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 QUAN
Mục đích và ý nghĩa của đề tài
Ngành công nghiệp ô tô trên thế giới đang phát triển mạnh mẽ nhưng vẫn không ngừng cải tiến và áp dụng các thành tựu khoa học kỹ thuật Từ khi du nhập vào Việt Nam, ngành sản xuất và lắp ráp ô tô nói chung và ngành công nghiệp ô tô nói riêng đã không ngừng phát triển Từ năm 1990 đến nay, sản lượng lắp ráp ô tô tại Việt Nam đã tăng cao Nhiều nhà máy sản xuất và lắp ráp ô tô ra đời Tuy nhiên, ngành công nghiệp ô tô Việt Nam vẫn còn thua kém nền công nghiệp ô tô thế giới rất nhiều Trong thời đại công nghiệp ngày nay, ngành công nghiệp ô tô Việt Nam đang gặp rất nhiều khó khăn và thách thức Trong xu thế hội nhập, để có thể đứng vững và phát triển, ngành sản xuất và lắp ráp ô tô Việt Nam phải cạnh tranh với rất nhiều ngành công nghiệp ô tô mạnh hơn cả về quy mô và chất lượng Trong khi đó nền công nghiệp ô tô Việt Nam cho đến nay chưa hoàn chỉnh, việc thiết kế chế tạo ô tô chủ yếu là cải tiến các xe nhập ngoại nhằm đáp ứng các nhu cầu vận chuyển trong nước Do đó, vấn đề tăng tỉ lệ nội địa hóa ngành công nghiệp ô tô đang được đặc biệt quan tâm Ở nước ta hiện nay có rất nhiều doanh nghiệp sản xuất lắp ô tô đủ mọi thành phần kinh tế Nhưng chủ yếu là sản xuất lắp ráp các ô tô có thiết kế mẫu, phụ tùng nhập khẩu ở nước ngoài, tỷ lệ nội địa hóa còn thấp, một phần không nhỏ các công ty thiết kế và sản xuất thùng bệ ô tô lắp ráp trên các ô tô chassis sản xuất trong nước hoặc nhập khẩu
Với nhu cầu vận chuyển hàng hóa ngày càng đa dạng và phát triển Trên thị trường hiện nay đã có không ít các loại xe tải cần được cải tiến hóa Nhằm tạo sự phù hợp và đáp ứng tối đa mục đích sử dụng của người tiêu dùng Do đó mà xe tải cánh dơi ra đời như một phương tiện vận chuyển hữu ích Phát huy được một cách tốt nhất khả năng và đặc tính của mình Có khả năng phục vụ cho mọi hình thức vận chuyển hàng hóa và sản phẩm.
Phân loại xe tải thùng và chức năng của chúng
Theo "QUY ĐỊNH VỀ THÙNG XE CỦA XE TẢI THAM GIA GIAO THÔNG ĐƯỜNG BỘ” của BỘ GIAO THÔNG VẬN TẢI, Số: 42/2014/TT-BGTVT, trong Điều
3 Hiện nay xe tải thùng có 2 loại đó là thùng kín và hở
- Thùng kín là dạng thùng xe được thiết kế dạng hộp kín, bố trí cửa ở phía sau, thành bên của thùng xe có thể mở để xếp và dỡ hàng
- Thùng hở là thùng xe được thiết kế hộp hở mặt bên, thành phía sau, thành bên của thùng có thể mở được để xếp và dỡ hàng Thùng hở bao gồm thùng hở có mui phủ và thùng hở không có mui phủ
Một số xe tải thùng cụ thể:
Hình 1.1 Xe ISUZU FRR650LE4 thùng kín (bảo ôn)
Là loại thùng kín có trang bị lớp vật liệu cách nhiệt Phần khung xương được làm bằng vật liệu sắt hộp, sắt mạ kẽm Vật liệu dùng để làm vách cho thùng bảo ôn rất đa dạng bao gồm, Inox 430, Inox 304, Composite Loại thùng này thích hợp cho việc vận chuyển hàng hóa mà không cần phải lo lắng đến yếu tố thời tiết, tuy nhiên với thiết kế hộp kín thì sự đối lưu không khí bên trong thùng rất kém nên khách hàng khi lựa chọn loại thùng kín nên cân nhắc nhược điểm này
- Thùng lửng: Là kiểu thùng hở ở phía trên, không có mui phủ và được lắp bửng ở xung quanh nên tính thông thoáng cao kết hợp với khung bửng có thể mở ra được nên việc chất hàng lên thùng lửng rất thoải mái, nhưng việc sử dụng thùng lửng rất đáng ngại về vấn đề thời thiết Do có chiều cao bửng tương đối thấp nên hàng hóa khi vận chuyển dễ bị rơi rớt nếu chất cao hơn khung bửng, thùng lửng thích hợp để vận chuyển các mặt hàng như sắt tấm, sắt cây, các loại vật liệu xây dựng… Khung bửng được làm bằng những vật liệu như: sắt hộp, sắt mạ kẽm, Inox 430 và Inox 304
Hình 1.2 Xe NK490SL4 VINH PHAT MOTOR thùng lửng
- Thùng mui bạt (kèo bạt, mui phủ):
Hình 1.3 Xe NK490SL4 VINH PHAT MOTOR thùng mui bạt Đây cùng là kiểu thùng hở ở phía trên nhưng có mui phủ Thùng mui bạt có thể nói là loại thùng lai giửa thùng kín và thùng lửng vừa đảm bảo được tính thông thoáng lại có bửng có thể mở ra được và khi gặp trời mưa người lái xe có thể phủ bạt lên phía trên nhờ vào khung xương và dàn kèo Vật liệu của thùng mui bạt cũng như thùng kín và thùng lửng với khung xương bằng sắt hộp hoặc sắt mạ kẽm Bửng với vật liệu bằng sắt hộp, sắt mạ kẽm, Inox 430, Inox 304.
