Đồ án thiết kế kỹ thuật lắp đặt hệ thống thủy lực nâng thùng và tính kiểm nghiệm động cơ khung dầm cầu của xe tải trọng tải 25 tấn

Xuất phát từ thực tiễn và ôn lại kiến thức đã học cũng như vận dụng vào thực tế, em được Bộ Môn Cơ Khí Động Lực khoa Cơ Khí giao thực hiện đề tài tốt nghiệp: “ Thiết kế kỹ thuật lắp đặt

Tổng quan về nhà máy cơ khí ô tô Đà Nẵng

Quá trình hình thành và phát triển

Nhà máy cơ khí ô tô Đà Nẵng có trụ sở đặt tại 128 đường Ông Ích Khiêm thành phố Đà Nẵng Trước nay là xưởng quân cụ của chế độ củ, chuyên sửa chữa nhỏ các phương tiện, vũ khí phục vụ chiến tranh Nhà máy được tiếp quản sau giải phóng miền Nam 1975, khi đó nơi này chỉ là một nhà xưởng lụp xụp, có ít máy móc, công cụ lạc hậu, bị phá hoại do chiến tranh, mặt bằng quanh năm luôn ngập nước

Tháng 5/1975 tỉnh Quảng Nam- Đà Nẵng (cũ) có quyết định thành lập ở nay xí nghiệp sửa chữa ô tô Đà Nẵng Đến ngày 12/7/1978 uỷ ban nhân dân tỉnh có quyết định 2739/QĐ – uỷ ban quyết định đổi tên thành “ Nhà máy cơ khí ô tô Đà Nẵng “ trực thuộc sở giao thông vận tải tỉnh

Nhiệm vụ chủ yếu của nhà máy là: Chuyên sửa chữa, trung tu, đại tu và đóng mới các loại ôtô, xe car, xe tải… nhằm phục vụ sản xuất kinh doanh của ngành giao thông vận tải tỉnh và các thành phần kinh tế khác trong khu vực Ngoài ra nhà máy còn quan hệ với các tỉnh bạn trong việc liên kết sửa chữa và đóng mới các loại ôtô, phao phà,…Nhằm phục vụ cho các ngành kinh tế Nhà máy là một đơn vị sản xuất kinh doanh công nghiệp, trực tiếp sản xuất ra của cải vật chất và tạo nguồn tích luỹ cho xã hội, phần nào đáp ứng nhu cầu xã hội ngày càng cao

Từ khi chuyển từ cơ chế quản lý tập trung bao cấp sang cơ chế thị trường, Nhà máy là một doanh nghiệp cơ khí nên lại càng khó khăn hơn, nhưng được sự quan tâm giúp để của nhà nước và của các cấp, ngành trong tỉnh, nhất là sự đoàn kết nhất trí trong tập thể cán bộ công nhân đã đồng tâm hợp lực, đầu tư, xây dựng cơ sở vật chất kỹ thuật đã giúp cho nhà máy đứng vững và từng bước vươn lên

Luận văn tốt nghiệp GVHD:TS.Lê Bá Khang

Những thuận lợi mà nhà máy có được:

- Địa bàn hoạt động của nhà máy tương đối rộng, có diện tích khoảng 3 ha và luôn ổn định, do đó tạo diều kiện để hoạch định sản xuất kinh doanh mang lại hiệu quả cao nhất, và có thể sản xuất kinh doanh với vi mô lớn hơn

-Trong nhà máy có đội ngũ kỹ sư và công nhân lành nghề có tinh thần trách nhiệm cao luôn nhiệt tình trong công việc, thường xuyên được bồi dưỡng kiến thức và nghiệp vụ, năng nổ trong công việc

- Điều kiện sản xuất tập trung, bố trí hợp lý tạo điều kiện rất tốt cho công tác quản lý lao động cũng như việc thực hiện sản xuất của nhà máy

Những khó khăn của nhà máy:

-Thiết bị máy móc phần nhiều là cũ kỹ, không đồng bộ Khả năng tạo ra các sản phẩm có chất lượng cao là rất ít, không đáp ứng đúng yêu cầu thực tiễn cần Đội ngũ cán bộ công nhân viên chức trong nhà máy tuy nhiệt tình và cố gắng trong lao động sản xuất, quản lý với tinh thần tự giác cao, nhưng trình độ lao động sản xuất chưa cao, còn rất nhiều hạn chế trong ứng dụng công nghệ, cũng như sự thay đổi cơ bản trong lao động ngành nghề, khả năng tiếp can với công nghệ mới vẫn còn thấp

Trước những thuận lợi và khó khăn trên, ban lãnh đạo và cùng toàn thể công nhân viên nhà máy đã đồng tâm hợp lực xác định một hướng đi chiến lược và thích hợp thể hiện ở chổ tổ chức sản xuất, cải thiện sản phẩm, nắm bắt nhu cầu thông tin của thị trường, tăng cường liên doanh với các đơn vị sản xuất khác trong và ngoài thành phố nhằm để mở rộng quy mô sản xuất kinh doanh và đa dạng hoá sản phẩm để đáp ứng kiệp thời những đòi hỏi gắt gao của thị trường Với hướng đi này nhà máy sẽ thực

Luận văn tốt nghiệp GVHD:TS.Lê Bá Khang hiện tốt nhiệm vụ mà cấp trên giao phó, sản phẩm làm ra sẽ có chất lượng tốt trên thị trường và dược nhiều khách hàng ưa chuộng.

Tổ chức quản lý tại nhà máy

Để phù hợp với ngành nghề sản xuất kinh doanh, cơ cấu tổ chức sản xuất nhà máy đã thực hiện cơ cấu tổ chức quản lý theo mô hình “ trực tuyến chức năng” có kết hợp giữa trực tuyến chức năng với tham mưu trong tổ chức, do vậy tổ chức của nhà máy tương đối gọn nhẹ linh động trong hoạt động, dễ dàng giao dịch Từ đó tạo điều kiện thuận lợi cho khách hàng Mô hình này nhằm tối ưu hoá bộ máy tổ chức theo hướng tận dụng triệt để khả năng quản lý, làm việc của các cán bộ công nhân viên, tránh các khâu lặp lại không cần thiết để đảm bảo mô hình quản lý được gọn nhẹ và hiệu quả Từ đó đem lại sự tự chủ trong hoạt động của từng bộ phận Tạo điều kiện cho các nhà quản trị phát triển và thể hiện tài năng của mình

Các bộ phận của nhà máy và chức năng của từng bộ phận

Trong nhà máy hiện nay có các bộ phận như sau: Giám đốc, các phó giám đốc, các phòng ban chức năng bao gồm: ( phòng kế hoạch tiếp thị, phòng kỹ thuật, phòng kế toán tài vụ, phòng vật tư, phòng tổ chức hành chính,phòng kinh doanh, ban KCS) và các phân xưởng

Chức năng của các bộ phận:

Giám đốc: Giám đốc nhà máy là người quản lý chung, có thẩm quyền cao nhất, là người trực tiếp chịu trách nhiệm về mọi mặt của hoạt động trong các quá trình sản xuất kinh doanh tại nhà máy với các cấp lãnh đạo trên

Phó giám đốc sản xuất: là người chịu trách nhiệm chỉ huy quá trình sản xuất về các mặt kỹ thuật,tổ chức nghiên cứu, áp dụng các thành tựu khoa học kỹ thuật mới vào

Luận văn tốt nghiệp GVHD:TS.Lê Bá Khang sản xuất, có thẩm quyền quản lý về chức năng đối với phòng thuộc quyền quản lý trực tiếp

Phó giám đốc phụ trách nội chính, vật tư, lao động: chịu trách nhiệm về công tác cán bộ, có thẩm quyền quản lý về chức năng đối với các phòng thuộc quyền quản lý trực tiếp

Các phòng ban chức năng:

Phòng kế hoạch tiếp thị: có nhiệm vụ lập kế hoạch sản xuất và điều hành sản xuất, theo dõi tiến độ thi công, ký hợp đồng,xây dựng định mức lao động, lập kế hoạch để phân bố lao động hợp ly.Trong đó có bộ phận điều bộ có chức năng là theo dõi tiến độ sản xuất của từng sản phẩm để điều chỉnh kịp thời theo tiến độ sản xuất

Phòng kỹ thuật: chịu trách nhiệm chính về mặt kỹ thuật của tất cả các sản phẩm do nhà máy sản xuất, kiểm tra đánh giá nguyên vật liệu nhập kho, nhận xe vào xưởng, theo dõi thiết bị mẫu hàng Khi nhập xe, phòng kỹ thuật có trách nhiệm đánh giá tình hình xe khi vào xưỡng để cung cấp thông tin kỹ thuật cho các bộ phận liên quan, tìm hiểu và thử nghiệm các công nghệ sản xuất mới, cũng cố và khai thác các công nghệ hiện có

Phòng kế toán tài vụ: tổ chức hạch toán toàn bộ các quy trình sản xuất kinh doanh của nhà máy, tính giá thành sản phẩm, xác định kết quả tài chính của doanh nghiệp, thực hiện thu chi, quản lý và bảo đảm cho sản xuất kinh doanh Các nghiệp vụ về tài chính kế toán được thực hiện tại phòng, thông tin về tài chính cho giám đốc để giám đốc có được những thông tin chính xác về tình hình tài chính và có quyết định đúng đắn, kịp thời về các quyết định đầu tư hợp lý sao cho không bị gián đoạn do tài chính gây ra, nghiên cứu các khả năng biến động tài chính tại nhà máy và xã hội để có

Luận văn tốt nghiệp GVHD:TS.Lê Bá Khang kế hoạch tài chính, sản xuất kinh doanh cho phù hợp, thu chi hợp lý sẽ đem lại khả năng tài chính tốt cho nhà máy, đồng vốn không ngừng phát triển

Phòng vật tư: có nhiệm vụ phụ cấp việc mua và cung ứng vật tư phục vụ kịp thời cho nhu cầu sản xuất, bảo quản và theo dõi tình hình sữ dụng vật tư, đây chính là vấn đề quan trong trong sản xuất kinh doanh của nhà máy

Phòng tổ chức hành chính: làm công tác theo dõi về nhân sự như đào tạo và tuyển dụng, công tác an toàn lao động, công tác thi đua, công tác y tế, đời sống của các cán bộ, công nhân viên trong nhà máy, bảo vệ quyền và nghĩa vụ của người lao động theo luật công đoàn

