Tính toán thiết kế máy lu đất

I. Vai trò công dụng của lu trong công tác đất : Lu thường được sử dụng rộng rảI tong các công trình giao thông, các sân bay, bến cảng. Đất sau khi được đào đắp dùng làm nền cho các công trình thường không đảm bảo độ bền chắc cần thiết.Do vậy cần đầm lèn hoặc tự nhiên hoặc nhân tạo.Nếu đầm lèn nhân tạo thì sử dụng chủ yếu là lu.Đặc biệt là lu tĩnh bánh thép ,lu rung. Nhờ đầm lèn mà đất bị biến dạng và được lèn chặt đạt độ ổn định yêu cầu .Bản chất của việc đầm lèn nhân tạo là tác dụng ngoại lực để phá vỡ các liên kết làm cho cá lỗ hổng giữa các phần từ đất chứa không khí không còn nữa, các phần tử đất được xắp xếp lại sát nhâu hơn. II. Các loại lu thường sử dụng: Tuỳ theo phương pháp đầm lèn và yêu cácầu cácông tácác đầm lèn người ta chia ra các loại : + Đầm lèn do lực tĩnh : + Lu tĩnh bánh thép + Lu chân cừu + Lu bánh hơi + Đầm lèn do rung động : Bao gồm các loại lu rung của các hãng khác nhau Hiện này có nhiều loại lu từ các nước khác nhau du nhập vào nước ta như : Liên xô cũ Đức Trung quốc Nhật bản ở Việt nam cũng đã chế tạo được một số loại lu thiết khôngế theo mẫu Liên xô cũ như lu D8. Phần II: Tính toán thiết kế hệ thống lái Chương I : Lựa chọn hệ thống lái I. Sự cần thiết của hệ thống lái: Hệ thống lái cho phép lu thay đổi hướng chuyển động và quay vòng trong một số trường hợp như : Khi cần thay đổi vệt đầm lèn. Khi lựa tránh vật cản trên đường di chuyển. II. Các kiểu hệ thống lái thường gặp : Hệ thống lái có nhiều kiểu khác nhau song quy tụ lại có thể chia thành 2 loại chín sau: Kiểu chuyển động cơ khí. Kiểu lái sử dụng hệ thống truyền động thuỷ lực. Hiện nay kiểu lái sử dụng hệ thống truyền động thuỷ lực được dùng phổ biến hơn do có nhiều ưu việt hơn. III. Ưu nhược điểm và sự lựa chọn : Hệ thống chuyển động phải có tính ổn định cao về tính năng và kỹ thuật và đảm bảo cho máy hoạt động bình thường. Thoả mãn yêu cầu này ta chọn hệ thống chuyển động thuỷ l ực do có những ưu điểm cụ thể sau : Trọng lượng và kích thước bao quát của truyền động nhỏ hơn so với trọng lượng và kích thước của truyền động cơ khí và truyền động điện (Do bỏ bớt được một số thành phần như trục truyền, các hộp giảm tốc, khớp nối, dây cáp). Có khả năng tạo được tỷ số truyền lớn . Quán tính tryền động không lớn lắm bảo đảm cho nó có những tính chất động lực tốt, tăng độ bền lâu của máy khi đảo chiều quay, sức mở máy. Nâng cao được năng xuất máy do thời giam làm việc một chu kỳ giảm. Cho phép điều chỉnh vô cấp tốc độ bô công tác cho khả năng nâng cao hiệu xuất sử dụng động cơ dẫn động và đơn giản sự tự động hoá của động cơ và cải thiện được điều kiện làm việc của người điều khiển. Khi máy lu làm việc, điều khiển máy tiện lợi nhẹ nhàng. Người lái chỉ cần điều khiển cần gạt ở các van phân phối cho phép bố trí các cụm của hệ thống truyền động lái một cách tự do và hợp lý. Sử dụng được các cụm máy đã được tiêu chuẩn hoá và thống nhất hoá nên thuận lợi cho công tác sửa chữa và thay thế. có khả năng tự động bôi trơn bộ truyền tuy nhiên sử dụng hệ thống truyền động thuỷ lực cũng mắc phải các nhược điểm sau: Đòi hỏi phải chế tạo chính xác cao các bộ phận chi tiết thuỷ lực. Yêu cầu kín khít cao đặc biệt trong trường hợp cần áp suất lớn. Bẩn do dầu chảy và bụi bám vào. Chương II. Tính toán hệ thống thuỷ lực I. Sơ đồ hệ thống thuỷ lực : II. Xác định trường hợp bất lợi để tính toán : Để cơ cấu lái có thể hoạt động được trong các điều kiện và trong các trạng thái khác nhau cần tính toán hệ thống lái cho trường hợp bất lợi nhất. Tức là lực tính được cho xi lanh lái phải có giá trị lớn nhất. Cụ thể là : Xe đúng yên. Xe di chuyển trên nền đá dăm. Sự tiếp xúc giữa bánh xe và nền là tiếp xúc đường. vì khi xe di chuyển trên nền đá dăm hệ thống bám của bánh xe trên nền đường là lớn nhất b = 0,6 (Kẻ bảng về sự phụ thuộc của hệ số bám và các loại nền) III. Sơ đồ tính toán : Khi lái bánh dẫn hướng hịu các lực sau: Mô mem lái Mô mem lái do xi lanh lái thuỷ lực tạo ra. Mô mem cản do lực cản trượt xuất hiện trên bề mặt tiếp xúc. Các lực G12 đặt trên 2 gối. G1 do trọng lượng máy phân bố trên bánh trước. Các lực này sinh ra phản ứng q = G1l (l là chiều dài bánh lu đẫn hướng KGmm). IV. Tinh mô men lái Ml Bánh dẫn hướng có thể quay vòng được mô men lái thoả mãn BPT: V.Tính lực đẩy và hút cần thiết của xi lanh lái. Để có thể làm xoay bánh dẫn hướng thì xi lanh lái cần phải tạo ra lực p thoả mãn.BPT

Phần I : mở đầu

Mở đầu

I Vai trò công dụng của lu trong công tác đất :

Lu thờng đợc sử dụng rộng rảI tong các công trình giao thông, các sân bay, bến cảng Đất sau khi đợc đào đắp dùng làm nền cho các công trình thờng không đảm bảo độ bền chắc cần thiết.Do vậycần đầm lèn hoặc tự nhiên hoặc nhân tạo.Nếu đầm lèn nhân tạo thì sử dụng chủ yếu là lu.Đặc biệt là lu tĩnh bánh thép ,lu rung

Nhờ đầm lèn mà đất bị biến dạng và đợc lèn chặt đạt độ ổn

định yêu cầu Bản chất của việc đầm lèn nhân tạo là tác dụngngoại lực để phá vỡ các liên kết làm cho cá lỗ hổng giữa các phần từ

đất chứa không khí không còn nữa, các phần tử đất đợc xắp xếp lạisát nhâu hơn

II Các loại lu thờng sử dụng:

- Tuỳ theo phơng pháp đầm lèn và yêu cácầu cácông tácác đầm lènngời ta chia ra các loại :

Bao gồm các loại lu rung của các hãng khác nhau

Hiện này có nhiều loại lu từ các nớc khác nhau du nhập vào nớc ta nh :

Chơng I : Lựa chọn hệ thống lái

I Sự cần thiết của hệ thống lái:

Hệ thống lái cho phép lu thay đổi hớng chuyển động và quay vòngtrong một số trờng hợp nh :

- Khi cần thay đổi vệt đầm lèn

- Khi lựa tránh vật cản trên đờng di chuyển

II Các kiểu hệ thống lái thờng gặp :

Hệ thống lái có nhiều kiểu khác nhau song quy tụ lại có thể chiathành 2 loại chín sau:

- Kiểu chuyển động cơ khí

- Kiểu lái sử dụng hệ thống truyền động thuỷ lực

- Hiện nay kiểu lái sử dụng hệ thống truyền động thuỷ lực đợc dùngphổ biến hơn do có nhiều u việt hơn

III Ưu nhợc điểm và sự lựa chọn :

Hệ thống chuyển động phải có tính ổn định cao về tính năng và

kỹ thuật và đảm bảo cho máy hoạt động bình thờng Thoả mãn yêucầu này ta chọn hệ thống chuyển động thuỷ l ực do có những u

điểm cụ thể sau :

- Trọng lợng và kích thớc bao quát của truyền động nhỏ hơn so vớitrọng lợng và kích thớc của truyền động cơ khí và truyền động

điện (Do bỏ bớt đợc một số thành phần nh trục truyền, các hộp giảmtốc, khớp nối, dây cáp)

- Có khả năng tạo đợc tỷ số truyền lớn

- Quán tính tryền động không lớn lắm bảo đảm cho nó có nhữngtính chất động lực tốt, tăng độ bền lâu của máy khi đảo chiềuquay, sức mở máy

- Nâng cao đợc năng xuất máy do thời giam làm việc một chu kỳgiảm

- Cho phép điều chỉnh vô cấp tốc độ bô công tác cho khả năngnâng cao hiệu xuất sử dụng động cơ dẫn động và đơn giản sự tự

động hoá của động cơ và cải thiện đợc điều kiện làm việc của ngời

điều khiển

- Khi máy lu làm việc, điều khiển máy tiện lợi nhẹ nhàng Ngời lái chỉcần điều khiển cần gạt ở các van phân phối cho phép bố trí các cụmcủa hệ thống truyền động lái một cách tự do và hợp lý.

- Sử dụng đợc các cụm máy đã đợc tiêu chuẩn hoá và thống nhất hoánên thuận lợi cho công tác sửa chữa và thay thế

- có khả năng tự động bôi trơn bộ truyền tuy nhiên sử dụng hệ thốngtruyền động thuỷ lực cũng mắc phải các nhợc điểm sau:

- Đòi hỏi phải chế tạo chính xác cao các bộ phận chi tiết thuỷ lực

- Yêu cầu kín khít cao đặc biệt trong trờng hợp cần áp suất lớn

- Bẩn do dầu chảy và bụi bám vào

Chơng II Tính toán hệ thống thuỷ lực

I Sơ đồ hệ thống thuỷ lực :

II Xác định trờng hợp bất lợi để tính toán :

Để cơ cấu lái có thể hoạt động đợc trong các điều kiện và trong cáctrạng thái khác nhau cần tính toán hệ thống lái cho trờng hợp bất lợinhất

Tức là lực tính đợc cho xi lanh lái phải có giá trị lớn nhất

III Sơ đồ tính toán :

Khi lái bánh dẫn hớng hịu các lực sau:

- Mô mem lái

Mô mem lái do xi lanh lái thuỷ lực tạo ra

- Mô mem cản do lực cản trợt xuất hiện trên bề mặt tiếp xúc

- Các lực G1/2 đặt trên 2 gối G1 do trọng lợng máy phân bố trên bánhtrớc

Các lực này sinh ra phản ứng q = G1/l (l là chiều dài bánh lu đẫn hớngKG/mm).

IV Tinh mô men lái Ml

Bánh dẫn hớng có thể quay vòng đợc mô men lái thoả mãn BPT:

V.Tính lực đẩy và hút cần thiết của xi lanh lái

Để có thể làm xoay bánh dẫn hớng thì xi lanh lái cần phải tạo ra lực

VII Tính hành trình s của xilanh :

Theo sơ đồ tính toán hình trên có S = AB = 2AC = 2r Sin ϕ = 2 x200sin400 = 301,88 (m m)

VIII.Tính vận tốc dịch chuyển pittông lái

Vận tốc di chuyển pittông của xi lanh lái V phải đảm bảo khi máyquay vòng ở các tốc độ di chuyển đã thiết kế cần có

V =Vmin =555,56(mm/s)

r=200 ⇒Vxl=Vxlmin=555,56.200/2934=37,87mm/s

Với P- lựcdo xi lanh lái sinh ra P=7885,78(KLT)

Vpt là vận tốc vận chuyển của pít tông xi lanh lái Vpt = Vmax = 74,98(mm/s) = 0,07498 m/s