Giới thiệu xe tải thùng cánh dơi
1.3.1 Phạm vi và điều kiện làm việc
Xe tải thùng cánh dơi (Wing body trucks) là xe tải đa năng nó có rất nhiều loại, nhiều kích thước Nó hoạt động chủ yếu ở các tuyến đường trong thành phố đối với những xe tải nhỏ, hoạt động trên những tuyến đường dài đối với xe tải lớn
Tuy nhiên phương tiện giao thông chủ yếu ở nước ta là xe máy nên hệ thống giao thông đường phố tương đối đông đúc, nhất là các giờ cao điểm tại các nút giao thông chính do vậy khi tham gia giao thông các xe tải cánh dơi có tải trọng lớn thường bị cấm nên nó chủ yếu hoạt động trên các tuyến đường dài và trên các nông trường
Quá trình hoạt động của xe là liên tục do phải thường xuyên chạy trên các tuyến đường dài, quá trình hoạt động nâng hạ của thùng bửng không liên tục Do khi thực hiện nâng hạ thùng cần không gian trên cao nên yêu cầu thường hoạt dộng ngoài trời hoặc các kho lớn có chiều cao đảm bảo xe vào ra nâng hạ dễ dàng
1.3.2 Các tiện ích của xe tải thùng cánh dơi a) Tiết kiệm chi phí, rút ngắn thời gian vận chuyển Đây yếu tố rất quan trọng với doanh nghiệp đăc biệt là các doanh nghiệp vừa và nhỏ Với thiết kế thùng có thể mở 2 cánh 2 bên giúp cho việc xếp dỡ hàng diễn ra một cách nhanh chóng đặc biệt những hàng được sắp trên pallet Làm giảm thời gian nằm chờ của xe, xe được làm việc liên tục khắc phục được tính kinh tế cho doanh nghiệp b) Tiết kiệm được nhân lực cũng như sức lao động
Do xe được thiết kế thùng mở 2 bên phía sau chỉ cần có một chiếc xe nâng thì hàng hóa trên xe được bóc lên và dỡ xuống một cách nhanh chống, giảm được số lượng nhân công cho quá trình vận chuyển Đặc biệt đối với những mặt hàng nặng như máy móc, trang thiết bị, linh kiện điện tử,… c) Bảo vệ hàng hóa dưới mọi thời tiết khi vận chuyển đường xa
Xe cũng được thiết kế dạng thùng kín nên không bị ảnh hưởng khi trời mưa bảo vệ được hàng hóa không bị ướt đặc biệt các mặt hàng hạn chế bị ướt Với việc thiết kế thùng kín thì tránh được hiện tượng hàng hóa bị rơi vãi trên đường d) Có thể chở được nhiều loại hàng hóa khác nhau
Từ các loại hàng hóa nặng ví dụ như máy móc, trang thiết bị cơ khí, các linh kiện điện tử,… đến các loại hàng hóa nhẹ như các hàng hóa siêu thị như bánh kẹo, trái cây, Đối với các nông trường thì xe cũng có thể chở được nhiều loại mặt hàng khác nhau như sắn, mía, sữa, … về nơi chế biến
Ngoài ra xe tải thùng cánh dơi còn có chức năng bán hàng lưu động với thiết kế mở
Dựa vào các phân tích phạm vi và điều kiện làm việc của loại xe tải thùng cánh dơi như trên thì ta thấy phạm vi hoạt động của xe là tương đối lớn Tuy nhiên vẫn có những vấn đề bất cập là do xe tải lớn nên ít hoạt động trong thành phố ở các khung giờ cấm, do xe hoạt động đường dài liên tục nên nhu cầu bảo dưỡng phải được kiểm tra liên tục Với thực trạng nhu cầu trên, thùng thiết kế cần đảm bảo các yếu tố cơ bản như:
- Thùng xe phải có chất lượng tốt, vận hành một cách dễ dàng khi bốc dỡ hàng hóa
- Mặt sàn thùng xe phải phẳng, vững chắc để có thể để được hàng nặng
- Thùng xe phải được thiết kế theo quy định của nhà nước.
Ô TÔ CƠ SỞ VÀ PHƯƠNG ÁN THIẾT KẾ
Tổng thể ô tô chassis VINH PHAT M750SL
Xe chassis VINHPHAT FTR160SL9 là loại xe chassis được lắp ráp và sản xuất tại nhà máy Vĩnh Phát Motors Trên các hình 2.1 là hình tổng thể và 2.2 là các hình chiếu xe chassis VINHPHAT FTR160SL9
Hình 2.1 Tổng thể ô tô chassis VINHPHAT M750SL
Hình 2.2 Tổng thể ô tô chassis VINHPHAT M750SL
Hình 2.3 Tổng thể ô tô chassis VINHPHAT M750SL
Bảng 2.1 Thông số kỹ thuật chính ô tô chassis VINHPHAT M750SL
TT 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 7995x2060x2320
2.3 Vết bánh xe trước/sau, mm 1630/1525
2.7 Khoảng sáng gầm xe, mm 220
2.8 Góc thoát trước/sau, độ 23 0 /13 0
3.1 Trọng lượng bản thân, kg
- Phân bố lên trục trước
- Phân bố lên trục sau
1200 3.2 Số người cho phép chở kể cả người lái 03
3.4 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 78,944
4.2 Độ dốc lớn nhất xe vượt được, % 20,68
4.3 Bán kính quay vòng nhỏ nhất của xe, m 8,8
5.1 Động cơ, 4 kỳ, 4 xi lanh thẳng hàng, tăng áp ISUZU QINGLING/
5.2 Dung tích xy lanh, cm 3 2999
5.4 Công suất lớn nhất (Nemax/nN), kW/v/ph 85/2900
5.5 Mô men xoắn lớn nhất (Memax/nM), Nm/v/ph 280/1500
Ly hợp Đĩa ma sát khô, dẫn động thủy lực
7.1 Hộp số cơ khí 6 cấp, model MSB-5SM
7.2 Tỷ số truyền hộp số, ih 5,016
8 Tỉ số truyền cầu chủ động 5,375
10.1 Hệ thống treo trước Phụ thuộc, nhíp lá; 3; Thủy lực
10.2 Hệ thống treo sau Phụ thuộc, nhíp lá; 3+2; Thủy lực
Phanh công tác (bánh xe) Tang trống
- Dẫn động Khí nén 2 dòng
Phanh đỗ (dừng) Phanh tang trống
- Dẫn động Khí nén + lò xo tích năng
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
12.2 Tỷ số truyền cơ cấu lái 27,7 ̴ 31,7
13.1 Bình ắc quy: (lượng, điện áp, dung lượng) 02-12V-70Ah
13.2 Máy phát điện: (điện áp, cường độ điện) 28V- 50A
13.3 Động cơ khởi động: (điện áp, công suất) 24V – 4,5kW
Các phương án tham khảo xe tải thùng mở bên
Trên thị trường hiện nay đã có rất nhiều các kiểu thùng xe có thể mở bên hông, thậm chí có thể mở cả phần mui trên tạo điều kiện thuận lợi cho việc bốc dỡ hàng hoá có kích thước lớn Dưới đây ta cùng tìm hiểu một số loại thùng xe có chức năng tương tự với thùng xe thiết kế để có một cái nhìn tổng quan về dạng thùng xe này
Trong phương án này, mảng hông của thùng xe được làm thành một mảng liền Phần bên hông của thùng xe được mở ra hoàn toàn nhờ hai thanh chống
Hình 2.4 Phương án tham khảo 1
Trong phương án này, một nửa mảng hông và một nửa mảng mui được thiết kế thành một khối cứng được gọi là “cánh dơi”, phần cánh dơi được lắp trên một đà dọc nằm trên đỉnh và chạy xuyên suốt thùng xe nhờ bản lề Hai cánh dơi hai bên được điều khiển nâng hạ bằng các xy lanh thủy lực, cho phép phần cánh dơi có thể mở lên một góc
90 0 giải phóng hoàn toàn không gian bên hông
Phương án này có ưu điểm là điều khiển nhẹ nhàng, không cần sử dụng sức người Nhược điểm là kết cấu phức tạp, giá thành cao
Hình 2.5 Phương án tham khảo 2
Trong phương án này, mảng hông được thiết kế thành các cánh cửa có thể gấp lại với nhau theo dạng dích dắc, một số cánh được gắn với thành thùng xe bằng liên kết trượt, liên kết này giúp cho các cánh cửa vẫn liên kết được với thùng xe khi gập lại, đảm bảo độ cứng vững cần thiết của kết cấu Ưu điểm của phương án này là kết cấu đơn giản, độ cứng vững cao Nhược điểm là làm tăng khối lượng của thùng xe
Hình 2.6 Phương án tham khảo 3
Hình 2.7 Phương án tham khảo 4
Khác với những phương án trên, trong phương án này mảng hông được cấu tạo từ phần khung xương tạo nên độ cứng vững và phần bạt có tác dụng che kín Phần khung xương này được gắn thêm các bánh xe chạy trên đường ray, cho phép các khung xương có thể xếp gọn vào nhau, giải phóng không gian phía bên hông Nhìn chung, phương án này có kết cấu đơn giản, gọn nhẹ, dễ sử dụng và có thể áp dụng trên nhiều loại thùng có kích thước khác nhau Nhược điểm là độ cứng vững thấp, phải thao tác nhiều khi sử dụng.
