THIẾT kế hệ THỐNG THỦY lực NÂNG BEN TRÊN CHASSI LZ3253QDJ

LỜI NÓI ĐẦUTrong điều kiện đât nước đang đi lên cùng sự nghiệp công nghiệp hóa hiện đạihóa đất nước thì những nhu cầu về xây dựng, khai thác sản xuất của tất cả các lĩnhvực đặc biệt tron

LỜI NÓI ĐẦU

Trong điều kiện đât nước đang đi lên cùng sự nghiệp công nghiệp hóa hiện đạihóa đất nước thì những nhu cầu về xây dựng, khai thác sản xuất của tất cả các lĩnhvực đặc biệt trong lĩnh vực xây dựng và khai thác mỏ, để đáp ứng nhu cầu về kĩthuật máy móc góp phần nâng cao hiệu quả của quá trinh xây dựng khai thác ấy thìhiện nay các doanh nghiệp đầu tư trang thiết bị, máy móc đa số là nhập ngoại.những máy móc nhập ngoại ấy mặc dù hiện đại có khả năng làm việc hiệu quả côngsuất lớn nhưng chưa hoàn toàn đáp ứng và thích ứng với điều kiện của nước ta.Hiện nay xe phục vụ các công trình lớn, các xe hoạt động trong các khu khai thác

mỏ đa phần là nhập khẩu với kích thước và tải trọng rất lớn Nhưng bên cạnh đó thìđiều kiện giao thông của chúng ta chưa thể đáp ứng được, cụ thể khi cho phép cáclạo xe đó tham gia giao thông thì gặp phải hệ quả cho lĩnh vực giao thông đó là chấtlượng cầu đường đi xuống nhanh do thiết kế và xây dựng cầu đường hiện nay chưađồng bộ và chưa thể đáp ứng được trọng tải của các loại xe đó Từ đó chính phủ đãphê duyệt và ban hành Thông tư 32/2012/TT-BGTVT Theo đó thông tư quy địnhcho xe tải hiện nay khi nhập khẩu phải tuân thủ về kích thước: với xe tự đô khôngtheo đoàn thì chiều dài xe không được vượt quá 13m, chiều rộng thùng ben khôngvượt quá 2,5m chiều cao thùng không không vượt quá 4m, thể tích thùng xe không

được vượt quá giá trị trọng tải cho phép chia cho 1,2 (V 1, 2Q ) Nhìn vào thực tế thìcác xe nhập khẩu hiện nay không đáp ứng được điều này: như vậy nhu cầu cần thiết

là phải thay đồi kích thước của thùng và hệ thống nâng ben Qua đây ta nhận thấy

đề tài “THIẾT KẾ HỆ THỐNG THỦY LỰC NÂNG BEN TRÊN CHASSI LZ3253QDJ” là rất thực tế với kiến thức sau 4 năm học học cơ khí trường đại học

thủy lợi thì dưới sự dẫn dắt của các thầy cô trong trường trong khoa và đặc biệtđược sự chỉ bảo hướng dẫn rất tận tình của thầy giáo TS Nguyễn Đức Ngọc đã giúp

em nghiên cứu thành công đề tài này!

Qua đây em xin được gửi tới tất cả các thầy cô trong trường, các thầy cô trongkhoa và đặc biệt thầy Nguyễn Đức Ngọc đã truyền đạt và giúp đỡ em học tập trong

Một lần nữa em xin chân thành cảm ơn!

HÀ NỘI Tháng 12 Năm 2012

Sinh viên thực hiện

Nguyễn văn Nguyên

MỤC LỤC

LỜI NÓI ĐẦU 1

MỤC LỤC 3

CHƯƠNG I: TỔNG QUAN VỀ HỆ THỐNG THỦY LỰC NÂNG BEN XE TẢI 5

1.1 Tổng quan về nâng ben xe tải và các phương pháp dỡ tải 5

1.2 Đặc điểm, thông số kỹ thuật của xe cơ sơ ( sat xi 6 x 4 LZ3253QDJ) 6

1.3 Đánh giá khách quan và chủ quan về thiết kế hệ thống thủy lực nâng ben.8 CHƯƠNG II: PHÂN TÍCH ĐÁNH GIÁ ƯU NHƯỢC ĐIỂM, VÀ LỰA CHỌN PHƯƠNG PHÁP THIẾT KẾ HỆ THỐNG THỦY LỰC 11