Phòng kinh doanh: phụ trách công tác xuất nhập khẩu,tiêu thụ các sản phẩm như tôn mạ màu,inox, bô khí thải xe gắn máy…

Ban KCS: chịu trách nhiệm về mặt chất lượng của các loại vật tư, sản phẩm của nhà máy khi mua về để phục vụ cho sản xuất, cũng như các sản phẩm của nhà máy khi xuất xưởng

Các phân xưởng: trong nhà máy hiện nay có rất nhiều phân xưởng để chuyên sửa chữa, trung tu, đại tu các loại ôtô du lịch và khách Trong mỗi phân xưỡng đều có quản đốc, phó quản đốc và các kế toán thóng kê phân xưởng

Nhiệm vụ của các phân xưởng, xí nghiệp:

Xí nghiệp cơ khí: gia công những sản phẩm mới, các thiết bị, phụ tùng của máy móc, chế tạo các chi tiết để giao cho phân xưởng thân xe hoặc xí nghiệp bảo dưỡng Trong xí nghiệp cơ khí có đội ngũ công nhân lao động trình độ chuyên môn cao, có kinh nghiệm nên sản phẩm tạo ra có độ chính xác cao

Phân xưởng thân xe: có nhiệm vụ tháo xe để đưa các chi tiết đến các phân xưởng khác để gia công, sửa chữa đóng mới và đại tu các vỏ xe, lắp ráp lại xe, trang trí hoàn thiện xe khi đóng mới Nay là những phân xưởng chịu trách nhiệm những khâu đầu và cuối cùng của quá trình sản xuất và bảo dưỡng

Đặc điểm hoạt động sản xuất kinh doanh của nhà máy

Nhà máy cơ khí ôtô Đà Nẵng hiện nay hoạt động với quy mô lớn, chủ yếu là chuyên sửa chữa, trung tu, đại tu các loại ôtô Đặc biệt là chuyên đóng mới các loại xe du lịch, xe khách từ 7 chổ, 29 chổ và 45 chổ ngồi, chuyên sản xuất mới các loại bô khí thải xe gắn máy, cán bô và inox … Ngoài ra nhà máy còn là nơi chuyên bảo hành xe Nissan, Isuzu

Quá trình sản xuất của nhà máy là quá trình triển khai, thực hiện kế hoạch và hợp đồng của nhà máy với khách hàng Đây là một quá trình hết sức quan trọng đối với nhà máy, nên việc chỉ đạo hết sức tỷ mỷ và thận trọng, có khoa học để đạt dược chất

Luận văn tốt nghiệp GVHD:TS.Lê Bá Khang lượng, mẫu mã của sản phẩm đúng thời hạn cũng như hiệu quả sử dụng các nguồn tài nguyên của nhà máy Căn cứ vào kế hoạch và hợp đồng kinh tế giữa khách hàng đối với nhà máy Phòng kế hoạch tiếp thị có trách nhiệm xuống các xí nghiệp, phòng ban thông qua các lệnh sản xuất

Trong khi tiến hành sản xuất cũng như kiểm tra kỹ thuật đã phê duyệt tính khả thi của sản phẩm đó Chu kỳ sản xuất thường kéo dài và không ổn định, do đặc điểm sản xuất cũng như các đặc tính cơ, lý, hoá của sản phẩm, mức độ hư hỏng của các xe khác nhau, yêu cầu của khách hàng cũng khác nhau và đa dạng, thậm chí không đồng nhất hay nảy sinh các yêu cầu mới vào nhiều giai đoạn khác nhau từ đó phát sinh các khoảng gián đoạn trong sản xuất, nhất là khi sử dụng các vật tư thiết bị quý hiếm, hiện đại đòi hỏi độ chính xác cao, đặc tính kỹ thuật riêng biệt Có nhiều loại vật tư phụ tùng mà nhà máy không chế tạo được mà phải mua từ bên ngoài, nên nhiều khi phải phụ thuộc vào thị trường ngoài, nên có lúc không đảm bảo cho tiến độ sản xuất Việc dự đoán chi phí cho mỗi loại sản phẩm là việc làm không thể thiếu được

Sau khi sản phẩm được hoàn thiện xong phải được kiểm định lại chất lượng do ban KCS đảm nhiệm để tránh các sai sót không đáng có trong các hoạt động sản xuất tạo ra ngoài ý muốn, từ đó bảo đảm chất lượng sản phẩm ở đầu ra, tạo sự an tâm, tin cậy cho khách hàng về nhà máy khi bàn giao sản phẩm

Các sản phẩm của nhà máy đều làm theo dây chuyền, sản xuất đơn chiếc, đa dạng về kỹ thuật theo bản vẽ thiết kế riêng cho từng loại sản phẩm Do đó đòi hỏi kỹ sư và công nhân có trình độ kỹ thuật cao, chuyên môn sâu Do vậy, nhìn chung sản phẩm của nhà máy đều có chất lượng, ngày càng được sự tín nhiệm của khách hàng đặc biệt là các loại xe đóng mới như: xe du lịch 7 chổ ngồi DAMEFA, xe khách TANDA- 29 chổ và xe car 45 chổ ngồi…

Nhìn chung ngày nay Nhà máy cơ khí ôtô Đà Nẵng không chỉ có thế mạnh về công nghệ sản xuất, mà còn có một đội ngũ kỹ sư và công nhân viên lành nghề, có khả năng nắm bắt tất cả các thông tin kỹ thuật cũng như xử lý các thông tin đó rất tốt Họ rất nhiệt tình sáng tạo và có nhiều kinh nghiệm trong lao động sản xuất, năng nổ và chịu khó học hỏi để không ngưng vươn lên Đội ngũ cán bộ công nhân viên trong nhà máy luôn làm việc với tinh thần tự giác và trách nhiệm cao, vì mục tiêu chung của nhà máy Do vậy năng suất tạo ra sản phẩm của nhà máy luôn đạt được đỉnh cao trong quá trình công nghệ cho phép, khai thác được năng lực của cán bộ công nhân viên Do đó, hiện nay Nhà máy cơ khí ôtô Đà Nẵng là một nhà máy lớn nhất của khu vực miền trung và có xu hướng phát triển rộng ra trong cả nước

SƠ ĐỒ BỘ MÁY TỔ CHỨC ghi chú: chỉ huy trực tuyến quan hệ chức năng quan heọ than mửu

Phòng kế toán – tài vuù

Phòng vật tư Phòng tc- hc

Phó giám đốc Hành chính – Vật tư

Phòng kế hoạch tiếp thị

PX thaõn xe Xớ nghieọp

SC - BD Phaân xưỡng tôn Phân xưỡng sx phuù

Phòng KCS Phòng kỹ thuật

Giới thiệu tổng thành cơ sở và các hệ thống của xe được nhập về từ

Sát xi

Được giới thiệu ở bản vẽ 1

Động cơ

Là nguồn năng lượng chính có nhiệm vụ truyền mômen xoắn từ trục khuỷu đến hệ thống truyền lực ra bánh xe chủ động Vì thế, động cơ cần đảm bảo một số yêu cầu sau:

-Đảm bảo truyền công suất phù hợp với tải trọng của xe

-Kết cấu và bố trí gọn trên xe

-Làm việc tin cậy, ổn định độ bền cao,…

Các thông số kỹ thuật của động cơ được lắp trên xe

- Kiểu động cơ: CY4102BZQ, 4 xylanh, 4 kỳ,

1 hàng thẳng đứng, động cơ diezel

- Dung tích xylanh: 3.856 Hình 2.1.Động cơ CY4102BZQ

- Thứ tự làm việc của xylanh: 1 - 3 - 4 – 2

- Công suất lớn nhất: 88/2800 kW/v/ph

Hệ thống truyền lực

Hệ thống truyền lực truyền công suất từ động cơ đến các bánh xe dẫn động Nó còn có chức năng làm thay đổi tỷ số truyền giữa trục khuỷu động cơ với bánh xe dẫn động

Hệ thống truyền lực lắp trên ôtô bao gồm: bộ ly hợp, hộp số, truyền lực chính, vi sai và truyền lực cuối cùng

Ly hợp là một cơ cấu có nhiệm vụ nối cắt động cơ với hệ thống truyền lực Ngoài ra ly hợp còn được sử dụng như là một bộ phận an toàn nghĩa là có thể tự động cắt truyền dẫn khi mômen xoắn ở bánh xe chủ động quá quy định

Yêu cầu của ly hợp: Truyền được mômen xoắn lớn nhất của động cơ mà không bị trượt trong bất kỳ điều kiện nào, khi nối ly hợp phải êm dịu, cắt phải dứt khoát Hình 2.2.Đĩa ly hợp

Nguyên lý kết cấu của ly hợp

Hình 2.3.Ly hợp ma sát một đĩa

1-vỏ ly hợp; 2-bánh đà; 3-đĩa ma sát; 4-đĩa ép; 5-cần bẩy; 6-giá đỡ trục cần bẩy;7-vỏ ly hợp;8-êcu điều chỉnh khe hở đầu cần bẩy; 9-ổ bi nhả ly hợp; 10-khớp trượt nhả ly hợp; 11- rãnh nạng gạt; 12-nắp đỡ trục sơ cấp hợp số; 13-lò so ép đĩa ly hợp; 14-đệm cách nhiệt; 15-nắp đậy bộ ly hợp; 16-vòng bao kín

Bộ ly hợp được trang bị trên xe là loại ly hợp kiểu đĩa đơn, ma sát khô, có bộ phận giảm chấn lò xo, đường kính đĩa 330 mm

Hộp số dùng để biến đổi tỷ số truyền nghĩa là biến đổi mômen xoắn từ động cơ đến các bánh xe chủ động để cải thiện đường đặc tính kéo của động cơ cho phù hợp với điều kiện làm việc của ô tô Hộp số thay đổi chiều chuyển động của ô tô, cho xe dừng tại chỗ mà không cần tắt máy hoặc ngắt ly hợp, dẫn động ra ngoài để làm các việc khác

Hộp số đảm bảo một số yêu cầu sau:

- Có dáy số truyền phù hợp để nâng cao tính động lực học và tính kinh tế của ô tô

- Không sinh ra các lực va đập lên hệ thống truyền lực

- Hiệu suất truyền lực phải cao

- Khi làm việc không gây tiếng ồn và sang số phải nhẹ

- Kết cấu đơn giản, nhẹ, chắc chắn, dễ bảo dưỡng kiểm tra

Hình2.4 Sơ đồ cấu tạo hợp số 5 cấp a- Trục sơ cấp; b- Trục thứ cấp; c- Trục trung gian; d- Trục số lùi