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 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 QCVN 09:2015/BGTVT Chiều dài toàn bộ xe có thể thiết kế không quá 12200 mm Chiều dài đuôi xe tính toán (ROH) là khoảng cách giữa mặt phẳng thẳng đứng đi qua đường tâm của trục (trục đơn) hoặc cụm trục (đường ROH) đến điểm sau cùng của xe Không lớn hơn 60% chiều dài cơ sở tính toán (LCS) đối với xe tải Theo phương án thiết kế dự kiến chiều dài thùng là 6375 mm đảm bảo được yêu cầu kích thước ở trên
- 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 2180 mm, phần còn lại dự trữ cho các chi tiết nhô ra của thùng hàng Với chiều rộng của thùng là đảm bảo bố trí xe
- 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 2300 mm kể cả chiều dày của sàn thùng để đảm bảo chiều cao ô tô không vượt quá 4m.
Kết cấu thùng hàng
Tham khảo kết cấu thùng chở hàng của một số loại xe tải có trên thị trường hiện nay và các phương án tham khảo được nêu ở trên nên thùng hàng sẽ được thiết kế cụ thể như sau
3.2.1 Kết cấu sàn thùng hàng
Hình 3.1 Kết cấu khung xương sàn
1- Ốp đuôi sàn; 2- Đà ngang chính; 3- Đà dọc; 4- Bát liên kết đà ngang-dọc;
5- Thanh bao khung xương sàn; 6-Tôn sàn; 7- Trụ đứng
Chiều cao của chassis ô tô cơ sở là 805 mm (kể cả chiều cao phần gỗ lót dọc chassis) nên chiều cao tối đa phần thùng là 3195 mm Tuy nhiên việc thiết kế sàn thùng phải đảm bảo không để bánh xe va chạm vào sàn thùng khi xe di chuyển trên đường mấp mô, phần sàn thùng tại vị trí các bánh xe được thiết kế cao hơn Dựa trên những tiêu chí đó, sàn thùng xe có cấu tạo như sau:
Dựa vào kích thước đã được xác định ở mục (3.1) ta có kích thước mảng sàn thùng xe:
- Mảng sàn được chế tạo từ thép dập tấm và được hàn cố định với khung sàn xe Cấu tạo của sàn bao gồm các đà ngang và đà dọc bằng thép hình [ hàn lại với nhau:
- Gồm 2 đà dọc (2) bố trí mép ngoài cách nhau 700 mm, cấu tạo từ thép CT3 chữ U120x50x2
- Đà ngang đầu (1) là thép định hình CT3, U80x35x2
- Viền dọc sàn được ốp 2 bên thành thùng, hàn với các đà ngang
- Các đà ngang còn lại gồm có 12 đà bố trí đều nhau có cấu tạo từ thép CT3 chứ U U80x35
- Tôn sàn được lót bằng tôn gân chống trượt dày 3mm
- Hai bên sàn sẽ được ốp thanh bao khung xương dập định hình dày 3 mm
- Kích thước cánh dơi: DxRxC :6330x1030x2030 mm
- Cánh dơi gồm có hai cánh trái phải đối xứng nhau
- Dùng hệ thống thủy lực để đóng mở cánh dơi mỗi cánh được nâng bởi hai xi lanh thủy lực trước sau
- Cánh dơi liên kết với thùng bằng các khớp bản lề a) Kết cấu khung xương cánh dơi mặt hông
Hình 3.2 Kết cấu khung cánh dơi mặt hông
1- Ốp 2 đầu cánh hông; 2- Xương ngang; 3- Xương đứng; 4- Ốp viền cánh dơi;
5- Tôn ốp vách cánh dơi; 6- Thanh ngang thành cánh dơi
Cánh dơi có kết cấu gồm có 2 ốp viền cánh dơi trước sau và được dùng để gắn cơ cấu xilanh thủy lực Chiều rộng của ốp được thiết kế là 170 mm đủ rộng để lắp cơ cấu xilanh đồng thời ốp kín trụ đứng ở mặt đầu và mặt sau của thùng hàng Các xương ngang và xương đứng được bố trí đều giúp phân bố lực một cách đồng đều đồng thời đảm bảo được tính thẩm mĩ Cấu tạo chi tiết mặt hông cánh dơi như sau:
- Ốp 2 đầu cánh hông có cấu tạo từ thép tấm 2 mm được dập định hình và uốn theo biên dạng của cánh dơi
- Thanh đứng cánh dơi (3) gồm 9 thanh/cánh có cấu tạo từ thép hộp 40x40x1.4 mm được uốn tạo biên dạng hình chữ L phù hợp thân xe
- Thanh ngang cánh dơi (2) ở phần hông cánh có 32 thanh/cánh cấu tạo từ thép hộp 40x40x1.4 mm được hàn với các xương đứng và ốp 2 đầu cánh hông
- Tôn ốp vách cánh dơi (4) có cấu tạo từ thép tấm 0.95 mm và được liên kết với khung xương bằng các đinh rút rive
- Ốp viền (5) có cấu tạo từ thép tấm 2 mm giúp làm kín thùng xe
- Thanh ngang thành cánh dơi (6) gồm 1 thanh/cánh có cấu tạo và tác dụng tương đương với thanh ngang (2) b) Kết cấu khung xương cánh dơi mặt nóc
Hình 3.3 Kết cấu cánh dơi mặt nóc
1- Ốp 2 đầu cánh hông; 2- Xương ngang; 3- Xương đứng; 4- Đà ngang; 5- Cao su; 6- Tôn ốp cánh dơi; 7- Bản lề; 8- Xương tăng cứng
Cấu tạo chi tiết mặt nóc cánh dơi như sau:
- Các chi tiết (1) (2) (3) (6) tương tự như những gì đã mô tả ở các chi tiết mặt hông
- Đà ngang (4) có cấu tạo từ thép hộp 80x80x4 mm được sử dụng để bắt cánh dơi
- Cao su (5) được sử dụng để làm kín khoảng trống được tạo ra từ liên kết của đà ngang và cánh dơi
- Bản lề (7) gồm 18 chi tiết/thùng có cấu tạo từ thép với kích thước 110x80 mm được sử dụng để liên kết cánh dơi với đà ngang
- Xương tăng cứng (8) có cấu tạo từ thép hộp 40x40x1.4 mm được sử dụng để tăng cứng phần trên của ốp 2 đầu cánh hông (1) để bắt cơ cấu nâng hạ cánh dơi c) Kết cấu liên kết cánh dơi và liên kết mặt nóc
Hình 3.4 Kết cấu cánh dơi mặt nóc
1- Cánh dơi; 2- Bản lề; 3- Đà ngang; 4- Cụm liên kết; 5- Dầm ngang
- Liên kết cánh dơi được thể hiện ở hình A cánh dơi (1) và đà ngang được (3) được liên kết thông qua bản lền (2) nhờ các mối ghép hàn Nhờ liên kết thông qua bản lề nên cánh dơi có thể quay quanh đà ngang
