3.1 ĐỘNG HỌC VÀ ĐỘNG LỰC HỌC CỦA HỆ THỐNG NÂNG
HẠ
3.1.1 Giới thiệu hệ thống nâng hạ cánh thùng
Hệ thống nâng hạ cánh thùng gồm có 04 xi lanh (mỗi bên 02 xi lanh) đặt ở đầu và cuối của cánh thùng,hoạt động của hệ thống nâng hạ được dẫn động bằng động cơ điện 1 chiều 12V,nguồn điện được lấy từ ắc quy ô tô
M
P T
Sơ đồ hệ thống thủy lực
Nguyên lý làm việc: Khi nâng cánh thùng, bấm nút điều khiển dòng điện mở
xi lanh thủy lực của xi lanh đầy cánh thùng đi lên (cánh thùng xoay quanh các bản lề) .
Khi hạ cánh thùng: Bấn nút điều khiển cho đó van đóng mở 12 VDC được mở, dưới tác dụng của trọng lực cỏnh thựng đi xuống và đẩy dầu thủy lực trở về thùng dầu qua van đóng mở 12 VDC .
Khi dừng: Bấm nút điều khiển ở vị trí dừng khi đó van đóng mở 12 VDC được đóng lại, dầu thủy lực không trở về được thùng dầu, nên hệ thống thủy lực bị hãm cứng , cánh thùng được giữ ở một vị trí cố định .
3.1.2 Động học của hệ thống nâng hạ
Mục đích của bài toán động học là: - Hành trình nâng Scủa xilanh thủy lực.
355A A O B D 558 80 C 10 Sơ đồ động học khi thùng đóng 30 30
85°70° 580 70° 580 B A O' D H Sơ đồ động học khi thùng mở Trong đó :
O: Vị trí ban đầu của kích nâng O’: Vị trí nâng cực đại của kích B: Tâm quay của bẩn lề
A: Đầu cố định của xy lanh.
Hành trình xylanh là x, x = AO’ - OA OA= 355 mm
Xác định hành trình xylanh:
Qua sơ đồ động học, xét ∆ vuông ABD:
Ta có AD= 580 (mm)
BD = 100 (mm)
ABC
̂ABC = 800Xét ∆ OBC: Xét ∆ OBC: OC= 195(mm) BC= 100- 10 =90(mm) Tan OBĈ = OCBC = 19590 = 2.167 OBĈ = 650
Vậy ta có : ̂ABO = ̂ABC - OBĈ =800 – 650= 150
Chọn góc quay của cánh bên là 850. Ta có ̂OBO' =850
̂ABO' = 850 – 150= 700
Xét ∆ AO’B :
Ta có: AB= √BD2+AD2 = 588 (mm). O’B= 215(mm).
̂ABO' =700
Áp dụng định lý hàm số cos cho ∆ AO’B ta có: O’A2 = O’B2 +AB2 – 2.O’B.AB.cos ̂ABO'
= 2152 + 5882– 2.215.588.cos700
= 305493
O’A= 553 mm
Vậy hành trình xy lanh là x= O’A- OA= 553- 355= 198 mm.
3.1.3 Động lực học của hệ thống nâng hạ
Sơ đồ động lực học của hệ thống nâng hạ :
Sơ đồ động lực học
G là trọng lượng của bản cánh bên. Di chuyển G từ I về O ta được lực G’ và mômen MG.G=G’
MG=G.IO.cos β thay đổi khi β thay đổi. β là góc hợp bởi phương nằm ngang và cánh bên của thùng.
MG max khi xy lanh nằm ngang. Mg max= G.IO Lực F được phân tích thành 2 thành phần: N và P. Trong đó: N= F.sin α
P= F.cos α
Phương trình mômen của các lực và mômen tác dụng lực vào bản cánh : P, N, F, G’ và MG.
G’.EB - P.EB – N.O’E +MG=0 (1) Trong đó : G : là trọng lượng bản cánh, G = 32,65 kg
MG : là mômen sinh ra khi ta di chuyển G từ trọng tâm của cánh đến điểm đầu đẩy của xylanh.
MG max =G.IO. Trong đó O là trung điểm cạnh bên của cánh bên. IO=L/2-O’H.
Trong đó:
L là chiều rộng của cánh bên. L= 1500 (mm). O’H = 170 mm
IO=1500/2-170 = 580 (mm)
EB= O’B.cos ̂O'BE mà ̂O'BE = 1800 - OBD̂ - 850
= 1800 - 650 - 850= 300
EB= 215.cos30= 186 mm.
OE = O’B.sin ̂O'BE = 215.sin30= 107,5 mm. Vậy từ phương trình (1) ta có:
G’.EB - F.cos α .EB- F.sin α .OE +G.IO=0
⇒ F= EB.cosαG.EB++G.IOOE.sinα
Khi bắt đầu nâng thùng, dầu trong xylanh bị ép gây ra áp suất có giá trị thay đổi từ 0 đến giá trị max. Đồng thời lực F cũng tăng từ 0 đến Fmax.Ta thấy thùng vẫn đứng yên khi lực:
F= EB.cosαG.EB++G.IOOE.sinα
Tại vị trí Fmax , α = ̂O'BE = 300
Để thùng bắt đầu nâng, F phải đạt đến một giá trị lớn hơn.Lúc đó: Fmax = 1,2. EB.cosαG.(EB++OE.sinαIO)
Fmax = 1,2. 186.cos3032,65.(186+107,5.sin30+580) = 140 (kg)
3.2 LỰA CHỌN THÔNG SỐ XY LANH NÂNG HẠ THÀNH
THÙNG
Khi làm việc xy lanh phải nâng thùng từ vị trí thấp nhất đến vị trí cao nhất trong điều kiện tải trọng là tối đa do đó để làm được việc thì đường kính xylanh
D≥2.√Pmax π.p.K
Trong đó
K: Hệ số kể đến ảnh hưởng của tổn thất, K=1,3; D: Đường kính trong của xy lanh thủy lực
Pmax: Lực cực đại tác dụng lên cần đẩy, Pmax = Fmax+ Pd
p: Áp suất cực đại của dầu. p = 80(KG/cm2)
PdLực động khi piston tăng tốc hay giả tốc ở đầu hay ở cuối hành trình.
Pd= Fmax. ∆ v∆ t = 1,40. 0,051 = 0,07 (KN)
Pmax = 1.40+0,07 = 1,47(KN) = 147 (KG)
D ≥ 2. √ 147
3,14.80.1,3 =1,74 cm =17.4 (mm)
Qua khảo sát thực tế ta chọn xylanh có : Đường kính trong : d = 32(mm) Hành trình : 198 mm
Vậy ta chọn xy lanh thủy lực với các thông số sau:
- Đường kính xy lanh: 32 mm
- Hành trình của xy lanh :198 mm
- Chiều dày thành xy lanh : 5 mm
- Đường kính cần xy lanh: 18 mm
3.3 TÍNH TOÁN LỰA CHỌN BƠM DẦU
Trên đa số các ô tô hiện nay, để làm nguồn động lực cho hệ thống thủy lực nâng, hạ thùng tự đổ đều dùng bơm bánh răng loại bánh răng trụ ăn khớp ngoài được trích công suất từ hộp số. Số răng (Z) của một bánh răng từ 6 đến 12, tỷ số truyền giữa hai bánh răng bằng 1. Đặc điểm của loại bơm này là sử dụng bạc lót bằng đồng kiều bơi, cho phép tự động khắc phục hiện tượng lọt dầu ở mặt cạnh của bánh răng.
Thể tích công tác cực đại của bốn xilanh thủy lực là:
)( ( . 1 max A S lit V z t i i ∑ = = Trong đó: Z: Số lượng xylanh, Z = 4
A: Tiết diện của xylanh thứ i (mm2), A = π. D
2
4 = 3,14.32
2
4 = 804mm2
S: Hành trình nâng của xilanh (mm) S= 198 mm
Vmax = 4.804.198 =636768 (mm3)
Lượng dầu lý thuyết qua bơm:
)/ / ( . 3 max mm s T V Qlt η = Trong đó:
η: Hiệu suất bơm dầu (η = 0,9)
T: Thời gian nâng (Chọn T = 10 s)
10 10 . 9 , 0 636768 = lt Q =70 752 (mm3/s)
Lượng dầu thực tế thường cao hơn khoảng 5 ÷
10%
QT= Qlt + Qlt.0,08= 70 752 + 70 752.0,08 = 76 412(mm3/s)
Công suất của bơm dầu:
m T p Q P η 1000 . = (W) Trong đó:
ηm: Hiệu suất của bơm và hộp trích công suất
QT : Lưu lượng dầu thực tế qua bơm (mm3/s) ;
⇒ P= 1000.0,9 P= 1000.0,9 8 . 76412 = 679(W) Lượng dầu cần thiết trong thùng dầu:
V = 1,5.(Vmax + Vt)
Trong đó:
Vt: Tổng lượng dầu chứa trong các đường ống và trong bơm.
Chọn Vt = 2 000 000 (mm3)
⇒
V = 1,5.(Vmax + Vt) = 1,5.( 636768+ 2 000 000) = 3 955 152(mm3).
Lựa chọn bơm dầumang code TCN12H50S27AANTLK1T của HÀN QUỐC (giá 6 triệu đồng ) có các thống số sau:
- Điện thế : 12 V.
- Lưu lượng của bơm khoảng 3,5 lít/phút đến 4 lít/phút.
- Áp suất làm việc trung bình: 180 (kgf/cm2)
- Áp suất làm việc lớn nhất của bơm: 250(kgf/cm2) - Công suất 1500 W
- Thể tích thùng dầu: 5 lít
3.3.1 Tính bền trụ thành thùng khi xylanh ở vị trí cao nhất
Như ở chương II đã nói, ta sẽ tình bền xylanh sau khi ta tính toán động học và động lực học của hệ thống nâng hạ do trụ thành thùng chịu một mômen uốn lớn tại thời điểm xylanh ở vị trí cao nhất.
Khi xylanh ở vị trí cao nhất, trụ thành thùng chịu uốn lớn nhất của lực đẩy xylanh.
Sơ đồ lực tác dụng của xylanh tại vị trí xylanh ở vị trí cao nhất:
AI I B 33° F P N 14 70 64 0 Z1 Z2 Sơ đồ lực tác dụng Ta có: {Z1+Z2=F.cos330 Z1.64=Z2.83 {Z1=66,3Kg Z2=51,1Kg Vậy: Mu= 64.66,3= 4243 ( Kg.cm) Mà : σu = Mu Wu Trong đó :
Mô men chống uốn Wu của thép [ 80x40x4,5 tra bảng ta có: W = 22,4 Kg/cm2.
σu = 424322,4 =189 Kg/cm2
Từ chương 2 ta có: [σu ]= 686 Kg/cm2
Ta thấy σu<[σu ], vậy ô tô đủ bền.
KẾT LUẬN
Trong thời gian vừa qua được sự giúp đỡ của thầy giáo Th.S Nguyễn Quang Cường đồng thời với sự nghiên cứu tìm hiểu của bản thân, chúng em đã hoàn thành đươ ̣c đề tài “Thiết kế xe ô tô bán hàng lưu động”.
Xe ôtô bán hàng lưu động được thiết kế từ việc lựu chọn các tổng thành rời. Sau khi lựa chọn, tính toán các tính năng phù hợp với mục đích của thiết kế, phù hợp với các tiêu chuẩn Việt Nam. Đề tài đã thiết kế,tính toán thùng xe, tính toán, lựa chọn hệ thống nâng hạ thùng cánh bên. Đề tài mang tính cụ thể và mang tính thực tiễn trong sản xuất, chế tạo xe ô tô bán hàng lưu động hiện nay, của ngàng công nghiệp ô tô nước ta. Với nhiệm vụ riêng “Thiết kế thùng hàng” đề tài đã giải quyết được các vấn đề sau:
- Thiết kế được thùng xe ôtô bán hàng lưu động và kiểm tra bền. - Thiết kế được hệ thống nâng hạ cánh bên.
Thông qua viê ̣c thực hiê ̣n đề tài chúng em thấy mình đã hiểu biết nhiều hơn, sâu sắc hơn về các loa ̣i xe bán hàng lưu động hiện đang đươ ̣c sử du ̣ng ở Viê ̣t Nam. Từ những tổng thành rời qua việc thiết kế lắp đặt chúng ta có được một chiếc xe chuyên dùng hoàn chỉnh mang nhãn hiệu hàng hóa trong nước với giá thành phù hợp và chất lượng cao.
Tuy nhiên, do nô ̣i dung đề tài còn mới và lượng kiến thức của chúng em còn ha ̣n chế nên nô ̣i dung đề tài không tránh khỏi những thiếu sót. Vì vâ ̣y chúng em
mong đươ ̣c sự đóng góp ý kiến của các thầy cô giáo cùng các ba ̣n để nô ̣i dung đề tài hoàn thiê ̣n hơn.
Chúng em xin chân thành cảm ơn!