởi hệ thống thủy lực có khả năng truyền động với áp lực lớn và công suất cao nên hệ thống có thể làm việc với chế độ nặng nề, liên tục Cơ cấu hệ thống đơn giản, không cần tốn quá nhiều thời gian và công sức cho việc bảo trì, bảo dưỡng và chăm sóc
Hình 1.4: Xy lanh thủy lực
Bửng nâng có kết cấu đơn giản sử dụng cơ cấu thủy lực hoặc dây cáp,… lại chịu được tải trọng nặng, nên được trang bị ở nhiều xe với nhiều mục đích khác nhau như: chuyển hành hóa nặng, cồng kềnh cần nhiều người di chuyển, khoảng các sàn thùng với mặt đường quá xa,…
Hình 1.5: Bửng nâng xe tải
CHƯƠNG 2: Ô TÔ CƠ SỞ VÀ PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ
2.1 Tổng thể ô tô chassis VINHPHAT FTR160SL9
Xe chassis VINHPHAT FTR160SL9 là loại xe chassis được lắp ráp và sản xuất tại nhà máy Vĩnh Phát Motors, linh kiện được nhập khẩu 100% từ nhà máy
QINGLING Motors Trên các hình 2.1 là hình tổng thể và 2.2 là các hình chiếu xe chassis VINHPHAT FTR160SL9
Hình 2.1: Xe cơ sở VINHPHAT FTR160SL9
Hình 2.2: Bản vẽ ô tô chassis VINHPHAT FTR160SL9 Bảng 2.1: Thông số kỹ thuật chính ô tô chassis VINHPHAT FTR160SL9
STT Thông số Giá trị
1.1 Loại phương tiện Ô tô tải sát xi
2.1 Kích thước bao (Dài x Rộng x Cao), mm 11920x2465x2780
2.3 Vết bánh xe trước/sau, mm 1960/1855
2.4 Khoảng sáng gầm xe, mm 260
2.5 Góc thoát trước/sau, độ 23/10
Trọng lượng bản thân, KG
- Phân bố lên trục trước
- Phân bố lên tục sau
2600 3.2 Số người cho phép chở kể cả người lái 03 (195 kG)
Trọng lượng toàn bộ theo thiết kế lớn nhất, kG
- Khả năng chịu tải lớn nhất trục trước
- Khả năng chịu tải lớn nhất trục sau
4.1 Tốc độ cực đại của xe, Km/h 93
4.2 Độ dốc lớn nhất xe vượt được, % 23,4
4.3 Góc ổn định tĩnh ngang của xe khi không tải 49,53
4.4 Thời gian tăng tốc của xe đầy tải từ lúc khởi hành đến khi đi hết quãng đường 200 m, s 13,09
4.5 Gia tốc (phanh xe) đầy tải ở tốc độ 30 Km/h, m/s 2 6,867
4.6 Quãng đường (phanh xe) đầy tải ở tốc độ 30
4.7 Bán kính quay vòng nhỏ nhất của xe, m 12
5.1 Động cơ, 4 kỳ, 4 x lanh thẳng hàng, tăng áp ISUZU QINGLING/ 4HK1-
5.2 Dung tích xi lanh, cm 3 5193
5.4 Công suất lớn nhất (Nemax/nN), kW/v/ph 139/2600
5.5 Mô men xoắn lớn nhất (Nemax/nN), Nm/v/ph 510/1600
6.1 Ly hợp 01 đĩa ma sát khô, dẫn động thuỷ lực, trợ lực khí nén
7.1 Hộp số cơ khí 6 cấp, model MLD-6Q
7.2 Tỉ số truyền hộp số,ih 6,72- 4,244- 2,58- 1,54- 1,0-
8.1 Tỉ số truyền cầu sau chủ động 6,17
- 7 lá nhíp lá 1/2 elíp, rộng x dày (b x h): 80 x 13
Phụ thuộc, nhíp lá kép 1/2 elíp
Phanh công tác (bánh xe) Tang trống (guốc)
- Dẫn động Khí nén 02 dòng; tác động lên các bánh xe
- Đường kớnh trống phanh trước/sau, mm ỉ410x95/ỉ410x95
11.2 Phanh đỗ (dừng) Tang trống (guốc)
11.3 Hệ thống phanh dự phòng Phanh khí xả
11.4 Thiết bị trợ giúp điều khiển hệ thống phanh ABS
12.1 Kiểu loại cơ cấu lái Trục vít-(êcu bi-thanh răng-piston)- cung răng, trợ lực thủy lực
12.2 Tỷ số truyền cơ cấu lái 22,4
12.3 Góc quay lớn nhất bánh xe dẫn hướng 48 độ
13.1 Mặt cắt ngang dầm dọc, mm [255x90x(10+6)
13.2 Khoảng cách 2 mép ngoài dầm dọc, mm 850
14.1 Bình ắc quy: (lượng, điện áp, dung lượng) 02-12V-75Ah
14.2 Máy phát điện: (điện áp, cường độ điện) 28V- 50A
14.3 Động cơ khởi động: (điện áp, công suất) 24V – 4,5kW
2.2 Yêu cầu cần đạt để thiết kế xe tải chở sân khấu
- Thiết kế theo QCVN09:2015/BGTVT và Thông tư 42/2014/TT-BGTVT quy định về thùng xe của xe tự đổ, xe xi téc, xe tải tham gia giao thông đường bộ
- Sử dụng toàn bộ phần khung gầm ô tô cơ sở
- Không được tự ý chỉnh sửa, thay đổi kết cấu khung gầm
- Đảm bảo được các yêu cầu về an toàn kỹ thuật và bảo vệ môi trường theo quy định hiện hành, đồng thời đáp ứng được các yêu cầu về mặt mỹ thuật công nghiệp
- Ô tô thiết kế khai thác tốt các đặc tính kỹ thuật, động lực học của xe cơ sở
- Ô tô phải đảm bảo chuyển động ổn định và an toàn trên các lọai đường giao thông công nộng
- Đảm bảo được một số yêu cầu cụ thể đối với ô tô tải chuyên dùng chở sân khấu:
