32. Đồ án Tính toán kiểm nghiệm ôtô khách 35 chỗ Thaco KB80SLI 32. Đồ án Tính toán kiểm nghiệm ôtô khách 35 chỗ Thaco KB80SLI 32. Đồ án Tính toán kiểm nghiệm ôtô khách 35 chỗ Thaco KB80SLI 32. Đồ án Tính toán kiểm nghiệm ôtô khách 35 chỗ Thaco KB80SLI 32. Đồ án Tính toán kiểm nghiệm ôtô khách 35 chỗ Thaco KB80SLI 32. Đồ án Tính toán kiểm nghiệm ôtô khách 35 chỗ Thaco KB80SLI 32. Đồ án Tính toán kiểm nghiệm ôtô khách 35 chỗ Thaco KB80SLI 32. Đồ án Tính toán kiểm nghiệm ôtô khách 35 chỗ Thaco KB80SLI 32. Đồ án Tính toán kiểm nghiệm ôtô khách 35 chỗ Thaco KB80SLI
Giới thiệu tổng thể ôtô sat-xi nhập khẩu
Thông số kỹ thuật cơ bản của ôtô sat-xi XMQ6798
Ôtô sát xi XMQ6798 do hãng ôtô King Long - Trung Quốc sản xuất ở dạng khung gầm có gắn động cơ và nhập vào Việt Nam với các thông số kỹ thuật chính như sau.
Bảng 2-1 Các thông số kỹ thuật cơ bản của ôtô sat-xi XMQ6798
TT Thông số kỹ thuật Ký hiệu Giá trị Đơn vị
1 Chiều dài toàn bộ La 7780 mm
2 Chiều rộng toàn bộ Ba 2430 mm
3 Chiều cao toàn bộ Ha 1790 mm
4 Chiều cao trọng tâm ha 702,8 mm
5 Chiều dài cơ sở L 3800 mm
6 Vết bánh xe trước / sau 1950/1775 mm
Trọng lượng ôtô sat-xi:
- Phân bố lên cầu trước
- Phân bố lên cầu sau
Trọng lượng toàn bộ cho phép:
- Phân bố lên cầu trước.
- Phân bố lên cầu sau.
9 Bán kính quay vòng nhỏ nhất theo vệt bánh trước phía ngoài Rb 8,14 m
10 Khoảng sáng gầm xe >200 mm
13 Ly hợp Kiểu khô Tấm đơn, lò xo xoắn
Tỷ số truyền hộp số:
- Số lùi ih 1 ih 2 ih 3 ih 4 ih 5 ih 6 il
15 Tỷ số truyền lực chính i0 4,330
Giới thiệu các tổng thành và hệ thống của ôtô sat-xi
2.2.1 Động cơ. Động cơ gắn trên ôtô sat-xi XMQ6798 mang ký hiệu YC4G180-20 bố trí phía sau, có các thông số được ghi trong bảng 2.2.
Bảng 2-2 Thông số kỹ thuật cơ bản của động cơ YC4G180-20.
TT Thông số kỹ thuật của động cơ Ký hiệu Giá trị Đơn vị
1 Ký hiệu động cơ YC4G180-20
4 Đường kính xi lanh D 112 mm
6 Dung tích xi lanh Vh 5.202 cm 3
7 Khối lượng động cơ Gđc Kg
8 Công suất lớn nhất/ Số vòng quay Ne max/ n 132/
9 Moment xoắn lớn nhất / Số vòng quay Me max/ n 660/1400
2.2.2 Các hệ thống trên ôtô sát xi XMQ6798.
- Hệ thống truyền lực: Đây là hệ thống truyền lực cơ khí có cấp, truyền động cầu sau và bao gồm các tổng thành sau:
+ Ly hợp: Loại ly hợp một đĩa ma sát khô, dẫn động bằng thuỷ lực trợ lực bằng khí nén.
+ Hộp số: Hộp số điều khiển cơ khí, sáu số tiến và một số lùi, có đồng tốc từ số 2 đến số 6.
+ Truyền động các đăng đơn, một trục dạng ổ bi kim và chốt chữ thập, có đường kính 90mm.
+ Truyền lực chính đơn, kiểu bánh răng côn xoắn hypoid 1 cấp Tỷ số truyền i0
Hệ thống phanh của ô tô được thiết kế sử dụng phanh khí nén kiểu lắp cho xe XMQ6798 Hệ thống này sử dụng loại phanh tang trống dẫn động hai dòng, tích hợp 4 bầu tích năng lò xo đặt tại các bánh xe để đảm bảo an toàn và hiệu quả phanh Bình chứa khí nén có dung tích 66 lít, giúp duy trì áp suất ổn định cho hệ thống phanh khí nén hoạt động liên tục và tin cậy.
Phanh tay lốc kê dẫn động khí nén, tác động cầu sau.
Máy nén khí kiểu piston được làm mát bằng nước.
Hệ thống lái của xe được thiết kế sử dụng hệ thống lái cơ khí kiểu GX85KL tay lái thuận, do Trung Quốc sản xuất Hệ thống này phù hợp cho xe ô tô King Long XMQ6798, đảm bảo độ chính xác và an toàn trong quá trình vận hành Với cấu trúc chắc chắn và khả năng điều khiển linh hoạt, hệ thống lái này giúp người lái cảm nhận rõ ràng hơn về tình trạng của xe, nâng cao trải nghiệm lái xe an toàn và tiện nghi.
Cơ cấu lái kiểu trục vít ecu bi có tỷ số truyền : icc = 21,54:1, trợ lực thuỷ lực, được lắp đặt lên hệ cầu trước có sức chịu tải 4000 Kg, hình thang lái đặt sau trục trước.
- Hệ thống treo: Hệ thống treo của ô tô thiết kế được nhập khẩu đồng bộ với khung ô tô và cầu ô tô.
Hệ thống treo trước kiểu XMQ6798 là loại phụ thuộc với phần tử đàn hồi kiểu nhíp lá, phần tử giảm chấn kiểu ống thuỷ lực.
Hệ thống treo sau kiểu 6798Y-F120-2912010 loại phụ thuộc, kiểu nhíp lá, phần tử giảm chấn kiểu ống nhún thuỷ lực.
+ Bánh trước: Đơn; Lốp: 7.50R20 hoặc 8R22.5
+ Bánh sau: Kép; Lốp: 7.50R20 hoặc 8R22.5
Khung ô tô thiết kế được nhập khẩu đồng bộ của Trung Quốc loại sử dụng cho ô tô XMQ6798 bao gồm:
Dầm dọc được chế tạo bằng thép các bon thấp 09SiVL, loại đã được sử dụng để chế tạo khung ôtô Dầm dọc dạng bậc kết cấu phức hợp.
Các dầm dọc và dầm ngang của khung ô tô được chế tạo bằng phương pháp dập nguội.
- Hệ thống điện Ắc qui : Ắc qui 02 bình loại 12V- 120AH do Việt Nam sản xuất
Máy phát: Model JFZ29011-186, 28V – 110A Động cơ khởi động : QD264; 24V-5,2 KW
Giới thiệu tổng thể ôtô khách được đóng mới
Phân tích hình dáng tổng thể, tuyến hình của ôtô
Xe khách “THACO-KB80SLI” được sản xuất tại Công Ty TNHH sản xuất và lắp ráp ôtô Chu Lai Trường Hải Việt Nam, sử dụng khung sát-xi nhập khẩu từ Trung Quốc Đây là dòng xe khách cao cấp, hiện đại với kiểu dáng tinh tế và tính thẩm mỹ cao, phù hợp với các loại đường sá và địa hình của Việt Nam Sản phẩm này đáp ứng tiêu chuẩn chất lượng cao, mang lại sự an toàn và thoải mái cho hành khách Với thiết kế đẳng cấp, xe khách “THACO-KB80SLI” là lựa chọn hàng đầu cho các doanh nghiệp vận tải hướng đến dịch vụ chất lượng cao.
Hình 3-1 Tổng thể xe khách Thaco KB80SLI
1 Giàn bốc hơi; 2 Giàn ngưng; 3 Cửa thông gió; 4 Bình cứu hỏa;
5.Bậc lên xuống xe; 6 Ghế gập giành cho hướng dẫn viên; 7 Dụng cụ phá cửa
Bảng 3-1 Các thông số kỹ thuật cơ bản của ôtô Thaco KB80SLI
TT Thông số kỹ thuật Ký hiệu Giá trị Đơn vị
1 Chiều dài toàn bộ La 8000 mm
2 Chiều rộng toàn bộ Ba 2430 mm
3 Chiều cao toàn bộ Ha 3350 mm
4 Chiều cao trọng tâm ha 1297 mm
5 Chiều dài cơ sở L 3800 mm
6 Vết bánh xe trước 1950 mm
7 Vết bánh xe sau 1775 mm
8 Chiều dài đầu xe Lđx 1780 mm
9 Chiều dài đuôi xe Lđ 2420 mm
10 Khoảng sáng gầm xe 225 mm
11 Góc thoát trước/sau 14/12 độ
Số người cho phép (kể cả người lái) 35 Người
- Phân bố lên cầu trước
- Phân bố lên cầu sau
Bán kính quay vòng nhỏ nhất theo vệt bánh trước phía ngoài Rb 8,14 m
Góc dốc lớn nhất có thể vượt được 36,1 %
+ Những yêu cầu tổng quát về tổng thể, tuyến hình của ôtô.
- Đường bao ngoài xe có dạng khí động học tốt.
- Có hình dáng đẹp, tiện nghi cao và hiện đại.
- Các hệ thống như: Chiếu sáng, tín hiệu phải đầy đủ, và bố trí hợp lý, đúng quy định.
- Phân bố trọng lượng hợp lý, tận dụng tốt diện tích sàn xe.
- Đảm bảo kích thước phủ bì nằm trong phạm vi giới hạn cho phép: [2] + Chiều dài đầu xe: Lđx 3045%Lo.
+ Chiều dài đuôi xe: Lđ 65%Lo.
- Đảm bảo khoảng cách từ sàn đến trần xe: Hmax 4m [2]
- Khoảng sáng gầm xe: > 120 mm [2]
- Bán kính quay vòng nhỏ nhất theo vệt bánh trước phía ngoài Rb < 12 m[2]
- Đảm bảo các yêu cầu kỹ thuật, mỹ thuật và yêu cầu sử dụng của ôtô khách chất lượng cao
Dựa trên bảng số liệu các thông số kỹ thuật của ôtô Thaco KB80SLI, chúng ta nhận thấy tất cả các chỉ tiêu đều đáp ứng đầy đủ các tiêu chuẩn quy định cho ôtô tại Việt Nam, đảm bảo an toàn và chất lượng phù hợp với quy trình kiểm tra của ngành công nghiệp ôtô trong nước.
Thùng xe có thiết kế khí động học tối ưu giúp giảm lực cản của không khí khi xe vận hành ở tốc độ cao Phần đầu xe được sáng tạo với góc lượn hai bên kết hợp cùng kính chắn gió hướng về sau, tạo điều kiện thuận lợi cho luồng khí lưu thông trôi chảy và giảm hệ số cản không khí CX.
Tầm quan sát của người lái và hành khách thông thoáng, hành khách lên xuống dễ dàng.
Hình dạng, kích thước thích hợp Đảm bảo kiểm tra, bảo dưỡng dễ dàng, hạ thấp chiều cao trọng tâm của xe, chiều cao chất tải thấp.
Cơ sở sản xuất có hình dáng đẹp, tính thẩm mỹ cao, được bố trí trang thiết bị hợp lý, tiện nghi hiện đại phù hợp với công nghệ sản xuất trong nước.
Cửa thoát khẩn cấp trên xe phải phù hợp với các yêu cầu sau:
- Kích thước nhỏ nhất : rộng x cao = 550mm x 1200mm
Cửa sổ sử dụng làm cửa thoát hiểm cần có diện tích tối thiểu không nhỏ hơn 0,4 m², đảm bảo khả năng thoát hiểm an toàn Ngoài ra, cửa thoát hiểm phải phù hợp để đặt vừa một hình chữ nhật có kích thước cao 500 mm và rộng 700 mm, giúp dễ dàng thoát ra khi cần thiết Việc đảm bảo các quy định này góp phần nâng cao an toàn phòng cháy chữa cháy và thoát hiểm trong các công trình xây dựng.
Cửa sổ mặt sau có thể sử dụng làm cửa thoát hiểm trong các tình huống khẩn cấp, đảm bảo an toàn cho người sử dụng Thiết kế cửa thoát hiểm cho phép mở ra dễ dàng, phù hợp với kích thước hình chữ nhật cao 350mm và rộng 1550mm Các góc của cửa có thể được làm tròn với bán kính không quá 250mm để đảm bảo an toàn và thuận tiện trong quá trình sử dụng Việc lựa chọn cửa mặt sau có khả năng thoát hiểm giúp nâng cao mức độ an toàn cho công trình và đáp ứng các yêu cầu về phòng cháy chữa cháy.
- Số lượng cửa thoát hiểm được quy định như bảng dưới đây :
Số lượng cửa thoát khẩn cấp 4 5 6 7 8 9
Như vậy với 10 cửa, mỗi bên 5 cửa thoát hiểm ở hai bên hông trái và phải, xe đảm bảo tiêu chuẩn về an toàn khi có sự cố.
Phân tích kết cấu khung vỏ của ôtô
3.2.1 Bố trí dầm sàn ôtô khách
Các dầm được bố trí như hình 3.2.1
25 5 88 0 42 5 87 5 42 5 12 00 60 0 200 2307 YÊ U C ? U K ? T H U? T - M ?i h àn p h?i n g?u d?u, kh ôn g r? k hí, ch i? u ca o m ?i h à n t? 3 ~ 5m m - M ài s ?c h b avi a, x? hàn tru ?c kh i s on ch ?n g r?
Hình 3-2-1 Bố trí dầm sàn ôtô khách Thaco KB80SLI
01 Đà dọc; 02 Đà ngang chính; 03,04,05 Đà gia cố; 06 Khung bậc lên xuống;
07 Khung xương khoang máy; 0 8 Khung cửa kiểm tra; 09 Bát liên kết; 10.
Bảng 3-2-1 Các loại thép sàn xe
TT Ghi chú Tiết diễn ngang của thép Loại thép(mm)
7 - 27 thanh của khung xương khoang máy
8 - 18 thanh của khung bậc lên xuống
9 - 12 thanh của khung cửa kiểm tra
10 - 10 bát liên kết bằng thép tấm dày 3 mm.
11 - Vật liệu chế tạo khung xương là thép CT3.
Phương án bố trí sàn xe là yếu tố quan trọng ảnh hưởng đến độ an toàn và hiệu quả của xe Khi thiết kế sàn xe, cần chú trọng đến độ an toàn của dầm chịu tải trọng lớn từ các mảng trên và hành khách để đảm bảo xe vận hành ổn định Bên cạnh đó, tính kinh tế và hợp lý trong việc bố trí sàn cũng đóng vai trò quan trọng nhằm tối ưu chi phí và công năng sử dụng Việc lựa chọn phương án bố trí sàn phù hợp giúp nâng cao độ bền, an toàn và hiệu quả vận hành của xe ô tô.
Sàn xe được chế tạo từ nhiều thanh thép có tiết diên khác nhau, bố trí với khoảng cách cũng khác nhau, cụ thể như sau:
Các đà ngang chính nằm ngang song song từ đuôi xe đến đầu xe, với khoảng cách không đồng đều để phù hợp với tải trọng chủ yếu từ trên xuống trong quá trình lắp đặt các thiết bị hoặc chi tiết có trọng lượng lớn Ngoài ra, sàn xe còn được gia cố bằng các thanh dãy liên kết, giúp tăng độ cứng vững và liên kết chắc chắn, đồng thời có các đà dọc nằm phía trên hai đà dọc của sát-xi và các bát liên kết giúp liên kết các bộ phận phía trên của xe.
3.2.2 Bố trí khung, vòm ôtô khách
Khung vòm ôtô gồm có các mảng: Mảng trước, mảng sau, mảng trái, mảng phải và mảng nóc.
Khung xương các mảng được chế tạo bằng thép CT3 và đảm bảo yêu cầu kỹ thuật sau :
- Liên kết các thanh của mảng khung xương bằng hàn điện CO2, chiều cao mối hàn 2 (mm), các mối hàn liên kết đảm bảo ngấu đều, không nứt rỗ
- Tẩy sạch gỉ hàn trước khi sơn chống gỉ.
Sau đây ta lần lượt xét từng mảng khung xương: a) Khung xương đầu.
Hình 3-2-2 Bố trí khung xương đầu ôtô khách Thaco KB80SLI
01.Đà chính; 02.Đà ngang; 03.Đà ngang bắt kính chắn gió; 04,05.Đà gia cố;
06 Bát liên kết; 07 Bát bắt kính chắn gió;
Bảng 3-2-2 Các loại thép khung xương đầu xe
TT Ghi chú Tiết diện ngang của thép Loại thép(mm)
2 01 đà ngang bắt kính chắn gió 50 50 2
5 02 bát liên kết bằng thép tấm dày 3 mm.
Bản bát bắt kính chắn gió bằng thép tấm dày 1.5 mm là bộ phận quan trọng của xe, ảnh hưởng trực tiếp đến khả năng giảm sức cản gió và tối ưu khí động học Đây cũng là yếu tố quyết định sự phù hợp với kiểu dáng xe, đảm bảo độ an toàn cao và nâng cao tính tiện nghi cũng như thẩm mỹ cho phương tiện.
Khung xương đầu xe được thiết kế với hai đà chính liên kết từ dưới sàn xe và uốn cong để tạo kiểu dáng nổi bật, giảm sức cản gió và tăng khả năng cơ động khi vận hành Phần thân đầu xe chủ yếu bằng kính nhằm tối ưu khả năng quan sát cho tài xế, đảm bảo an toàn khi lưu thông trên đường Các thanh ngang trên vòm xe cũng được uốn cong để giảm sức cản khí động học, đồng thời các đà ngang và đà gia cường tăng cường độ cứng vững cho kết cấu đầu xe.
Hình 3-2-3 Bố trí khung xương đuôi ôtô khách Thaco KB80SLI
01.Đà chính; 02 Đà ngang; 03,04,05,07 Đà dọc;
06.Đà bắt bát cửa khoang máy
Bảng 3-2-3 Các loại thép khung xương đuôi xe
TT Ghi chú Tiết diện ngang của thép Loại thép(mm)
- 02 đà bắt bát cửa khoang máy
Khung xương đuôi xe được bố trí gồm các đà chính liên kết từ dưới sàn lên, với các đà dọc uốn cong tạo kiểu dáng xe Phần đuôi xe chỉ cần lắp kính nhỏ do không yêu cầu tầm nhìn Ngoài các đà chính, còn có đà ngang và thanh gia cường để tăng độ cứng vững của khung sát xi xe Bên dưới là cửa kiểm tra động cơ, các mối ghép liên kết bằng phương pháp hàn Hình dáng đuôi xe thể hiện rõ qua hình 3-2-3.
Hình 3-2-4 Khung xương hông trái.
Các thành phần chính của cấu trúc xe bao gồm trụ kính hông, thanh dưới khung kính và trụ đứng, tạo nền tảng vững chắc cho khung xe Trụ chia khoang hành lý giúp phân chia không gian một cách hợp lý, trong khi các đà gia cố và đà dọc tăng cường độ bền và khả năng chịu lực của cấu trúc Bát khóa cửa khoang hành lý và bát bắt xilanh nâng hạ đảm bảo an toàn và tiện ích khi sử dụng khoang hành lý Thanh ốp ngoài góp phần hoàn thiện thẩm mỹ và bảo vệ các bộ phận nội thất, kết hợp cùng các thành phần như trụ đứng để tạo nên hệ thống chắc chắn, an toàn cho xe.
Bảng 3-2-4 Các loại thép khung xương hông trái
TT Ghi chú Tiết diện ngang của thép Loại thép(mm)
4 - 06 trụ chia khoang hành lý 40 40 2
6 - 04 bát khoá cửa khoang hành lý bằng thép tấm dày 3 mm.
- 09 bát bắt xilanh nâng hạ cửa khoang hành lý bằng thép tấm dày 3 mm.
15 1,2 Khung xương hông trái xe được bố trí như sau: Là phần nằm phía vị trí người lái, xương hông này được bố trí như sau: Từ sàn xe trở xuống có 6 trụ chia khoang hành lý để tạo cửa khoang hành lý và bọc tôn ở phía dưới Phần trên từ sàn xe lên đến đà ngang bắt khung kính có 16 đà gia cố bắt ngang và chống chéo giúp khung chịu kéo, nén tốt Phía trên có 5 cửa thoát hiểm có kích thước như bản vẽ, 5 cửa này được lắp kính dày 5mm Ngăn cách giữa các kính thoát hiểm là các trụ kính hông, nó vừa chịu lực tác dụng từ trần xe, đảm bảo độ cứng vững cho xe vừa là nơi liên kết cửa thoát hiểm với nhau Phía đầu và cuối xe bố trí 2 đà dọc cong vừa chịu lực vừa tạo kiểu dáng cho xe d) Khung xương hông phải
Hình 3-2-5 Khung xương hông phải
01:Trụ kính hông; 02.Thanh dưới khung kính; 03.Trụ đứng; 04.Trụ chia khoang hành lý; 05,06 Đà gia cố; 07 Bát khóa cửa khoang hành lý
08.Bát bắt xilanh nâng hạ; 09.Thanh ốp ngoài.
Bảng 3-2-5 Các loại thép khung xương hông phải
TT Ghi chú Tiết diện ngang của thép Loại thép(mm)
4 - 06 trụ chia khoang hành lý 40 40 2
6 - 04 bát khoá cửa khoang hành lý bằng thép tấm dày 3 mm.
- 08 bát bắt xilanh nâng hạ cửa khoang hành lý bằng thép tấm dày 3 mm.
Phương án bố trí xương hông phải tương tự như xương hông trái nhưng có thêm một cửa lên xuống dành cho hành khách, được đặt ở vị trí đầu xe, ngang với ghế lái Ngoài ra, cấu trúc khung xương trần xe cũng được chú trọng để đảm bảo độ bền và chắc chắn cho toàn bộ hệ thống xe.
Hình 3-2-6 Khung xương trần xe.
01.Đà dọc chính; 02.Đà ngang chính; 03.Thanh liên kết; 04,05,06.Thanh đà dọc; 07 Đà ngang ; 08 Bát liên kết; 09 Bulong bắt giàn lạnh M10×25;
Bảng 3-2-6 Các loại thép khung xương trần xe
TT Ghi chú Tiết diện ngang của thép Loại thép
3 - 04 bát bắt bulong liên kết giàn lạnh 40 30 2
4 - 12 bát liên kết đèn trần
5 - 10 bát liên kết kệ hành lý bằng thép tấm dày 3mm
Phương án bố trí xương trần xe: Trần xe là một mảng bố trí liên kết gồm rất nhiều thanh thép với mục đích là tăng độ bền và độ cứng vững của trần xe nhằm tăng độ an toàn cho khung xe Xương trần xe được bố trí như sau: Gồm 2 thanh đà dọc chính từ đầu đến cuối xe, 07 thanh đà ngang chính được bắt gần cách đều nhau từ đầu tới cuối xe, ở ví trí lắp giàn lạnh được bố trí dày hơn để tăng độ an toàn khi lắp giàn điều hòa lên trần xe Ngoài ra trên trần xe còn lắp các đà dọc để liên kết với các đà ngang chính tạo khung cho trần xe Các thanh thép liên kết và các đà gia cố được liên kết với các đà dọc chính và đà ngang chính để tăng độ an toàn cho xương trần xe Trên trần xe còn hàn các bát liên kết ở một số vị trí dùng để lắp bulông lắp điều hòa hay các vị trí cần liên kết xuống sàn xe. f ) Cửa xe
Phương án bố trí xương cửa: Khung cửa được chế tạo bằng thép hộp 50
Hệ thống cửa của xe được liên kết gồm 5 đà ngang, phía dưới bọc tôn và phía trên lắp kính để lái xe dễ quan sát, đảm bảo an toàn và thuận tiện Trong cửa có lắp trụ xoay điều khiển đóng mở, được trợ lực khí nén giúp vận hành dễ dàng Phương án điều khiển cửa này được đánh giá là hiệu quả, an toàn, gọn nhẹ và mang tính thẩm mỹ cao, nên rất phổ biến trên các dòng xe khách hiện nay Tất cả các bộ phận được bố trí theo sơ đồ như hình 3.9, phù hợp với khung xương tổng thể của xe Thaco KB80SLI.
Hình 3-2-8 Khung xương tổng thể.
Bao gồm: khung xương hông phải, Khung xương trần; khung xươnghông trái;
Khung xương đầu và đuôi xe.
Tính kiểm nghiệm các thông số cơ bản
Xác định trọng lượng bản thân và trọng lượng toàn bộ của ôtô
- Trọng lượng khung gầm có gắn động cơ: Gkg = 3450 KG
- Trọng lượng phần khung xương: Gkx = 928,96 KG
- Trọng lượng hệ thống điều hoà lắp trên ôtô: Gđh = 295 KG
- Trọng lượng tôn vỏ: Gt = 433,17 KG
- Trọng lượng kính: Gk = 245,38 KG
- Trọng lượng ghế ngồi: Ggh = 35×20 = 700 KG
- Trọng lượng phần nội thất: Gnt = 420 KG
- Trọng lượng ván lót sàn: Gvs = 160 KG
- Trọng lượng ván lót khoang hành lý: Gvhl = 83,3 KG
Trọng lượng bản thân của ô tô khách THACO - KB80SLI:
G = Gkg + Gkx + Gđh + Gt + Gk + Ggh + Gnt + Gvs + Gvhl
- Trọng lượng hành khách: Q = Qkhách + Qhành lý = 35×70 + 894 = 3344 KG Trọng lượng toàn bộ của ô tô khách THACO - KB80SLI
Xác định toạ độ trọng tâm
Hình 4-2 trình bày sơ đồ xác định tọa độ trọng tâm của ô tô, trong đó gốc tọa độ được lấy tại tâm vết bánh xe trước với chiều dương hướng về phía sau xe Khi ô tô không tải, việc xác định vị trí trọng tâm dựa trên sơ đồ này giúp đảm bảo chính xác trong các phép đo lường và phân tích cân bằng của xe Đây là bước quan trọng trong quá trình kiểm tra và đánh giá trạng thái của ô tô, góp phần nâng cao an toàn và hiệu suất vận hành.
Toạ độ trọng tâm ô tô khách theo chiều dọc (phương x ).
- Khoảng cách từ trọng tâm ô tô đến tâm cầu trước: a = Xg
- Khoảng cách từ trọng tâm ô tô đến tâm cầu sau: b = L – a
Trong đó : Xg – Tọa độ theo phương x của trọng tâm;
G – Trọng lượng bản thân của ô tô;
Gi, Xgi – Trọng lượng và tọa độ theo phương x của các thành phần trọng lượng; b) Khi ô tô có tải.
Toạ độ trọng tâm ô tô khách theo chiều dọc (phương x ).
- Khoảng cách từ trọng tâm ô tô đến tâm cầu trước: a = Xg
- Khoảng cách từ trọng tâm ô tô đến tâm cầu sau: b = L – a
Trong đó : Xg – Tọa độ theo phương x của trọng tâm;
G0 – Trọng lượng toàn bộ của ô tô;
Gi, Xgi – Trọng lượng và tọa độ theo phương x của các thành phần trọng lượng;
Gi, hgi – Trọng lượng và chiều cao trọng tâm của các thành phần trọng lượng;
Tọa độ trọng tâm theo chiều cao (phương y ).
Ta chỉ tính cho trường hợp khi ô tô đầy tải.
Gốc tọa độ lấy tại tâm vết bánh xe trước, chiều dương hướng lên trên.
Dựa vào giá trị các thành phần trọng lượng và toạ độ trọng tâm của chúng, ta có thể xác định chiều cao trọng tâm của ô tô bằng công thức: hg = (∑Gi · hgi) / Go Công thức này giúp đo lường chính xác vị trí trung tâm của xe, từ đó tối ưu hóa sự cân bằng và an toàn khi vận hành Việc tính toán chiều cao trọng tâm đóng vai trò quan trọng trong thiết kế và kiểm tra kỹ thuật của ô tô, đảm bảo xe vận hành ổn định trên mọi địa hình.
Trong đó: hg,, G0 – Chiều cao trọng tâm và trọng lượng toàn bộ của ô tô;
Từ biến dạng hệ thống treo khi xe đầy tải, ta tính gần đúng sự thay đổi chiều cao trọng tâm của ôtô sat-xi là: f = (ft + fs)/2 = (14,81 + 13,75) = 14,28 cm
Bảng 4-2-1 Các thành phần trọng lượng của ôtô.
Ký hiệu Phân loại Gi Xi hi
Gkg Trọng lượng khung gầm có gắn động cơ 3450 2533,33 560
Gkx Trọng lượng khung xương 928,96 2257,4 1761,5
Gdh Trọng lượng hệ thống điều hòa 295 1436 3240
Ggh Trọng lượng ghế ngồi 700 2554 1620
Gt, Gk Trọng lượng tôn và kính 678,55 2225 1570
Gvs Trọng lượng ván lót sàn 160 2225 1220
Gvhl Trọng lượng ván lót khoang hành lý 83,3 1897 580
Gnt Trọng lượng phần nội thất 420 2213 2181
G Trọng lượng bản thân của ô tô 6716
Ghk Trọng lượng hành khách 2275 2400 1820
Ghh Trọng lượng hàng hoá ô tô 894 2225 580
Ghl Trọng lượng hành lý 175 2225 2877
G0 Trọng lượng toàn bộ của ô tô thiết kế 10060
Sau khi thay các giá trị cụ thể cho từng trường hợp có tải và không tải ta nhận được kết quả cho trong bảng sau:
Bảng 4-2-2 Các thành phần trọng tâm của ôtô. Ô TÔ KHÁCH 35 CHỖ THÔNG SỐ a (m) b (m) hg (m) Ô Tô THACO –
4.2.2 Kiểm tra độ êm dịu chuyển động của ôtô khách.
Trong trường hợp ôtô đầy tải, việc tính toán trọng tâm là yếu tố quan trọng để đánh giá sự êm dịu và tiện nghi cho hành khách Việc phân tích sự thay đổi của trọng tâm khi có tải trọng tác dụng lên hệ thống treo giúp đảm bảo tính chính xác của các thông số kỹ thuật như độ ổn định và khả năng quay vòng của xe.
Giả thiết khối lượng phần được treo có trọng tâm theo phương dọc xe trùng với trọng tâm của ôtô.
Khối lượng phần được treo toàn bộ xe 8560 KG, tính toán ta có được bảng sau:
Bảng 4-2-3 Số liệu tính toán độ êm dịu
BẢNG THÔNG SỐ TÍNH TOÁN
Thông số Đơn vị Nhíp trước Nhíp sau
Trọng lượng tác dụng lên nhíp KG 3221,3 5338,7
Khoảng cách tâm hai mỏ nhíp mm 1420 1460
Chiều rộng các lá nhíp: b mm 75 75
Chiều dày trung bình các lá nhíp: h mm 15 17
Thông số tính toán tần số dao động liên kết khi có tải
Khối lượng phần được treo toàn bộ xe KG 8560
Khoảng cách từ trọng tâm tới cầu trước: a mm 2370
Khoảng cách từ trọng tâm tới cầu sau: b mm 1430
Hệ số phân bố khối lượng trên một cầu (0.8-1.2) 1,2
Xác định các thông số đặc trưng của hệ thống treo:
I n = 6,33 cm 4 Độ võng tĩnh ft = P.L 3 /(48.E.In) = 3221,3.142 3 /(48.2,05.10 6 6,33) = 14,81 cm
I n = 12,28 cm 4 Độ võng tĩnh fs = P.L 3 /(48.E.In) = 5338,7.146 3 /(48.2,05.10 6 12,28) = 13,75 cm
Do các giá trị như tọa độ trọng tâm của ôtô và khối lượng các phần treo có sự thay đổi, nên việc đánh giá lại hệ số thông số êm dịu của ôtô, dựa trên tần số dao động liên kết, là cần thiết để đảm bảo hiệu suất vận hành tối ưu và độ bền của hệ thống treo.
Trong đó: 1 và 2 : Hệ số liên kết
Trong đó: a và b là các thông số tọa độ trọng tâm ôtô thiết kế
= 0,8 – 1,2 là hệ số phân bố khối lượng được treo
1 và 2 là tần số dao động đặc trưng của các phần tử khối lượng được treo phân ra cầu trước và cầu sau:
Bảng 4-2-4 Kết quả tính toán độ êm dịu
KẾT QUẢ TÍNH TOÁN Cầu trước Cầu sau
Tần số dao động riêng độc lập (n) lần /phút 78 81
Tần số dao động liên kết () lần /phút 75,92 63,83
Xe khách THACO-KB80SLI có số lần dao động trong một phút của khối lượng treo ở cầu trước và cầu sau đều nằm trong khoảng cho phép từ 60 đến 90 lần/phút, đảm bảo mang lại độ êm dịu và chuyển động mượt mà trên hành trình Điều này cho thấy xe đáp ứng các tiêu chuẩn về dao động, mang lại trải nghiệm thoải mái cho người trên xe Việc duy trì số lần dao động trong giới hạn cho phép là yếu tố quan trọng để đảm bảo chất lượng vận hành và sự thoải mái của xe khách.
Xác định sự phân bố trọng lượng ôtô lên các cầu
Hình 4-3-1 Phân bố trọng lượng lên các cầu khi ôtô không tải.
O1, O2 - Tâm của vết tiếp xúc bánh trước và bánh sau.
Z1, Z2 - Phản lực ở cầu trước và cầu sau.
Hình 4-3-2 Phân bố trọng lượng lên các cầu khi ôtô có tải.
Tương tự, lấy mômen tại O2:
Ta nhận được kết quả cho trong bảng sau :
Bảng 4-3 Trọng tâm của ôtô. Ô TÔ KHÁCH 35 CHỖ THÔNG SỐ
G (KG) Z1 (KG) Z2 (KG) Ô tô THACO
Tính toán kiểm tra hệ thống phanh
Bảng 4-4-1 Các thông số đầu vào tính toán hệ thống phanh
Thông số Ký hiệu Đơn vị Giá trị
Chiều cao trọng tâm ô tô hg m 1,297
Toạ độ trọng tâm ôtô theo chiều dọc a m 2,370
Toạ độ trọng tâm ôtô theo chiều dọc b m 1,430
Trọng lượng toàn bộ của xe G KG 10.060
Bán kính bánh xe Rbx m 0,422
Tốc độ chuyển động của ô tô trước khi phanh V m/s 8.33
Khoảng cách từ điểm chốt cố định đến tâm xi lanh phanh bánh xe hoặc tâm cam ép đối với cơ cấu phanh dẫn động khí nén cầu trước
Khoảng cách từ điểm chốt cố định đến tâm cam ép đối với cơ cấu phanh dẫn động khí nén của cầu sau
Bán kính trống phanh cầu trước R1 m 0,205
Bán kính trống phanh cầu sau R2 m 0,21
Hệ số ma sát của cặp trống phanh, má phanh F - 0.3
Hệ số bám của mặt đường - 0.6
Hệ số xét đến sự không đồng đều lực phanh ở các bánh xe mp - 1.4 Áp suất khí nén dẫn động phanh cầu trước P1 kG/cm 2 6.0
Tỷ số truyền của cơ cấu cam phanh cầu trước IK1-2,3 đóng vai trò quan trọng trong việc tối ưu hóa hiệu suất phanh Đường kính làm việc của bầu phanh cầu trước Dbp1 có kích thước 0,1 mét, đảm bảo khả năng hoạt động chính xác và đáng tin cậy Áp suất khí nén dẫn động phanh cầu sau P2 đạt 6.0 kg/cm², giúp nâng cao khả năng phanh và an toàn vận hành của xe.
Tỷ số truyền cơ cấu cam phanh cầu sau ik2 - 2,3 Đường kính làm việc của bầu phanh cầu sau Dbp2 m 0,14
Cơ cấu phanh có điểm đặt cố định riêng lẽ về một phía và các guốc phanh có dịch chuyển góc như nhau ( sơ đồ dưới đây)
Hình 4-4 Cơ cấu phanh Xác định mô men phanh thực tế sinh ra ở một cơ cấu phanh. a) Lực phanh thực tế trên các bánh xe.
Lực đẩy thực tế trên cần đẩy của bầu phanh bánh xe FTT được tính dựa trên các thông số ban đầu của bầu phanh và áp suất khí nén hoạt động Công thức tính lực này là ftt = p0 × s × m × η1 × η2, giúp đảm bảo tính chính xác và hiệu quả cho hệ thống phanh xe.
Trong đó: p0: áp suất khí nén khi làm việc ; p0 = 6 kG/cm 2 sm: diện tích màng bầu phanh. d: đường kính của màng bầu phanh.
1: hệ số tính đến độ nạp không khí vào bầu phanh; 1 = 1.
2: hiệu suất cơ học của bầu phanh; 2 = 0,95.
Thay số vào ta được: ftttr = 447,7 KG; ftts = 877,5 KG
- Lực tác dụng lên các guốc phanh
Mômen phanh sinh ra trên một bánh xe:
- Lực phanh sinh ra trên một bánh xe: p p bx
Trong hệ thống, r (KG) được xác định dựa trên chiều dài cần đẩy cam doãng l (cm), đường kính cơ sở cam doãng dc = 3 cm, và hệ số ma sát f giữa má phanh và tang phanh, với f = 0,3 Các yếu tố này đóng vai trò quan trọng trong việc tính toán lực truyền động và đảm bảo hiệu quả hoạt động của hệ thống phanh Việc hiểu rõ mối quan hệ giữa chiều dài cần đẩy, đường kính cam và hệ số ma sát giúp tối ưu hóa thiết kế nhằm đạt được độ chính xác và an toàn cao nhất trong quá trình vận hành.
Rtt: bán kính tang trống phanh trước, Rtt = 20 cm;
Rts: bán kính tang trống phanh sau, Rts = 21 cm; h: khoảng cách từ tâm cam đến tâm chốt quay guốc phanh, h = 39 cm;
Thay số vào ta được:
+ Mômen và lực phanh trên một bánh xe cầu trước: pg1 = 1239,8 (KG) pg2 = 2341,8 (KG) mp1 = 42979,33 (KG.cm) pp1 = 1132,3 (KG) + Mômen và lực phanh trên một bánh xe cầu sau: pg1 = 2376 (KG) pg2 = 4644 (KG) mp2 = 88452 (KG.cm) pp2 = 2096 (KG) Lực bám trên một bánh xe cầu trước:
Lực bám trên một bánh xe cầu sau:
Nhận xét : Pp1 = 1132,3 (KG) < Pb1 = 1135,71 (KG)
Trong quá trình thử nghiệm, lực phanh cầu trước (Pp2) là 2096 kg, cao hơn lực bám bánh xe (Pb2) là 1882,29 kg, cho thấy cầu trước có lực phanh lớn hơn lực bám Ngược lại, cầu sau có lực phanh (Pp) nhỏ hơn lực bám (Pb), khiến cầu sau có nguy cơ bị trượt khi phanh gấp, điều này gây nguy hiểm và có thể dẫn đến mất lái xe Do đó, việc xác định lực phanh riêng cho từng cầu là rất cần thiết để đảm bảo an toàn khi vận hành.
- Lực phanh riêng được tính theo công thức:
Trong đó: i : lực phanh riêng trên cầu thứ i ; ppi : lực phanh trên bánh xe thứ i ;
Gi : trọng lượng phân bố lên cầu thứ i ; Thay các giá trị vào ta được:
Lực phanh riêng cầu trước: t = 59,82 % Lực phanh riêng cầu sau : s = 66,81 % Lực phanh riêng của ô tô : p = 64,18 % c) Gia tốc phanh lớn nhất.
Jpmax = Pp.g/G = p.g = 64,18%.9,81 = 6,3 (m/s 2 ) d) Quãng đường phanh ngắn nhất.
Trong bài viết này, vận tốc ban đầu của ôtô khi bắt đầu phanh được xác định là v0 = 30 km/h (8,33 m/s), cùng với hệ số mp = 1,4 để phản ánh sự không đồng đều của lực phanh trên các bánh xe Theo quy định tại tiêu chuẩn 22 TCN 307-03, trong điều kiện thử với hệ số bám φ ≥ 0,6 và tốc độ thử vt = 30 km/h, nếu ôtô khách có tổng chiều dài trên 7,5 mét thì các quy trình kiểm tra và tiêu chuẩn an toàn sẽ được áp dụng để đảm bảo hiệu quả phanh và an toàn khi vận hành.
Quãng đường phanh Sp không lớn hơn 11,0 m hoặc
Gia tốc phanh Jphmax không nhỏ hơn 4,2 m/s 2
Như vậy hệ thống phanh của ôtô Thaco KB80SLI thỏa mãn tiêu chuẩn đề ra.
KIỂM TRA BỀN
Giới thiệu phần mềm RDM
Hiện nay, phương pháp phần tử hữu hạn đang được sử dụng phổ biến để phân tích và tính toán các cấu trúc trong nhiều lĩnh vực như cơ khí và xây dựng Phương pháp này giúp mô phỏng chính xác các yếu tố kết cấu phức tạp, từ đó nâng cao độ tin cậy của các dự án kỹ thuật Việc áp dụng phương pháp phần tử hữu hạn giúp tối ưu hóa thiết kế và đảm bảo tính an toàn của các công trình xây dựng và các hệ thống cơ khí.
Trong lĩnh vực cơ học vật rắn biến dạng dưới tác động của tải trọng ngoài, đặc biệt là các ứng dụng liên quan đến nhiệt, hàng không, đóng tàu, hiện nay tại Việt Nam chủ yếu sử dụng các phần mềm như RDM của Pháp và ANSYS của Mỹ để thực hiện các phép tính và kiểm tra độ bền Ngoài ra, các chuyên gia Việt Nam cũng đã tự phát triển phần mềm riêng nhằm phục vụ công tác học tập và nghiên cứu trong lĩnh vực này Nhờ các công cụ phần mềm hiện đại, công việc thiết kế và phân tích vật liệu trở nên hiệu quả, tiết kiệm thời gian và công sức, đồng thời nâng cao chất lượng các sản phẩm kỹ thuật.
Phần mềm RDM hàng đầu trong kiểm tra tính toán hệ khung và giàn chịu lực theo phương pháp phần tử hữu hạn, giúp phân tích các cấu trúc tĩnh động trong xây dựng Với khả năng nghiên cứu bài toán tĩnh động của kết cấu khung giàn không gian, RDM hỗ trợ kỹ thuật chính xác và hiệu quả Dưới đây là sơ đồ khối các bước sử dụng phần mềm RDM, đảm bảo quy trình tính toán rõ ràng và tối ưu cho dự án của bạn.
Hình 5-1 Sơ đồ khối các bước sử dụng phần mềm RDM
Kiểm tra bền thân vỏ ô tô khách
Khung xương ô tô là một hệ kết cấu siêu tĩnh phức tạp Để đơn giản trong tính toán ta có các giả thiết sau:
Khởi động và xác định đơn vị đầu vào.
Chọn đối tượng đưa vào tính toán(dầm phẳng hay không gian).
Tiến hành vẽ đối tượng cần kiểm tra bền.
Xác định liên kết các thanh, nội liên kết khung vỏ dầm.
Gán tiết diện cho các thanh thép liên kết, vật liệu.
Gán tải trọng tác dụng lên khung vỏ cần kiểm tra bền.
Xem kết quả và so sánh với độ bền cho phép.
Có thể coi các cột đứng chịu toàn bộ lực tác dụng, còn các thanh liên kết phụ là kết cấu gia cường
Trong quá trình tính toán bền của hệ giàn từ khung kính đến trần xe, giả thiết này được chấp nhận nhờ các đà liên kết chéo dưới khung kính có khả năng chống lại lực kéo nén khi chịu tải trọng Hoạt động kiểm tra độ bền tập trung vào liên kết từ trần xe xuống vì đây là phần yếu nhất của hệ cấu trúc Sử dụng phần mềm lực, chúng tôi xác định rằng khung được liên kết chắc chắn nhờ các thanh thẳng và mối hàn liên kết đủ bền để đảm bảo an toàn và độ bền của toàn bộ cấu trúc.
Khi vận hành, hệ khung xương chịu tác dụng của các tải trọng sau đây:
- Tải trọng tĩnh do trọng lượng bản thân khung vỏ, trọng lượng hàng hoá và hành khách.
- Tải trọng động khi ô tô phanh gấp hoặc quay vòng.
Trong các tình huống xe gặp chướng ngại vật hoặc bánh xe bị rơi xuống rãnh khi lưu thông trên đường, khung xương chịu tải trọng gấp nhiều lần tải trọng tĩnh, thường là k nhân lần Điều này đặc biệt quan trọng trong việc thiết kế và đảm bảo độ bền của kết cấu xe chịu tải để chống lại các tác động mạnh mẽ khi xe vận hành trong điều kiện khắc nghiệt Các yếu tố này cần được xem xét kỹ lưỡng để duy trì an toàn và hiệu suất của phương tiện trong mọi tình huống lưu thông.
Vật liệu chế tạo và ứng suất cho phép.
Các cột đứng của hệ khung xương 50×40×2 được chế tạo từ thép CT3 có giới hạn chảy:
ch = 26 ÷34 KG/mm 2 Ứng suất uốn cho phép của vật liệu được xác định theo công thức :
= 170,04 ÷ 222,36 (N/mm 2 ) ở đây : n - Hệ số an toàn: n = 1,5
Khi phanh gấp, khung xương bị uốn do tác dụng của lực quán tính.
+ Tải trọng do lực quán tính gây ra:
Pjk = mkv jpmax = (Gkv /g) jpmax (KG)
Trong đó: jpmax - Gia tốc lớn nhất của ô tô khi phanh.
Lấy kết quả ở phần tính toán kiểm tra phanh ta có: jpmax = 6,3 (m/s 2 ).
Gkv là trọng lượng thân vỏ tính từ thanh dầm ngang lên mái ô tô, được xác định khi các cột vòm chính bị ngàm cứng tại vị trí hàn nối với thanh giằng ngang Việc này giúp đánh giá chính xác trọng lượng và độ bền của kết cấu thân xe, đảm bảo an toàn và hiệu quả trong quá trình thiết kế và sản xuất ô tô.
Gkv chia làm hai thành phần: Gkv1 trọng lượng phần trần
Gkv2 trọng lượng phần kính
- Trọng lượng phần khung xương: Gkx = 217,3 KG
- Trọng lượng hệ thống điều hoà: Gđh = 275 KG
- Trọng lượng tôn trần: Gt = 167 KG
- Trọng lượng phần nội thất: Gnt = 90 KG
- Trọng lượng hành lý: Gvhl = 165 KG
- Trọng lượng giá để hành lý: Gghl = 60 KG
- Trọng lượng phần khung xương: Gkx = 80 KG
- Trọng lượng kính: Gk = 206,85 KG
- Trọng lượng phần nội thất: Gnt = 30 KG
Lực quán tính lớn nhất tác dụng lên một điểm nút của khung xương là: Ở phần trần: q1 = Pj1/(n.m) = Gkv1 jpmax /(g.n.m)
= 175,37 (N) Ở phần kính: q2 = Pj2/(n.m) = Gkv1 jpmax /(g.n.m)
Trong đó: n: là số cột đứng hoặc vòm. m: là số điểm lực tập trung trên một cột đứng hoặc vòm.
+ Tải trọng do tải trọng tĩnh gây ra: Ở phần trần: qt1 = Gkv1 /(n.m)
Sử dụng phần mềm RDM tính bền khung ô tô ta có kết quả như sau:
+ Biểu đồ phân bố lực:
Hình 5-2-1-1 Sơ đồ lực ở chế độ phanh gấp.
+ Biểu đồ biến dạng của khung ôtô khi đặt lực.
Hình 5-2-1-2 Sơ đồ biến dạng khi đặt lực ở chế độ phanh gấp.
Hình 5-2-1-3 Biểu đồ lực dọc ở chế độ phanh gấp.
Lực dọc lớn nhất tại chân của cột vòm số 6:
Hình 5-2-1-4 Biểu đồ lực cắt ở chế độ phanh gấp.
Lực cắt lớn nhất tại thanh dọc nối cột vòm số 6 và cột vòm số 7:
Hình 5-2-1-5 Biểu đồ moment xoắn ở chế độ phanh gấp.
Moment xoắn lớn nhất tại thanh dọc nối thanh ngang số 6 và cột vòm số 6:
Hình 5-2-1-6 Biểu đồ moment uốn ở chế độ phanh gấp.
Moment uốn lớn nhất tại đỉnh cột vòm số 6:
MFZmax = 286425,19 (N.mm)+ Biểu đồ ứng suất:
Hình 5-2-1-7 Biểu đồ ứng suất ở chế độ phanh gấp. Ứng suất lớn nhất tại đỉnh cột vòm số 6:
u = 88,34 (N/mm 2 ) < [u] = 170,04 ÷ 222,36 (N/mm 2 ) Như vậy các cột đứng đủ bền khi ô tô phanh gấp.
Khi quay vòng các cột đứng và thanh vòm trần chịu tác dụng của lực quán tính ly tâm theo các hướng ngang, dọc và theo thành phần lực thẳng đứng, lực quán tính li tâm đóng vai trò quan trọng trong việc ảnh hưởng đến độ an toàn và độ bền của kết cấu Việc phân tích chính xác các tác động của lực quán tính ly tâm giúp đảm bảo tính ổn định của các cấu kiện chịu tải trong quá trình quay vòng Hiểu rõ các lực này là yếu tố then chốt trong thiết kế kết cấu chịu ảnh hưởng của quay vòng để tối ưu hóa chi phí và nâng cao hiệu suất chịu lực của công trình.
Rqmin - Bán kính quay vòng của ô tô, Rqmin = 6,33 (m)
V - Tốc độ giới hạn khi quay vòng, V = 6,5185 (m/s); tg = b/Rqmin = 1,43/6,33 = 0,2259
Ta được: = Rqmin /cos = 6,33/cos12,73 0 = 6,49 m
Hình 5-2-1 Sơ đồ tính toán khi quay vòng Thay các trị số vào biểu thức Plt ta có:
+ Lực ly tâm theo chiều ngang:
Pltng1 = Plt1 cos = 650,24 cos12,73 0 = 634,26 (KG)
Lực li tâm theo chiều ngang phân bố trên điểm nút khung vòm: qltng1 = Pltng1/(n.m) = 634,26/(7.5) = 18,12 (KG)
= 177,77 (N) Trong đó: n là số khung vòm, n = 7. m: là số điểm lực tập trung trên một khung vòm.
+ Lực ly tâm theo chiều dọc:
Pltd1 = Plt1 sin = 650,24 sin12,73 0 = 143,28 (KG)
Lực li tâm theo chiều dọc phân bố trên một nút của khung vòm: qltd1 = Pltd1/(n.m) = 189,88/(7 5) = 4,09 (KG)
+ Lực ly tâm theo chiều ngang:
Pltng2 = Plt2 cos = 211,46 cos12,73 0 = 206,26 (KG)
Lực li tâm theo chiều ngang phân bố trên điểm nút cột vòm: qltng2 = Pltng2/(n.m) = 206,26/(14.1) = 14,73 (KG)
= 144,53 (N) Trong đó: n là số cột vòm, n = 14. m: là số điểm lực tập trung trên một cột vòm, m = 1.
+ Lực ly tâm theo chiều dọc:
Pltd2 = Plt2 sin = 211,46 sin12,73 0 = 46,6 (KG)
Lực li tâm theo chiều dọc phân bố trên một nút của cột vòm: qltd2 = Pltd2/(n.m) = 46,6/(14.1) = 3,33 (KG)
= 32,65 (N) b) Tải trọng do tải trọng tĩnh gây ra: qt1 = Gkv1 /(n.m) = 974,3/(7.5) = 27,84 (KG)
Sử dụng phần mềm RDM ta tính bền khung ô tô ta có kết quả như sau:
+ Biểu đồ phân bố lực:
Hình 5-2-2 Sơ đồ lực khi quay vòng.
+Biểu đồ biến dạng của khung ôtô khi đặt lực.
Hình 5-2-3 Biểu đồ biến dạng khi quay vòng.
Hình 5-1-4 Biểu đồ lực dọc khi quay vòng.
Lực dọc lớn nhất tại chân của cột vòm số 5:
Hình 5-2-5 Biểu đồ lực cắt khi quay vòng.
Lực cắt lớn nhất tại chân cột vòm số 5:
Hình 5-2-6 Biểu đồ moment xoắn khi quay vòng.
Moment xoắn lớn nhất tại chân cột vòm số 6:
Hình 5-2-7 Biểu đồ moment uốn khi quay vòng.
Moment uốn lớn ở nhất chân cột vòm số 5:
MFZmax = 521764,54 (N.mm) + Biểu đồ ứng suất:
Hình 5-2-8 Biểu đồ ứng suất khi quay vòng. Ứng suất lớn nhất tại chân cột vòm số 5:
Như vậy các cột đứng đủ bền khi ô tô quay vòng.
5.2.3 Khung xương chịu tải trọng gấp k d lần tải trọng tĩnh.
+ Lực tác dụng: Ở phần trần: qt1 = Gkv1.kd /(n.m)
= 1092,33 (N) Ở phần kính: qt2 = Gkv1.kd /(n.m)
Trong đó: n: là số cột đứng hoặc vòm. m: là số điểm lực tập trung trên một cột đứng hoặc vòm.
Sử dụng phần mềm RDM ta tính bền khung ô tô ta có kết quả như sau:
+ Biểu đồ phân bố lực:
Hình 5-2-9 Sơ đồ phân bố lực.
+Biểu đồ biến dạng của khung ôtô khi đặt lực.
Hình 5-2-10 Sơ đồ biến dạng khi đặt lực + Biểu đồ lực dọc:
Hình 5-2-11 Biểu đồ lực dọc Lực dọc lớn nhất tại chân của cột vòm số 5:
Hình 5-2-12 Biểu đồ lực cắt Lực cắt lớn nhất tại đỉnh cột vòm số 5:
Hình 5-2-13 Biểu đồ moment xoắn Moment xoắn lớn nhất tại thanh dọc nối vòm số 6 và cột vòm số 6:
Hình 5-2-14 Biểu đồ moment uốn Moment uốn lớn nhất trên thanh dọc tại vị trí liên kết với vòm số 6:
MFZmax = 481114,23 (N.mm) + Biểu đồ ứng suất:
Hình 5-2-15 Biểu đồ ứng suất ở chế độ phanh gấp. Ứng suất lớn nhất tại đỉnh cột vòm số 5:
u = 126,29 (N/mm 2 ) < [u] = 170,04 ÷ 222,36 (N/mm 2 )Như vậy các cột đứng đủ bền khi ô tô chịu tải trọng thẳng đứng gấp 4 lần tải trọng tĩnh.
Kiểm tra bền dầm ngang
5.3.1 Kiểm tra bền dầm ngang khi phanh gấp.
Sàn ô tô khách được xây dựng từ 8 dầm ngang chịu lực chính kích thước 40×60×3mm, đảm bảo khả năng chịu lực tối ưu Các thanh gia cường bằng vật liệu CT3 được tích hợp giúp tăng độ bền và độ ổn định của cấu trúc sàn Các dầm ngang này liên kết chắc chắn với sàn xe ô tô bằng phương pháp hàn, mang lại kết cấu vững chắc và an toàn Chi tiết cấu tạo của dầm ngang sàn ô tô được thể hiện rõ trong bản vẽ bố trí sàn, hỗ trợ quá trình thi công và kiểm tra kỹ thuật.
Bảng 5-3-1 Thông số dùng kiểm tra bền dầm ngang khi phanh gấp
Thông số Ký hiệu Đơn vị Giá trị
Số dầm ngang sàn xe (kể cả thanh gia cường) n - 17
Tiết diện dầm ngang - mm 60×40×3
Vật liệu chế tạo dầm ngang - - CT3
Trọng lượng tập trung tác dụng lên đầu dầm ngang Qtt kG 121,96 Trọng lượng phân bố do:
- Hành khách và hành lý Q kG 2450
Sàn ô tô là kết cấu siêu tĩnh phức tạp Để đơn giản trong tính toán có thể giả thiết:
Trong kết cấu thép, các dầm ngang chịu toàn bộ lực tác dụng, đảm bảo khả năng chịu lực chính của hệ thống Các thanh giằng đóng vai trò là kết cấu gia cường, giúp tăng cường độ vững chắc và độ ổn định của kết cấu Giả thiết này được chấp nhận vì nó hướng tới đảm bảo tính an toàn cao trong quá trình thiết kế và thi công công trình.
Lực tác dụng phân bố đều lên 17 thanh dầm ngang bằng thép CT3, kể cả thanh gia cường Giả thiết này phù hợp vì khi chuyển bài toán siêu tĩnh không gian sang bài toán phẳng, cần qua nhiều kết cấu gia cường để đảm bảo độ chính xác.
Khi ô tô chuyển động, dầm ngang sàn chịu tác dụng của các tải trọng như:
- Trọng lượng bản thân khung xương, hành lý và hành khách.
- Tải trọng động khi phanh gấp hoặc khi quay vòng.
Dầm ngang sàn chịu tải trọng lớn nhất khi ô tô chở đủ tải và phanh đột ngột.
Vì vậy khi tính bền dầm ngang sàn chỉ cần tính cho trường hợp này.
Khi phanh gấp, các dầm ngang sàn chịu tác dụng của lực quán tính trong mặt phẳng ngang, gây ra các ảnh hưởng đáng kể đến kết cấu khung Đồng thời, trọng lượng của khung vỏ, sàn, ghế và các tải trọng tác dụng trong mặt phẳng thẳng đứng cũng tác động lên các dầm ngang này Hiểu rõ các lực tác dụng trong tình huống phanh gấp giúp đảm bảo tính an toàn và độ bền của kết cấu xe.
- Tải trọng tập trung đặt tại đầu các dầm ngang chính do trọng lượng khung vỏ sinh ra (không kể trọng lượng sàn).
= 1196,43 (N) Trong đó: n: Số dầm ngang sàn chịu lực; n = 8
Trọng lượng phần khung xương (trừ sàn và khoang hàng hóa): Gkx = 582,87 KG
Trọng lượng hệ thống điều hoà lắp trên ôtô: Gđh = 295 KG
Trọng lượng tôn vỏ: Gt = 433,17 KG
Trọng lượng kính: Gk = 245,38 KG
Trọng lượng phần nội thất: Gnt = 220 KG
Trọng lượng hành lý: Ghl = 175 KG
- Tải trọng phân bố lên các đà của sàn do trọng lượng sàn, ghế, hành khách sinh ra: qs = (Gsàn + Ggh + Qkhách Gnt)/(n.l + 2.ld)
= 0,6867 (N/mm) l: chiều dài dầm ngang sàn; l = 2307 mm ld: chiều dài dầm dọc sàn; ld = 5245 mm
Tải trọng tập trung trên các điểm nút dầm của khoang hàng hóa xuất phát từ trọng lượng hàng hóa, ván lót, nội thất và chính khoang hàng Công thức tính tải trọng này là qhh = (Ghh + Gv + Gnt + Gbt) / (m · n), trong đó Ghh, Gv, Gnt, Gbt lần lượt là các trọng lượng thành phần, còn m và n là số lượng điểm nút dầm theo chiều dài và chiều rộng của khoang hàng Việc tính toán chính xác tải trọng tập trung giúp đảm bảo độ an toàn và hiệu quả trong thiết kế kết cấu khoang hàng hóa.
= 354,78 (N/mm) m: số nút trên mỗi dầm ngang; m = 4 n: số dầm ngang; n = 8
- Lực quán tính tập trung đặt tại đầu các dầm ngang sinh ra do trọng lượng khung vỏ (trừ phần sàn xe và khoang hàng hóa) gây ra:
Pj = mkv.jmax/2.n = (Gkv/g).jmax/(2.n) = (1951,42/9,81).6,3/(2.17)
- Lực quán tính phân bố sinh ra trên đà ngang sàn do trọng lượng của sàn, ghế, hành khách: qj = qs.jmax/g = 0,07.6,3/9,81 = 0,045 (kG/mm)
- Lực quán tính tập trung sinh ra trên đà ngang khoang hàng hóa do trọng lượng của hàng hóa, khoang hàng hóa: qjhh= qhh.jmax/g = 354,78.6,3/9,81 = 227,84 (N)
+ Sơ đồ lực tác dụng lên dầm ngang.
Hình 5-3-1 Sơ đồ lực tác dụng lên dầm ngang sàn.
Sử dụng phần mềm RDM để kiểm tra bền ta có sơ đồ lực như sau:
+ Sơ đồ biến dạng của dầm ngang sàn.
Hình 5-3-2 Sơ đồ biến dạng của dầm ngang sàn.
Hình 5-3-3 Biểu đồ lực dọc khi quay vòng.
Hình 5-3-4 Biểu đồ lực cắt khi phanh gấp.
Hình 5-3-5 Biểu đồ moment xoắn khi phanh gấp.
+ Biểu đồ moment uốn của dầm ngang sàn.
Hình 5-3-6 Biểu đồ momen uốn dầm ngang sàn khi phanh gấp
Moment uốn lớn tại ngàm liên kết:
+ Biểu đồ ứng suất dầm ngang sàn.
Hình 5-3-7 Biểu đồ ứng suất dầm ngang sàn. Ứng suất lớn nhất tại ngàm liên kết như biểu đồ:
u = 102,89 (N/mm 2 ) < [u] = (170,04 ÷ 222,36 ) (N/mm 2 ) Như vậy u < [u] do đó dầm ngang đủ bền.
5.3.2 Kiểm tra bền dầm ngang khi chịu tải trọng gấp k d lần tải trọng tĩnh.
Ta chỉ cần lấy phần tải trọng tĩnh ở phần trên nhân với hệ số tải trọng động kd = 3
- Tải trọng tập trung đặt tại đầu các dầm ngang chính do trọng lượng khung vỏ sinh ra (không kể trọng lượng sàn).
- Tải trọng phân bố lên các đà của sàn do trọng lượng sàn, ghế, hành khách sinh ra: qs = (Gsàn + Ggh + Qkhách Gnt).kd/(n.l + 2.ld)
= 2,06 (N/mm) l: chiều dài dầm ngang sàn; l = 2307 mm ld: chiều dài dầm dọc sàn; ld = 5245 mm
Tải trọng tập trung sinh ra trên các điểm nút dầm của khoang hàng hóa chủ yếu do trọng lượng hàng hóa, ván lót, nội thất và chính khoang hàng Công thức tính tải trọng này là qhh = (Ghh + Gv + Gnt + Gbt) x 3 / (m x n), trong đó Ghh, Gv, Gnt, Gbt lần lượt đại diện các thành phần trọng lượng liên quan đến hàng hóa và nội thất Hiểu rõ các yếu tố này giúp đảm bảo tính toán chính xác tải trọng chịu lực của cấu kiện dầm trong thiết kế cấu trúc khoang hàng.
= 1064,48 (N/mm) m: số nút trên mỗi dầm ngang; m = 4 n: số dầm ngang; n = 8
Sử dụng phần mềm RDM để kiểm tra bền ta có sơ đồ lực như sau:
+ Sơ đồ lực tác dụng lên dầm ngang.
Hình 5-3-8 Sơ đồ lực tác dụng lên dầm ngang sàn.
+ Sơ đồ biến dạng của dầm ngang sàn.
Hình 5-3-9 Sơ đồ biến dạng + Biểu đồ lực dọc:
Hình 5-3-10 Biểu đồ lực dọc Lực dọc lớn nhất:
Hình 5-3-11 Biểu đồ lực cắt Lực cắt lớn nhất:
Hình 5-2-12 Biểu đồ moment xoắn Moment xoắn lớn nhất:
+ Biểu đồ moment uốn của dầm ngang sàn.
Hình 5-2-13 Biểu đồ momen uốn dầm ngang sàn Moment uốn lớn tại ngàm liên kết:
+ Biểu đồ ứng suất dầm ngang sàn.
Hình 5-2-14 Biểu đồ ứng suất dầm ngang sàn. Ứng suất lớn nhất tại ngàm liên kết như biểu đồ:
u = 156,70 (N/mm 2 ) < [u] = (170,04 ÷ 222,36 ) (N/mm 2 )Như vậy u < [u] do đó dầm ngang đủ bền.
Các tính toán ổn định của ôtô
Tính toán ổn định ôtô
Trong quá trình thiết kế ôtô khách, ngoài việc chú trọng đến các tiêu chuẩn về thẩm mỹ, tiện nghi và hiện đại, thì an toàn vẫn là yếu tố hàng đầu Để đảm bảo an toàn tối đa cho hành khách, cần phải tính toán và kiểm tra kỹ lưỡng ổn định dọc và ngang của xe, cũng như khả năng ổn định khi quay vòng Việc đảm bảo các yếu tố này giúp nâng cao chất lượng và độ tin cậy của ôtô khách trên mọi cung đường.
6.1.1 Tính toán ổn định dọc ôtô. Để tính toán ổn định dọc cho ôtô thiết kế ta cần xét các trường hợp khi xe lên dốc và xuống dốc để kiểm tra độ an toàn khi xe làm việc trong điều kiện địa hình phức tạp.Với yêu cầu như vậy ta có sơ đồ tính toán như Hình 6.1.
+ Khi xe lên dốc: Ô TÔ KHÁCH 35 CHỖ THÔNG SỐ a (m) b (m) hg (m) Ô Tô THACO – KB80SLI 2,370 1,430 1,297
Khi ôtô lên dốc với tốc độ thấp và ổn định, các lực cản gió và lực quán tính có thể bỏ qua, vì tác động của chúng là nhỏ Đồng thời, ảnh hưởng của lực cản lăn cũng được coi như không đáng kể trong điều kiện này.
L - Góc ổn định dọc khi xe lên dốc.
Hình 6-1 Sơ đồ tính toán ổn định dọc khi xe lên dốc.
TgX = a / hg, X - Góc ổn định dọc khi xe xuống dốc.
TgX = 2370 / 1297 = 1,827 X = 61,31 0 + Điều kiện để đảm bảo an toàn cho ôtô bị trượt trước khi bị lật đổ.
- Góc dốc giới hạn khi ôtô bị trượt trước khi lật đổ.
Vì 1 ( - hệ số bám dọc của bánh xe với đường) nên ôtô khách đảm bảo ổn định dọc trên các loại đường.
6.1.2 Tính toán ổn định ngang ôtô.
Sơ đồ tính toán ổn định ngang của ôtô như Hình 6.3.
Hình 6.2 Sơ đồ tính toán ổn định ngang và quay vòng.
Trong quá trình ôtô chuyển động đều, trị số mômen quán tính của các chi tiết quay của động cơ và hệ thống truyền lực thường được giả thiết có giá trị xấp xỉ bằng không (Mjn ≈ 0), giúp đơn giản hóa tính toán truyền lực Khi đó, công thức tính moment truyền động (Tgβđ) trở nên rõ ràng, với công thức là Tgβđ = B/2hg, trong đó B đại diện cho lực tác dụng, còn hg là chiều cao hoặc chiều dài liên quan đến hệ thống truyền lực Việc áp dụng công thức này giúp tối ưu hóa thiết kế và phân tích hiệu quả truyền lực của hệ thống truyền động ôtô trong các điều kiện hoạt động liên tục.
đ - Góc dốc giới hạn mà xe bị lật đổ.
B - Khoảng cách giữa hai vệt bánh xe sau, B = 1775 [mm]
Tgđ = 1775/2.1297 = 0,684 đ = 34,4 0 Giả thiết mặt đường bằng phẳng và ngang Khi ôtô quay vòng trên mặt đường ngang thì tốc độ giới hạn nguy hiểm của ôtô là:
Vn- Vận tốc giới hạn nguy hiểm khi ôtô bị lật đổ.
RG : Bán kính quay vòng nhỏ nhất tính theo điểm trọng tâm ô tô (điểm G):
RG = 6,33 (m) g - Gia tốc trọng trường ( g = 9,81 m/s 2 )
Vn = 9 , 81 6 , 33 0 , 684 = 6,52 [m/s] Điều kiện để ôtô bị trượt trước khi bị lật đổ là:
V- Vận tốc giới hạn khi ôtô bị trượt ngang.
y - Hệ số bám ngang của đường và bánh xe.
Kết hợp (6.1), (6.2) và (6.3) ta có điều kiện: y h g
Do đó yêu cầu người lái hạn chế tốc độ ở các quãng đường vòng (tốc độ nhỏ hơn 23,5 Km/h).
6.1.4 Xác định hành lang quay vòng của ôtô. a) Xác định bán kính quay vòng của ô tô.
Bán kính quay vòng nhỏ nhất theo vệt bánh xe trước phía ngoài được tính theo công thức :
Rqmin = L/sin + B1/2 cos Ở đây : - Góc quay trung bình của các bánh xe dẫn hướng : = 33 0
Bán kính quay vòng của ô tô thiết kế nằm trong giới hạn cho phép. b) Xác địng hành lang quay vòng của ô tô.
Xe thiết kế là loại xe có hai cầu, với hệ thống bánh hơi gồm hai bánh xe dẫn hướng phía trước Sơ đồ động học quay vòng của xe thiết kế thể hiện rõ quá trình hoạt động của hệ thống này, giúp hiểu rõ cơ chế chuyển động và điều khiển xe trong các tình huống quay vòng Đây là thông tin quan trọng trong việc phân tích đặc điểm kỹ thuật và tối ưu hóa hiệu suất vận hành của xe thiết kế.
Hình 6-3 Sơ đồ động học quay vòng của ôtô.
Bán kính quay vòng điểm giữa trục sau: RJ = PJ.
L - Chiều dài cơ sở của ô tô ; L = 3,8[m]
- Góc quay trung bình của bánh xe dẫn hướng phía trong và phía ngoài ô tô.
Góc chuyển hướng trung bình: = (t+ n) / 2 = 33 0
Bán kính quay vòng tại trọng tâm xe G.
AN: Chiều rộng toàn bộ của ôtô.
Bán kính quay vòng tại tâm bánh xe dẫn hướng phía ngoài, ta có:
Bán kính quay vòng điểm giữa trục trước: RH = PH
Bán kính quay vòng tính theo điểm bên ngoài tại tâm trục sau.
Bán kính quay vòng tại điểm C, ta có:
Bán kính quay vòng tại điểm B :
Bán kính quay vòng tại điểm A, ta có:
Bán kính quay vòng tại điểm K, ta có:
Bán kính quay vòng tại điểm N, ta có:
Hình 6-4 Sơ đồ xác định hành lang quay vòng của ôtô thiết kế.
Hành lang quay vòng của ô tô được xác định dựa trên bán kính quay vòng của điểm bên ngoài cùng tại đầu xe (điểm B) và bán kính quay vòng của điểm nằm trên đường vuông góc của tâm trục bánh xe sau (điểm C) Việc tính toán này giúp hiểu rõ khả năng quay đầu và khả năng vận hành linh hoạt của xe trong không gian hạn chế Bán kính quay vòng là yếu tố quan trọng ảnh hưởng đến khả năng điều khiển xe, đặc biệt khi di chuyển trong khu vực đô thị hoặc chỗ đông đúc Đánh giá chính xác hành lang quay vòng hỗ trợ các nhà thiết kế tối ưu hóa cấu trúc xe, nâng cao hiệu suất vận hành và an toàn khi sử dụng.
Ta có hành lang quay vòng là: HV [m]
Ô tô THACO-KB80SLI có hành lang quay vòng Hv = 4,364 mét, đảm bảo khả năng cơ động tốt trên các loại đường giao thông công cộng hiện nay tại Việt Nam Điều này giúp xe dễ dàng quay đầu và hoạt động linh hoạt trong các điều kiện đường phố khác nhau Với chiều dài quay vòng hợp lý, xe phù hợp cho các tuyến đường đông đúc và các khu vực có không gian hạn chế Nhờ đó, xe không chỉ tối ưu hóa hiệu quả vận hành mà còn nâng cao an toàn và tiện nghi cho người sử dụng trong môi trường đô thị nhiều phương tiện.
6.1.4 Kiểm tra tính ổn định của ô tô.
Trên cơ sở bố trí chung và toạ độ của trọng tâm của ô tô, có thể xác định được các giới hạn ổn định của ô tô như sau :
- Góc giới hạn lật khi lên dốc:
- Góc giới hạn lật khi xuống dốc:
- Góc giới hạn lật trên đường nghiêng ngang:
- Vận tốc chuyển động giới hạn của ô tô quay vòng với bán kính Rmin = 6,33 m;
Bảng 6-1 Kết quả tính toán ổn định TT Ô TÔ
Thông Số a(m) b(m) hg(m) WT(m) L(độ) X(độ) (độ) Vgh(Km/h)
Các giá trị giới hạn về ổn định của ô tô phù hợp với điều kiện đường xá thực tế, giúp đảm bảo xe hoạt động ổn định trong các điều kiện chuyển động khác nhau Các số liệu như tải trọng từ 1,430 đến 61,612 và các chỉ số về khả năng chịu tải như 2,4, 1,430, 1,297, 1,775 thể hiện tính phù hợp của các giới hạn này nhằm duy trì sự an toàn và ổn định của ô tô khi vận hành trên các tuyến đường khác nhau.
Tính toán sức kéo ôtô
Ô tô khách đóng mới từ ô tô sát xi nhập sẵn vẫn giữ nguồn động lực và hệ thống truyền lực ban đầu, chỉ thay đổi về hình dạng nhằm cải thiện hệ số cản khí động học Thay đổi về kiểu dáng cũng ảnh hưởng đến trọng lượng bám của xe so với xe nguyên thủy, do đó cần tính toán lại sức kéo hoặc khả năng động lực của ô tô để đảm bảo hiệu suất vận hành tối ưu.
6.2.1 Các thông số cơ bản.
Từ kết quả tính toán trên ta có các thông số của ôtô khách THACO-KB80SLI như sau:
Bảng 6-2 Thông số tính toán động lực học kéo của ôtô.
Thông số Ký hiệu Đơn vị Giá trị
Trọng lượng toàn bộ ôtô G0 kG 10060
Phân bố lên cầu chủ động G0z2 kG 6274,3
Trọng lượng bản thân G kG 3785,7
Bán kính bánh xe Rbx m 0,445
Hệ số biến dạng lốp 0,95
Hệ số cản không khí K 0,3
Hệ số cản lăn f 0,02 Động Cơ YUCHAI YC4G180-20
Công suất cực đại Ne (ml) 177
Số vòng quay nv (v/ph) 2300
Moment xoắn cực đại Me (KG.m) 67,3
Số vòng quay nm (v/ph) 1400-1600
Hệ số chủng loại động cơ a = 0,5 b = 1,5 c =1,0
Tỷ số truyền hộp số
Tỷ số truyền cầu chủ động ic 4,33
Thời gian trễ khi chuyển số t s 2
6.2.2.Tính toán các thông số động lực học của ôtô.
- Hệ số cản không khí: K = (0,25 0,4) [Ns 2 /m 4 ]
- Hệ số cản lăn của đường: f f = f0
1 V 1500 2 max f0 - Hệ số cản lăn ứng với tốc độ chuyển động của xe v 22,2 [m/s] Với loại đường nhựa tốt: f0 = (0,015 0,02), chọn: f0 = 0,015.
- Diện tích cản chính diện của ô tô khách.
Ba = 2,43[m]- Chiều rộng lớn nhất của ô tô ;
Ha = 3,35[m]- Chiều cao lớn nhất của ô tô ;
Kf - Hệ số điền đầy diện tích, Kf = 0,75 0,9; chọn Kf = 0,8
- Hiệu suất hệ thống truyền lực (t). Đối với xe khách với truyền lực chính một cấp: t = 0,89.
- Nhân tố cản không khí.
Xác định theo công thức : W = K.F [Ns 2 /m 2 ]
- Bán kính làm việc trung bình của bánh xe (cỡ lốp 7.50 - 20). rb = r0 [mm]
Với : ro- Bán kính thiết kế của bánh xe. r0 = (7,5 + 20/2).25,4 = 444,5 [mm]
- Hệ số biến dạng của lốp, được chọn phụ thuộc vào loại lốp.
Với lốp có áp suất cao: = (0,945 0,950), chọn = 0,947.
- Tải trọng ở cầu sau phân bố lên mỗi lốp là: q2 = 1568 , 6
G - Trọng lượng phân bố lên cầu sau, [KG] i- Số lốp ở cầu sau, i= 4 (chiếc).
- Tải trọng ở cầu trước phân bố lên mỗi lốp là: q1 = 1892 , 85
Lốp 10.00 - 20 có khả năng chịu tải cho phép là 2700 [KG] Vậy các lốp xe đủ khả năng chịu tải.
Lập các đồ thị đặc tính động lực học
6.3.1 Lập đồ thị đặc tính ngoài của động cơ.
Dựa trên các thông số kỹ thuật của động cơ YUCHAI YC4G180-20, chúng tôi áp dụng công thức kinh nghiệm của Leyde-man để xác định đặc tính bên ngoài của động cơ Việc này giúp đảm bảo hiệu suất hoạt động tối ưu và độ bền của động cơ trong quá trình vận hành Phân tích các đặc tính này là bước quan trọng trong việc nghiên cứu và phát triển các dòng động cơ chính xác, phù hợp với yêu cầu kỹ thuật của từng ứng dụng Áp dụng công thức Leyde-man sẽ hỗ trợ tối ưu hóa các thông số vận hành và nâng cao tuổi thọ của động cơ YUCHAI YC4G180-20, đáp ứng các tiêu chuẩn về hiệu suất và an toàn trong công nghiệp.
Ne - Công suất có ích của động cơ, [KW]
Nemax - Công suất lớn nhất của động cơ, [KW]
e - Tốc độ góc của trục khuỷu ứng với một điểm bất kỳ của đồ thị đặc tính ngoài, [rad/s]
Tốc độ góc trục khuỷu ứng với công suất cực đại được ký hiệu là N [rad/s], trong khi các hệ số kinh nghiệm a, b, c phản ánh đặc điểm riêng của từng loại động cơ Để thực hiện các tính toán nhanh chóng và tiện lợi, ta thường đặt các biến số phù hợp dựa trên các hệ số này, giúp quá trình kiểm tra và thiết kế động cơ trở nên dễ dàng hơn.
Ne =Nemax.K (6.6) Mômen xoắn động cơ tính toán theo công thức
Me - Mômen xoắn động cơ, [N.m]
Ne - Công suất có ích của động cơ, [KW]
e - Tốc độ góc của động cơ, [rad/s]
Với động cơ Diesel 4 kỳ thì ta có các giá trị của hằng số Lây-đec-man là: a = 0,5 ; b = 1,5 ; c = 1 ;
Thay các giá trị vào phương trình (6.5), (6.6) và (6.7) ta lập bảng 6.4 và từ các trị ở bảng này xây dựng được đặc tính tốc độ ngoài của động cơ
Bảng 6-3-1 Giá trị của Ne và Me tính theo tốc độ góc e và ne.
K ne (vg/ph) e (rad/s) Ne(KW) Me(N.m) 0.17391 0.12706501 400 41.887902 16.77588 400.4947 0.26087 0.21476124 600 62.831853 28.35406 451.2689 0.34783 0.31330648 800 83.775804 41.36460 493.7535 0.43478 0.41875565 1000 104.719755 55.28663 527.9484 0.52174 0.52716364 1200 125.663706 69.59930 553.8536 0.6087 0.63458535 1400 146.607657 83.78176 571.4692 0.69565 0.73707569 1600 167.551608 97.31315 580.7951 0.82609 0.87293499 1900 198.967535 115.25010 579.2407 0.91304 0.9458371 2100 219.911486 124.87508 567.8424
1 1 2300 240.855437 132.02599 548.1545 ĐỒ THỊ ĐẶC TÍNH NGOÀI ĐỘNG CƠ
Hình 6-3-1 Đồ thị đặc tính ngoài động cơ YC4G180-20
6.3.2 Lập đồ thị đặc tính kéo của ô tô. a) Lập đồ thị cân bằng công suất của ô tô
Phương trình cân bằng công suất tổng quát của ô tô có dạng:
Nk = Ne – ( Nt + Nf + N Ni Nj Nm+ Np - Nmn ) (6.8) Trong đó ( Đơn vị tính theo W):
Nk- Công suất của động cơ phát ra tại bánh xe chủ động.
Ne- Công suất của động cơ phát ra.
Nt- Công suất tiêu hao do ma sát trong hệ thống truyền lực
Nf- Công suất tiêu hao để thắng lực cản lăn.
Nw- Công suất tiêu hao để thắng lực cản không khí.
Ni- Công suất tiêu hao để thắng lực cản dốc của đường.
Nj- Công suất tiêu hao để thắng lực cản quán tính.
Nj= Ga.i.j.V/(1000.g) Trong đó: g - Gia tốc trọng trường; j - Gia tốc của ôtô;
i - Hệ số tính đến ảnh hưởng của các khối lượng chuyển động quay
Nm- Công suất cản ở móc kéo.
Np- Công suất dẫn động cho các thiết bị phụ.
Np= Mp.p Ở đây ta lấy Np= 10 Ne
Nmn- Công suất dẫn động máy nén của điều hoà không khí.
Ta lập đồ thị cân bằng công suất của ôtô trong trường hợp ôtô chuyển động ổn định (j = 0) trên đường bằng ( = 0), không kéo móc Tức là: Ni= 0, Nj= 0, Nm= 0
Do đó phương trình cân bằng công suất (6.8) có dạng sau:
Nk= Ne - Nt = t Ne = 0,89.Ne (6.9) Tốc độ chuyển động của xe ở các tay số khác nhau theo tốc độ góc:
Bảng 6-3-2 Quan hệ giữa Ne, NK,Pki, theo Vi
V1 Pk1 Nk1 V2 Pk2 Nk2 V3 Pk3 Nk3
V4 Pk4 Nk4 V5 Pk5 Nk5 V6 Pk6 Nk6
Nf Ntong Ne1 Ne2 Ne3 Ne4 Ne5 Ne5
+ Công suất tiêu hao để thắng lực cản không khí (N = W.V 3 /1000) được tính theo sự biến thiên tốc độ nói chung, các giá trị (N) ghi ở bảng 6.5.
+ Công suất tiêu hao để thắng lực cản lăn:
- Với các giá trị V 22 (m/s) thì N là đường bậc nhất.
Với các giá trị V ≥ 22 m/s, Nψ (số vòng quay của động cơ) trở thành đường bậc hai do sự thay đổi của hàm f(v) Theo công thức kinh nghiệm, f = f0 (1 + V² / 1500), các giá trị Nψ được tính toán dựa trên công thức này và đều ghi nhận trong bảng 6.5 Đồ thị cân bằng công suất ô tô minh họa rõ mối quan hệ giữa tốc độ và công suất hoạt động của động cơ, giúp tối ưu hóa hiệu suất vận hành của xe trong các điều kiện khác nhau.
Ne 1 Ne 2 Ne 3 Ne 4 Ne 5 Ne 6
Hình 6-3-2 Đồ thị cân bằng công suất của ôtô khi hoạt động ở 6 số truyền cao.
Từ đồ thị (hình 6-3-2), ta thấy công suất kéo luôn lớn hơn công suất cản ở mọi tốc độ, vì vậy vận tốc cực đại của ôtô là 29,17 (m/s). b) Lập đồ thị đặc tính kéo của ôtô.
+ Phương trình cân bằng lực kéo tổng quát của ô tô thiết kế.
PK = Pf + PW Pi Pj + Pm [N] (6.11) Trong đó:
PK - Lực kéo tiếp tuyến ở các bánh xe chủ động.
Pf - Lực cản lăn, Pf = f.G.cos
Pi - Lực cản dốc, Pi = G.sin
Pw - Lực cản không khí, PW = K.F.V 2
Pj - Lực cản quán tính, Pj = G g i j
Pm - Lực cản ở móc kéo. 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 tiếp tuyến các bánh xe chủ động ở tay số i.
Momen xoắn (Me) thể hiện công suất của động cơ, ảnh hưởng trực tiếp đến khả năng vận hành và lực kéo của xe Tỉ số truyền (ihi) quyết định tốc độ và mô-men xoắn tại các cấp số khác nhau, giúp tối ưu hiệu suất vận hành Bán kính làm việc trung bình của bánh xe chủ động (rbx) ảnh hưởng đến khả năng di chuyển linh hoạt và độ ổn định của xe trên các loại địa hình khác nhau.
t - Hiệu suất truyền lực. i0 - Tỷ số truyền của truyền lực chính.
Thay các số liệu vào (6.12) ta tính được giá trị PKi tương ứng với từng tay số ở bảng (6.7).
+ Tính trị số lực cản không khí PW theo công thức:
W - Nhân tố cản chính diện không khí, [N.s 2 /m 2 ]
Vi - Vận tốc biến thiên nói chung của ôtô, [m/s]
Thay số liệu đã biết vào công thức (6.13) ta tính được giá trị của PW ứng với vận tốc biến thiên trong bảng (6-3-3).
+ Đồ thị cân bằng lực kéo được vẽ trong trường hợp ô tô chuyển động đều trên mặt đường nằm ngang, không kéo móc nên: Pj = 0, Pi = 0 và Pm = 0.
Do đó lực cản tổng cộng của đường là:
Ga: Trọng lượng toàn bộ của ô tô thiết kế, [N] f = = 0,015.(1 + )
V- Vận tốc biến thiên của ô tô, [m/s]
Bằng cách thay số liệu vào các công thức (6.12), (6.13) và (6.14), ta tính được các giá trị của PKi, P, P W ứng với từng mức vận tốc biến thiên của ôtô Các kết quả này được trình bày trong bảng (6-3-3), từ đó hình thành đồ thị thể hiện lực kéo cân bằng của ôtô như trong hình 6-3-3.
Bảng 6-3-3 Bảng Pki ; P; PW theo Vi i h1 i h2 i h3 i h4
4.07 2677109.9 5.08 2147042 1505752.9731 1556084.3433 6.11 3398940.2 7.61 2725950 1537532.9394 1650778.5225 8.14 4069049.9 10.15 3263378 1582024.8923 1783350.3733 10.18 4652170.1 12.69 3731040 1639228.8317 1953799.8958 12.21 5119913.5 15.23 4106171 1709144.7576 2162127.0900 14.25 5450774.8 17.76 4371521 1791772.6701 2408331.9558 16.28 5630130.2 20.30 4515364 1887112.5691 2692414.4933 19.34 5600036.0 24.11 4491229 2053957.3924 3189558.9339 21.37 5381809.5 26.65 4316211 2181077.2578 3568335.6505 23.41 5015087.91 29.18 4022101 2320909.1097 3984990.0388 ĐỒ THỊ CÂN BẰNG LỰC KÉO
Hình 6-3-3 Đồ thị cân bằng lực kéo của ôtô. c) Lập đồ thị nhân tố động lực học của ôtô.
Tính chất động lực học của ôtô phụ thuộc vào nhiều yếu tố như lực kéo tiếp tuyến ở bánh xe chủ động, trọng lượng bám, và lực cản không khí Để đánh giá chính xác tính động lực học của ôtô, cần lập đồ thị nhân tố động lực học (D) dựa trên các yếu tố này Đồ thị này được vẽ phù hợp với trường hợp ô tô chở đầy tải định mức, giúp xác định rõ ảnh hưởng của từng yếu tố đến khả năng vận hành của xe Công thức tính hệ số nhân tố động lực học (D) cung cấp cơ sở khoa học để phân tích và tối ưu hóa hiệu suất của ôtô.
PK- Lực kéo tiếp tuyến ở bánh xe chủ động, ta tính các giá trị Pki ở từng số truyền theo công thức (6.6) có các giá trị ghi ở bảng 6.7.
Thế các giá trị đã tính được từ công thức (6.12), (6.14) vào công thức (6.15), ta được các giá trị nhân tố động lực học (D) ở từng số truyền trong bảng 6-3-4
Bảng 6-3-4 Giá trị nhân tố động lực học theo vận tốc.
Trong thực tế, tải trọng ôtô không phải lúc nào cũng đầy tải mà thay đổi trong phạm vi lớn, ảnh hưởng đến hiệu suất vận hành Đồ thị góc phần tư bên phải thể hiện các đường đặc tính động lực khi ôtô chở đầy tải, giúp phân tích các yếu tố ảnh hưởng đến động lực học xe Trong khi đó, góc phần tư bên trái mô phỏng các tia phát ra từ gốc tọa độ tạo với trục hoành những góc α khác nhau ứng với các mức tải trọng thay đổi, cung cấp cái nhìn toàn diện về tác động của tải trọng đến đặc tính động lực Việc hiểu rõ các đặc tính này giúp tối ưu hóa thiết kế và vận hành xe ôtô trong các điều kiện tải trọng khác nhau.
Trong đó: - Góc của đồ thị tia, [Độ]
Dx- Nhân tố động lực ở chế độ tải trọng thay đổi, Gx. Để xác định giá trị ta lập bảng (6.8) Ta có:
Gt = 3344 [KG], G0 = 6716 [KG], Ga = 10060 [KG].
Bảng 6-3-5 Giá trị góc của đồ thị tia.
Dựa trên hai bảng số liệu (6-3-4) và (6-3-5), chúng tôi đã xây dựng đồ thị nhân tố động lực học và đồ thị tia của ôtô như hình (6-3-4) Các đồ thị này giúp phân tích chính xác các yếu tố ảnh hưởng đến chuyển động của xe, từ đó nâng cao hiệu quả trong thiết kế và an toàn xe ô tô Đặc biệt, đồ thị nhân tố động lực học cung cấp cái nhìn tổng thể về các lực tác dụng trong quá trình vận hành, trong khi đồ thị tia mô tả hướng và cường độ của các tia lực tác dụng, hỗ trợ cho quá trình tối ưu hóa hệ thống truyền động và giảm thiểu rủi ro tai nạn.
Hình 6-3-4 Đồ thị nhân tố động lực học và đồ thị tia. d) Lập đồ thị gia tốc của ô tô.
Gia tốc của ô tô có thể xác định nhờ đồ thị đặc tính động lực theo công thức sau:
D - Nhân tố động lực học.(Đã được xác định ở bảng 6-3-4)
- Hệ số cản tổng cộng của đường. g - Gia tốc trọng trường, g = 9,81 [m/s 2 ]
i - Hệ số tính đến ảnh hưởng của các khối lượng quay.
Ta thế các giá trị vào biểu thức (6.17) được các kết quả Ji ghi ở bảng 6-3-6.
Bảng 6-3-6 Giá trị gia tốc của ôtô theo vận tốc.
Từ đó ta vẽ đồ thị gia tốc từng tay số của xe như hình 6-3-5. ĐỒ THỊ GIA TỐC
Hình 6-3-5 Đồ thị gia tốc của ôtô.
Nhận xét: Ô tô khách THACO-KB80SLI có khả năng chạy ở số truyền thẳng trên các loại đường bằng phẳng có phủ cứng ( f = 0,015) với :
- Vận tốc lớn nhất theo hệ số cản mặt đường : Vmax = 105 Km/h.
- Độ dốc lớn nhất ô tô có thể khắc phục được là: imax = Dmax - f = 0,376 – 0,015 = 0,361 = 36,1%.
- Qua các giá trị và đồ thị biểu diễn ở trên cho thấy với ôtô “THACO- KB80LSI” được đóng mới tại Trường Hải đảm bảo điều kiện hoạt động ở địa hình Việt Nam.