2.1 Thực trạng yêu cầu thiết kế và phân loại 11

2.1.1 Vài nét về vấn đề thiết kế và tình hình thực trạng 11

2.1.2 Phân loại hệ thống nâng ben thủy lực lắp trên ô tô tự đổ 12

2.2 Cấu trúc và nguyên lý làm việc của hệ thống nâng ben thủy lực 12

2.3 Phân tích lựa chọn phương án thiết kế 13

CHƯƠNG III: TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ THÙNG XE 15

3.1 Tính toán trọng tâm của xe khi chưa có thùng xe 15

3.1.1 Sơ đồ phân bố các bộ phận trên xe và khối lượng các bộ phận xe 15

3.1.2 Tính trọng tâm của xe chassi 18

3.2 Tính khối lượng thùng cơ sở 20

3.3 Thiết kế thùng mới 22

3.3.1 Thiết kế thành bên 23

3.3.2 Thiết kế đáy thùng 27

3.3.3 Thiết kế thành trước của thùng 33

3.3.4 Thiết kế bửng 37

3.4 Tính khối lượng và trọng tâm thùng mới 41

3.4.1 Kết cấu thùng mới 41

3.4.2 Tính khối lượng thùng mới 42

3.4.3 Tính trọng tâm xe 43

CHƯƠNG IV TÍNH TOÁN THIẾT KẾ VÀ CẢI TIẾN HỆ THỐNG THỦY LỰC

55

4.1 Sơ đồ và nguyên lý chung của hệ thống thủy lực 55

4.1.1 Sơ đồ nguyên lý của hệ thống thủy lực 55

4.1.2 Nguyên lý làm việc của hệ thống 55

4.2 Tính toán giá trị giới hạn hành trình của xilanh 57

4.3 Tính toán các thông số của hệ thống thủy lực 60

4.3.1 Tính lực nâng cần thiết của xilanh 60

4.3.2 Tính toán đường kính xilanh các thông số và lựa chọn các phần tử của hệ thống 61

4.4 Thiết kế và cải tiến xilanh thủy lực nâng ben 63

4.4.1 Hiện trạng của xilanh thủy lực nâng ben hiện nay: 63

CHƯƠNG V CÔNG NGHỆ CHẾ TẠI CHI TIẾT CHỐT 67

5.1 Các giá trị kỹ thuật cần yêu cầu 67

5.2 Vài nét về đặc điểm và chức năng làm việc của chi tiết 67

5.3 Vật liệu của chi tiết và phương pháp chế tạo phôi 67

5.4 chọn chuẩn và lập quy trình công nghệ 68

5.5 Gia công chi tiết 69

5.5.1 Nguyên công I 69

5.5.2 Nguyên công II 71

5.5.2 Nguyên công III 72

5.5.3 Nguyên công IV 74

5.5.5 Nguyên công V 76

5.5.6 Nguyên công VI 77

KẾT LUẬN 79

TÀI LIỆU THAM KHẢO 81

CHƯƠNG I: TỔNG QUAN VỀ HỆ THỐNG THỦY LỰC NÂNG BEN

XE TẢI.

1.1 Tổng quan về nâng ben xe tải và các phương pháp dỡ tải

Không một công trình xây dựng nào mà không cần có sự có mặt của các loại

xe tải tự đổ bởi sự tiện lợi cũng như khả năng của nó hoàn toàn phù hợp cho việcvậnchuyển vật liệu, với kết cấu đáp ứng được khả năng di chuyển trên các côngtrình có địa hình phức tạp thì đó là lựa chọn tối ưu nhất cho các nhà xây dựng, khinhin xuyên suốt quá trình phát triển đổi mới công nghệ của các hãng xe tải tự đổ, tathấy rằng không chỉ có các chỉ sô về khả năng tải, tốc độ di chuyển cũng như sựmạnh mẽ của động cơ và kết cấu trên đó mà vấn đề nghiên cứu các đổi mới cho việcbốc dỡ vật liệu cũng được các nhà sản xuất rất chú trọng, từ yêu cầu cho việc dỡ tảicần phải nhanh chóng để giảm thời gian cũng như chi phí cho việc vận chuyển, hơnnữa nó còn là nhu cầu thay thế sức lao động cho con người so với việc dỡ tải thô sơnhư xúc (cát) bốc dỡ ( đá ghạch ) từ nhưng nhu cầu đó từ xa xưa người ta đã đưa racác phương thức dỡ tải thay thế như dung sức người 1 đầu thùng để làm thùng xenghiêng 1 góc rồi vật liệu trượt xuống, phương pháp này vẫn dùng sức người tuynhiên thời gian dỡ tải cũng đã được cải tiến, phương thức đó chỉ có thể áp dụng chonhững xe có tải trọng nhỏ, vậy vấn đề khi đó đặt ra là đối với những loại xe tải cỡlớn thùng ben năng 1, 2,3…tấn thì sức người không thể nâng được, khác phục điều

đó người ta đã đưa ra phương pháp dỡ tải sử dụng hệ thống cáp và puli, phương ánnày được cải tiến dung sức kéo của puli nâng thùng thay thế cho việc dùng sứcngười Phương pháp này 1 đầu thùng xe được kéo lên nhờ dây cáp, cụ thể là trên sắt

xi của xe về phía đầu, thùng xe được lắp thanh trụ treo 1puly dẫn hướng và chịu lựcchính trụ treo này có chiều cao cao hơn so với vị trí thùng xe khi thùng được nângtới vị trí dỡ tải, trên puly này người ta vắt qua 1 sợi dây cáp 1 đầu dây cáp được lốivào thân thùng xe còn 1 đầu sẽ được dẫn hướng và quấn vào 1 tang quấn cáp, tangquấn cáp được dẫn động từ động cơ và có cơ cấu đóng ngắt chuyển động cũng như

cơ cấu phanh Khi làm việc tang quấn cáp được lối chuyển động với động cơ, động

cơ dẫn động làm tang quấn cáp quay, quấn lấy day cáp dầu kia của dây cáp bị kéolên thùng xe sẽ chuyển động lên, nhờ đó thùng xe bị nghiêng một đầu hàng hóa trên

thùng nhờ trọng lượng bản thân mà chuyển động xuống, với nguyên lý làm việc nhưthế ta thấy rằng hệ thống có những nhược điểm sau.

Cồng kềnh do phải có chi tiết cột cao hơn thùng để kéo được cáp

Độ an toàn không cao cho người sử dụng do hệ thống cáp để trần nên ngườilao động dễ bị kéo vào khi hệ thống đang làm việc, hơn nữa tuổi thọ của cáp.không cao dễ xảy ra việc đứt đột ngột khi đang làm việc, hoạt động ồn do chuyểnđộng cơ khí

Độ chính xác không cao bởi cơ cấu điều khiển chưa tối ưu và do sự co dãn củacáp khi chịu tải trọng thay đổi, hơn nữa trong hành trình thùng xe chuyển độngxuống là nhờ tải trọng thùng mà rơi xuống khi đó dây cáp chuyển động ở tạng thái

bị trùng mà không phái là căng nên hoàn toàn có thể bị mắc kẹt

Từ những nhược điểm của các hệ thống trước đó nên các nhà nghiên cứu đãđưa ra 1 hình thức dỡ tải mới hơn là sử dụng hệ thống thủy lực vào việc nâng thùng

xe khi đó khắc phục được các nhược điểm của các hệ thống trước đó như

Kích thước nhỏ gọn mà làm việc được với tải trọng lớn, đạt thẩm mỹ cao chocấu trúc tổng thể của xe

Làm việc êm ái hơn

Độ chính xác cao khi sử dụng môi chất có khả năng chịu nén cao

An toàn cho người vận hành

1.2 Đặc điểm, thông số kỹ thuật của xe cơ sơ ( sat xi 6 x 4 LZ3253QDJ).

Trên cơ sơ sat xi 6 x 4 LZ3253QDJ để thiết kế hệ thống thủy lực nâng ben lắptrên đó thì cần phải chú ý tới việc phù hợp về kích thước khi lắp và phù hợp về côngsuất khi vận hành đó là điều cần chú trọng dầu tiên khi thiết kế

Các thông số của xe cơ sở

15500/1300-1500Mức tiêu hao năng lượng thấp nhất (g/kwh): 198 Lượng dầu động cơ: 23L

Lượng nước làm mát hệ thống : 40LBơm nhiên liệu : Theo tiêu chuẩn

CẦU SAU Loại 2 cầu sau, tỷ số truyền : 5.73

KHUNG CHASSI

Thép hình chữ U với mặt cắt 306(8+8)mm Hệ thống lánhíp trục trước 11 lá, có giảm sóc thủy lực với hai chế độ chống sóc và chống dịch chuyển Trục sau 13 lá nhíp Bình nhiên liệu 350L với hệ thống khóa

HỆ THỐNG

PHANH

Hệ thống phanh khí đường ống kép, có phanh bổ trợ xả khí, phanh tay tác dụng tại bánh sau Trước khi phanh :  400x130mm , sau khi phanh :  410x180mm

Bộ chuyển hướng hình cầu kiểu tuần hoàn Góc quay

HỆ THỐNG ĐIỆN

Ắc quy: 12V(150A)x2; máy phát : 24V 45A; hệ thống khởi động: 24V 5.15kw

CABIN Model M51, giảm chấn, ghế hơi, cửa điện, cabin nâng

điện, có điều hòa

CÁC THÔNG SỐ

KHI XE HOẠT

ĐỘNG

Tốc độ lớn nhất( Km/h): >75Khả năng leo dốc: >25%

Mức tiêu hao nhiên liệu (L/100Km): 32Đường kính vòng quay nhỏ nhất(m): <14Khoảng cách phanh( ở tốc độ ban đầu 30Km/h): <10Góc tiếp trước/góc thoát sau: 190/ 110

Khoảng sáng gầm xe nhỏ nhất ( mm) : >268

1.3 Đánh giá khách quan và chủ quan về thiết kế hệ thống thủy lực nâng ben.

Vẫn dựa trên nguyên lý dùng dòng dầu ( dòng chất lỏng) có áp suất cao đưavào hệ thống piton xilanh làm xilanh co duỗi theo sự điều khiển của người lái thôngqua van điều khiển thủy lực, nhưng trải qua nhiều năm ứng dụng thì hệ thống đóvẫn thường xuyên được nghiên cứu và cải tiến theo những mục tiêu nâng cao về kỹthuật và giá trị kinh tế

Về mặt kĩ thuật thì vấn đề cải tiến nâng cao chất lượng của hệ thống được đặt

ra thường xuyên với mục đích nâng cao hiệu quả làm việc thời gian làm việc nhanh

và chính xác, cũng giống như những hệ thống thủy lực khác thì việc nghiên cứu chếtạo các chi tiết trong hệ thống cần phải được chính xác tránh rò rỉ môi chất ( dầuthủy lực) nâng cao hiệu suất làm việc của máy nhờ giảm việc thất thoát năng lượng

khi làm việc, bên cạnh đó thì việc nâng cao hiệu quả làm việc cũng cần phải quantâm tới như thời gian dỡ tải của xe phải là nhanh nhất, với đặc thù của xe tải khihoạt động cũng phải tuân theo những quy định của nhà nước như trọng tải cho phép

bị hạn chế nên khi thiết kế từng bộ phận chi tiết ta cũng cân lưu ý tới việc tính toán