- Hình B thể hiện sự liên kết đà ngang (3) và dầm ngang (5) thông qua cụm liên kết (4) bằng các mối ghép hàn Tác dụng của liên kết này là tạo khoảng không cho cụm xilanh thủy lực
3.2.3 Kết cấu khung xương mặt trước
Hình 3.5 Kết cấu khung xương mặt trước
1- Trụ đứng; 2- Xương đứng; 3- Xương ngang; 4- Dầm ngang;
5- Tôn ốp mặt đầu Khung xương mặt trước được bắt cố định với sàn xe có cấu tạo chi tiết như sau:
- Kích thước mặt sau: RxC: 2160x2080 mm
- 2 trụ đứng (1) có cấu tạo từ thép định hình 160x55x4 mm và được liên kết đồng thời với dầm ngang (4) và mặt sàn
- Xương đứng có cấu tạo từ thép hộp 40x40x1.4 mm gồm 3 thanh cách đều nhau được hàn liên kết với dầm ngang (4) và mặt sàn
- Xương ngang có cấu tạo từ thép hộp 40x40x1.4 mm gồm 12 thanh cách đều nhau và được liên kết với trụ đứng (1) và xương đứng (2)
- Dầm ngang của mặt trước có hai cụm bắt xylanh thủy lực
Hình 3.6 Kết cấu mặt sau
1- Trụ đứng; 2- Dầm ngang; 3- Cụm cây khóa; 4- Cánh cửa; 5- Ron cao su
Khung xương mặt sau được bắt cố định với sàn xe có cấu tạo chi tiết như sau:
- Kích thước mặt sau: RxC: 2160x2300 mm
- Trụ đứng và dầm ngang có cấu tạo tương tự ở mặt trước
- Hai cánh cửa (5) liên kết với khung xương bằng bản lề (6)
- Trên hai cánh cửa có bắt 2 cụm cây khóa (3) mỗi cánh một cụm
- Dầm ngang mặt sau có hai cụm bắt xylanh thủy lực
- Ốp đuôi (7) có cấu tạo từ thép tấm 1.5 mm được dập định hình được sử dụng để bắt cụm đèn đuôi.
Xác 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: 2 cánh dơi, sàn thùng 2, mặt trước, mặt sau thùng mthùng = 2.mcd + msàn + mmt + mms + mcđn (kg) (3.1)
- mthùng : Khối lượng toàn bộ của thùng
- mcd : Khối lượng phần cánh dơi
- mmt : Khối lượng mặt trước
- mms : Khối lượng mặt sau
- mcđn : Khối lượng cụm đà ngang a Xác định khối lượng sàn thùng
Khối lượng sàn thùng msàn (kg) được xác định như sau: msàn = md + mts (3.2)
- md: Khối lượng phần khung dầm (kg)
- mts: Khối lượng phần tôn sàn (kg)
Khối lượng phần khung dầm và tôn sàn được tính theo NSX được liệt kê trên bản sau:
Bảng 3.1 Bảng tính toán khối lượng khung dầm
TT Thành phần sàn Tổng chiều dài
Tổng khối lượng khung dầm 208.14
Khối lượng tôn sàn được tính như sau: mts = msàn + mmh + mvđ (3.3) Với:
- ms: Khối lượng sàn mặt sàn chống trượt 3mm có khối lượng riêng 26,6 (kg/m 2 )
- mmh: Khối lượng phần ốp mặt hông 3mm có khối lượng riêng 23,55 (kg/m 2 )
- mvđ: Khối lượng viền đuôi 1.5mm có khối lượng riêng 11,8 (kg/ m 2 )
Theo công thức trên ta có tổng khối lượng tôn sàn mts = 12.978*26,6 + 1.23*23.55 + 0.82*11.8 = 383.86 kg
Tổng khối lượng của sàn thùng: msàn = 208.14 + 383.86 = 592 kg b Xác định khối lượng cánh dơi
Khối lượng cánh dơi mcd (kg) được xác định như sau: mcd = mkx + mtôn1 + mov (3.4)
Với: mkx: Khối lượng khung xương cánh dơi (kg) mtôn: Khối lượng tôn ốp cánh dơi (kg) mov: Khối lượng ốp viền cánh dơi (kg)
Khối lượng phần cánh dơi được tính theo thông số sau:
- Khung xương cánh dơi được sử dụng thép hộp 40x40x1.4 mm có khối lượng 1.74 (kg/m)
- Tôn ốp cánh dơi sử dụng thép không gỉ SUS 430 dày 0.95 mm có khối lượng riêng 7700 (kg/m 3 )
- Ốp viền cánh dơi sử dụng thép tấm CT3 dày 2m có khối lượng 15.7 (kg/m 2 ) Theo các thông số trên ta có khối lượng cánh dơi như sau: mcd = 73x1.74 + 11.381x0.95x7700x10 -3 + 0.484x15.7x2 = 225.469 (kg) c Xác định khối lượng mặt trước
Khối lượng sàn thùng mmt (kg) được xác định như sau: mmt = mkx + mkb + mtôn2 (3.5) Với:
- mkx: Khối lượng phần khung xương mặt trước (kg)
- mkb: Khối lượng khung bao (kg)
- mtôn2: Khối lượng tôn ốp mặt trước (kg)
Khối lượng phần khung mặt trước được tính theo thông số sau:
- Khung xương mặt trước được sử dụng thép hộp 40x40x1.4 mm có khối lượng 1.74 (kg/m)
- Tôn ốp cánh dơi sử dụng thép không gỉ SUS 430 dày 0.95 mm có khối lượng riêng 7700 (kg/m 3 )
- Khung bao mặt trước sử dụng thép CT3 dày 4m có khối lượng 31.4 (kg/m 2 ) Theo các thông số trên ta có khối lượng mặt trước như sau: mmt = 11.49x1.74 + 1.86x31.4+ 4.5x0.95x7700x10 -3 = 111.314 kg d Xác định khối lượng mặt sau
Khối lượng sàn thùng mmt (kg) được xác định như sau: mms = mcửa+ mkb (3.6)
- mcửa: Khối lượng cửa bao gồm khung xương và tôn ốp (kg)
- mkb: Khối lượng khung bao (kg)
Khối lượng cửa được tính như sau:
Khối lượng phần khung mặt sau được tính theo thông số sau:
- Khung xương cửa được sử dụng thép hộp 40x40x1.4 mm có khối lượng 1.74 (kg/m)
- Tôn ốp cửa sử dụng thép không gỉ SUS 430 dày 0.95 mm có khối lượng riêng
- Khung bao mặt trước sử dụng thép CT3 dày 4m có khối lượng 31.4 (kg/m 2 ) Theo các thông số trên ta có khối lượng mặt trước như sau: mms = (22.11x1.74 + 3.52x0.95x7700x10 -3 ) + 1.86x31.4= 121.337 kg e Xác định khối lượng cụm đà ngang mcđn = mđn + mclk (3.7)
- mđn: Khối lượng đà ngang (kg)
- mclk: Khối lượng cụm liên kết (kg)
Khối lượng phần khung mặt sau được tính theo thông số sau:
- Đà ngang sử dụng thép hộp 80x80x4 mm có khối lượng 9.55 (kg/m)