) KW ( 796 , 5 102

98 , 74 x 78 , 7885

ηQ – Hiệu suất thể tích của bộ truyền ηQ = ηQB ηQXL ηQJ.ηQVPP

ηQB: Hiệu suất thể tích của bơm

ηQXL: Hiệu suất thể tích của đờng ống

ηQJ: Hiệu suất thể tích của xi lanh lái

ηQVPP: Hiệu suất thể tích của van phân phối

- Ap suất dầu làm việc của động cơ thuỷ lực :20 (Mpa)

- Ap suất dầu vào bơm thuỷ lực đinh mức : 20 ( Mpa)

- Mô men xoắn trên trục động cơ :

IX Tính trọn xi lanh lái :

Xi lanh lái cần phải thoả mãn một số thông số sau :

- Làm việc đợc với áp suất dầu àd = 20 Mpa = 200 KG/cm 2

- Lực đẩy của pít tông phải đạt đợc 7885,78 KG tơng ứng 77,36 KN

- Lực kéo của pít tông phải đạt đợc 7885,78 KG tơng ứng 77,36 KN.Muốn trọn đợc cụ thể loại xi lanh nào ta cần xác định thông số đờng kính xi lanh D và đờng kính pít tông

Đờng kính xi lanh D : day d 2 cxl

78 , 7885

P =à π − η

Trong khi chế tạo các xi lanh thực đợc chế tạo theo tiêu chuẩn nên có :

Const d

D

D F

F

2 2

2 2

d =>

6 , 1

1 6 , 1 7

4

D

ϕ

πà

KG 5008 96

, 0 6 , 1 4

7 14 , 3

k

.

P 4 D

ηρπ

ϕ

96 , 0 200 14 , 3

6 , 1 78 , 7885 4

= 9 (cm) = 90(mm)

Kiểm tra cho trờng hợp đẩy :

ϕ

πρ

=

4

D P

2 d

4

9 14 , 3 200

2

7885,78 => thoã mãn

Với D = 0,9 cm =>

ϕ

−ϕ

d =>

6 , 1

1 6 , 1 9

= 5,5 (cm) lấy d = 5,5 (cm) = 55 (mm)

Từ đó trọn đợc xi lanh lái tiêu chuẩn có :

- Đờng kính pít tông D = 90 (mm)

- Đờng kính cán pít tông d = 55 (mm)

X Tính chọn đờng ống :

Khi tính toán đờng ống thuỷ lực cần quan tâm tới các thông số sau :

- áp suất chất lỏng trong đờng ống ρ0

V0 tímh cho trờng hợp ống là ống cao áp V0 = 10 ữ 15 m/s

Tính cho trờng hợp ống là ống thấp áp V0 = 2 ữ 5 m/s

Tính cho đợn ống cao áp :

Chọn đờng kính ngoài dn = 12 mm (Căn cứ vào một số ống dẫn thực tế)

Với đờng kính ngoài đã xác định ta cần xác định đờng kính trong

và bề dầy của ống ta thấy hệ thống thuỷ lực này hoật động theo trạng thái áp lực thay đổi nên bề dày S tính theo công thức S ≥ S0 +

b 2

d S

∆ρ : Độ chênh áp ∆ρ = Pmax – Pmin = Pmax – 0 (Pmin lấy bằng 0)

=> Pmax = Pô = 20 Mpa = 20 (N/mm)

dn : Đờng kính ngoài của ống dẫn dn = 12 (mm)

b : Hệ số đờng ống ở trạng thái biến đổi áp suất b = 0,6 ữ 1 chọn b

= 1

σ2 : ứng suất bền của ống cần có ở trạng thái biến đổi áp suất σ2 =

100 N/mm

=> 2 mm

20 100 x 1 , 0 x 2

12 x 20

n = = ≤ nên không cần kiểm tra lại.

Chơng III : Tính một số chi tiết của hệ thống lái:

I Tính tay đòn lái :

• Tay đòn lái có nhiệm vụ truyền mô men do xi lanh lái lái tạo ra

xuống bánh dẫn hớng làm bánh này quay

• Sơ bộ cấu tạo của tay đòn lái nh sau :

1 Đa về giản đồ tính toán :

Có thể coi tay đòn lái nh một công xon chịu lực (một đầu tự do, một

đầu liên kết ngàm)

Lực P do xi lanh lái toạ ra :

P = 7885,78 KG tơng đơng 788857,8 N

2 Xác định các kích thớc của tay đòn lái :

Mặt cắt nguy hiểm nhất chính là mặt cắt A_A tại đây chịu mô men uốn lớn nhất : M = Mmax = 15771560 N.mm

Mặt cắt này cần có mô men chống uốn Wu thoả mãn:

u ct

u ct

u

M W

M – Mô men tại mặt cắt A_A, M = MA = 15771560

Wct – Mô men chống uốn cần thiết của mặt cắt A_A

177 200

1182867

6 h 200

W 6 h 6

h 200

• Xác định đờng kính chốt lắp giữa tay đòn lái và xi lanh

Dạng hỏng chủ yếu của chốt là uốn và dập

Ta tính bền cho trờng hợp chịu uốn sau đó kiểm tra khả năng chịu ứng suất dập

Coi chốt nh một dầm giản đơn chịu lực P = 78857,8 N do xi lanh lái gây ra phân bố trên chiều dài 90 mm Lực phân bố q:

mm / N 19 , 876 90

8 , 78857

996088

8 , 78857

=σ

mm / N 50 ] [ mm / N 8 , 11 d

.

45

9 , 39428

d

σ

(Theo bảng 720 đối với thép và lắp di động)

Ta cần kiểm tra khả năng bị phá hỏng theo mặt cắt I_I do đứt

Lực tác dụng p/2=XA=XB=39428,9N

CT kiểm tra:

2 F p [ ].

I I

 (2 R 74) 45 16 .

9 , 39428

II.Tính then lắp tay đòn lái

ứng với đờng kính trục lái ∅=102 tra bảng 726-Trang 147 ta chọn đợc then hoa răng hình chữ nhật có các kích thớc sau:

9000 180

x 2

) 100 200

(

F II−II = − =

108 102

102 108 Z

210140000

thép CT 6 theo bảng 722 T 142 TKCTM ứng với điêù kiện làm việc cố

định, Điêù kiện sử dụng nặng và không nhiệt luyện tìm đợc σd = 35

ữ 50 N/mm2

Do vậy then đảm bảo khả năng chịu lực dập

- Vì đã chọn tiết diện then theo tiêu chuẩn và theo đúng hớng dẫn nên ta không cần kiểm tra về độ bền cắ của then (theo CTM T71).Vậy then hoa đã chọn trên là hợp lý

IV Tính chọn ổ quay trục lái :

Để tìm đợc ổ phù hợp ta cần xác định đợc hệ số khả năng làn việc theo công thức tính c :

=

banh

V V

( Để đảm bảo C = Cmax chọn Vxl = Vxlmax)

s / ad 37 , 0

37 , 0 30

kv – Hệ số kể đến vòng trong hay vòng ngoài của ổ quay

kn – Hệ số vòng trong của ổ quay

R – Tải trọng hớng tâm R =XB = 7320 N

M – Hệ số chuyển tảI trọng dịc trục về tải trọng hớng tâm

M = 1,8 (tra bảng 8 – 2, ứng với ổ cỡ trung T 261 TKCTM)

Q = (1.7320+1,8.2347,49).1.1 = 11545,48 N

Vậy C = 1154,548 (3,58.1200)0,3 = 28335.53

Tra bảng ứng với đờng kính trục d = 130 chọn đợc ổ có ký hiệu

II Tính trục quay láI :

1 Xác định trờng hợp tính toán :

Đối với trục lái, tình hình chịu lực khá phức tạp

- Chịu nén do trọng lợng thân máy phân bố ổ bánh lái giá trớc

- Chịu xoắn do mô men lái của xi lanh thuỷ lực

- Chịu uốn do quán tính của cụm bánh xe

Giá trị của lực nén N không đổi trong mọi trờng hợp

Các giá trị mô men xoắn Mz mô men uốn Mx sẽ gây nguy hiểm nhất ởcác trạng tháI sau :

- Mô men láI đạt giá trị max L Ml = Mlmax = 1014000 Kg.mm =

10140000 N.mm

- Xe đang di chuyển với tốc độ lớn nhất V =Vmax = 3,96 km/h = 1,1 m/s mà phanh xe lạI (lực quán tính sẽ lớn nhất)

Giản đồ tính toán :

Từ sơ đồ trên ta đa về giản đồ tính toán nh sau :

Coi trục láI nh một dầm chịu lực nh sau :

Tính Pqt nh sau : (lực do khối lợng của bánh, trục, các chi tiết liên quan chuyển động gây ra)

8 , 9

1 , 1 3280

P qt = =

Từ giản đồ tính toán lấy mô men với đIểm A có :

∑MA = Pqt (a+b) – Yb.b = 0

b

) b a

( p

) 125 625

( 1220 b

) b a

( p

⇒

=>XA+Pqt=XB=>XA= XB- Pqt=7320-1220 = 6100 N

Từ các nội lc tính đợc trên ta có vẽ đợc biểu đồ mô men nh sau:

Ta sẽ tính toán bền theo sức chịu tảI trọng kết hợp và kiểm nghiệm theo lý thuyết bền thứ 4

• Tính mô men tơng đơng Mtđ:

Mx – Mô men uốn theo phơng Mx = 762500

My – Mô men uốn theo phơng y My = 0

Mz – Mô men xoắn theo phơng z Mz = 10140000 N.mm

mm N 48 , 8814539 1014000

75 , 0 762500

Tơng tự tạI mặt cắt 2_2:

45 124 50

4 / D

td

Mtđ : Mô men tơng ứng tính đợc theo lý thuyết bền thứ 4 Mtđ =

8814539,48 (N.mm) (Tính tạI tiết diện 1_1)

Nz – Lực dọc trục Nz = 52000 N

2 z

2 y

2 x

td M M 0 , 75 M

M

F – Tiết diện trực F = πD2/4

[σ] – ứng suất xho phép của vật liệu cho trục dv vật liệu thép 45

Thay vào biểu thức trên ta có :

[σ] = 50 (N/mm2) (TKCTM)

GiảI phơng trình trên tìm đợc D = 1224,4 (mm)

Ta chọn đờng kính D = 130 để thuận tiện cho việc chọn ổ tạI vị tiết diện 2_2

Từ các tính toán trên đa ra kết cấu trục nh sau :

TạI mặt cắt của đoạn trục lắp tay đòn láI có mô men chống uốn Wn

F

R

P= 1

R1 –Phản lực hớng tâm tác dụng lên ổ R1 = 11573,88 N (đã tính ở phần trớc

50 D

14 , 3

4 52000 D

R – Diện tích chịu áp lực : Đó chính phần diện tích giới hạn bởi cung

có đờng kính d = 200 và góc ϕ = 1200

=>

δπ

=

⇒δ

π

=δ

π

=

d

R 3 P mm

3

d x

120 x 360

−

=σ

- ứng suất tiếp : t 2 2

r

a p

=σ

r – Bán kính của tiết diện tính toán lấy r = 200/2 = 100 là tiết diện trong cùng nguy hiểm nhất

100 14 , 3

88 , 11573 x 3 16

Chọn khung trớc có hình chữ nhật vát nép bao quanh ống lăn trớc Mặt cắt có dạng hình chữ nhật Do đó để chế tạo ta dùng thép bảndày để chế tạo và dễ kiễm.

2 Tình hình chịu lực :

Khung trớc chịu trong lợng của máy phân bố trên bánh trớc Lực này thông qua hai trớc tì lên khung trớc.ở 2 đầu Hai đầu còn lạI chịu cácphản lực N Từ các liên kết ở đầu trục và khung

Giản đồ tính toán : (Đối xứng)

Do cấu tạo đặc biệt cên có thể phân khung trớc thành 2 dầm chịu lực Dầm dọc bánh láI và dầm ngang bánh

• Các giá trị M1 = M2 =p/2.l2/2 tơng tự M1’ = M2’ =p/2.l2/2

 Dầm chỉ chịu uốn

l1: Chiều dàI ngang bánh

l2: Chiều dàI dầm dọc bánh láI

l1 ,l2 : đợc các định sao cho khi hoạt động dảm vảo cơ cấu hoạt độngkhông bị vớng mắc

Căn cứ vào đờng hình lãnh D = 1000 (mm) chọn l1 = 100+75+75 = 1460

- Căn cứ vào chiều dàI bánh láI L = 1300 (mm) ta định l2 =

1300+80+80=1460 (mm)

4 Xác định khích thớng mặt cắt dằm dọc và dầm ngang:

a Xác định lực P:

Lực P là áp lực của ce lu jphân bố trên bánh trớng trừ đI phần trọng ợng của bánh láI, ổ, trục, và các chi tiết đêm khác Gọi trọng lợng của

l-bộ phận này là Q2 theo kinh nghiệm ngời ta lấy :

áp lực

Vậy P = G1 – Q = 5200-3250 = 1950 (KG)

Xuất phát từ lực P này ta vẽ đợc biểu đồ mô men nh sau :

• Đối với dầm ngang :

Do kết cấu đối xứng => Phản ứng X = P/2 = 1950/2 =975 KG => Giátrị mô men tạI mặt cắt 1_1

Mu1_1 – Mô men uốn tạI mặt cắt 1_1

, 1

3 x 000 655 5 h 000 655 5 3

h 16

565000

W

2 u

25 x 16

3 x 5655000

=

mm 205

16

3 x 655000 5

δ

≥

Nh vậy ta có kích thớc của dầm nh sau :

Đeer đơn giản cho quá trình chế tạo và đảm bảo độ bền ta chọn thép bản có các kích thớc 240x50 đẻ chế tạo khung trớc ( Kể cả dầm dọc và dầm ngang bành lái )

V.Tính càng trớc

1.Các lực tác dụng :

Các lực tác dụng bao gồm :

_Lực p

_Lực quán tính khi chuyển động và phanh

_Mô men xoắn khi lái Mz=Ml=10 140 000 N.mm

2Giản dồ tính toán :

Dể đơn giản ta đa về khung chịu lực p và Fqt

Sau đó kiểm tra bền về khả năng chịu mô men xoắn

[ ] W

M

u u

2 2 u

σ

04 , 231 25

x 16

3 x 7117500

3.Xác định lực và định khoảng cách :

Lực P do trọng lợng máy phân bố ở bánh trớc trừ di trọng lợng bánh ,trục , và các chi tiết liên quan P=1950.KG.=>các phản lực P/2=975 KG

V G

F qt =

KG 122 3

x 8 , 9

1 , 1 x 3250

F qt = =

0

42 355

315

tg

tgα = ⇒α=

Mu – Mô men uốn Mu = 2747500 (N.mm) W – Mô men chống uốn đối với mặt cắt cần kiểm tra (hình bên)

Chọn h = 90, σ = 20 => h- 2σ = 50

b x 6

5600 b

x 6

140 x 40 6

b 50 6

b

90

W

2 2

6

5600 ≥

) mm ( 38 , 181 16

.

5600

6

2747800

b≥ =

Chọn b = 190 (mm)

 Mặt cắt cần tìm có kích thớc khác nhau :

5 Kiểm tra mặt cắt về khả năng chịu xoắn :

Ta kiểm tra 2 mặt cắt A-A và B-B là 2 mặt cắt đáng nghi ngờ vì tiết diện chịu xoắn nhỏ hơn các tiết diện khác A-A l2/2

=>Wox=α 1(450+134+30+30)1902-α 2(450+134)1902=(644α 1-584α 2)190 2

-Víi :α 1phô thuéc a/b=644/190=3,38 theo b¶ng 6.1 T105 SBVL)

α 1 phô thuéc a/b = 1250/190 = 6,5 => α 1= 0,32

α 2 phô thuéc a/b =1110/190 = 6,5 => α 2= 0,286

α 3 phô thuéc a/b = 1210/190 = 6,3 => α 3=0,2995

α 4 phô thuéc a/b = 1070/190 = 5,63 => α 4=0,284

I Tính chọn đờng kính và chiều dài bánh trớc

1 Tính chiều dày và đờng kính bánh trớc đảm boả điều kiện chịu nén

Bánh có thể hỏng do uốn hoặc do chịu nén:

Chịu nén với giá trị áp lực q do mặt nền gây nên, q cũng chính là giá trị áp lực của bánh tác dụng vào nền Giá trị q phụ thuộc vào tảI trong lu và đặc tính của nền có