đủ bền nhưng khối lượng bản thân chi tiết là nhỏ nhất có thể, với hệ thống thủy lựcthì vấn đề hỏng hóc có thể thường xuyên xảy ra hơn nên yêu cầu nâng cao hệ số antoàn đói với một số chi tiết là rất cần thiết, trên hệ thống thì vấn đề hay gặp phải đấy

là rò rỉ do vỡ đường dẫn tại các vị trí nối ti ô với nhau

Hơn thế nữa việc nghiên cứu thiết kế còn được đặt ra nhằm hiệu quả trongkinh tế và vấn đề thương mại của tất cả những nhà sản xuất, không một ai muốnsản xuất ra nhũng chi tiết hay linh kiện mà không bán được mặc dù nó có nhiều

ưu điểm về mặt kĩ thuật và nguyên nhân lại do giá của nó quá cao hay không hợp

lý, như vậy ta cần phải tính tới những phương thức sản xuất chế tạo và cả thiết

kế sao cho giá thành chi tiết phải là thấp nhất mặc dù những yêu cầu về kỹ thuậtvẫn được đảm bảo

Trong thị trường hiện nay thì sự cạnh tranh giữa các thương hiệu, các hãng sảnxuất là vấn đề mà ta cần phải chú trọng ngay từ khâu thiết kế, bởi vì cạnh tranhnhau không chỉ về chất lượng, giá thành mà còn về mẫu mã, không một khách hàngnào muốn mua một sản phẩm mà không có hình thức bên ngoài

CHƯƠNG II: PHÂN TÍCH ĐÁNH GIÁ ƯU NHƯỢC ĐIỂM, VÀ LỰA CHỌN

PHƯƠNG PHÁP THIẾT KẾ HỆ THỐNG THỦY LỰC.

2.1 Thực trạng yêu cầu thiết kế và phân loại

2.1.1 Vài nét về vấn đề thiết kế và tình hình thực trạng.

Do quy chế hiện hành cũng như những thay đổi trong công tác điều hành của

cơ cơ quan quản lý, theo Thông tư 32/2012/TT-BGTVT quy định về kích thướcgiới hạn thùng chở hàng ô tô tải tự đổ, rơ moóc và sơ mi rơ moóc tải tự đổ, ô tô xitéc, rơ moóc và sơ mi rơ moóc xi téc tham gia giao thông đường bộ thì kích thướcyêu cầu và tải trọng yêu cầu sẽ bị hạn chế cụ thể chiều dài đối với xe tự đô khôngtheo đoàn không được vượt quá 13m, chiều rộng thùng ben không vượt quá 2,5mchiều cao thùng không không vượt quá 4m, thể tích thùng xe không được vượt quá

giá trị trọng tải cho phép chia cho 1,2 (V 1, 2Q ) để đáp ứng thực trạng đó thì hầu hếtcác hãng xe sẽ phải thay đổi thiết kế, kích thước thùng xe do thiết kế trước đâykhông còn phù hợp Khi thùng xe được thay đổi dẫn đến trọng tải bản thân và khảnăng chở của thùng cũng bị giảm,mặt khác hầu hết các loại xe hiện nay nhập khẩu,cho nên với những thay đổi đó thì để đáp ứng được theo quy định mới thì chúng tahoàn toàn phải tự thiết kế tính toán và chế tạo lại thùng ben, từ đó vấn đề cải tiếnthay đổi thiết kế của hệ thống thủy lực cũng cần phải được thực hiện đó là lý do cầnthiết để thiết kế hệ thống

Những tính toán sơ bộ cho thùng xe

Với trọng lượng bản thân xe là 15200kg, tổng trọng tải cho phép tham gia giaothông là 24900kg dẫn đến khả năng tải cho phép mà xe chở được tối đa là 9700kgtheo quy chế của bộ giao thông thì thể tích thùng xe được phép tối đa là 8,08(m3)

So sánh thể tích của thùng xe hiện nay mà hang xe đang sử dụng thì ta thấy làkích thước đó cần phải sửa chữa cụ thể kích thước cũ là 5800 x 2300 x 1500 thể tíchtương đương là 20 (m3)

Với kích thước sắt xi của loại xe 6 x 4 thì ta cần điều chỉnh cho hợp lý, đểphần duôi thùng không dài vượt quá sắt xi phụ thì kích thước chiều dài cần điềuchỉnh cho hợp lý là 5m, đối với kích thước bao theo chiều rộng của thùng là 2,5m

thì kích thước đó đáp ứng được quy định của Thông tư 32/2012/TT-BGTVT chonên ta không thay đổi, nếu thay đổi sẽ ảnh hưởng tới thiết kế cho việc lái xe khi láikhông căn đường được nhìn qua gương chiếu hậu Cho nên ta sẽ thay đổi kíchthước chiều cao thùng sao cho thể tích đáp ứng được yêu cầu, và quy chế.