- Cụm liên kết sử dụng thép CT3 dày 6 mm có 47.1 (kg/m 2 )
Theo các thông số trên ta có khối lượng mặt trước như sau: mcđn = 6.31x9.55 + 0.8x47.1 = 97.94 kg
Từ kết quả tính toán trên ta tính được khối lượng toàn bộ thùng như sau: mthùng = 2x225.469 + 592 + 111.314+ 121.337+ 97.94 = 1373.529 (kg)
Tính toán lựa chọn bơm xi lanh thủy lực
3.4.1 Tính lực đẩy nâng hạ cánh dơi
Hình 3.7 Hình vẽ hoạt động của cánh dơi
Trường hợp 1: Cánh hông (cánh dơi) đóng hoàn toàn
Hình 3.8 Hoạt động cánh dơi trường hợp 1
Từ hình vẽ ta xác định được sơ lực tác dụng lên cánh hông
Hình 3.9 Sơ đồ lực trường hợp 1
OA = 232,3 mm, AOB = 48 0 , OAB = 120 0 , trọng tâm cách dơi OD = 776,51 mm Các thông số được xác định bằng công thức xác định trọng tâm và phần mềm CAD Chọn góc tọa độ tại điểm O, trọng lượng bản thân của cánh hông 200 kg
Xét mô men tại O ta có:
OAC = 180 0 – OAB = 180 0 – 120 0 = 60 0 (3.11) Mặt khác ta có COA + OAC = 90 0
OC = cos(30 0 ).OA = cos(30 0 ).178,49 = 154,58 (mm) (3.14)
Trường hợp 2: Cánh hông (cánh dơi) ở vị trí trung gian
Hình 3.10 Hoạt động cánh dơi trường hợp 2
Từ hình vẽ ta xác định được sơ lực tác dụng như sau
Hình 3.11 Sơ đồ lực trường hợp 2 Tương tự như trường hợp 1 ta xét momen tại O:
Với OH = OA.sin(OAB) = OA.sin(180 0 – 92 0 – 14 0 ) (3.18)
Thay các công thức trên ta có: Fxl2 = 2207,25 1084,23
Trường hợp 3: Cánh hông (cánh dơi) ở vị trí mở hoàn toàn
Hình 3.12 Hoạt động cánh dơi trường hợp 3
Từ hình vẽ ta xác định được sơ lực tác dụng như sau
Hình 3.12 Sơ đồ lực trường hợp 3
Tương tự ta xét mômen tại O ta có
Xét tam giác OAB có OAB = 180 0 – (AOB + OBA)
= 180 0 – (138 0 + 18 0 ) = 34 0 (3.22) Xét tam giác OHA ta có: sin(OAH) = 𝑂𝐻
𝑂𝐴 OH = sin(OAH).OA = sin(34 0 ).178.49 = 99,81 (mm) (3.23) Thay các công thức trên ta có:
3.4.2 Lựa chọn xilanh nâng hạ cánh dơi
Xi lanh thủy lực là động cơ thủy lực đơn giản khâu đi ra thực hiện chuyển động tịnh tiến lên xuống, nó được sử dụng phổ biến trong cơ cấu chấp hành của hệ thống truyền động thủy lực Đối với thùng xe tải ta dùng xi lanh thủy lực để nâng cánh hông thuận tiện cho việc bốc dỡ hàng hóa
Thực chất xi lanh thủy lực được chia làm 2 loại:
Trong xi lanh lực chuyển động tương đối của piston và xi lanh là chuyển động tịnh tiến Còn đối với xi lanh moomen thì chuyển động tương đối giữa piton và xi lanh là chuyển động quay
Trong xi lanh thủy lực người ta chia làm 2 loại: là là loại tác dụng một chiều và loại tác dụng 2 chiều
3.4.2.1 Xi lanh thủy lực tác dụng một chiều
Hình 3.13 Cấu tạo xilanh thủy lực 1 chiều 1: Xi lanh; 2: Cần đẩy; 3: Ông nối ống dẫn dầu thủy lực;
4: Piston; 5: Lò xo phản hồi Đặc biệt nổi bật của loại này là lực tác dụng lên cần đẩy khi chất lỏng có áp lực được cấp vào khoang công tác của xi lanh thủy lực chỉ hướng về một phía Dưới tác dụng của là xo chuyển vị 5 và ngoại lực tác dụng thì cần đẩy dịch chuyển theo hướng ngược lại, đồng thời đẩy chất lỏng công tác ra khỏi xi lanh thủy lực
3.4.2.2 Xi lanh thủy lực tác dụng hai chiều
Hình 3.14 Cấu tạo xilanh thủy lực 2 chiều 1: Xi lanh thủy lực; 2: Cần đẩy; 3: Ống dầu; 4: Piston
Xi lanh này khác vơi xi lanh thủy lực tác dụng một chiều là nó có 2 khoang công tác, vì vậy ở khâu đi ra và sự di chuyển của nó có thể theo cả 2 chiều phụ thuộc vào chiều bơm chất lỏng công tác có áp lực vào khoang nào lúc này khoang đối diện nối thông với đường thoát
Dựa vào các đặc tính trên và đặc tính của hoạt động cánh dơi ta lựa chọn phương án thiết kế hệ thống nâng cánh dơi là hệ thống thủy lực với xi lanh thủy lực tác dụng 2 chiều giúp cho cánh dơi đóng mở một cách linh hoạt hơn
3.4.3 Tính toán và chọn kiểu xilanh nâng cánh dơi a) Nhiệm vụ tính toán
- Xác định sơ đồ dẫn động thủy lực tổng thể
- Tính chọn các thông số cơ bản
- Tính chọn xi lanh, bơm b) Số liệu ban đầu
- Lực trên cán piston Fp (được xác định dựa theo kết quả tính toán phía trên)
- Hành trình nâng hạ: 1134 mm
- Áp lực dầu làm việc định mức: 10 Mpa
- Áp lực dầu cao nhất: 20 Mpa c) Sơ đồ truyền động thủy lực
Hình 3.15 Sơ đồ truyền động thủy lực 1: Xilanh thủy lực; 2: Cụm van tiết lưu; 3: Van một chiều; 4: Van điện 4/3 5: Van xả tràn; 6: Bơm; 7: Moto; 8: Lỗ thông khí; 9: Thùng dầu; 10: Lọc
Khi hoạt động thì lúc này không có dòng điện đi qua động cơ điện lúc này bơm chưa làm việc, van điện từ ở vị trí trung gian
Khi mở cánh dơi ta tác động vào bộ điều khiển cầm tay của ở vị trí UP lúc này động cơ điện được cấp điện làm qua bơm đồng thời lúc này van điện từ đẩy sang trái, lúc này dầu sẽ đi từ thùng chứa vào bơm đến cửa van điện từ đi đến van tiết lưu đến khoang đầu xi lanh và cung cấp dầu cho xilanh, dưới áp lực của dầu đẩy cần xilanh đi lên thực hiện quá trình mở cánh dơi
Tương tự khi tác động vào bộ điều khiển cầm tay ở vị trí DOWN lúc này động cơ điện được cấp điện làm qua bơm đồng thời lúc này van điện từ đẩy sang bên phải, lúc này dầu sẽ đi từ thùng chứa vào bơm đến cửa van điện từ đến khoang đầu xilanh hạ cánh dơi, dưới áp lực của dầu đẩy cần xilanh đi lên thực hiện quá trình hạ cánh dơi