Hộp số được dùng cho xe là hộp số CAS5-38E2, kiểu cơ khí, loại 5 số tiến và 1 số lùi với tỷ số truyền hộp số như sau:

Số I: 5.591; Số II: 2.87; Số III: 1.607; Số IV: 1; Số V: 0.742; Số lùi: 5.045

Truyền động cacđăng dùng để truyền mômen từ hộp số đến các cầu chủ động, truyền động cacđăng còn dùng để truyền mômen đến các bánh xe chủ động dẫn hướng

Nguyên lý kết cấu a-Truyền động cac đăng

1-hợp số; 2-ổ đỡ trung gian; 3- trục cac đăng; 4-cầu sau chủ động b-Khớp cac đăng

7-nắp đậy; 8-ổ bi kim; 9-phớt chắn dầu; 10-vú dầu; 11-van tràn dầu; 12,14-nạng; 13-trục chữ thập

Hình 2.5 Truyền động cac đăng

Khớp cacđăng được sử dụng ở đây là khớp nối cacđăng khác tốc Cấu tạo gồm có hai nạng nối với trục truyền bằng mặt bích hoặc làm liên kết trên trục Trục chữ thập được

Luận văn tốt nghiệp GVHD:TS.Lê Bá Khang lắp vào lỗ nạng bằng các lỗ bi đũa Các ngõng quay của chữ thập đều có rãnh dầu bôi trơn cho ngõng và ổ bi

Có công dụng tăng mômen xoắn một lần nữa cho các bánh chủ động để phù hợp với lực bám của đường Chuyển hướng mômen xoắn từ phương dọc trục ô tô sang phương ngang để phù hợp với các bán trục

1-giá đỡ vệ tinh; 2-bánh răng mặt trời; 3-trục chữ thập; 4-bánh răng hành tinh; 5-bánh răng chậu; 6- bánh răng quả dứa; 7-nữa trục

Hình 2.6 Truyền lực chính và bộ vi sai

Dùng truyền lực chính kiểu bánh răng xoắn đôi một cấp, với tỷ số truyền lực chính là: 5.43 Ưu điểm của loại này là hạ thấp trọng tâm xe hoặc nâng cao khoảng sáng gầm nhờ dịch lên hoặc xuống tâm trục của bánh chủ động

Công dụng: Đảm bảo cho các bánh xe quay với các vận tốc khác nhau lúc xe quay vòng, hoặc truyền động trên đường không bằng phẳng, hoặc có sự sai lệch về kích thước của lốp đồng thời phân phối lại mômen xoắn cho hai trục đến bộ phận truyền lực cuối cùng Nguyên lý kết cấu.(xem hình 2.6)

Sử dụng bộ vi sai kiểu bánh răng

Truyền mômen quay từ vi sai thông qua hộp truyền động làm bánh xe chủ động chuển động.

Hệ thống lái

Hệ thống lái có chức năng thay đổi hướng di chuyển của ô tô bằng cách xoay hai bánh dẫn hướng hoặc giữ cho ô tô chuyển động theo đúng hướng nào đó Để thực hiện động tác này, hệ thống lái bao gồm có cơ cấu lái, dẫn động lái và cường hóa lái

Hệ thống lái phải đảm bảo các yêu cầu kỹ thuật sau:

-Bảo đảm ô tô chuyển hướng chính xác và an toàn

-Chấn rung lên bánh trước không được truyền lên vành lái

-Điều khiển dễ và nhẹ

-Giữ cho xe chuyển động thẳng và ổn định

-Đảm bảo động học quay vòng đúng để các bánh xe không bị trượt

Ngoài ra hệ thống lái phải đảm bảo các bánh xe dẫn hướng phải tự động xoay trở về vị trí hướng thẳng sau khi qua khúc quanh

Hình 2.7 Cấu tạo hệ thống lái kiểu trục vít êcu bi

Dùng hệ thống lái kiểu trục vit ecu bi, có trợ lực Cơ cấu lái này có ưu điểm là lực ma sát bé, tay lái nhẹ do đó tạo cảm giác nhẹ nhàng và thoải mái cho người lái xe

Hệ thống phanh

Hệ thống phanh dùng để giảm tốc độ của ô tô cho đến khi dừng hẳn, hoặc đến một tốc độ cần thiết nào đó và dùng để giữ ô tô đứng lại ở dốc No đảm bảo cho xe ô tô chay an toàn ở tốc độ cao, nâng cao năng suất vận chuyển

Hệ thống phanh là một bộ phận quan trọng của xe, thỏa mãn các yêu cầu sau:

-Có hiêu quả phanh cao nhất ở tất cả các bánh xe trong mọi trường hợp

-Hoạt động êm dịu để đảm bảo sự ổn định của xe ô tô khi phanh

-Điều khiển nhẹ nhàng để giảm cường độ lao động của người lái

-Có độ tin cậy cao để thích ứng nhanh với các trường hợp nguy hiểm

-Đảm bảo việc phân phối mômen phanh trên các bánh xe phải theo nguyên tắt sử dụng hoàn toàn trọng lượng bám khi phanh với mọi cường độ

-Không có hiện tượng tự xiết

-Cú hệ số ma sỏt à cao và ổn định

Giữ được tỷ lệ thuận giữa lực tác dụng lên bàn đạp phanh và lực phanh sinh ra ở cơ cấu phanh

-Có độ tin cậy, độ bền, tuổi thọ cao

Hình 2.8 Hệ thống phanh hơi

1-máy nén; 2-bộ điều chỉnh áp suất; 3-đồng hồ áp suất; 4-van an toàn; 5,8-bình hơi; 6- van trích hơi; 7-van xả; 9,16-bầu phanh; 10,15-ống mền; 11,17-guốc phanh; 12-van điều khiển; 13-ống dẫn; 14-bàn đạp

Sử dụng hệ thống phanh khí nén độc lập trươc sau, ống dẫn khí nén bố trí song song Phanh trước: tang trống, phanh sau: tang trống

Phanh tay tang trống, tác động phía sau hộp số

Hệ thống treo

Hệ thống treo dùng để nối đàn hồi giữa khung với các cầu của ô tô Nó có nhiệm vụ giảm tải các tải trọng động và dập tắt các dao động của các bộ phận được treo

-Đảm bảo cho ô tô có tính êm dịu khi chạy trên đường cứng và bằng phẳng

-Dập tắt nhanh các giao động của thùng xe và vỏ xe

-Giảm độ nghiêng bên của thùng xe khi quay vòng

Nguyên lý kết cấu b-Cơ cấu treo sau a-Cơ cấu treo trước

Hình 2.9 Cơ cấu treo trước và sau

Bộ phận đàn hồi trước: nhíp lá, nữa elíp,

Bộ phận đàn hồi sau: nhíp lá, nữa elíp,

Bộ giảm chấn: thủy lực.

Các hệ thống khác của xe

-Kính chắn gió, kính cửa xe, gạt mưa, bộ quay gương

-Hệ thống đèn chiếu sáng, hệ thống tín hiệu còi

-Ghế người lái, ghế phụ lái

Thiết kế kỹ thuật lắp đặt hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ

Phân tích các phương án lắp đặt hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ và chọn phương án

Để có một phương án bố trí lắp đặt hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ thích hợp, vấn đề đầu tiên là phân tích lựa chọn một phương án lắp đặt hợp lý

Phương án lắp đặt hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ hợp lý phải thỏa mãn các yêu cầu chính sau:

- Đảm bảo góc nâng thùng theo yêu cầu khi đổ hàng để hàng hóa được đổ sạch ra khỏi thùng xe

- Hệ thống nâng thùng tự đổ phải đảm bảo nâng được tải theo yêu cầu

- Lực nâng cực đại Pmax càng bé càng tốt

- Bố trí lắp đặt thuận lợi

- Đảm bảo độ cứng vững khi đổ hàng cũng như khi xe chuyển động

- Đảm bảo độ ổn định, an toàn khi đổ hàng

Như vậy trong phần này ta không đi sâu vào việc chế tạo loại hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ nào Vì điều này hoàn toàn không thực tế Ở phần này ta phân tích một số loại hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ có sẵn để đi đến việc chọn loại hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ nào cho phù hợp nhất Ngoài ra hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ được chọn còn có những vấn đề chưa thật sự thỏa mãn về mặt kỹ thuật thì ta sẽ tính toán thiết kế hoặc gia cố bộ phận nào đó cho phù hợp Với phương châm đơn giản nhất và đồng thời đảm bảo được tính kinh tế, kỹ thuật và mỹ thuật Hiện nay trong thực tế có rất nhiều loại hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ nhưng tập trung nhất là 2 loại sau:

- Loại hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ một trụ đẩy trực tiếp

- Loại hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ một trụ đẩy gián tiếp

Sau đây, ta tiến hành phân tích từng hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ để thấy được ưu nhược điểm của từng loại Từ đó, quyết định chọn phương án sử dụng hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ loại nào cho hợp lý nhất

3.1.1 Phân tích chọn hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ một trụ đẩy trực tiếp hoặc một trụ đẩy gián tiếp

3.1.1.1 Loại hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ một trụ đẩy trực tiếp

Tham khảo hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ lắp đặt trên xe IFAW50L/K (xem hình 3.1 và hình 3.2) Đặc điểm:

Lực đẩy từ piston lực (trụ đẩy) tạo ra tác dụng trực tiếp vào thùng mà không cần qua một cơ cấu biến đổi trung gian nào Với loại hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ này, góc đặt cơ cấu thủy lực ban đầu của trụ so với phương ngang phải lớn để có thể tạo ra được mômen nâng thùng lớn Mặt khác, để đảm bảo đủ hành trình làm việc cần thiết của piston lực mà kích thước chiều dài ban đầu của cơ cấu thủy lực phải nhỏ gọn, không ảnh hưởng đến sự bố trí xung quanh thì người ta thường dùng xy lanh lồng Tùy theo số lần lồng mà hành trình tổng cộng của nó khác nhau, có tính ổn định cao và làm việc êm dịu điều hòa

Hình 3.1 Sơ đồ bố trí hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ khi hạ thùng

1-sàn thùng; 2-giá đỡ đế xy lanh lực; 3-xy lanh lực;

4-sat xi xe; 5-thanh ngang; 6-khớp cầu; 7-chốt quay

Hình 3.2 Sơ đồ bố trí hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ khi nâng thùng

Theo sơ đồ bố trí thì lực nâng lớn nhất của trụ ben Pmax được tính theo công thức: a ´ + a ´

Trong đó G – Tải trọng toàn bộ của thùng xe d – Khoảng cách từ trọng tâm thùng đến chốt quay α – Góc đặt ben ban đầu của trụ ben so với phương ngang a,c –Tọa độ điểm đặt lực P so với chốt quay

Một số ưu nhược điểm của phương án sử dụng hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ một trụ đẩy trực tiếp Ưu điểm:

- Do lực tác dụng trực tiếp giữa xy lanh lực vào thùng xe không thông qua cơ cấu trung gian nào nên độ tin cậy cao

- Dễ bố trí lắp đặt, kết cấu thích hợp cho việc nâng thùng về ba phía

- Loại hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ một trụ đẩy trực tiếp kém cứng vững khi chịu lực ngang

- Do kết cấu của hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ ở đây có thể đổ hàng về ba phía nên không thể bố trí để tăng kích thước a Bởi vì, nếu như bố trí tăng kích thước a sẽ làm tăng hành trình piston lực Mặt khác, sẽ tạo nên sự phân bố tải trọng không đều lên thùng hàng điều này sẽ làm cho hệ thống chống hỏng Theo công thức trên để giảm được lực nâng Pmax thì phải bố trí tăng kích thước a, góc α và giảm c Thế nhưng, khả năng thay đổi c chỉ trong phạm vi nhỏ nên không xét đến Vì vậy ta không thể giảm được lực nâng Pmax nhiều Lực nâng Pmax lớn nên áp suất dầu của cơ cấu thủy lực cũng lớn dẫn đến tải trọng tác dụng lên cơ cấu của hệ thống lớn

3.1.1.2 Loại hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ một trụ đẩy gián tiếp

Tham khảo hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ lắp đặt trên xe Jiu long 4,5 tấn (xem hình 3.3) Đặc điểm:

Là loại xe tự đổ có một trụ, lực nâng thùng do piston tạo ra thông qua một số cơ cấu trung gian rồi mới tác dụng lên thùng xe Các cơ cấu trung gian này được đưa vào hệ thống nhằm cho phép mở rộng khả năng bố trí trụ ben, đồng thời tăng độ cứng cho hệ thống

Vấn đề bố trí xy lanh lực: xy lanh được đặt giữa sat xi ben

Hình 3.3 Sơ đồ bố trí hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ một trụ gián tiếp

Một số ưu nhược điểm của phương án sử dụng hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ một trụ gián tiếp Ưu điểm:

- Khả năng cứng vững cao nhờ đặt hai thanh chống hai bên

- Hệ thống nâng hạ độc lập không ảnh hưởng gì đến kết cấu bố trí của sat xi và hệ thống gầm xe

- Kết câú của hệ thống lực đẩy tạo ra từ piston lực phức tạp, phải thông qua một số cơ cấu trung gian gồm các thanh chống, khuỷu và các khớp trụ nên loại này chủ yếu dùng cho xe ben đổ hàng về phía sau

Sau khi nghiên cứu lý thuyết và đi thực tế khảo sát hai phương án sử dụng hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ trên hai xe IFAW50L/K và xe Jiu long 4,5 tấn, ta thấy rằng phương án sử dụng hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ một trụ gián tiếp có nhiều ưu điểm hơn so với phương án sử dụng hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ một trụ trực tiếp Và kết hợp với 6 yêu cầu đã đặt ra ta chọn hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ một trụ gián tiếp để bố trí cho xe nghiên cứu

Chọn cơ cấu thuỷ lực

Giới thiệu một số xy lanh thủy lực do Trung Quốc sản xuất:

- Xy lanh thủy lực loại LYGS3101 có các thông số kỹ thuật sau: (xem hình 3.4) Đây là loại xy lanh tác động hai chiều,

Chiều dài ban đầu: lbđ = 1015 (mm),

Hành trình làm việc: S = 580 (mm), Đường kính ngoài của xy lanh: dn = Φ 190 (mm), Đường kính trong của xy lanh: dt = Φ 160 (mm), Áp suất làm việc: p = 10 MPa

- Xy lanh thủy lực loại LYGS3611 có các thông số kỹ thuật sau: (xem hình 3.5) Đây là loại xy lanh tác động hai chiều, Hình3.4

Hành trình làm việc: S v0 (mm), Đường kính ngoài của xy lanh: dn = Φ 219 (mm), Đường kính trong của xy lanh: dt = Φ 180 (mm), Áp suất làm việc: p = 16 MPa

- Xy lanh thủy lực loại LYGS3101 có các thông số kỹ thuật sau:

(xem hình3.6) Đây là loại xy lanh tác động một chiều,

Hành trình làm việc: S = 750 (mm), Hình 3.5 Đường kính ngoài của xy lanh: dn = Φ 200 (mm), Đường kính cần piston: d= Φ 80 (mm), Áp suất làm việc: p = 20 MPa

Qua 3 loại xy lanh thủy lực giới thiệu ở trên ta thấy loại LYGS3101 là phù hợp nhất vì kết cấu nhỏ gọn; mặt khác với loại xe tự đổ tải trọng tải 2.5 Tấn áp suất làm việc của cơ cấu là 10 MPa là quá đủ

- Sử dụng dầu loại:LYX343C

3.1.2 Chọn phương án về vị trí lắp đặt của hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ một trụ gián tiếp

3.1.2.1 Giới thiệu một số kiểu lắp đặt của hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ một trụ gián tiếp

Tiêu chí chọn vị trí lắp đặt:

-Lực nâng phải nhỏ nhất

-Đảm bảo độ cứng vững, ổn định khi đổ hàng cũng như khi xe chạy trên đường

-Đảm bảo góc nâng thùng theo yêu cầu khi đổ hàng để hàng hóa được đổ sạch ra khỏi thùng xe

-Bố trí lắp đặt thuận lợi không ảnh hưởng đến việc bố trí của sat xi xe

1, Kiểu lắp đặt của hê thống thủy lực nâng thùng tự đổ một trụ gián tiếp của xe KIA –titan 2.5 T (xem hình 3.7) Ưu điểm:

-Do bố trí về phía sau nên hành trình của piston lực và chiều dài ban đầu của xy lanh lực giảm

-Do khoảng cách a ngắn nên làm cho lực nâng cực đại Pmax lớn nên tải trọng tác dụng lên hệ thống lớn Điều này có nghĩa là phải tăng kích thước của hệ thống lên để đảm bảo đủ bền cho hệ thống

-Do bố trí ở phía sau nên cơ cấu kém cứng vững hơn

Hình 3.7 Sơ đồ bố trí hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ một trụ gián tiếp của xe

2, Kiểu lắp đặt của hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ một trụ gián tiếp của xe Jiu Long 4.5 T (xem hình 3.8) Ưu điểm:

-Theo sơ đồ bố trí, ta thấy rằng khoảng cách a lớn nên lực nâng cực đại Pmax giảm làm giảm tải trọng tác dụng lên hệ thống

-Việc bố trí về phía trước làm tăng độ cứng vững của xe khi đổ hàng cũng như khi xe chạy trên đường

-Do bố trí về phía trước nên hành trình của piston lực và chiều dài ban đầu của xy lanh lực lớn

Qua hai kiểu lắp đặt của hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ một trụ gián tiếp ta thấy kiểu lắp đặt của hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ một trụ gián tiếp của xe Jiu Long 4.5 T có nhiều ưu điểm hơn so với kiểu lắp đặt của hệ thống thủy lực

Luận văn tốt nghiệp GVHD:TS.Lê Bá Khang nâng thùng tự đổ một trụ gián tiếp của xe KIA –titan 2.5 T Kết hợp 4 tiêu chí để lựa chọn lắp đặt ta chọn kiểu lắp đặt của hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ một trụ gián tiếp của xe nghiên cứu tương tự xe Jiu Long 4.5 Tấn, thể hiện rõ trên hình 3.9

Hình 3.9 Xe Jiu Long 4,5 Tấn

3.1.2.2 Tính chọn các kích thước cụ thể về vị trí lắp đặt hệ thống thủy lực nâng thùng

1, Lực nâng cần thiết của piston lực:

Lực nâng Pmax giảm sẽ làm giảm áp lực dầu trên hệ thống cung cấp và phân phối như: Bơm dầu, van phân phối, cổ chia dầu …đều giảm xuống Đồng thời tải trọng tác dụng lên các khâu nối, truyền lực giữa trụ ben với thùng xe, giữa thùng xe với sat xi ben cũng đều giảm xuống

Xét hệ thống ben ở một vị trí nâng bất kỳ:

Ta lấy phương trình cân bằng mômen tại điểm O:

K1,K2 – hệ số biến đổi của lực P theo phương đứng và phương ngang qua cơ cấu trung gian

Bằng phương pháp khảo sát hàm số ta chứng minh được P đạt cực đại khi α = 0

Theo công thức (3.1) ta thấy: để giảm được lực nâng P max thì ta phải bố trí tăng kích thước a đồng thời tăng góc nâng ban đầu φ càng lớn càng tốt Thế nhưng khi tăng kích thước a và tăng góc nâng ban đầu φ thì sẽ làm tăng hành trình piston lực Vì vậy, ta phải chọn kích thước a và góc nâng ban đầu sao cho lực nâng P max giảm nhưng phải đảm bảo hành trình làm việc piston lực và khi đó góc nâng

Tính chọn thùng xe, sat xi của hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ

Sử dụng thùng xe do nhà máy cơ khí ôtô Đà Nẵng sản xuất

Thùng xe có dạng hình chữ nhật, thành sau và hai thành bên có gắn các bản lề và các khóa để có thể mở ra hoặc đóng lại khi bốc hàng và khi nâng thùng để đổ hàng Sàn thùng có hai dầm dọc chính với kích thước hình chữ nhật rỗng 100 x 50 x 4.5mm làm bằng thép CT3 có giớI hạn bền là δbk = 38 KG/mm 2 , δbc = 25 KG/mm 2 Hai dầm dọc này được liên kết vớI 8 dầm ngang nhằm tăng độ cứng vững cho sàn thùng Sàn thùng được chế tạo bằng tôn tấm (thép CT3) có bề dày δ = 3 (mm)

Các kích thước cơ bản của thùng xe:

- Kích thước bên ngoài thùng xe:

Chiều cao thùng xe (tính từ sàn thùng): 600 (mm)

Chiều dài thùng xe: 4210 (mm)

Chiều rộng thùng xe: 2100 (mm)

- Kích thước bên trong thùng xe:

Chiều cao thùng xe (tính từ sàn thùng): Ht = 600 (mm)

Chiều dài thùng xe: Lt = 3745 (mm)

Chiều rộng thùng xe: Bt = 1970 (mm)

- Khối lượng và thể tích thùng:

Khối lượng thùng: Gt = 950 (kg)

Thể tích thùng: Vt = Htx Bt x Lt = 600 x1970 x 3745 = 4.43 (m 3 ) Đặc điểm của thành sau và thành trước: Thành sau của thùng có thể tháo ra được Khi khóa mở được mở ra và thùng được nâng lên đủ độ cao để móc khóa của bộ phận đóng chốt tự động mở bản lề hãm ra Thành sau được gắn trên hai thành bên của thùng bằng hai chốt trụ, khi nâng thùng lên đổ hàng ra sau thì có thể xoay quanh chốt này Thành trước được bắt chặt sàn thùng bằng các bu lông

3.2.2 Giới thiệu lựa chọn kết cấu sat xi của hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ

Hình 3.13 Kết cấu sat xi để lắp cơ cấu hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ Chọn kết cấu sat xi của hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ có kích thước như sau: Chiều dài: 3400 (mm)

Chiều rộng bằng chiều rộng của sat xi xe

Khối lượng toàn bộ là 170 kg

Hai dầm dọc 1 được làm bằng thép U 120 x 60 x 4.9 mm

Hai dầm ngang 2 làm bằng thép U 120 x 60 x 4.9 mm được liên kết với dầm dọc thông qua các mối hàn

Trên các dầm dọc có hàn mặt bích 3 và 4 để liên kết với sat xi xe thông qua các bu lông và các bu lông hình chữ U

Tại cuối dầm dọc có hàn cặp vào thép lá 5 có diện tích tiết diện là 110 x 55 mm,trên thép lá này có tiện 1 lỗ để đóng bạc 6 vào

Giá đỡ đế xy lanh lực 8 được hàn vào 2 dầm dọc

Ngoài ra trên sat xi ben còn gắn một số chi tiết như: đệm cao su 7, giá đỡ van hạn chế, giá đỡ thùng dầu giá đỡ thanh chống 9, lá thép định vị trí ben khi hạ thùng

3.2.2.1 Thiết kế lắp đặt liên kết giữa sat xi ben với sat xi xe

Sat xi ben được lắp đặt liên kết với sat xi xe thông qua các bu lông ở các mặt bích và các bu lông thanh chữ U Để tăng độ êm dịu, độ liên kết và tránh sự biến dạng bề mặt tiếp xúc ta lắp đặc tấm đệm cao su 60 x 5 mm ở giữa sat xi xe và sat xi ben

Trên sat xi ben ta hàn 4 mặt bích làm bằng thép CT3 100 x 50 x 50 x 2.5 mm,trên sat xi xe ta cũng hàn 4 mặt bích Về vị trí được trình bày trên bản vẽ 3

Tính chọn bu lông, bu lông thanh chữ U:

Lực làm xê dịch thùng sẽ tác động trực tiếp lên các bu lông và các bu lông thanh chữ

U, do đó các bu lông sẽ sinh ra ứng suất cắt bu lông Vì vậy ta phải chọn bu lông sao cho đủ bền ứng vớI trường hợp nguy hiểm nhất của xe

Chế độ tải trọng tính toán: là trong chế độ phanh gấp và khi ôtô quay vòng với bán kính quay vòng nhỏ nhất với vận tốc tối đa theo ổn định Qua các kết quả nghiên cứu và thực tế sử dụng người ta nhận thấy rằng lực ly tâm sinh ra khi quay vòng thường nhỏ hơn nhiều so với khi ôtô phanh gấp với gia tốc phanh cực đại jmax Vì vậy khi tính toán các mối ghép liên kết bulông chỉ cần tính cho trường hợp nguy hiểm nhất đó là khi ôtô phanh cực đại Điều kiện tính toán là ứng suất cắt sinh ra ở chốt phải bé hơn ứng suất cắt cho phép: τ = £[ ]t ´ p ´

Fb– Lực tác dụng lên một bu lông, giả thiết các bu lông chịu lực cắt như nhau, xem 1 bulông thanh chữ U là sự kết hợp của 2 bulông đơn Như vậy, số lượng bu lông liên kết là 16 thì mỗi thân bu lông phảI chịu một lực cắt là:

P –lực làm xê dịch thùng

Trọng lượng tác dụng lên phần liên kết bao gồm:

Trọng lượng hàng hóa: Ghh = 2500 (KG)

Trọng lượng thùng: Gt = 950 (KG)

Trọng lượng sat xi cơ cấu nâng thùng: Gsx = 170(KG)

Trọng lượng cơ cấu thủy lực nâng thùng: Gb = 250(KG)

Vậy trọng lượng tổng cộng là:

Lực quán tính làm xê dịch thùng:

VớI jmax - Gia tốc chậm dần cực đại khi phanh jmax i g d ´ j φ – hệ số bám của lốp và đường Với đường nhựa tốt φ = 0.7 ÷ 0.8 Chọn φ = 0.7 δ1 = 1

G max ´ ´ Từ đó ta tính được lực tác dụng lên một bu lông:

[τ] - Ứng suất cắt cho phép [τ] = (0.2 ÷ 0.3)x σch Với vật liệu làm bu lông bằng thép

CT3 σch = 220 (N/mm 2 ) Suy ra: [τ] = 0.2x 220 = 44 (N/mm 2 )

Trên đây chỉ là tính toán trong trường hợp bu lông chịu tải trọng tĩnh Trong thực tế ôtô đi qua nhiều loại đường khác nhau nên sinh ra tải trọng động tác dụng vào bu lông Vì thế ta chọn đường kính bu lông là d = 10 (mm), bulông thanh chữ U có d = 14 (mm).

Tính toán hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ

3.3.1 Tính lực nâng cực đại P max

Các tải trọng bao gồm:

Tải trọng của thùng: Gt = 950 (KG)

Tải trọng của hàng hóa: Ghh = 2500 (KG)

Tải trọng tổng cộng là: G = Gt + Ghh = 950 + 2500 = 3450 (KG)

Như vậy lực nâng cực đại là lúc cơ cấu bắt đầu nâng thùng Ta có sơ đồ sau:

Xét thanh ABC, ta lặp được phương trình cân bằng mômen tại C:

PxCBxcos20˚ - PAĐx cos11˚xAC - PANxe = 0

Px180xcos20˚ - PAĐx cos11˚x805 - PANx156 = 0

Xét hệ gồm các khâu nối liền ABCD, ta có phương trình cân bằng tại A:

Giải hệ 3 phương trình trên ta tính được: PAĐ = 0.3P +0.126PAN (2)

Giải hệ (1)(2) ta có: PAN = 1.731P

Xét riêng thùng xe ta có phương trình cân bằng mômen đối với điểm O:

0.128xPxb + 1.731xPx c – Gxa =0 suy ra lực nâng cực đại là:

Lực tác dụng vào chốt xoay đáy thùng là:

3.3.2 Đường kính cần thiết khi piston lực làm việc Áp suất chất lỏng trong buồng làm việc của xy lanh tạo nên áp lực P trên cần piston, nếu không kể đến lực ma sát thì:

P – Áp lực trên cần piston p – Áp suất làm việc của chất lỏng p = 100 (KG/cm 2 )

F – Diện tích làm việc của piston

Như vậy để tạo lực nâng cần thiết thì đường kính piston phải thỏa mãn biểu thức sau:

D – Đuờng kính phần đầu piston

Pmax – Lực đẩy lớn nhất tác dụng lên cần piston khi nâng thùng Pmax = 7980

Như vậy xy lanh lực thỏa mãn điều kiện vì có đường kính phần đầu piston là d = 160 (mm).

Kiểm tra bền một số chi tiết mới thiết kế

3.4.1 Tính bền hai dầm dọc đáy thùng

Ta tính bền trong trường hợp hai dầm dọc chịu lực lớn nhất, đó là lúc vừa nâng thùng Lực tác dụng lên hai dầm dọc đáy thùng bao gồm:

- Trọng lượng của hàng hóa

- Trọng lượng phần trên của thùng theo phương thẳng đứng từ trên xuống

- Phần lực do lực đẩy của piston tạo ra thông qua cơ cấu trung gian tác dụng vào thùng

Giả thiết các phản lực đều đối xứng qua mặt phẳng dọc của xe,nên ta chỉ cần tính bền cho 1dầm Xem như tải trọng phân bố đều trên suốt chiều dài của thùng xe thì tải trọng phân bố trên một nửa xe sẽ là:

Q = Tải trọng toàn bộ đè lên hai dầm dọc / 2 chiều dài dầm

Trọng lượng toàn bộ đè lên hai dầm dọc đáy thùng bao gồm:

Trọng lượng hàng hóa: Ghh = 2500 (KG)

Trọng lượng phần trên của thùng: Gt = 950 (KG)

Vậy trọng lượng toàn bộ sẽ là: G = 2500 + 950 = 3450 (KG)

Lực đẩy do piston tạo ra tác dụng lên thùng:

Ta dễ dàng vẽ biểu đồ mômen uốn như sau:

Hình 3.15 Biểu đồ mômen uốn

Từ biểu đồ ta thấy mômen uốn lớn nhất là tại điểm đặt lực R, Tại đây có tiết diện mặt cắt là thép hộp chữ nhật rỗng 100 x 50 x 4.5 mm, Mumax 147 Nm

Mômen chống uốn của dầm tại mặt cắt nguy hiểm

( 3 3 ´ 3 - ´ 3 ´ - ´ = 3183932 (mm 3 ) = 3.18x10 -3 (m 3 ) Ứng suất phát sinh tại mặt cắt có mômen lớn nhất: δu = u u

3 = ´ ´ - Ứng suất uốn cho phép của dầm dọc được xác định theo công thức:

Kđ – Hệ số tải trọng động, chọn Kđ = 2.5

Luận văn tốt nghiệp GVHD:TS.Lê Bá Khang δc - Giới hạn chảy của thép CT3, δc = 25 (KG/mm 2 ) suy ra [δ] = ( ) 4 76 ( KG / mm 2 ) 47 6 10 6 ( N / m 2 )

So sánh ta thấy δu < [δ] Vậy dầm đủ bền

3.4.2 Tính bền chốt xoay Để tính bền cho chốt xoay, ta tính áp suất phân bố trên bề mặt làm việc của bạc chốt xoay trong trường hợp chốt xoay chịu tải lớn nhất, đó là lúc piston bắt đầu nâng thùng Khi bắt đầu nâng ta xem như tải trọng tác dụng lên bạc bằng chính lực nâng do piston tạo ra (dùng phương pháp dời lực) R = PA = 13851 (N)

Gọi R0 là lực tác dụng lên mỗi bên, ta có:

R0 = R / 2 = 13851/2 = 6925.5 (N) Điều kiện tính toán là áp suất sinh ra ở mặt tiếp xúc của bạc chốt phải nhỏ hơn giá trị áp suất cho phép:

Q = R 0 = 6925.5 (N) – Tải trọng hướng tâm d – Đường kính chốt xoay, d = 50 mm l - Chiều dài làm việc của chốt xoay, l = 82 mm

[p] – Áp suất cho phép, tra bảng trong sổ tay thiết kế cơ khí ta có: với loại bạc chốt chế tạo bằng gang xám chống ma sát thì [p] = 90 KG/cm 2

So sánh ta thấy p < [p] Vậy bạc chốt xoay đủ bền

3.4.3 Kiểm nghiệm bền liên kết giữa thùng xe và sat si ben

Giữa thùng và sat xi ben được liên kết với nhau nhờ 2 chốt xoay thùng và 2 chốt xoay ở càng nâng Như vậy lực làm xê dịch thùng so với sat xi ben sẽ tác dụng lên 4 bạc chốt xoay này Do đó ta phải kiểm tra bền chi tiết này

Chế độ tải trọng tính toán: là trong chế độ phanh gấp Điều kiện tính toán là ứng suất cắt sinh ra ở chốt phải bé hơn ứng suất cắt cho phép: τ = £ [ ] t ´ p ´ d2

F – lực tác dụng lên một chốt, giả thiết các chốt chịu lực như nhau, do đó F = P/4

P –lực làm xê dịch thùng

Trọng lượng tác dụng lên phần liên kết:

Lực quán tính làm xê dịch thùng:

G max ´ ´ Do thùng liên kết với sat xi ben thông qua các tấm cao su do đó sẽ sinh ra lực ma sát:

Với f - hệ số ma sát giữa cao su và thép, tra bảng ta có f = 0.5

Vậy lực làm xê dịch thùng là:

Suy ra lực tác dụng lên một chốt:

Với chốt làm bằng thép CT45 có [τ] = (0.2 ÷ 0.3)x σch = 0.2 x 360 = 72 (N/mm 2 )

Từ đó ta xác định được đường kính tối thiểu của chốt d ≥

Chọn d = 50 mm để đảm bảo đủ bền cho chốt

3.4.4 Kiểm nghiệm liên kết bu lông giữa cụm thùng tự đổ với sat xi xe

Chế độ tải trọng tính toán: là trong chế độ phanh gấp Điều kiện đảm bảo không có sự xê dịch giữa cụm thùng tự đổ với sat xi xe là:

Fqt – Lực quán tính do trọng lượng cụm thùng hàng và tải trọng sinh ra khi phanh

G –Trọng lượng cụm thùng hàng khi ôtô đầy tải

G max ´ ´ Pms – Lực ma sát giữa sat xi xe với sát xi ben sinh ra do lực ép của các bu lông và trọng lượng của cụm thùng tự đỗ khi ôtô đầy tải

Pms = (pe1 x n1 +pe2 x n2 + G)x fms pe1 – Lực ép 1 bu lông, tra bảng tải trọng bu lông, với bulông chế tạo bằng thép CT3 có d = 10 mm thì tải trọng bằng 1000 KG n1 – Số bu lông n1 = 8 pe2 –Lực ép 1 bu lông chữ U, tra bảng tải trọng bu lông với bu lông chế tạo bằng thép CT3 có d = 14 mm thì tải trọng bằng 2000 KG n2 – Số bu lông n2 = 8 fms – Hệ số ma sát giữa sat xi ben với sat xi xe, tra bảng ta có fms = 0.2

Kết luận Pms = 5574 KG > Fqt Như vậy mối ghép đủ bền

3.4.5 Tính bền giá đỡ đế xy lanh lực

Giá đỡ đế xy lanh chịu lực lớn nhất khi bắt đầu nâng thùng Như vậy lực tác dụng lên giá đỡ đế xy lanh là Pmax = 7980 (N) Ta dễ dàng vẽ được biểu đồ mômen uốn:

Hình 3.16 Giá đỡ đế xy lanh lực

Hình 3.17 Biểu đồ mômen uốn

Từ biểu đồ mômen uốn ta thấy Mumax = 678.3 N.m, tại tiết diện có mặt cắt là Φ100 x Φ

Mômen chống uốn của giá đỡ tại mặt cắt nguy hiểm:

Wu = 0.1 x D 3 – 0.1 x d 3 = 0.1 x 100 3 - 0.1 x 80 3 = 48800 mm 3 = 48.8x10 -6 (m 3 ) Ứng suất phát sinh tại mặt cắt có mômen lớn nhất: δu = 13.9 10 (N/m )

Luận văn tốt nghiệp GVHD:TS.Lê Bá Khang Ứng suất uốn cho phép của dầm dọc được xác định theo công thức:

Kđ – Hệ số tải trọng động, chọn Kđ = 2.5 δc - Giới hạn chảy của thép CT3, δc = 25 (KG/mm 2 ) suy ra [δ] = ( ) 4 76 ( KG / mm 2 ) 47 6 10 6 ( N / m 2 )

So sánh ta thấy δu < [δ] Vậy giá đỡ đế xy lanh đủ bền

Sau khi tính toán, kiểm nghiệm các bộ phận của cơ cấu nâng thùng tự đổ, ta thấy phương án thiết kế lắp đặt hệ thống nâng thùng tự đổ 2.5 tấn đã trình bày là hợp lý Bước tiếp theo là phải chuyển các bản vẽ, bản thuyết minh cho cục đăng kiểm hoặc cơ quan có thẩm quyền xét duyệt trước khi gia công, chế tạo và lắp đặt

Kiểm nghiệm động cơ, khung dầm, cầu cơ sở của xe

Tính kiểm nghiệm động cơ

- Hệ thống nâng hạ độc lập không ảnh hưởng gì đến kết cấu bố trí của sat xi và hệ thống gầm xe

- Kết câú của hệ thống lực đẩy tạo ra từ piston lực phức tạp, phải thông qua một số cơ cấu trung gian gồm các thanh chống, khuỷu và các khớp trụ nên loại này chủ yếu dùng cho xe ben đổ hàng về phía sau

Sau khi nghiên cứu lý thuyết và đi thực tế khảo sát hai phương án sử dụng hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ trên hai xe IFAW50L/K và xe Jiu long 4,5 tấn, ta thấy rằng phương án sử dụng hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ một trụ gián tiếp có nhiều ưu điểm hơn so với phương án sử dụng hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ một trụ trực tiếp Và kết hợp với 6 yêu cầu đã đặt ra ta chọn hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ một trụ gián tiếp để bố trí cho xe nghiên cứu

Chọn cơ cấu thuỷ lực

Giới thiệu một số xy lanh thủy lực do Trung Quốc sản xuất:

- Xy lanh thủy lực loại LYGS3101 có các thông số kỹ thuật sau: (xem hình 3.4) Đây là loại xy lanh tác động hai chiều,

Hành trình làm việc: S = 580 (mm), Đường kính ngoài của xy lanh: dn = Φ 190 (mm), Đường kính trong của xy lanh: dt = Φ 160 (mm), Áp suất làm việc: p = 10 MPa

- Xy lanh thủy lực loại LYGS3611 có các thông số kỹ thuật sau: (xem hình 3.5) Đây là loại xy lanh tác động hai chiều, Hình3.4

Hành trình làm việc: S v0 (mm), Đường kính ngoài của xy lanh: dn = Φ 219 (mm), Đường kính trong của xy lanh: dt = Φ 180 (mm), Áp suất làm việc: p = 16 MPa

- Xy lanh thủy lực loại LYGS3101 có các thông số kỹ thuật sau:

(xem hình3.6) Đây là loại xy lanh tác động một chiều,

Hành trình làm việc: S = 750 (mm), Hình 3.5 Đường kính ngoài của xy lanh: dn = Φ 200 (mm), Đường kính cần piston: d= Φ 80 (mm), Áp suất làm việc: p = 20 MPa

Qua 3 loại xy lanh thủy lực giới thiệu ở trên ta thấy loại LYGS3101 là phù hợp nhất vì kết cấu nhỏ gọn; mặt khác với loại xe tự đổ tải trọng tải 2.5 Tấn áp suất làm việc của cơ cấu là 10 MPa là quá đủ

- Sử dụng dầu loại:LYX343C

3.1.2 Chọn phương án về vị trí lắp đặt của hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ một trụ gián tiếp

3.1.2.1 Giới thiệu một số kiểu lắp đặt của hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ một trụ gián tiếp

Tiêu chí chọn vị trí lắp đặt:

-Lực nâng phải nhỏ nhất

-Đảm bảo độ cứng vững, ổn định khi đổ hàng cũng như khi xe chạy trên đường

-Đảm bảo góc nâng thùng theo yêu cầu khi đổ hàng để hàng hóa được đổ sạch ra khỏi thùng xe

-Bố trí lắp đặt thuận lợi không ảnh hưởng đến việc bố trí của sat xi xe

1, Kiểu lắp đặt của hê thống thủy lực nâng thùng tự đổ một trụ gián tiếp của xe KIA –titan 2.5 T (xem hình 3.7) Ưu điểm:

-Do bố trí về phía sau nên hành trình của piston lực và chiều dài ban đầu của xy lanh lực giảm

-Do khoảng cách a ngắn nên làm cho lực nâng cực đại Pmax lớn nên tải trọng tác dụng lên hệ thống lớn Điều này có nghĩa là phải tăng kích thước của hệ thống lên để đảm bảo đủ bền cho hệ thống

-Do bố trí ở phía sau nên cơ cấu kém cứng vững hơn

2, Kiểu lắp đặt của hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ một trụ gián tiếp của xe Jiu Long 4.5 T (xem hình 3.8) Ưu điểm:

-Theo sơ đồ bố trí, ta thấy rằng khoảng cách a lớn nên lực nâng cực đại Pmax giảm làm giảm tải trọng tác dụng lên hệ thống

-Việc bố trí về phía trước làm tăng độ cứng vững của xe khi đổ hàng cũng như khi xe chạy trên đường

-Do bố trí về phía trước nên hành trình của piston lực và chiều dài ban đầu của xy lanh lực lớn

Qua hai kiểu lắp đặt của hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ một trụ gián tiếp ta thấy kiểu lắp đặt của hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ một trụ gián tiếp của xe Jiu Long 4.5 T có nhiều ưu điểm hơn so với kiểu lắp đặt của hệ thống thủy lực

Luận văn tốt nghiệp GVHD:TS.Lê Bá Khang nâng thùng tự đổ một trụ gián tiếp của xe KIA –titan 2.5 T Kết hợp 4 tiêu chí để lựa chọn lắp đặt ta chọn kiểu lắp đặt của hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ một trụ gián tiếp của xe nghiên cứu tương tự xe Jiu Long 4.5 Tấn, thể hiện rõ trên hình 3.9

Hình 3.9 Xe Jiu Long 4,5 Tấn

3.1.2.2 Tính chọn các kích thước cụ thể về vị trí lắp đặt hệ thống thủy lực nâng thùng

1, Lực nâng cần thiết của piston lực:

Lực nâng Pmax giảm sẽ làm giảm áp lực dầu trên hệ thống cung cấp và phân phối như: Bơm dầu, van phân phối, cổ chia dầu …đều giảm xuống Đồng thời tải trọng tác dụng lên các khâu nối, truyền lực giữa trụ ben với thùng xe, giữa thùng xe với sat xi ben cũng đều giảm xuống

Xét hệ thống ben ở một vị trí nâng bất kỳ:

Ta lấy phương trình cân bằng mômen tại điểm O:

K1,K2 – hệ số biến đổi của lực P theo phương đứng và phương ngang qua cơ cấu trung gian

Bằng phương pháp khảo sát hàm số ta chứng minh được P đạt cực đại khi α = 0

Theo công thức (3.1) ta thấy: để giảm được lực nâng P max thì ta phải bố trí tăng kích thước a đồng thời tăng góc nâng ban đầu φ càng lớn càng tốt Thế nhưng khi tăng kích thước a và tăng góc nâng ban đầu φ thì sẽ làm tăng hành trình piston lực Vì vậy, ta phải chọn kích thước a và góc nâng ban đầu sao cho lực nâng P max giảm nhưng phải đảm bảo hành trình làm việc piston lực và khi đó góc nâng

Luận văn tốt nghiệp GVHD:TS.Lê Bá Khang thùng phải đạt 50÷55º (vì tại góc nâng này đảm bảo hàng hóa được đổ sạch khỏi thùng) Mặt khác, việc bố trí xylanh lực không làm ảnh hưởng đến sự bố trí các bộ phận dưới gầm xe

2, Tính chọn góc nâng ban đầu:

Như đã phân tích ở trên φ tăng càng lớn càng tốt Tuy nhiên φ càng lớn thì việc bố trí giá đỡ xy lanh lực càng thấp làm ảnh hưởng đến việc bố trí các bộ phận khác dươí gầm xe và trọng tâm của thùng sẽ nâng lên do phải nâng thùng lên để đáy thùng không đụng vào xy lanh thủy lực Vì vậy φ phải chọn sao cho hợp lý nhất Chọn φ = 10˚, ta tính dược khoảng cách: h = sinφ x lbđ = sin10˚ x 1015 ≈ 180 (mm)

Chọn tâm xoay của giá đỡ xy lanh lực nằm trên đường thẳng song song với sat xi đi qua tâm của chốt xoay thùng

Như đã phân tích ở trên kích thước a càng lớn càng tốt nhưng kích thước a phụ thuộc vào hành trình làm việc của piston lực, góc nâng cực đại; mặt khác nó phải đảm bảo điều kiện khi hạ thùng xuống thì cánh gà của cơ cấu trung gian không được đụng vào dầm ngang của sat xi ben: a + 800 < 3240 mm suy ra a < 2360 mm Chọn a = 2200 mm

4, Tính chọn các kích thước còn lại:

Cơ cấu trung gian có các kích thước sau:

AB = 700 mm, BC = 180 mm, AC = 805 mm, CD = 1200 mm

Chọn γ = -5˚, suy ra được các khoảng cách: d = 105 mm, e = 156 mm, g = 1900 mm, f = 105 mm

Hình 3.11 Các kích thước của hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ một trụ gián tiếp

5, Kiểm tra hành trình làm việc của piston

Chọn góc nâng cực đại α = 55˚ vì tại góc này đảm bảo hàng hóa được đổ sạch khỏi thùng Từ hình 3.12, ta có:

180 55 sin c o = o Ta tính được các khoảng cách:

DG = d 2 +HG 2 = 105 2 +(EG-f) 2 = 129 2 +(2120-105) 2 19(mm) θ = artg 3.7 o

2015 artg 129 HG d = Suy ra góc ADG = α - θ = 55º - 3.7º = 51.3º

Hình 3.12 Sơ đồ bố trí hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ một trụ gián tiếp khi góc nâng cực đại α = 55˚ Áp dụng định lý cosi cho tam giác ADG,ta có:

3 51 cos DG AG 2 DG AG

= + suy ra a 1 V o Áp dụng định lý cosi cho tam giác ACD,ta có:

= + suy ra a 2 # o Áp dụng định lý cosi cho tam giác AEG,ta có:

55 cos EG AG 2 EG AG

Từ đó ta tính được: o o o o 23 57 22

11 a a 5 = 4 + = + Áp dụng định lý cosi cho tam giác ABE,ta có:

33 cos AE AB 2 AE AB

Suy ra hành trình làm việc của piston ứng với góc nâng cực đại 55˚ của thùng là:

Hành trình làm việc cực đại của xy lanh thủy lực loạI LYGS3101 là: S = 580 (mm)

Ta thấy hlv < S Nên hành trình piston đảm bảo nâng thùng đến góc nâng thùng quy định là 55˚

3.2 Tính chọn thùng xe, sat xi của hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ

Sử dụng thùng xe do nhà máy cơ khí ôtô Đà Nẵng sản xuất

Thùng xe có dạng hình chữ nhật, thành sau và hai thành bên có gắn các bản lề và các khóa để có thể mở ra hoặc đóng lại khi bốc hàng và khi nâng thùng để đổ hàng Sàn thùng có hai dầm dọc chính với kích thước hình chữ nhật rỗng 100 x 50 x 4.5mm làm bằng thép CT3 có giớI hạn bền là δbk = 38 KG/mm 2 , δbc = 25 KG/mm 2 Hai dầm dọc này được liên kết vớI 8 dầm ngang nhằm tăng độ cứng vững cho sàn thùng Sàn thùng được chế tạo bằng tôn tấm (thép CT3) có bề dày δ = 3 (mm)

Các kích thước cơ bản của thùng xe:

- Kích thước bên ngoài thùng xe:

Chiều cao thùng xe (tính từ sàn thùng): 600 (mm)

Chiều dài thùng xe: 4210 (mm)

Chiều rộng thùng xe: 2100 (mm)

- Kích thước bên trong thùng xe:

Chiều cao thùng xe (tính từ sàn thùng): Ht = 600 (mm)

Chiều dài thùng xe: Lt = 3745 (mm)

Chiều rộng thùng xe: Bt = 1970 (mm)

- Khối lượng và thể tích thùng:

Khối lượng thùng: Gt = 950 (kg)

Thể tích thùng: Vt = Htx Bt x Lt = 600 x1970 x 3745 = 4.43 (m 3 ) Đặc điểm của thành sau và thành trước: Thành sau của thùng có thể tháo ra được Khi khóa mở được mở ra và thùng được nâng lên đủ độ cao để móc khóa của bộ phận đóng chốt tự động mở bản lề hãm ra Thành sau được gắn trên hai thành bên của thùng bằng hai chốt trụ, khi nâng thùng lên đổ hàng ra sau thì có thể xoay quanh chốt này Thành trước được bắt chặt sàn thùng bằng các bu lông

3.2.2 Giới thiệu lựa chọn kết cấu sat xi của hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ

Hình 3.13 Kết cấu sat xi để lắp cơ cấu hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ Chọn kết cấu sat xi của hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ có kích thước như sau: Chiều dài: 3400 (mm)

Chiều rộng bằng chiều rộng của sat xi xe

Khối lượng toàn bộ là 170 kg

Hai dầm dọc 1 được làm bằng thép U 120 x 60 x 4.9 mm

Hai dầm ngang 2 làm bằng thép U 120 x 60 x 4.9 mm được liên kết với dầm dọc thông qua các mối hàn

Trên các dầm dọc có hàn mặt bích 3 và 4 để liên kết với sat xi xe thông qua các bu lông và các bu lông hình chữ U

Tại cuối dầm dọc có hàn cặp vào thép lá 5 có diện tích tiết diện là 110 x 55 mm,trên thép lá này có tiện 1 lỗ để đóng bạc 6 vào

Giá đỡ đế xy lanh lực 8 được hàn vào 2 dầm dọc

Kiểm nghiệm khung dầm

4.3.1 Xác định các tải trọng tác dụng lên khung

Tải trọng tác dụng lên khung dầm bao gồm tải trọng tĩnh và tải trọng động Trong đó phần tải trọng tĩnh do các bộ phận lắp đặt trên xe và phần hàng hóa tác dụng lên xe, còn tải trọng động sinh ra trong quá trìng xe chuyển động trên đường gồ ghề, qua các ổ gà… và một số yếu tố khác gây nên

-Sự chịu tải của khung dầm bao gồm dầm ngang và dầm dọc, tuy nhiên sự chịu tải của dầm dọc là chủ yếu còn dầm nang là không đáng kể, vì thế trong quá trình tính toán ta xem như toàn bộ tải trọng tác dụng lên dầm dọc Coi tải trọng phân bố đối xứng qua mặt phẳng dọc của xe, điều đó cho phép chỉ tính bền một dầm dọc với tải rọng bằng một nửa trọng lượng các phần tác dụng lên khung

- Xem trọng lượng hàng hóa, cụm thùng tự đổ cabin satxi, cụm động cơ hộp số là phân bố đều

- Xem trọng lượng bình nhiên liệu, ăcquy, lốp phụ … là không đáng kể, có thể bỏ qua

Phương pháp tính: dùng phương pháp phần tử hữu hạn với phần mền RDM6

Flextion Đây là phần mền có thể tính được lực cắt, mômen uốn,… của dầm phẳng khi biết tải trọng tác dụng lên dầm, môđun đàn hồi, kiểu liên kết, tiết diện của dầm

Các ký hiệu trong sơ đồ được giả thiết như sau: q 1 - Tải trọng phân bố đều suốt chiều dài 1500 (mm) của cabin q1 = G1 / (2x1500)

Gcb –Trọng lượng cabin Gcb = 450 (KG)

Gng - Trọng lượng người Gng = 195 (KG)

Ggh – Trọng lượng ghế Ggh = 80 (KG)

Suy ra q1 = 725/(2x1500) = 0.2417 (KG/mm) = 2417 (N/m) q 2 – Tải trọng phan bố đều trong suốt chiều dài 1511 (mm) của cụm động cơ hộp số q2 = G2 / (2x1511)

Gđc – Trọng lượng động cơ Gđc = 450 (KG)

Ghs – Trọng lượng hộp số Ghs = 150 (KG)

Suy ra: q2 = 600 / (2x1511) = 0.1985 (KG/mm) = 1985 (N/mm) q 3 –Tải trọng phân bố đều trong suốt chiều dài 3745 (mm) của cụm thùng tự đổ khi có tải q3 = G3 / (2x3745)

Với: G3 = Ghh + Gsx + Gb + Gt

Ghh –Trọng lượng hàng hóa Ghh = 2500 (KG)

Gsx – Trọng lựong sát xi nâng thùng Gsx = 170 (KG)

Gb – Trọng lượng cơ cấu nâng thùng Gb = 250(KG)

Gt – Trọng lượng thùng Gt = 950 (KG)

Luận văn tốt nghiệp GVHD:TS.Lê Bá Khang q4 = G4 /(2x5311)

G4 –Trọng lượng khung dầm G4 = 480 (KG)

Hình 4.9 Sơ đồ lực tác dụng lên khung dầm

Trong quá trình chuyển động, dưới tác dụng của tải trọng sẽ làm cho khung xe chịu uốn và xoắn, nhưng khung chịu xoắn không đáng kể, vì thế ta chỉ kiểm tra khung theo uốn

4.3.2 Kiểm nghiệm khung dầm trong các trường hợp nguy hiểm

4.3.2.1 Trường hợp xe phanh gấp trên đường bằng, đầy tải

Khi xe phanh gấp lực cản không khí là không đáng kể, có thể bỏ qua Lúc này sẽ sinh ra lực quán tính cùng chiều với chiều chuyển động, lực này được xác định bằng công thức:

Luận văn tốt nghiệp GVHD:TS.Lê Bá Khang m – Khối lượng của phần đang xét đến m = G/g jmax – Gia tốc chậm dần cực đại khi phanh, theo lý thuyết ôtô: jmax = φ x g/δi với φ – Hệ số bám của lốp và đường, với đường nhựa tốt φ = 0.7 ÷ 0.8 Chọn φ 0.7 g -Gia tốc trọng trường, g = 9.81 (m/s 2 ) δi -Hệ số tính đến ảnh hưởng của các khối lượng chuyển động tịnh tiến và quay của bánh xe δi = 1

Lực quán tính này đặt tại trọng tâm của phần trọng lượng đang xét đến khi tác dụng lên khung xe và cách khung xe khoảng cách là h Để thuận tiện cho việc tính toán ta đổi lực quán tính thành mômen quán tính

Trong đó: h – Khoảng cách từ trọng tâm đến đường tâm của khung dầm dọc Và được tính theo công thức sau: h = hg - hđ hg – Chiều cao trọng tâm của phần trọng lượng đang xét đến so vớI mặt đường,được tính theo công thức: hg = (∑ Gi x h)/G hđ –Chiều cao từ đường tâm của khung xe đến mặt đất, được tính như sau (xem trong bảng vẽ 1 và 2): hđ = ( ) ( 750 150 ) 790 ( ) mm

Hình 4.10 Sơ đồ lực tác dụng lên khung xe khi phanh

Từ đó ta lập được bảng tính h

Các thành phần trọng lượng Gi (KG) hi (m) Gi x hi h (m) Cabin

Bảng 4.7 Bảng tính h tương ứng với các thành phần trọng lượng

Từ đó ta lập được bảng giá trị lực quán tính và mômen quán tính ứng với các phần trọng lượng tác dụng lên khung gầm

Thành phần trọng lượng tác dụng lên khung gầm

G (KG) m(KGs 2 /m) Fqt (KG) h (m) Mqt (N/m)

Bảng 4.8 Giá trị lực quán tính và mômen quán tính ứng với các phần trọng lượng tác dụng lên khung gầm

Kiểm tra bền tại tiết diện nguy hiểm:

Tiết diện U 200x60x6, có diện tích mặt cắt là: 18.48x10 -6 (m 2 )

Mômen chống uốn của dầm dọc tại mặt cắt nguy hiểm là

Dầm làm bằng thép có môđun đàn hồi 220000 Mpa

Từ các số liệu trên ta lập được biểu đồ mômen uốn nhờ phần mền RDM6:

Hình 4.11 Biểu đồ mômen uốncủa dầm khi xe phanh gấp trên đường bằng, đầy tải

Từ biểu đồ mômen uốn ta thấy Mumax = 5090 Nm, tại gần gối nhíp sau cách gối nhíp một đoạn là 145.5 mm Ứng suất phát sinh tại mặt cắt có momen uốn lớn nhất là σu = Mu / Wu = 5090/112x10 -6 = 45x10 6 (N/m 2 )

Trên đây ta tính ứng suất σu trong trường hợp khung dầm chịu tải trọng tĩnh Để tính bền trong trường hợp khung dầm chịu tải trọng động, ta nhân σu với hệ số động kđ Khi xe chạy trên đường nhựa, hệ số kđ = 1.7 Vậy ứng suất sinh ra khi khung dầm chịu tải trọng động là: σuđ = σu x kđ = 45x10 6 x 1.7 = 76.5x10 6 (N/m 2 ) Ứng suất uốn cho phép của dầm dọc là:

Trong đó σc –giới hạn chảy của thép hợp kim titan 30T, σc = 38 (KG/mm 2 )

So sánh ta thấy: σu < [σu].Như vậy khung xe đủ bền

Trường hợp khi xe tăng tốc, lúc này sẽ sinh ra các lực quán tính ngược chiều chuyển động của xe nhưng có gia trị bé hơn nhiều so với trường hợp khi phanh gấp do có gia tốc sinh ra bé hơn Vì thế mômen uốn sinh ra nhỏ hơn so với trường hợp phanh gấp, chính vì vậy, trường hợp này không cần kiểm tra

Trường hợp xe đi trên đường bằng đầy tải, mômen uốn sinh ra bé hơn trường hợp phanh gấp nên không cần kiểm tra

4.3.2.2 Trường hợp xe xuống dốc, đầy tải

Khi xe xuống dốc mỗi thành phần phân bố của tải trọng q1, q2, q3, q4 được phân ra thành hai thành phần:

-Thành phần lực q1 x sinα, q2 x sinα, q3 x sinα, q4 x sinα sẽ tác dụng lên dầm theo phương song song với mặt đường, lực này sẽ làm nén khung Tuy nhiên thành phần lực này không gây nguy hiểm nhiều cho khung nên ta không cần xét đến

- Thành phần lực q1 x cosα, q2 x cosα, q3 x cosα, q4 x cosα có phương thẳng đứng sẽ làm uốn khung và đây là thành phần nguy hiểm nhất ta cần xét đến

Mặt khác khi xe chuyển động xuống dốc sẽ sinh ra lực quán tính có chiều cùng chiều chuyển động của xe Lực quán tính này được xác định theo công thức:

Khi xe chuyển động xuống dốc hầu như các lái xe đều gài số 2,3,4 với tốc độ chậm nên lực cản gió xem như không đáng kể nên bỏ qua, gia tốc j lúc này đạt khoảng từ 0.183 đến 0.953 (theo bảng 4.6) chọn j = 0.5 (m/s 2 )

Góc dốc, chọn α = 15º do khả năng vượt dốc của xe là 15.87º, mặt khác với điều kiện đèo dốc ở Việt Nam hiện nay rất ít đèo dốc nào có góc dốc vượt quá 15º

Từ đó ta lặp được bảng giá trị lực quán tính và mômen quán tính ứng với các phần trọng lượng tác dụng lên khung gầm

Bảng 4.9 Giá trị lực quán tính và mômen quán tính ứng với các phần trọng lượng tác dụng lên khung gầm

Tương tự ta lập được biểu đồ mômen uốn.Từ biểu đồ ta thấy Mumax = 1352 N.m tại ngay gối nhíp sau

G (KG) m (KGs 2 /m) Fqt (KG) h (m) Mqt (N/m)

Hình 4.12 Biểu đồ mômen uốncủa dầm khi xe xuống dốc, đầy tải Ứng suất phát sinh tại mặt cắt có momen uốn lớn nhất là σu = Mu / Wu = 1352/112x10 -6 = 12.1x10 6 (N/m 2 )

Định dạng
Số trang	94
Dung lượng	1,23 MB

Tài liệu tham khảo	Loại	Chi tiết
1. Nguyễn Hữu Cẩn, Phan Đình Kiên. Thiết kế và tính toán ô tô máy kéo. Tập 1, 2, 3.Nhà xuất bản đại học và trung học chuyên nghiệp	Khác
2. Trường Đại Học Giao Thông Đường Sắt và Đường Bộ. Kết cấu và tính toán ô tô.Nhà xuất bản giao thông vận tải Hà Nội 1984	Khác
3. Nguyễn Hữu Cẩn, Dư Quốc Thịnh, Phạm Minh Hải, Nguyễn Văn Tài, Lê Thị Vàng.Lý thuyết ô tô máy kéo.Nhà xuất bản khoa học kỹ thuật 1996	Khác
4. Phạm Xuân Mai, Nguyễn Hữu Hường, Ngô Xuân Ngát. Tính toán sức kéo ô tô máy kéo.Nhà xuất bản đại học Quốc Gia TP. Hồ Chí Minh.5. Nguyễn Oanh.Kỹ thuật sữa chữa ô tô và động cơ nổ hiện đại.Tập 4. Khung gầm bệ	Khác
6. Nguyễn Tất Tiến, Đỗ Xuân Kính. Giáo Trình kỹ thuật sữa chữa ô tô, máy nổ	Khác