Đối với hệ thống thủy lực sự kín khít tại các bề mặt làm việc trên hệ thống(mặt xilanh và piton, bề mặt của các phần tử trong bơm) đòi hỏi rất cao Như vậytrong quá trình vận hành cần tránh các yếu tố tác động xấu tới các hệ thông đó Hiệnnay thì trên các phiên bản xe tải tự độ của các hang xe đều gặp phải vấn đề ở xi lanhthủy lực xilanh sau thời gian làm việc vận hành chịu tác động của môi trường thìxảy ra hiện tượng dầu thủy lực khi có áp suất cao bị rò rỉ qua các khe hở giữa các

bề mặt làm việc của xi lanh Nguyên nhân này 1 phần do mài mòn trong quá trinhxilanh làm việc, 1 phần do tác động xấu của thùng khi nâng thùng bị dao động gây

ra các lực phụ lên xilanh, có phương pháp tuyến với tâm trục xilanh gây lên uốnxilanh, khi đó các ống lồng vào nhau sẽ bị hở lớn hơn từ đó cần phải đưa ra cải tiếnkhắc phục được nhược điểm này

2.1.2 Phân loại hệ thống nâng ben thủy lực lắp trên ô tô tự đổ.

Đối với hầu hết các lại ô tô tự đổ hiện nay thì cơ cấu nâng ben thủy lực đều

sử dụng phổ biến 2 loại nâng ben chính đó là

Ben đẩy đầu

Ben tam giác ( ben đầy đáy thùng)

Về mặt nguyên lý thì 2 loại ben trên đều có chung 1 nguyên lý làm việc

Nguyên tắc: dùng năng lượng của động cơ ô tô làm quay bơm dầu sinh radòng dầu áp suất cao cấp cho xilanh thủy lực làm xilanh duỗi và nâng một đầuthùng hàng, và tự trút hàng trên thùng

2.2 Cấu trúc và nguyên lý làm việc của hệ thống nâng ben thủy lực

Cấu trúc cơ bản bao gồm cụm bơm thủy lực, cụm van điều khiển, cụm xy lanhlực nâng hạ thùng hàng

Cụm bơm thủy lực được gắn ở bên cạnh hộp số, bơm chỉ làm việc khi các sốtruyền dùng cho di chuyển xe ở vị trí trung gian Bơm được điều khiển bằng cầnđiều khiển nối tới buồng lái và có hai vị trí: gài bơm và ngắt bơm khỏi hộp số Khigài bơm công suất của động cơ truyền tới hộp số và bơm quay Bơm có thể tạo áp

suất dầu tới 100 bar và có van điều khiển áp suất và lưu lượng dầu Dầu có áp suấtcao truyền tới cụm van điều khiển và có thể tới xy lanh lực tùy theo vị trí của cụmvan điều khiển đường dầu

Cụm van điều khiển đường dầu có cấu trúc là van con trượt 3 vị trí: vị trí ngắtđường dầu đi và về, vị trí cấp dầu cho xy lanh và đưa dầu về thùng, vị trí xả dầu cao

áp về thùng Mạch thủy lực cũng rất đa dạng, van con trượt có thể được điều khiểntrực tiếp hay điều khiển điện, điều khiển khí nén tùy theo lựa chọn của nhà chế tạo.Cụm xy lanh lực có cấu trúc là xy lanh thủy lực có tác dụng 1 chiều với haiđường dầu: đường cấp dầu và đường thoát dầu về thùng

Khi gài bơm và gài cụm van điều khiển vào vị trí nâng thùng, dầu được cấp tới

xy lanh thủy lực, và tạo khả năng nâng thùng hàng

Khi đang hạ thùng vị trí van điều khiển được đưa về vị trí hạ thùng, dầu có ápsuất sẽ trờ về thùng dầu qua van điều khiển

Khi van điều khiển ở Vị trí trung gian thì cụm van điều khiển đảm bảo cho xilanh bị ngắt hoàn toàn với đường hồi và đường cấp

2.3 Phân tích lựa chọn phương án thiết kế.

Với cùng nguyên lý trên nhưng cầu trúc và tính năng đặc trưng của mỗi loạicũng có sự khác nhau

Đối với ben đẩy đầu khi phân tích tính toán lực nâng cần thiết của xilanh thủylực nâng thùng sẽ nhỏ hơn do

Dùng phương pháp cân bằng tĩnh học cho thùng xe ta hoàn toàn thấy đượcđiều đó, do cánh tay đòn của lực xilanh thủy lực lớn hơn nhiều và cánh tay đòn của

nó là lớn nhất có thể khi đặt xilanh trên tất cả các vị trí của thùng xe do đó lực nângcủa nó sẽ là nhỏ nhất tuy nhiên đối với loại nâng ben này thì vấn đề khó khăn đó làhành trình cần thiết để thùng ben đủ góc nghiêng để dỡ tải là lớn nhất cho nên phảidùng xilanh ống lồng Dẫn đến giá thành của xilanh cao hơn

Đối với ben tam giác (ben đấy giữa) thì khi cùng trọng tải thùng hàng thì lựcđẩy yêu cầu xilanh cần sinh ra phải lớn hơn do cánh tay đòn của lực đối với điểmquay của thùng là ngắn hơn và do kết cấu đặc biệt của cả cụm hình bình hành thìlực yêu cầu sẽ lơn hơn rất nhiều tuy nhiên với loại ben này thì hành trình xi lanh

Với mỗi loại ben thủy lực thì nó có những nhược điểm cũng như những ưuđiểm riêng tuy nhiên để phù hợp với sắt xi LZ3253QDJ và kích thước thùng và tảitrọng cho phép của xe thì lựa chọn phương án thiết kế nâng ben đẩy đầu sẽ hợp lý,bởi những lý do sau:

Lực đẩy cần thiết của xilanh là nhỏ nhất do cánh tay đòn lớn nhất nên kíchthước đường kính xilanh, áp suất dầu thủy lực cần thiết cũng nhỏ hơn Dẫn đến độbền của các phần tử trong hệ thống được nâng cao, kích thước , khả năng làm việc(áp suất làm việc) của các phần tử trong hệ thống nhỏ hơn

Kết cấu phụ để làm việc đơn giản hơn ( không cần tới cơ cấu hình bình hànhnhư trong kiểu ben đẩy đáy)

Loại nâng ben này có độ ổn định cao hơn: do thùng được định vị ở 2 đầu khinâng, lúc này thùng làm việc như 1 cái dầm kê 2 đầu

Việc lắp ráp và sửa chữa hệ thống thủy lực khi có hỏng hóc cũng thuậntiện hơn do việc bố trí có khoảng không gian giữa thùng và cabin để người tiếpcận được

Điều khiển hệ thống khi muốn nâng thùng nên 1 góc nghiêng bất kì cũng sẽ dễ

CHƯƠNG III: TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ THÙNG XE.

3.1 Tính toán trọng tâm của xe khi chưa có thùng xe

3.1.1 Sơ đồ phân bố các bộ phận trên xe và khối lượng các bộ phận xe.

Hình 3.1 Sơ đồ bố trí chung của chassi

Tính khối lượng của từng bộ phân trên xe khi chưa có thùng

Khối lượng động cơ của xe M dc 970( )kg  G dc9700( )N

Khối lượng cầu trước M ct 470( )kg  G ct 4700( )N

Khối lượng cầu sau M cs 840( )kg  G cs 8400( )N

Khối lượng mỗi bánh xe (gồm 1 quả lốp săm, láp, la zăng)

Khối lượng 2 bình acquy M aq 100( )kg  G aq 1000( )N

Khối lượng sat xi chính: sat xi chính gồm 2 dầm dọc mỗi dầm dài 7.7 (m) và 8dầm ngang mỗi dầm dài 0.86(m), kích thươc mặt cắt hình chữ U (300x100x12 )

Trọng lượng của thùng dầu và nhiên liệu là G td 1370 3360 4730( )  N

Khối lượng bình khí nén: bình khí nén dạng hình trụ có đườn kính ngoàiD=380(mm) chiều dài L=540(mm) chiều dày 5(mm)

Vậy trọng lượng của 2 bình sẽ là G bk 230( )N 2=460(N)

Khối lượng trục các đăng chính: trục các đăng chính dạng hình trụ rỗng dài1820(mm) có đường kính ngoài 124(mm) đường kính trong 104(mm)

Khối lượng nhíp trước:

Kích thước của bó nhíp trước như sau:

Hình 3.2: Kết cấu hình dang, kích thước nhíp trước.

Tính toán thể tích thép của nhíp ta được

3

nh

Khối lượng 2 bên nhíp có độ lớn là M nh 258( )kg  G nh 2580( )N

Khối lượng nhíp sau:

Hình 3.3: Kết cấu, hình dạng, kích thước nhíp sau

Thể tích thép của bộ nhíp sau V th 30.38.10 (6 mm3) M th 238( )kg

Vậy khối lượng của cả 2 bó nhíp sau là M nh 476( )kg  G nh 4760( )N

Khối lượng của ca bin: ca bin gồm hệ thống lái ghế, điều hòa, khung váchcabin có khối lượng là M cb 1500( )kg  G cb 15000( )N

3.1.2 Tính trọng tâm của xe chassi.

Sơ đồ tính toán trọng tâm của oto là:

Hình 3.4: Sơ đồ tính trọng tâm thùng theo phương ngang

Bảng 3-1 Thông số khối lượng và momen các bộ phận của xe.

Thứ tự Tên chi tiết

Trọng lượng Cánh

tay đòntới tâmb.trước

Giátrị(N)

Khoảng cách trọng tâm xe tới tâm bánh trước:

15

1

i i xe i

2.1( )93685

i i i

Khoảng cách từ trong tâm tới cầu giữa là: b=3,8-L=3,8-2,1=1,7 (m)

Tính chiều cao trọng tâm

Hình 3.5: Sơ đồ tính chiều cao trọng lực

0,92( )93685

i i xe

i

i i i xe

3.2 Tính khối lượng thùng cơ sở.

Khối lượng thành bên:

6 dầm đứng hình chữ U kích thước mặt cắt (200x70x5) mỗi dầm dài 1500(mm)

3 dầm dọc kích thước mặt cắt (300x70x5) mỗi dầm dài 5800(mm)

Ddoc 3.(300.5 2.70.5).5800.10 7850 300( )

Khối lượng tấm mặt : kích thước (5800x1500x10)

Từ đây ta tính được khối lượng: M thb 120 66 300 683 1169( )    kg

Như vậy 2 thành bên có khối lượng là 2338(kg)

Tính khối lượng phần đáy thùng:

Kết cấu gồm 11 dầm ngang,2 dầm dọc, tấm đáy:

Khối lượng 11 dầm ngang: kích thước mặt cắt (14x90x8) mỗi dầm dài

Khối lượng đáy thùng: M day 508 226 1256 1990( )   kg

Khối lượng thành trước: kết cấu thành trước gồm 4 dầm đứng và 4 dầm ngang

Khối lượng thành trước là: M tt 96 159 325 580( )   kg

Khối lượng tấm bửng: kết cấu bửng gồm 4 dầm đứng 3 dầm ngang và tấm mặt.

Khối lượng 4 dầm đứng: kích thước mặt cắt( 200x70x5) dài 1500(mm)

Khối lượng tấm mặt: kích thước (2.3x1.5x0.01)

2,3.1,5.0,01.7850 270( )

mat

Khối lượng tấm bửng: M bung 80 92 270 442( )   kg

Khối lượng của thùng cũ là: M thung 2338 1990 580 442 5350( )    kg

3.3 Thiết kế thùng mới.

Một Vài thông số của xe cũ:

Trọng lượng bản thân ( bao gồm cả thùng cũ) m bthan15200( )kg

Tổng tải trọng cho phép tham gia giao thông m chophep 24900( )kg

Như vậy khối lượng hàng mà theo xe cũ được chở là :

24900 15200 9700( )

hang

Do thay đổi kích thước và kết cấu thùng để tính lại thùng, để đạt được thể tích

thùng mới lớn nhất mà vẫn thỏa mãn quy định V 1, 2Q ta đưa ra giả thiêt

Giả thiết thùng mới có khối lượng nhỏ hơn thùng cũ m=1500 (kg) như vậy khảnăng tải của xe sau khi đóng thùng mới là Q9700 1500 11200( )  kg

Theo quy chế mới thì thể tích lớn nhất mà thùng xe được phép sản xuất là:

Giả thiết tính thiết kế khi xe chở dầy hàng và hàng mà xe chở là vật liệu than

có khối lượng riêng D2700(kg m/ 3)

Tổng tải trọng của hàng là: Q hang 9,3.27000 251100( ) N

Từ đây ta tính tải trọng tác dụng lên các thành phần thùng

Hình 3.6: Biểu đồ áp lực hàng lên thùng.

3.3.1 Thiết kế thành bên.

Phân tích lực lên thành thùng khi thành gặp nguy hiểm nhất:

Hình 3.7: biểu đồ lực lên thành bên thùng

H: chiều cao thành bên của thùng

Với tốc độ v=20(km/h), bán kính góc cua nhỏ nhất là R=14(m), khối lượng

lực phân bố đều trên toàn thành bên

Lực do trọng lực gây lên khi xe bị nghiêng: mặt đường bị nghiêng 1 góc

phanbo

Vẽ biểu đồ momen và biểu đồ lực cắt

Hình 3.9: biểu đồ lực cắt và momen.

Chọn mặt cắt cho dầm có kích thước:

Hình 3.10 mặt cắt của dầm đứng Dầm có diện tích mặt cắt ngang A=1956 (mm2) mô đun kháng uốn Wx= 28,5(cm3) Wy=90(cm3)

Tính ứng suất trên dầm tại vị trí có momen và lực cắt lớn nhất

14616

71956

Qc

Mpa A

    như vậy td   thỏa mãn điều kiện bền.

Như vậy 8 dầm đứng: có 6 dầm có kích thước mặt cắt (200x70x6) 2 dầm góc

m R

  (3.1)Kích thước mặt biểu diễn như (hình 3.8) với a=0,46 (m) b=0,5 (m)

P

m R

Thiết kế chiều dày tấm mặt là 8(mm) để đảm bảo cứng khi va đập

Tính được khối lượng thành bên như sau:

Khối lượng dầm dọc: M doc 2.5.(0,3.0,006 2.0,006.0, 074).7850 211( )  kg Khối lượng tấm mặt : M 0,008.5.0,85.7850 267( ) kg

Khối lượng tổng thể của thành bên M thanh 175 211 292 628( )   kg

Khối lượng 2 bên là: 628.2=1256 (kg)

3.3.2 Thiết kế đáy thùng

Trọng lực hàng tác dụng lên đáy thùng là

Hình 3.11: biểu diễn lực phân bố của tải trọng hàng

Trọng lực của hàng lên đáy thùng là Q hang 9,3.27000 251100( ) N

Lực của thành thùng tác dụng 2 bên mép đáy thùng là Q thanh 6280( )N

Hinh 3.12: Tải trọng do thành bên của thùng

Thiết kế dầm dọc: đáy thùng gồm 2 dầm dọc giả thiết dầm dọc khi làm việcnhư 1 dầm kê 2 đầu, tải trọng lên 2 dầm đáy là như nhau: nên mỗi dầm chịu các tảitrọng như sau.

Tải trọng phân bố lên mỗi dầm là:

Hình 3.12: biểu diễn lực trên dầm dọc đáy thùng

N1, N2: là 2 phản lực tại 2 đầu dầm do xilanh và chốt quay sinh ra

26366( / )

thanhben hang phanbo

Biểu đồ momen và biểu đồ lực cắt trên dầm

Hình 3.13 Biểu đồ lực cắt và momen uốn.

Chọn dầm chữ U có kích thước mặt cắt như sau:

Có diện tích mặt cắt là: Ac= 3712(mm).

Wx=140( 3

cm ) , Wy=332( 3

cm ) Nhìn vào biểu đồ lực cắt và moomen ta thấy ứng suất lớn sinh ra lớn nhất tạigiữa dầm:

Từ đây ta tính được các ứng suất trên dầm tại giữa dầm

Chọn vật liệu cho thép: vật liệu làm dầm là thép mác thép Q460D có giới hạn

chảy là 460(Mpa) chọn hệ số an toàn cho vật liệu 1.5   460 306( )

 

TD

   dầm thỏa mãn diều kiện bền

Thiết kế dầm ngang cho đáy thùng: dầm ngang chịu tải trọng như (Hình 3.11)

và (Hình 3.12) kết cấu dầm ngang gồm 8 dầm ngang

Độ lớn của các tải trọng như sau: tải trọng phân bố đều do hàng và tấm mặt Trọng lượng tấm mặt (giả sử tấm mặt dày 1 (cm))

5.2.3.0,01.78500 9027( )

mat

Trọng lượng hàng : Q hang 9,3.27000 251100( ) N

Trọng lượng tải tập trung tại đầu dầm do thành thùng G thanhben 6280( )N

Các lực này phân bố đều trên 8 dầm ngang nên mỗi dầm chịu lực như sau.Lực tác dụng trên mỗi dầm: 9027 251100 32515( )

G

Hình 3.15: Các lưc tác dụng trên mỗi dầm ngang.

Q1,Q2: phản lực liên kết tại liên kết với dầm dọc

Mặt cắt dầm ngang:

Hình 3.17 Mặt cắt dầm ngang

Có các đặc trưng hình học như sau: diện tích mặt cắt ngang Ac=1968(mm2),

mô men kháng uốn, Wx=54(cm3), Wy=128(cm3)

Tính ứng suất trên dầm tại vị trí nguy hiểm nhất, vị trí có momen uốn lớn nhất

12376

6( )1968

Qc

Mpa Ac

Chọn vật liệu cho dầm là: thép Q235D nhóm 6 có giới hạn chảy  185(Mpa)

chọn hệ số an toàn cho vật liệu là 1.5   185 123( )

Mặt đáy giới han bới 2 dầm dọc và 2 dầm phía đáy của thành bên và 8 dầmngang nên kích thước phần chịu lực cuả mỗi ô trống giữa các dầm chịu lực có kíchthước là (0.485x0.64).

Chiều dầy tấm đáy tính theo công thức (3.1)

U

i i

bm

R m

p b

61 , 0

Ru = 1565 ( daN/cm2) : cường độ chịu uốn của thép làm bản mặt

Từ đây ta tính được chiều dày tấm mặt như sau

0, 497

i u

Hình 3.18: hình chiếu đứng tải trọng hàng tác dung lên thùng.

Áp lực tĩnh của hàng

Lực quán tính của khối hàng khi xe phanh với gia tốc phanh của xe: với khả năng phanh của xe khi đang đầy tải, xe có thể giảm tốc độ từ 60(km/h) về 0 trong khoảng cách 40m từ đây ta tính được gia tốc phanh

Lực quán tính do khối hàng 85374 21343( )

quantinh Qt

c

Q

Mpa A

    như vậy td   thỏa mãn điều kiện bền

Để cho kết cấu hợp lý và thành trước thực hiện được việc bảo về cabin phíatrước ko bị hàng va đập vào thì chiều cao của thành trước là 1,5(m), số dầm ngang

là 3 dầm kích thước mặt cắt (250x80x7)

Thiết kế tấm mặt thành trước

Áp suất của tải tác dụng lên thành trước có giá trị lớn nhất là

Kích thước mỗi ô trống của khung dầm trên thành trước: (0,375x0,375)

Tính chiều dày tấm mặt theo công thức (3.1)

U

i i

bm

R m

p b

61 , 0

Áp lực tĩnh của khối hàng lên thành sau như (Hình 3.18)

Lực quán tính của khối hàng khi xe bắt đầu tăng tốc 0 60( km h/ ) xe sẽ mấtmột khoảng thời gian là 70(s) từ đây ta sẽ tính được gia tốc của xe

2 0

0

16.66 0

0.24( / )70

t t

Hình 3.22: biểu diễn lực phân bố trên thành trước

Áp lực tĩnh của khối hàng lên thành sau:

Áp lực tĩnh:

2

27000.0,85 2,3

22433( )2

Lực phân bố lên dầm dưới:

Hình 3.24: biểu diễn lực phân bố của dầm dưới.

M1,M2 là phản lực của mócTính được phản lực tại 2 móc của bửng M1M2 24863( )N

Biểu đồ momen và lực cắt của dầm

Hình 3.25: biểu đồ lực cắt, biểu đồ momen của dầm