Có thể đóng mở từng cánh dơi hoặc có thể đóng mở đồng thời cả hai cánh d) Xác định các thông số của hệ thống truyền động
Theo bản vẽ thiết kết ta có:
Chiều dài nhỏ nhất của piston là: lmin = 604 mm
Chiều dài lớn nhất của piston là: lmax = 950 mm
Vậy ta có được hành trình của piston: lht = lmax - lmin = 950 – 604 = 346 mm Tính chọn các cụm máy chính:
Chọn thép chế tạo xi lanh, piston thủy lực là thép CT3 với thông số
- Giới hạn chảy: ch = 210 250 Mpa
- Giới hạn bền: bk = 380 490 Mpa
bn = 380 490 Mpa Cường độ tính toán của thép CT3
+ m – Hệ số an toàn vật liệu: m = 1,05
Thay số liệu vào (3.25) ta được:
Rtt = 210 1,05= 200 Mpa e) Tính chọn xi lanh thủy lực
Xác định đường kính piston hay đường kính trong xi lanh Từ tính toán lực đẩy trên ta thấy lực xi lanh tác dụng lên cách dơi lớn nhất là khi bửng hông ở vị trí mờ hoàn toàn Lúc này lực đẩy lớn nhất là Fxl3 = 15903,43 (N) Chọn áp suất môi trường làm việc p 10 Mpa = 10.10 6 N/m 2
Diện tích xilanh hữu ích phía xilanh không có cần
Vậy đường kính trong xi lanh D = 35 mm Tra bảng catalogue xilanh thủy lực của Cty ViethaCo ta chọn đường được kính xi lanh theo tiêu chuẩn Lúc này đường kính xi lanh chọn theo tiêu chuẩn D = 50 (mm) Với D = 50 (mm) suy ra đường kính cần d (0,50,8)D = (25 40) (mm) Chọn d = 35 (mm) Với các thông số D và d theo tiêu chuẩn tra
Với các thông số trên, dựa vào điều kiện làm việc ta chọn xi lanh loại ET-RT
Hình 3.16 Cấu tạo của xi lanh kiểu lắp ET-RT Bảng 3.2 Bảng thông số xi lanh kiểu lắp ET-RT
50 20;30;35 60 20 40 ẳ*NPT 123 20 22.5 35 20 f) Kiểm tra độ bền thành xi lanh
- Áp lực dầu lớn nhất làm việc lớn nhất của xi lanh: 21 Mpa
- Đường kính trong xi lanh Dt = 50 mm
- Đường kính ngoài xi lanh Dn = 60 mm
Dựa vào công thưc xác định ứng suất của xi lanh
P – Áp lực trong xi lanh, P = 21 Mpa = 21.10 6 N/m 2 a – Bán kính ngoài xi lanh, a = 30 mm b – Bán kính trong xi lanh, b = 25 mm r – Khoảng cách từ tâm đến điểm cần xác định ứng suất Đối với xilanh chịu áp lực thì các ứng suất đều có giá trị lớn nhất ở mép trong của ống ứng với r = a Ứng suất kéo cực đại:
Tính bền thùng xe
3.5.1 Tính bền dầm ngang thùng hàng
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 tô Các dầm 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 15 dầm ngang, mỗi dầm có chiều dài 2160 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 = 2600 (kG)
- Trọng lượng thùng hàng mới chế tạo: Gthùng = 1375 (kG)
- Trọng lượng toàn bộ theo thiết kế của ô tô cơ sở: Gtk = 7500 (kG)
- Trọng lương kíp lái gồm 3 người: Gkl = 195 (kG)
- Trọng lượng hàng hóa chuyên chở Gh = 3250 (kG)
Tải trọng phân bố đều lên các dầm ngang của ô tô: q = 𝐺 ℎ +𝐺 𝑠à𝑛
- Gh: Trọng lượng hàng hóa; Gh = 3250 (kG)
- Gsàn: Trọng lượng sàn thùng hàng; Gsàn= 592 [kG]
- n: Số lượng dầm ngang; n [dầm]
Thay các thông số ở trên vào công thức ta có: q = 0,119 [kG/mm]
Tải trọng phân bố lên đầu dầm ngang của ô tô:
- Gcd: Trọng lượng cánh dơi; Gcd = 225 (kG)
Thay các tương tự ta có: P = 15 (kG)
Dầm ngang là thép CT3 chữ U80x35 có các thông số kỹ thuật như sau:
Tên đại lượng Ký hiệu Giá trị Đơn vị
Chiều dày trung bình cánh t 7 mm
Bán kính lượn thân r1 6 mm
Bán kính lượn cánh r2 2,5 mm
Diện tích tiết diện F 8,85 cm 2
Moment quán tính với trục x Jx 88,25 cm 4
Moment chống uốn với trục x Wx 22,06 cm 3
Giới hạn bền vật liệu u 120 Mpa
Sử dụng RDM tính toán bền ta có các sơ đồ tính toán như sau:
Hình 3.17 Sơ đồ phân bố lực lên dầm ngang
Hình 3.18 Biểu đồ chuyển vị
Hình 3.20 Biểu đồ ứng suất
Từ hình 3.20 ta thấy ứng suất uốn lớn nhất umax = 6.51 Mpa < [u] = 120 Mpa Vậy dầm ngang của thùng hàng đảm bảo bền khi làm việc
3.5.2 Tính bền dầm ngang khung xương Để tính bền cho đầm ngang ta đưa ra các giả thiết sau:
- Khi cánh dơi được cơ cấu xilanh nâng lên hoàn toàn, lúc này đầm ngang sẽ chịu tải trọng lớn nhất Vì vậy ta sẽ kiểm tra điều kiện bền của dầm ngang ở vị trí này
- Lực tác động của cánh dơi lên dầm ngang được chia 3 phần bằng nhau tại vị trí
2 xilanh nâng hạ và cụm dầm ngang
- Lực tác động tại cụm dầm ngang bao gồm 1 phần khối của cánh dơi như kể trên và khối lượng của cụm dầm ngang
Tải trọng phân bố đều lên các dầm ngang khung xương tại vị trí cụm đà ngang: q1 2𝐺𝑐𝑑
- Gcd: Trọng lượng cánh dơi; Gcd = 225 (kG)
- Gcđn: Trọng lượng cụm đà ngang; Gsàn= 100 (kG)
Thay các thông số ở trên vào công thức ta có: q = 15.63 (kG/mm)
Tải trọng phân bố đều lên các dầm ngang khung xương: q2 = 𝐺 đ𝑛𝑘𝑥
- Gđnkx: Trọng lượng đà ngang khung xương
Tải trọng phân bố lên xilanh nâng hạ:
4 = 75 (kG) Thông số kỹ thuật của thép CT3 4mm dập định hình như sau:
Tên đại lượng Ký hiệu Giá trị Đơn vị
Giới hạn bền chảy c 225 N/mm 2
Giới hạn bền kéo k 373 ~ 461 N/mm 2 Độ giãn dài tương đối L0 22 %
Hình 3.21 Sơ đồ phân bố lực lên dầm ngang khung xương
Hình 3.22 Biểu đồ chuyển vị
Hình 3.24 Biểu đồ ứng suất
Theo các thông số được hiển thị trên phần mềm RDM Ta có: umax = 204.19 Mpa tại vị trí 1080 mm:
Vậy dầm ngang khung xương thỏa bền
3.5.3 Tính bền đà ngang bắt cánh dơi Để tính bền cho đà ngang bắt cánh dơi ta có giả thiết như sau:
- Khi cánh dơi nâng lên hoàn toàn thì đà ngang sẽ chịu lực của cả 2 cánh dơi
- Tải trọng phân bố lên đà ngang bằng tổng khối lượng 2 cánh dơi và khối lượng bản thân của đà ngang
Tải trọng phân bố đều lên các dầm ngang khung xương: q = 2.𝐺 𝑐𝑑 +𝐺 đ𝑛
Thông số kỹ thuật của thép hộp 80x80x4 mm như sau:
Tên đại lượng Ký hiệu Giá trị Đơn vị
Diện tích mặt cắt A 12.8 cm 2
Giới hạn bền chảy c 235 N/mm 2
Giới hạn bền kéo k 400 ~ 550 N/mm 2 Độ giãn dài tương đối L0 21 %
Moment quán tính với trục x Jx 115.83 cm 4
Moment chống uống với trục x Wx 28.96 cm 3
Hình 3.25 Sơ đồ phân bố lực lên dầm ngang khung xương
Hình 3.26 Biểu đồ chuyển vị
Hình 3.28 Biểu đồ ứng suất Theo các thông số được hiển thị trên phần mềm RDM
Ta có: umax = 13,92 Mpa < [u]= 235 N/mm 2
Vậy đà ngang thỏa bền.
Tính 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
Bảng 4.1 Bảng thông số tính trọng tâm
STT TÊN GỌI KÝ HIỆU ĐƠN VỊ GIÁ TRỊ
01 Chiều dài cơ sở Lo mm 4500
02 Vết bánh xe trước B01 mm 1630
03 Vết bánh xe sau phía ngoài B02N mm 1770
04 Trọng lượng bản thân Go kG 2600
05 Trọng lượng toàn bộ G kG 7500
06 Bán kính quay vòng nhỏ nhất của ô tô Rmin m 8.8
Trọng tâm của thùng hàng được đặt tại trọng tâm hình học của thùng
Hình 4 1 Sơ đồ xác định tải trọng thùng hàng mới phân bố lên trục trước và trục sau
Bảng 4.2 Bảng tính toán phân bố trọng lượng lên các trục
STT Khoảng cách Ký hiệu
1 Chiều dài cơ sở tính toán Lcs 4500
2 Khoảng cách từ kíp lái đến tâm trục cân bằng Lkl 4500
3 Khoảng cách từ trọng tâm sát xi đến trục cân bằng Lsx 2020
4 Khoảng cách từ trọng tâm thùng hàng đến trục cân bằng Lth 700
5 Khoảng cách từ trọng tâm hàng hoá đến trục cân bằng Lhh 700
6 Khoảng cách từ trọng tâm chi tiết phụ đến trục cân bằng Lph 2260
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: ao = L0 – bo (mm) Trong đó: L0 – Chiều dài cơ sở của ô tô
- Khoảng cách từ trọng tâm ô tô đến tâm cầu sau:
- Khoảng cách từ trọng tâm ô tô đến tâm cầu trước: a = 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
TT Thành phần trọng lượng G i (kG) H i (mm)
1 Trọng lượng ô tô sát xi Gsc 2600 705
3 Trọng lượng phụ: rào cản hông, vè,… 80 750
5 Trọng lượng hàng hóa Ghh 3250 1950
+ Hi – tọa độ trọng tâm theo chiều cao của khối lượng thành phần thứ i (tính từ mặt đất đến trọng tâm khối lượng thành phần)
Chiều cao trọng tâm của ô tô được tính theo công thức:
KẾT QUẢ TÍNH TOÁN TRỌNG TÂM 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 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 (4.1) 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:
Giới hạn ổn định dọc khi quay đầu lên dốc: 𝑡𝑔 1 = 𝑏
ℎ 𝐺 Giới hạn ổn định dọc khi quay đầu xuống dốc: 𝑡𝑔 2 = 𝑎
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 = G.sint = .Z2 = G.cost (kG) (4.3) Trong đó: + PPmax là lực phanh lớn nhất đặt ở bánh xe sau (kG)
+ là hệ số bám dọc của bánh xe với đường chọn: = 0,8
+ Z2 là phản lực của đường tác dụng lên bánh xe sau (kG), với: Suy ra:
Góc dốc giới hạn khi ô tô đứng trên dốc quay đầu lên bị trượt khi toàn tải được xác định:
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:
Tương tự tính toán với trường hợp không tải ta được:
Khi xe quay đầu lên dốc tl’ = 24 o 47’
Khi xe quay đầu xuống dốc tx’ = 17 o 6’
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 09:2015
Trong trường hợp xe chuyển động lên dốc hoặc xuống dốc ở tốc độ thấp nên sự ảnh hưởng của các lực cản gió, lực quán tính có thể bỏ qua 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 [ o ] là góc giới hạn mà xe bị lật đổ
+ B [m] là khoảng cách giữa hai vệt bánh xe sau Theo thông số ta có B2 = 1770 [mm] = 1,77 [m]
Thay các số liệu vào (4.5) ta được:
2.1,466 = 0,603 Vậy ta có góc nghiêng ngang giới hạn mà xe bị lật đổ khi đầy tải là: đ = 31 o 7’ Trường hợp xe không tải
2.1,125 = 0,787 Vậy ta có góc nghiêng ngang giới hạn mà xe bị lật đổ khi đầy tải là: đ’ = 38 o 11’ Vậy ta có đ = 31 o 7’ và đ’ = 38 o 11’ đảm bảo “Quy chuẩn kỹ thuật quốc gia về chất lượng an toàn kỹ thuật và bảo vệ môi trường đối với ô tô” (QCVN 09:2015) là không nhỏ hơn 35 o 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:
+ [ o ] 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
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 [ o ] 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 nhỏ nhất [m]; ta có R = 8,8 [m]
+ g là gia tốc trọng trường [m/s 2 ]; g = 9,81 [m/s 2 ]
+ B là khoảng cách giữa 2 vết bánh xe sau B2 = 1,77 [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:
2.ℎ𝑔 𝑡𝑔 đ [m/s] (4.12) Thay các số liệu vào (4.12) 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
𝑅 vào phương trình và rút gọn ta có:
+ v là vận tốc giới hạn khi xe bị trượt bên [m/s]
+ [ o ] 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 = 8,8 (m)
Thay các số liệu vào (4.13) 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:
Thay các số liệu vào (4.15) ta được:
Tính 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 luợng 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 những giá trị thông số kỹ thuật của ô tô chassic VINHPHATM750SL ta xây dựng đặc tính ngoài của động cơ đốt trong theo công thức thực nghiệm của Giáo sư S.R.Laydecman
+ Nemax - Công suất hữu ích cực đại của động cơ
+ Ne - Công suất hữu ích động cơ ứng với số vòng quay bất kỳ 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 + 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 Động cơ được sử dụng trên ô tô chassis VINHPHATM750SL sử dụng động cơ điezen 4 kỳ có buồng cháy trực tiếp Nên theo hệ số kiểm nghiệm của Giáo sư S.R.Lây- đéc-man ta có a,b,c như sau:
+ Ne - Công suất của động cơ (kW)
+ Me - Mô men xoắn trên trục động cơ (Nm)
+ ne - Số vòng quay trục khuỷu động cơ tương ứng với công suất Ne (v/ph)
Thay giá trị đã có vào các phương trình 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 ne (v/p) Ne (kw) Me (Nm)
2900 85 279.95 Đồ Thị Đặc Tính Ngoài Động Cơ
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=5,375
+ ihi: tỷ số truyền của tay số thứ i
Xác định bán kính lăn (bán kính làm việc trung bình) của bánh xe (rb):
+ ro là bán kính thiết kế của bánh xe, đối với lốp cỡ 7,5-16 có ro = 393.7 [mm] + b là hệ số biến dạng của lốp, được chọn phụ thuộc vào loại lốp Đối với lốp 7,5-16 là loại lốp có áp suất thấp nên ta có: b = 0,93 ÷ 0,935, ta chọn
Thay các số liệu vào công thức (4.18), ta có:
Ta có, phương trình cân bằng công suất tổng quát của ô tô có dạng sau: [2]
Nk = Ne - Nt = Nt + Nf +N Ni Nj Nmk + 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]
+ Nmk: công suất cản ở móc kéo [KW]
+ Np: công suất dẫn động cho các thiết bị phụ [KW]
+ t là hiệu suất của hệ thống truyền lực.Đối với ô tô tải trọng nặng t = 0,85 Thay số vào ta có:
Thay các số liệu trên vào công thức (4.20), (4.21) ta tính được giá trị vận tốc và công suất tương ứng với các tốc độ góc của động cơ
Bảng 4.5 Bảng giá trị công suất tương ứng với vận tốc Đồ Thị Cân Bằng Công Suất Động Cơ Phát Ra Tại Bánh Xe Chủ Động ne Ne V1 V2 V3 V4 V5 Nk
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 = 0,6 [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: [2]
+ B là chiều rộng cơ sở của ô tô thiết kế [m], B = 2,01 [m]
+ H là chiều cao lớn nhất của ô tô thiết kế [m] H = 3,01 [m]
+ V: vận tốc tương ứng của ô tô ứng với từng tay số [m/s]
Thay các số liệu vào (4.22), 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] (4.24) Khi khảo sát ô tô chạy trên đường bằng nên ta có = 0
+ G: trọng lượng toàn bộ của ô tô thiết kế [N] G = 75000 [N]
+ V: vận tốc của ô tô ứng với từng tay số [m/s]
Thay vào công thức (4.24), ta có:
Thay các số liệu vào (4.66), ta tính được giá trị của N
Bảng 4.6 Bảng giá trị công cản ứng với mỗi tay số
N + N (kW) 6.35 13.15 27.48 63.16 111.08 53.85 Đồ Thị Đặc Tính Công Suất
Hình 4.7 Đồ thị đặc tính công suất
4.2.3 Xây dựng đồ thị cân bằng lực kéo
Phương trình cân bằng lực kéo của ô tô thiết kế có dạng: [2]
Pk = Pf + Pω Pi Pj [N] (4.25) Trong đó:
+ Pk - lực kéo tiếp tuyến ở các bánh xe chủ động, N;
+ Pf - lực cản lăn, Pf = f.G.cos [N]
+ Pi - lực cản dốc, Pi = G.sin [N]
+ Pj: lực cản quán tính, Pj = 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:
Nk1 Nk2 Nk3 Nk4 Nk5 Nc
+ 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
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] 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
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 (4.7, 4.8)
Bảng 4.7 Bảng giá trị lực kéo tương ứng với các tay số 1, 2 n e
Bảng 4.8 Bảng giá trị lực kéo tương ứng với các tay số 3, 4, 5
Tay số 3 Tay số 4 Tay số 5
Bảng 4.9 Bảng giá trị lực cản (cản lăn và cản gió)
P + P [N] 3039.21 4115.64 2993.21 3436.52 Đồ Thị Cân Bằng Lực Kéo
Hình 4.8 Đồ thị cân bằng lực kéo
Nhận xét: Dựa trên đồ thị ta thấy vận tốc lớn nhất ô tô đạt được tại 73,71 [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
4.2.4 Xây dựng đặc tính 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
Nhân tố động lực của ô tô D 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
Pk1 Pk2 Pk3 Pk4 Pk5 Pc km/h 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: [2]
+ D: hệ số nhân tố động lực học
+ Pk: lực kéo tiếp tuyến ở bánh xe chủ động [N]
+ G: trọng lượng toàn bộ của ô tô thiết kế [N]
Thay số vào ta tính được giá trị D theo V khi ô tô chuyển động ở các tay số
Bảng 4.10 Bảng giá trị nhân tố động lực học ở tay số 1,2,3
Tay số 1 Tay số 2 Tay số 3
Bảng 4.11 Bảng giá trị nhân tố động lực học ở tay số 4 và 5
74.81 0.03 97.16 0.00 Đồ Thị Nhân Tố Động Lực Học
Hình 4.9 Đồ thị nhân tố động lực học Nhận xét:
