Đồ án Thiết kế chế tạo sơmi rơ moóc chở ô tô con

Sau 5 năm học tập tại trường Đại học Bách Khoa Đà Nẵng, được sự dạy dỗ và chỉ bảo tận tình của Thầy Cô giáo. Em đã tích luỹ được những kiến thức cơ bản từ các môn học, qua bài giảng của các Thầy Cô và những đợt thực tập giúp kiểm tra lại kiến thức lý thuyết đã học. Đồ án tốt nghiệp là chỉ tiêu cuối cùng, là cơ sở để tổng hợp cả lý thuyết lẫn thực hành trong quá trình học tập tại trường và kiến thức thực tế ở các cơ sở thực tập. Giúp sinh viên làm quen với công việc thiết kế hay tiếp cận và tìm hiểu một vấn đề. Em được giao nhiệm vụ thiết kế và tính toán Sơmi Rơmoóc (SMRM) chở xe con. Ở nước ta hiện nay vấn đề vận chuyển ô tô từ nơi sản xuất, từ các cảng nhập khẩu đến nơi tiêu thụ là rất cần thiết. SMRM là một trong những phương tiện chuyên chở rất thông dụng trên bộ. Vì vậy nhiệm vụ tính toán và thiết kế SMRM của em lần này là rất hữu dụng, thiết thực. Nhằm góp phần sức mình vào công cuộc công nghiệp hoá hiện đại hoá đất nước hiện nay. Trong quá trình làm đồ án do trình độ và kinh nghiệm còn hạn chế, không thể tránh khỏi những sai sót. Em kính mong quí thầy cô chỉ bảo, giúp đỡ để em hoàn thành tốt đề tài tốt nghiệp của mình. Cuối cùng em gửi lời cảm ơn chân thành đến tất cả quí Thầy Cô trong nhà trường nói chung cũng như Khoa Cơ khí Giao thông nói riêng đã truyền đạt cho em rất nhiều kiến thức và giúp đỡ em trong thời gian học tập tại trường. Em xin chân thành cảm ơn Thầy giáo TS. Phan Minh Đức đã tận tình hướng dẫn, giúp đỡ em hoàn thành đề tài này. 1. Mục đích và ý nghĩa đề tài. Nước ta bước vào thời kì hội nhập với nền kinh tế thế giới, mở ra nhiều cơ hội phát triển cho mọi ngành nghề mọi thành phần kinh tế. Đời sống con người được nâng cao, nhu cầu mua sắm ôtô làm phương tiện đi lại ngày càng tăng. Công nghệ sản xuất, lắp ráp ôtô trong nước không đủ đáp ứng kịp, hoặc giá thành còn cao. Nhập khẩu ôtô ngày càng tăng, nhất là khi thuế nhập khẩu ôtô giảm mạnh sau hội nhập vào nền kinh tế thế giới. Vì vậy nhu cầu vận chuyển ngày càng tăng lên, SMRM là phương tiện dùng vận chuyển hàng hoá nói chung và ôtô con nói riêng trên đường bộ. Đứng trước những nhu cầu thiết yếu đó chúng em thực hiện đề tài này nhằm đáp ứng nhu cầu của xã hội đồng thời góp phần sức mình vào công cuộc xây dựng và phát triển đất nước. Vận chuyển ôtô con bằng SMRM không còn quá xa lạ với mỗi chúng ta, có thể bắt gặp ngay trên đường. Tuy nhiên bắt tay vào để thiết kế mới một SMRM vận chuyển xe con đạt yêu cầu thì còn là vấn đề mới mẻ và không ít khó khăn đối với một sinh viên ngành cơ khí giao thông. Qua đề tài này giúp chúng ta nắm được công dụng và tầm quan trọng của SMRM trong ngành vận tải, đồng thời nắm bắt được trình tự thiết kế nó. 2. Khảo sát một số loại xe con lắp ráp tại VIỆT NAM Khảo sát các loại xe con sản xuất, láp ráp và nhập khẩu ở Việt Nam có thể chở được trên SMRM thiết kế, ta cần biết các thông số về kích thước tổng thể, trọng lượng lúc không tải để xét xem có thể bố trí chở trên xe hay không. Sau đây là một số loại xe con của một số hãng xe sản xuất láp ráp trong nước và nhập khẩu. - Một số xe sản xuất, lắp ráp và nhập khẩu của hãng TOYOTA. + Thông số kỹ thuật xe Zace DX: - Chỗ ngồi: 8chỗ - Dài  Rộng  Cao, mm: 452016701850 - Chiều dài cơ sở, mm : 2650 - Chiều rộng cơ sở Trước/Sau, mm : 1445/1430 - Khoảng sáng gầm xe, mm : 180 - Trọng lượng không tải, KG : 1405 - Trọng lượng toàn tải, KG : 1925 - Bánh xe 185R14C - Góc thoát trước 1: 25 - Góc thoát sau 2: 20

doc120 trang | Chia sẻ: lvcdongnoi | Ngày: 06/06/2013 | Lượt xem: 3762 | Lượt tải: 10download
Bạn đang xem nội dung tài liệu Đồ án Thiết kế chế tạo sơmi rơ moóc chở ô tô con, để tải tài liệu về máy bạn click vào nút DOWNLOAD ở trên
2-2 dầm chịu mômen uốn lớn nhất do đó ta kiểm tra bền tại mặt cắt này. Tiết diện dầm dọc tại mặt cắt 2-2 có kích thước như hình vẽ : Hình 6-56 - Mặt cắt ngang dầm dọc tại tiết diện 1-1. Mômen quán tính của mặt cắt ngang dầm dọc I (300-200-14,2). JX = 2.(cm4). Ứng suất sinh ra lớn nhất tại mép ngoài của mặt cắt ngang dầm là : Mmax = 34568 (KGm) = 3456800 (KGcm). ymax : là khoảng cách từ đường trung hoà của mặt cắt dầm dến mép ngoài của mặt cắt : ymax = . - Thay các giá trị vào biểu thức trên ta có : = = 586,7 (KG/cm2) Ta thấy := 586,7 (KG/cm2) < = 1000 (KG/cm2). Như vậy dầm dọc sàn 1 của SMRM thoả mãn điều kiện bền. 6.5.4.4. Kiểm tra bền dầm ngang của SMRM: - Do kết cấu khung SMRM nên các dầm ngang ta đặt thấp hơn các dầm dọc do vậy các dầm ngang không chịu lực trực tiếp từ tải trọng chất lên nó trong mặt phẳng thẳng đứng. Nhưng dầm ngang chịu tác dụng của lực quán tính sinh ra do khối lượng của các xe con chất lên nó khi phanh cũng như tải trọng của sàn 2 so với sàn 1. - Gia tốc của đoàn xe thường nhỏ hơn khi phanh đồng thời các dầm ngang ở đây ta chế tạo chúng có cùng tiết diện.Vì vậy ta chỉ tiến hành kiểm tra bền dầm ngang cuối SMRM của sàn 1 khi phanh với gia tốc Jmax = 4,5 (m/s2). a). Xác định các lực dọc tác dụng lên dầm ngang : - Lực quán tính sinh ra do khối lượng của xe con chất trên Sơmi Rơmoóc và sàn 2 so với sàn 1 khi người điều khiển phanh với gia tốc JP = 4,5 (m/s2). Pqt = (GS2 + 4.Gxc) .JP Với : - GS2 : Khối lượng của sàn 2 SMRM. Ta đã tính được ở trên GS2 = 30,55 (KN) = 30550 (N). - Gxc : Trọng lượng của 1 xe con, Gxc = 1450.9,81 = 14224,5 (N). Pqt = (30550 + 4.14224,5 ).4,5 = 393516 (N). - Lực ma sát trên bề mặt tiếp xúc giữa vết của lốp xe con chở và mặt sàn SMRM: Fms= fms.(4.Gxc). Trong đó : fms : Hệ số ma sát của thép và cao su, fms = 0,7. Thay số vào ta có : Fms= fms.(4.Gxc) = 0,7.4.14224,5 = 39828,6 (N). Ngoại lực tác dụng lên dầm ngang là : b). Xác định các thông số tính toán ở mặt cắt của dầm ngang : - Do các dầm ngang theo yêu cầu thiết kế có tiết diện giống nhau nên ta chỉ cần kiểm tra bền cho 1 dầm. Ta tiến hành kiểm tra dầm ngang vớ kết cấu như hình dưới đây : - Ta nhận thấy đây là 1 bài toán kiểm tra bền hệ thanh chịu lực uốn. Thông số tính toán dầm ngang tại mặt cắt A-A như hình vẽ sau : Hình 6-57 - Sơ đồ tính toán kiểm tra bền dầm ngang. - Diện tích mặt cắt ngang : F 180.180 – 150.150 = 9000 (mm2) =90(cm2). - Mômen quán tính đối với trục y-y được xác định theo công thức : JB = Trong đó : b1 : Chiều rộng của mặt cắt ngang tiết diện dầm ngang, b1 = 180(mm). h1 : Chiều cao của mặt cắt ngang tiết diện dầm ngang, h1 = 180(mm). b2 : Chiều rộng của mặt cắt ngang tiết diện dầm ngang tính từ mép trong, b2 = 156(mm). h2 : Chiều cao của mặt cắt ngang tiết diện dầm ngang tính từ mép trong, b2 = 150(mm). Ta có : JB = (cm4). Thông số tính toán dầm ngang tại mặt cắt B-B như hình vẽ sau : - Ta tính tiết diện cho mỗi thanh gia cường như sau : Fgc = 2.0,05.0,01 + (0,1- 0,01.2).0,01 = 0,0018 (m2) = 18 (cm2). - Mômen quán tính tiết diện thanh gia cường tra theo BẢNG PHỤ LỤC THÉP DÁT chữ C TOCT 8240-56 (Sách SBVL – Tập 1 –NXBGD-1997). Ta được : JXgc = 187 (cm4). - Toạ độ trọng tâm mặt cắt theo trục ox : Trong đó : C1 = 0, C2 : Khoảng cách từ trọng tâm mặt cắt thanh gia cường đến trọng tâm mặt cắt ngang dầm chính trong hệ dầm đang xét. xo2 : Toạ độ trọng tâm của mặt cắt ngang thanh gia cường, Xo2 = 17,5 (mm) =1,75 (cm) Tra theo bảng BẢNG PHỤ LỤC THÉP DÁT chữ C TOCT 8240-56 (Sách SBVL – Tập 1 –NXBGD-1997). C2 = 472,5 (mm)= 47,25(cm). F1 : Diện tích mặt cắt ngang dầm ngang chính. F2 : Diện tích mặt cắt ngang thanh gia cường. - Thay số vào ta có : =(cm). Mômen quán tính đối với trục y-y là : JC = JB + .F1 + JgcX + (C2-x0)2.F2 - Thay vào ta được : JC = 32730,2(cm4). c). Kiểm tra bền cho dầm ngang : - Dầm ngang được bắt xuyên qua dầm dọc và được gia cường bằng các thanh gia cường nằm xiên góc 450 so với phương của dầm dọc. Như vậy để tính bền cho dầm ngang thì ta cần xác định các lực tác dụng lên dầm cũng như thanh gia cường. Để tính được thì ta lập sơ đồ sau : Hình 6-58 - Sơ đồ thay thế tính toán kiểm tra bền dầm ngang. - Ta có các thông số ban đầu như sau : a = 110 (cm), b = 40 (cm), l = 56,7 (cm), P = 5150,5 (KG). - Xác định số bậc tự do trong hệ thanh trên hình vẽ : n = 3.T -2.k - Tg Với : T : Số thanh trong hệ, T= 2. k : Số khớp đơn, k = 0. Tg : Số liên kết gối, Tg = 3.3 = 9 ( có 3 gối A, B, C trong hệ thanh đang xét). - Số bậc siêu tĩnh của hệ : n = - S = 3 Để đơn giản cho việc tính toán (Không làm giảm khả năng chịu tải của hệ ) ta đưa hệ thanh về dạng tính toán trên. - Bậc siêu tĩnh của hệ : n = Tg- 3.T + 2.k Với : T : Số thanh trong hệ, T= 2. k : Số khớp đơn, k = 1. Tg : Số liên kết gối, Tg = 3+2 = 5 (Vì liên kết ngàm tại C và 1 liên kết khớp cố định tại D). - Vậy số bậc siêu tĩnh của hệ là : n = 5 + 2.1-3.2 = 1. - Từ đó giải phóng liên kết giữa các thanh để xác định nội lực ta có : Xét cân bằng thanh gia cường : RB.Sin.b - RB.Cos.b Sin= Cos =450 Như vậy phản lực RB có phương trùng với phương của thanh gia cường. Xét cân bằng dầm ngang chính : Ta thiết lập thêm phương trình biến dạng của hệ như sau : - Chuyển vị của B theo phương Oy dưới tác dụng của thành phần RB.Cos Trong đó : E : Môduyn đàn hồi của vật liệu, E = 2.106 (Kg/cm2)- (Sách SBVL – Tập 1 –NXBGD-1997). Thay vào ta được : (cm). - Chuyển vị của điểm B theo phương ox dưới tác dụng của thành phần lực RB.Sin : - Trong đó : : Chuyển vị của B theo phương ox do RB gây ra. : Chuyển vị của B theo phương Ox do P gây ra, xác định bằng phương pháp tải trọng giả, = MgB MgB : Mômen tại điểm B do tải trọng giả gây ra. - Thay số vào ta có : (cm). Ta tính được chuyển vị tổng cộng của điểm B là : .10-14 .10-14 - Sơ đồ biến dạng của hệ : Hình 6-59 - Sơ đồ tính toán biến dạng dầm ngang. - Xét tam giác B’BD : B’B = B’B2 + BD2 – 2.BD. B’B.cos(B’BD) (+)2 = + – - Trong đó :  : Độ giãn dài của thanh gia cường BD dưới tác dụng của RB. (cm). (KG). - Thay vào các phương trình và xét cân bằng dầm ngang ta được : (KG.m) (KG). (KG). Hình 6-60 - Biểu đồ nội lực dầm ngang. 6.5.4.5. Tính toán kiểm tra bền dầm ngang của Sơmi Rơmoóc : - Đầu của SMRM được gối lên mâm kéo lắp trên đầu kéo và liên kết với mâm xoay bằng chốt. Như vậy 1 phần trọng lương của SMRM tác dụng lên đầu kéo thông qua chốt kéo. Trong quá trình chuyển động thì chốt kéo có xu hướng bị cắt , dập và uốn. Do chốt kéo làm bằng vật liệu là thép C45 có độ cứng cao nên ta có thể bỏ qua kiểm tra bền do lực dập tạo ra. Mặt khác ta có mối lắp giữa chốt kéo và mâm xoay có độ hở tương đối nhỏ, chiều dài làm việc của chốt là rât nhỏ nên khả năng bọ uốn của chốt là thấp. - Vì vậy khi kiểm tra bền chốt kéo ta chỉ cần kiểm tra trong trường hợp chốt kéo chịu tác dụng của lực cắt. Lực cắt sinh ra trong trường hợp này chình là lực quán tính của khối lượng SMRM khi đầy tải sinh ra khi phanh và lực cản lăn. - Chế độ tính toán : Ta tính toán trong trường hợp phanh SMRM (đầy tải) với gia tốc phanh là 4,5(m/s2) . - Sau đây là các thông số cơ bản của chốt kéo SMRM: Vật liệu chế tạo là thép C45 có : - Giới hạn chảy là 6100 ( KG/cm2). - Ứng suất cho phép : + Cắt : 1300 (KG/cm2). + Kéo : 1800 (KG/cm2). + Dập : 420 (KG/cm2). Đường kính chốt kéo : dch = 7 (cm). Chiều dài làm việc : llv = 3,5 (cm). Hình 6-61 - Sơ đồ tính toán biến dạng dầm ngang. - Khi đoàn xe chuyển động bình thường trên đường nằm ngang thì lực tác dụng lên chốt kéo là lực cản lăn của phần SMRM. Giá trị của lực cản lăn được tính như sau : Pm = Z. Trong đó : Pm : Lực cản lăn của SMRM.  : Hệ số cản lăn của đường, Z : Tổng trọng lượng phân bố lên cụm trục sau của SMRM. - Theo tính toán ở trên ta có : Zct = Z1 + Z2 . Nhưng hệ thống treo sử dụng là hệ thống treo cân bằng nên ta có : Z1 = Z2 Zct = 2.Z1 = 2.6635,9 = 13271,8 (KG). Lực cản lăn Pm = 13271,8.0,02 = 265,43 (KG). - Tiết diện chịu cắt nguy hiểm nhất của chốt kéo là chổ tiếp giáp với mặt trên mâm kéo. Tiết diện này được tính như sau : - Ứng suất sinh ra tại mặt cắt nguy hiểm này là : (KG/cm2). Ta thấy : (KG/cm2) < (KG/cm2). Như vậy trong trường hợp này ta thấy chốt kéo dư bền để chịu được lực cắt sinh ra. - Khi phanh với lực phanh cực đại : + Xét trường hợp nguy hiểm nhất là khi hệ thống dẫn động phanh của SMRM có sự cố nên hệ thống phanh mất tác dụng. Khi đó SMRM sẽ chuyển động và tác dụng một lực lên chốt kéo chính bằng lực quán tính của khối lượng SMRM và tải khi phanh trừ đi phần cản lăn của mặt đường tác dụng lên các bánh xe của SMRM. Độ lớn của lực này được xác định như sau : : Lực quán tính của khối lượng SMRM. : Gia tốc khi phanh đoàn xe, : Trọng lượng của SMRM khi có tải, GSM = 20321 (KG). Þ PjSM = Jp.GSM = 4,5.20321 = 91444,5 (KG) : Lực cản lăn của Sơmi Rơmoóc. : Hệ số bám, chọn : Tải trọng phân bố lên cụm trục sau khi có tải. Zct = 2.Z1 = 2.6635,9 = 13271,8 (KG). - Thay số vào biểu thức trên ta có : (KG). - Như vậy ta có được hợp lực tác dụng lên chốt kéo lúc này là : PSM = PjSM - PjSM = 91444,5 – 10617,44 = 80827,06 (KG) - Khi phanh cực đại : Ta có lực phanh của đầu kéo chính bằng lực bám của đầu kéo. Nhưng trọng lượng của đầu kéo lúc này chính bằng tự trọng của đầu kéo cộng thêm tải trọng do phần tải trọng do SMRM phân bố lên chốt kéo : (KG). Lực bám của đầu kéo được tính như sau : (KG). - Nhận thấy : nên ta đưa ra những kết luận sau: Khi phanh ở trạng thái SMRM có tải mà hệ thống phanh của SMRM không làm việc thì đầu kéo có xu hướng bị đẩy lê trên mặt đường. Và lúc này lực tác dụng lên chốt kéo chính bằng phân lực bám của đầu kéo. Tức là bằng - Ta tính bền chốt kéo trong trường hợp này với giá trị ngoại lực tác dụng chính bằng lực bám của đầu kéo. - Tiết diện nguy hiểm nhất của chốt kéo là phần nằm trên mâm kéo. (cm2). Ứng suất cắt tác dụng lên tiết diện nguy hiểm là : (KG/cm2) < (KG/cm2). Như vậy ta thấy chốt kéo thoả mãn điều kiện bền trong trường hợp này. 6.5.4.6. Tính toán hệ thống treo. Về hệ thống treo có 2 phương án bố trí thiết kế: Bố trí theo hệ thống treo độc lập và hệ thông treo phụ thuộc. Hệ thống treo độc lập đặc trưng cho dầm cầu cắt, các bánh xe dao động độc lập nhau cho phép tăng độ võng tĩnh độ võng động, tăng độ êm dịu của xe, giảm dao động các bánh xe dẫn hướng do hiện tượng momen con quay, tăng khả năng bám đường nên tăng tính ổn định và điều khiển tuy nhiên kết cấu rất phức tạp, giá thành cao lại khó bão dưỡng, sửa chữa phù hợp xe du lịch chịu tải trọng nhỏ có tính cơ động cao. Đối với loại xe SMRM tốc độ không cao đặc biệt chịu tải trọng rất lớn nên sữ dụng hệ thống treo độc lập không phù hợp nhưng đối với hệ thống treo phụ thuộc thì phù hợp vì hệ thống treo phụ thuộc dùng dầm cầu liền có khả năng chịu tải lớn, kết cấu đơn giản, rẻ tiền, làm việc tin cậy, dể sữa chữa bão dưỡng, đồng thời làm nhiệm vụ giảm chấn và dẫn hướng đặc biệt hệ thống treo phụ thuộc chịu tải trọng cao hợp các loại xe có tải trọng lớn. Ngoài ra trên thị trường hiện nay các cụm hệ thống treo được sản xuất phổ biến và được tính toàn phù hợp tương ứng với từng tải trọng tác dụng lên ở mỗi cầu. Vì vậy ta chọn hệ thống treo phụ thuộc cho SMRM là hợp lý nhất. a). Yêu cầu: +Tải trọng tác dụng lên mỗi cầu nằm trong giá trị cho phép của cụm trục theo quy định của nhà thiết kế. + Đảm bảo khả năng mang tải của sơ mi rơ moóc thiết kế. + Tải trọng tác dụng lên mặt đường nằm trong giới hạn cho phép theo tiêu chuẩn Việt Nam. b). Cơ sở tính chọn: - Ta tính hệ thống treo dựa trên cơ sở: Ta phải xác định tải trọng lớn nhất tác dụng lên mỗi cầu khi xe đầy tải, sau đó ta chọn hệ thống treo do các nhà sản xuất đã cung cấp trên thị trường đã có sẵn sao cho tải trọng cho phép chịu được của hệ thống treo lớn hơn tải trọng lớn nhất tác dụng lên hệ thống treo khi xe đầy tải mà đảm bảo khả năng bền, ổn định làm việc tốt cho xe. TẢI TRỌNG PHÂN BỐ KHI SƠMI RƠ MOÓC KHI MANG TẢI ĐƠN VỊ GIÁ TRỊ - Phân bố lên trục thứ nhất. KG 6636 - Phân bố lên trục thứ hai. KG 6636 - Phân bố lên mâm kéo. KG 7049 Từ kết quả tính toán phân bố trọng lượng lên các trục của SMRM ta chọn được hệ thống treo lắp trên trục: + Hệ thống treo lắp lên trục là hệ thống treo thăng bằng liên động, dạng nữa elíp, số lá nhíp 8, khoảng cách 2 trục 1230 mm, tải trọng cho phép đặt lên cầu kép là : 18 (Tấn). + Nhà cung cấp phụ tùng là công ty Hutchen Industries của Mỹ. Kết cấu của hệ thống treo như hình vẽ: + Hệ thống treo lắp lên trục là hệ thống treo thăng bằng liên động, dạng nữa elíp, số lá nhíp 8, khoảng cách 2 trục 1230 mm, tải trọng cho phép đặt lên cầu kép là : 18 (Tấn). + Nhà cung cấp phụ tùng là công ty Hutchen Industries của Mỹ. Kết cấu của hệ thống treo như hình vẽ: Hình 6-62 - Hệ thống treo SMRM. c). Tính độ võng và độ cứng cụm nhíp của hệ thống treo. Hình 6-63 - Sơ đồ tính độ võng nhíp. - Bộ nhíp chịu biến dạng uốn, độ võng của nhíp dưới tác dụng của tải trọng P bằng đạo hàm thế năng biến dạng uốn nhíp, ta có công thức tính độ võng nhíp theo [3]: - Biểu diễn lực P qua tải trọng Zn đặt ở trục bu lông trung tâm của nhíp, nhíp đối xứng nên P = Zn/2 thì ta nhận được: (**) Trong đó: E – moduyn đàn hồi vật liệu chế tạo nhíp, E = 2,1.105 Mpa Zn tải trọng đặt ở trục bu lông trung tâm của nhíp, Zn = 6636 KG. ak+1 = l1 – lk+1 a2 = 10 mm; a3 = 110 mm; a4 = 150 mm; a5 = 210 mm; a6 = 280 mm; a7 = 340 mm; a8 = 410 mm; a9 = 0 mm. Y1 = 1/J1; Y2 = 1/J2; Y3 = 1/J3; … Y8 = 1/J8 - Tiết diện các lá nhíp của bộ nhíp lắp trên SMRM thiết kế giống nhau, nên ta có mô men quán tính các vị trí tiết diện nhíp: JI = J1 = (b.h13)/12 = (10.23)/12 = 6,67(cm4); YI = 1/ JI = 1/6,67 = 0,15 JII = J2 + J1 = 2.J1 = 2.6,67 = 13,34(cm4); YII = 1/ JII = 1/13,34 = 0,075 JIII = J3 + J2 + J1 = 3.J1 = 3.6,67 =20,01(cm4); YIII = 1/ JIII = 1/20,01 = 0,05 JIV = J4 + J3 + J2 + J1 = 4.J1 = 4.6,67 = 26,68(cm4); YIV = 1/ JIV = 1/26,68 = 0,0375 JV = 5.J1 = 5.6,67= 33,35(cm4); YV = 1/ JV = 1/33,35 = 0,03 JVI = 6.J1 = 6.6,67 = 40,02(cm4); YVI = 1/ JVI = 1/40,02 = 0,025 JVII = 7.J1 = 7.6,67 = 46,69(cm4); YVII = 1/ JVII = 1/46,69 = 0,021 JVIII = 8.J1 = 8.6,67 = 53,36(cm4); YVIII = 1/ JVIII = 1/53,36 = 0,01874 Thế các thông số tìm được vào biểu thức (**) ta được: Đối với ô tô vận tải f = fđ = ft = 61,26 (mm) Độ cứng nhíp, hệ nhíp đối xứng nên ta có: Clt = Zn/f = = (Kgcm) Độ cứng nhíp thực tế bao giờ cũng mềm hơn một chút so với một dầm có tiết diện thay đổi: Ctt = (0,83÷0,87).Clt = 0,85.1083,2578 = 920,77 (Kgcm). 6.6. Tính chọn đầu kéo: 6.6.1 Các thông số chính của đầu kéo. - Đầu kéo được chọn phụ thuộc vào tải trọng chất lên SMRM và tự trọng của nó. - Như vậy đầu kéo được chọn phải có sức kéo lớn hơn 12 tấn cộng với phần tự trọng của SMRM, giả thiết trọng lượng tự trọng của SMRM là 9 tấn như vậy đầu kéo tối thiểu phải kéo được 21 tấn trở lên. - Qua tham khảo thị trường đầu kéo của một số hãng sản xuất, ta chọn xe đầu kéo KAMAZ 5460 của hãng KAMAZ có bán trên thị trường Việt Nam. Các thông số chính của đầu kéo trình bày ở bảng 6-5: Bảng 6-5 Thông số kỹ thuật đầu kéo KAMAZ 5460 TT Thông số Đơn vị Đầu kéo 01 Kích thước: - Kích thước chung - Chiều dài cơ sở - Vết bánh xe trước/sau - Chiều cao mặt trên mâm kéo mm - - - - 6405×2360×2930 3950 2070 ×1838 1330 02 Trọng lượng và tải trọng: - Trọng lượng không tải + Phân bố lên trục trước + Phân bố lên trục sau - Tải trọng cho phép đặt lên mâm xoay - Tải trọng cho phép kéo theo - Trọng lượng toàn bộ - Trọng lượng kíp lái KG - - - - - - - 18000 6500 11500 10500 33000 40000 3´65 03 Động cơ: Model Kiểu động cơ Dung tích xylanh Đường kính, hành trình piston Tỷ số nén Công suất cực đại động cơ Mô men xoắn cực đại Phân bố xylanh và số xylanh Lít mm KW/v/ph Nm/v/ph 740.50-360 Diesel turbo, OHB 11,76 120/130 16 265 1431/1200-1400 V8 04 Thiết bị điện: Điện áp sử dụng Ắc quy Máy phát V V/Ah V 24 2×12/190 28 05 Ly hợp: Model Loại Dẫn động ZF SACHS MFZ-430 Có màng ngăn, khô, một đĩa. Thủy lực với Khí nén 06 Hộp số: Model Loại Điều khiển Tỷ số truyền 1/2/3/4 5/6/7/8/9 10/11/12/13/14 15/16 Model ZF 16S 151 Cơ, 16 số Cơ, từ xa 16,41/13,80/11,28/9,49 7,76/6,53/5,43/4,57/3,59 3,02/2,47/2,08/1,70/1,43 1,19/1,00 07 Hệ thống phanh: Điều khiển Lọc khí ABS Khí nén Hấp thụ (WABCO) KNORR BREMSE 08 Bánh xe và lốp: Kiểu bánh Kiểu lốp Cỡ vành Cỡ lốp Đĩa Khí nén, radian 9,0-22,5 315/70R22,5 09 Hệ thống nhiên liệu: Dung tích bình chứa Lít 600 10 Ca bin 03 chỗ ngồi 11 Bán kính quay vòng nhỏ nhất m 12,5 12 Tốc độ lớn nhất Km/h 90 Hình 6-64 - Đầu kéo KAMAZ 5460. Trong đó: - RR : Là khoảng cách xa nhất của phần đuôi ô tô đầu kéo( tính tại góc mép ngoài của ô tô đầu kéo) tới tâm quay của mâm xoay, đảm bảo cho phần dưới của SMRM không chạm vào phần đuôi của ô tô đầu kéo. - RF : Là khoảng cách xa nhất của phần đầu SMRM (tính tại góc mép ngoài của SMRM) tới tâm quay của mâm xoay, đảm bảo cho SMRM không chạm vào buồng lái. - Đây là hai kích thước quan trọng trong việc xác định điểm lắp chốt kéo SMRM, bảo đảm cho đoàn xe chuyển động bình thường trên mọi công trình giao thông. 6.7. Tính động học quay vòng của đoàn xe : Hình 6-65 - Sơ đồ xác định tọa độ trọng tâm theo chiều dọc của đầu kéo. - Gọi a, b là tọa độ trọng tâm theo chiều dọc của đầu kéo. G01 là trọng lượng của đầu kéo khi có kíp lái trong buồng lái. Ta xem trọng lượng kíp lái phân bố lên cầu trước. L : Chiều dài cơ sở của đầu kéo, L = 3950 (mm) Z01:Phản lực pháp tuyến của của mặt đường tác dụng lên bánh xe trước khi không tải. Z02 :Phản lực pháp tuyến của của mặt đường tác dụng lên bánh xe sau khi không tải. - Từ hình vẽ ta có phương trình cân bằng mômen đối với cầu trước: - Trong đó : G01 = G0đk + n.Gng G0đk- Trọng lượng không tải của đầu kéo, G0đk = 18000 (kg) n = 3 người Gng = 65 (KG) - Suy ra: G01 = 18000 + 3.65 = 18195 (KG) - Vậy tọa độ trọng tâm của xe đầu kéo lúc có kíp lái là: - Vậy tọa độ trọng tâm của xe đầu kéo khi có kíp lái: Tọa độ trọng tâm theo chiều cao của đầu kéo: + Lúc không có kíp lái: Tính gần đúng theo công thức kinh nghiệm, lấy h0đk = 0,8.Bđk = 0,8.2070 =1656 (mm) - Trọng tâm của người theo chiều cao cách mặt đất là: hng = 1600 (mm) + Lúc xe đầu kéo có kíp lái: 6.7.1. Xác định trọng tâm SMRM theo chiều dọc và chiều cao. Tọa độ trọng tâm sàn dưới. Bằng phương pháp khối tâm, ta xác định được trọng tâm theo chiều dọc của sàn dưới cách điểm O một khoảng là: Hình 6-66 - Sơ đồ tính tọa độ trọng tâm sàn dưới. + Theo chiều dọc cách điểm O: + Theo chiều cao cách mặt đất là: Tọa độ trọng tâm sàn trên. Hình 6-67 - Sơ đồ xác định tọa độ trọng tâm sàn trên. Sàn trên có khối lượng các chi tiết phân bố đối xứng qua các trục dọc và ngang của nó nên tọa độ trọng tâm được xác định là: + Theo chiều dọc cách điểm O: + Theo chiều cao cách mặt đất: Tọa độ trọng tâm các trụ đỡ sàn trên theo chiều dọc. Bằng phương pháp của khối tâm, ta xác định được tọa độ trọng tâm của các trụ đỡ sàn trên là: + Theo chiều dọc cách điểm O: + Theo chiều cao cách mặt đất: Tọa độ trọng tâm của các xe chất lên SMRM. Bằng phương pháp khối tâm ta xác định được tọa độ trọng tâm của 4 xe chất lên SMRM là: + Theo chiều dọc cách điểm O: + Theo chiều cao cách mặt đất: Vậy tọa độ trọng tâm theo chiều dọc của SMRM khi đầy tải cách điểm O là: Theo phương pháp khối tâm ta có: Þ = Tọa độ trọng tâm theo chiều cao của SMRM khi đầy tải cách mặt đất: Þ = 6.7.2. Tọa độ trọng tâm của đoàn theo chiều dọc và chiều cao. Hình 6-68 - Sơ đồ xác định trọng tâm đoàn xe. Tọa độ trọng tâm của đoàn xe theo chiều dọc. Gọi Ga là trọng tâm của đoàn xe gồm đầu kéo và SMRM lúc đầy tải: Trong đó: X1 là khoảng cách từ trọng tâm đầu kéo đến tâm nhíp sau. X1 = 1453 + 7848 = 3901 (mm) Tọa độ trọng tâm của đoàn xe theo chiều cao: Trọng tâm của đoàn xe lúc đoàn xe chất tải: Vậy lúc đầy tải, trọng tâm của đoàn xe có tọa độ là : + Theo chiều dọc cách tâm O một khoảng: + Theo chiều cao cách mặt đất một khoảng là: 6.7.3. Tính ổn định SMRM thiết kế. - Ổn định của ô tô là một tính chất quan trọng trong quá trình làm việc. Nó đảm bảo an toàn khi xe đứng yên cũng như khi làm việc trong điều kiện mặt đường dốc và trơn, do đó năng suất làm việc được nâng cao và tính hiệu quả kinh tế cao. Tính chất ổn định của ô tô được đánh giá bằng khả năng bảo đảm cho xe không bị lật đổ hoặc bị trượt trong khi đứng yên ở mặt đường dốc hoặc chuyển động ở trên đường dốc, mặt đường nghiêng theo hướng ngang hoặc khi quay vòng. Góc nghiêng lớn nhất của mặt đường mà ô tô có thể đứng yên hoặc chuyển động, không mất ổn định, ta gọi là góc nghiêng giới hạn. Sau đây ta xét tính chất ổn định của ô tô trong các trường hợp cụ thể khác nhau. 6.7.3.1. Tính toán ổn định dọc của đoàn xe. Tính chất ổn định tĩnh dọc của ô tô được đánh giá bằng góc dốc giới hạn tĩnh αt mà xe không bị lật đổ hoặc trượt dọc khi đứng yên, quay đầu xe lên dốc hoặc quay đầu xe xuống dốc. a). Tính chất ổn định tĩnh của đoàn xe. Trường hợp xe quay đầu lên dốc. Ở đây do chiều dài của SMRM lớn nên tính chất ổn định lật dọc tốt, ta chỉ tính riêng cho trường hợp ổn định dọc trượt. Chúng ta xét cụ thể sơ đồ các ngoại lực và mô men tác dụng lên xe trong trường hợp trượt dọc khi xe đứng yên quay đầu lên dốc. Hình 6-69 - Sơ đồ lực tác dụng lên đầu kéo khi xe đứng yên quay đầu lên dốc. Sự trượt của đoàn xe trên dốc xảy ra khi lực phanh hoặc lực bám không tốt giữa bánh xe và đường. Trong trường hợp này, để tránh cho xe khỏi trượt lăn xuống dốc, người ta thường bố trí phanh ở các bánh xe. Khi lực phanh lớn nhất đạt đến giới hạn bám, xe có thể bị trượt xuống dốc, góc dốc giới hạn khi xe bị trượt được xác định như sau : Ppmax = Ga.sinat = jx.Z’2 (1) Trong đó: Ppmax – lực phanh lớn nhất đặt ở bánh xe sau. jx - hệ số bám dọc của bánh xe với đường, chọn jx = 0,8. Z’2 – hợp lực của các phản lực thẳng góc từ đường tác dụng lên các bánh xe chủ động của đầu kéo. Ga – trọng lượng toàn bộ của đoàn xe, Ga = 38516 KG. ZM – phân bố trọng lượng của SMRM khi đầy tải đặt lên mâm xoay đầu kéo, ZM = 7049 KG. Xác định hợp lực của các phản lực thẳng góc từ đường tác dụng lên bánh xe sau: Z’2= = = 17330.cosat + 14470.sinat Thay các thông số vào (1) ta có: tgat = = 0,5146 Vậy góc dốc giới hạn xe không bị trượt khi đứng yên quay đầu lên dốc là: at = 27014’ Trường hợp xe quay đầu xuống dốc. Sự mất ổn định dọc của ô tô khi đứng yên ở dốc, do chiều dài của đoàn xe lớn nên khả năng mất ổn định dọc do lật đổ là khó xảy ra nên ở đây ta xét cho trường hợp xe bị trượt lăn xuống dốc, nếu như không đủ lực phanh để giữ xe trên mặt dốc hoặc do không đủ bám giữa các bánh xe với mặt đường. Hình 6-70 - Sơ đồ lực tác dụng lên đầu kéo khi đoàn xe đứng yên quay đầu xuống dốc. Nếu ta gọi α’t là góc dốc giới hạn lớn nhất khi xe không bị trượt trong trường hợp có phanh các bánh xe phía sau với lực phanh lớn nhất được xác định như sau: Ga.sinαt = Ppmax = Pj = jx.Z’2 Z’2 = = =17330.cosa’t – 14470.sina’t Trong đó: jx - hệ số bám dọc của bánh xe với mặt đường, với loại đường nhựa khô và sạch, ta chọn jx = 0,8. Gđk- trọng lượng đầu kéo khi có kíp lái, Gđk = 18195 KG. Gm - trọng lượng toàn bộ của SMRM lúc chất đầy tải, Gm = 20321 KG hg – tọa độ trọng tâm theo chiều cao của xe đầu kéo, hg = 1655 mm. hm- chiều cao điểm đặt lực kéo SMRM, hm = 1330 mm. L – chiều dài cơ sở xe đầu kéo, L = 3950 mm a1 – tọa độ trọng tâm theo chiều dọc của xe đầu kéo, a1 = 2497 mm x- khoảng cách từ tâm mâm xoay đến trục bánh xe sau, x = 685 mm ZM – phân bố trọng lượng SMRM khi đầy tải đặt lên mâm xoay đầu kéo, ZM = 7049 KG Thay các thông số tìm được vào biểu thức (2) ta được: Ga.sina’t = Ppmax = Pj = 0,8.( 17330.cosa’t – 14470.sina’t) Û 38516.sina’t = 13864.cosa’t – 11576.sina’t Như vậy ta được: tgαt = Þ at = 15028’ b). Tính chất ổn định động của đoàn xe. Sự mất ổn định của ô tô có thể xảy ra khi chúng chuyển động lên dốc, khi xe chuyển động lên dốc khả năng gây lật của đoàn xe là thấp do chiều dài của đoàn xe lớn. Ở đây ta xét cho trường hợp đoàn xe bị trượt dọc khi chuyển động lên dốc: Trường hợp xe chuyển động lên dốc. Khảo sát trường hợp xe chuyển động lên dốc với tốc độ nhỏ và chuyển động ổn định: Hình 6-71 - Sơ đồ lực tác dụng lên đầu kéo khi đoàn xe chuyển động lên dốc. - Khi xe chuyển động lên dốc, để xe chuyển động lên dốc được thì phải thõa mãn đồng thời các điều kiện sau: + Theo điều kiện kéo: lực kéo lớn nhất sinh ra tại bánh xe chủ động phải lớn hơn lực cản tổng cộng của đường tác dụng lên đoàn xe, Pkmax ≥ Py. + Theo điều kiện bám: lực kéo lớn nhất sinh ra tại các bánh xe chủ động phải nhỏ hơn hoặc bằng lực bám của các bánh xe với mặt đường ở cầu chủ động, Pkmax ≤ Pj + Điều kiện lật đổ: cầu trước của đầu kéo không bị nhấc khỏi mặt đường. Theo điều kiện kéo: Pkmax ≥ Py = Ga.(f.cosa + sina) Lực kéo lớn nhất của đầu kéo sinh ra tại các bánh xe chủ động: Pkmax = Trong đó: rbx – bán kính làm việc của bánh xe chủ động, rbx = (0,93¸0,95)[h + (d/2).25,4] = 0,93.[315+(22,5/2).25,4] = 570 mm Memax - Mô men cực đại của động cơ, Memax = 1431 Nm it - Tỷ số truyền của hệ thống truyền lực, it = ih1 = 16,41 ht - hiệu suất của hệ thống truyền lực, chọn ht = 0,88 Þ Pkmax= = 36254 (N) Lực cản tổng cộng của đường là: Py = Ga.(f.cosa + sina) (3) Trong đó: Ga – trọng lượng toàn bộ của đoàn xe, Ga = 38516 (KG) f – hệ số cản lăn của đường, f = 0,015 ÷ 0,018, chọn f = 0,016. Thay các thông số tìm được vào biểu thức (3) ta được: Py = Ga.(f.cosa + sina) = 38516.(0,016.cosa + sina) = 616,256.cosa + 38516.sina. Góc dốc giới hạn đoàn xe có thể vượt được theo điều kiện kéo là: Ta có: Pkmax = Py Û 36254 = 38516.sinamax + 616,256.cosamax Giải phương trình lượng giác trên ta được: amax = 69042’ Theo điều kiện bám: Pkmax ≤ Pj = jx.Z’2 Trong đó: jx - hệ số bám dọc của bánh xe với mặt đường, với loại đường nhựa khô và sạch, ta chọn jx = 0,8. Z’2 – hợp lực của các phản lực thẳng góc từ đường tác dụng lên các bánh xe chủ động của đầu kéo. Z’2= = = 17330.cosa + 14470.sina Vậy góc dốc lớn nhất mà đoàn xe vượt được tính theo điều kiện bám là: Pkmax = Pj = jx.Z’2 Û 36254 = 0,8.(17330.cosa + 14470.sina) Û 36254 = 13864.cosa + 11576.sina Giải phương trình lượng giác ta xác định được góc dốc lớn nhất theo điều kiện bám là: amax = 52018’ Theo điều kiện lật đổ: + Khi chuyển động lên dốc, đầu kéo có thể lật quanh điểm O2 do các thành phần lực của theo phương song song với mặt đường gây nên: Khi góc dốc a tăng đến giá trị giới hạn thì xe đầu kéo sẽ bị lật đổ quanh điểm O2, ta viết phương trình cân bằng mô men tại điểm O2. SMO2 = 0 Û Z’1.L1 – [Gđk.a1 - ZM.(L1-x)].cosa - (Gđk.hg1 + GM.hm).sina = 0 Xe đầu kéo lật đổ khi Z’1 = 0, ta có: [Gđk.a1 - ZM.(L1-x)].cosamax = (Gđk.hg1 + GM.hm).sinamax Þ tgamax = Trong đó: Gđk – trọng lượng đầu kéo lúc có kíp lái, Gđk = 18195 KG ZM – phân bố trong lượng của SMRM lên mâm xoay lúc đầy tải, ZM = 7049 KG. hg1 – chiều cao trọng tâm đầu kéo lúc có kíp lái, hg1 = 1655 mm L1 – chiều dài cơ sở đầu kéo, L1 = 3950 mm. hm – chiều cao điểm đặt lực kéo SMRM, hm = 1330 mm. a1- tọa độ trọng tâm theo chiều dọc của đầu kéo, a1 = 2497 mm. amax - góc dốc giới hạn lật đổ. Thay các thông số tìm được vào biểu thức (4), ta có: tgamax = = 1,198 Þ amax = 5008’ Kết luận: kết hợp ba điều kiện ( kéo, bám, lật đổ) ta được góc dốc lớn nhất mà đoàn xe có thể vượt được là amax = 5008’. 6.7.3.2. Tính toán ổn định ngang của đoàn xe. a). Tính chất ổn định tĩnh của đoàn xe. Sự mất ổn định của xe khi đứng trên mặt đường nghiêng có thể xảy ra do lật đổ hoặc trượt ngang. Vì vậy ta xét sự ổn định của xe đứng trên mặt đường nghiêng theo điều kiện lật đổ và điều kiện trượt ngang. Khi xe đứng yên trên mặt đường nghiêng theo điều kiện lật đổ. Trường hợp xe đứng yên trên mặt đường nghiêng, do kết cấu của mâm xoay cho phép SMRM có thể lắc theo phương ngang và phương dọc ( hay có độ lắc ngang, lắc dọc) do đó khi bị lật ngang thì SMRM sẽ lật trước và có thể lôi đầu kéo lật theo, lúc này trọng lượng toàn bộ của đầu kéo trở thành một đối trọng chống lại sự lật đó. Ta khảo sát SMRM lật quanh trục nối từ tâm chốt kéo đến tâm bánh xe trục thứ nhất của SMRM. Hình 6-72 - Sơ đồ lực tác dụng lên SMRM khi đoàn xe đứng yên trên mặt đường nghiêng ngang. Khi đoàn xe đứng yên trên đường nghiêng ngang, SMRM sẽ chịu các lực và mô men sau: Trọng lượng toàn bộ của SMRM lúc đầy tải đặt tại trọng tâm của nó. Mô men của các lực quán tính tiếp tuyến các phần quay của động cơ và của hệ thống truyền lực, tác dụng trên mặt đường nghiêng ngang, Mjn. Gọi : β - góc nghiêng ngang của đường Z’ và Z’’– các phản lực thẳng góc của đường tác dụng lên bánh phải và bánh trái ở cầu trước và cầu sau. Y’ và Y’’ – các phản lực ngang của đường tác dụng lên bánh phải và bánh trái ở cầu trước và cầu sau,. C – chiều rộng cơ sở của xe. Để xác định trị số các phản lực bên trái, ta lập phương trình cân bằng mô men đối với điểm O1. Ta có: SZ’’ = Ở đây coi Mjn = 0 vì trị số của nó nhỏ có thể bỏ qua. SZ’’ = GM – trọng lượng toàn bộ của SMRM lúc đầy tải. hgm – chiều cao trọng tâm của SMRM lúc đầy tải, hgm = 1682,5 mm C – chiểu rộng cơ sở xe đầu kéo, C = 2200 mm Khi xe bị lật đổ khi đứng yên trên đường nghiêng ngang, ta có Z’’ = 0. = 0 Rút ra được: = 0,654 Þ β = 33010’ Khi xe đứng yên trên mặt đường nghiêng theo điều kiện trượt. Tương tự như trường hợp lật đổ, thì khi xảy ra hiện tượng trượt ngang thì phần SMRM sẽ trượt trước sau đó kéo theo sự trượt của đầu kéo. Để xét cụ thể điều kiện này, ta dựa vào sơ đồ hình vẽ, chiếu tất cả các lực lên mặt phẳng song song với mặt đường, ta được : GM.sin = (Y’ + Y’’) = y .( Z’ +Z’’) = y .GM.cos Do đó rút ra được: tg = y Trong đó : - Y’ và Y’’ :Các phản lực theo hướng bên của mặt đường tác dụng lên các bánh xe bên trái và bên phải. - Z’ và Z’’ : Các phản lực thẳng đứng của mặt đường tác dụng lên các bánh xe bên trái và bên phải. - y : Hệ số bám theo phương ngang, chọn y  = 0,65. tg=y = 0,65 Þ b = 330 - : Góc nghiêng ngang giới hạn của mặt đường theo điều kiện SMRM có thể bị trượt bên. b). Tính ổn định động của đoàn xe. Khảo sát khả năng mất ổn định động ngang của đoàn xe ta xét cho trường hợp đoàn xe mất ổn định nhất là khi quay vòng trên đường nghiêng ngang. Trong trường hợp này nếu xảy ra mất ổn định lật hay trượt thì SMRM sẽ lật hoặc trượt trước khi đầu kéo bị lật hoặc trượt theo.  Khi đoàn xe quay vòng trên đường nghiêng ngang. Theo điều kiện lật đổ: + Trường hợp trục quay vòng cùng phía với hướng nghiêng ngang của đường. Hình 6-73 - Sơ đồ đoàn xe quay vòng trên mặt đường nghiêng ngang. Khi xe quay vòng xem như xe đang chuyển động quanh sườn đồi, thành gây lật SMRM quanh trục ngang (đường thẳng đi điểm tại qua tâm bánh xe trục thứ nhất và tâm chốt kéo) là Gm.sinb song song với mặt đường nghiêng ngang, thành phần Pl.sinb có xu hướng chống lật SMRM quanh trục lật. Khi góc β tăng dần, trong trường hợp trục quay vòng cùng phía với hướng nghiêng ngang của đường ứng với vận tốc giới hạn và hợp lực SZ’’ = 0. Lực ly tâm xuất hiện khi xe quay vòng . Từ phương trình cân bằng mô men quanh trục lật đổ, rút ra: SZ’’ = Ở đây coi Mjn = 0 vì trị số của nó nhỏ có thể bỏ qua. SZ’’ = Theo điều kiện lật đổ ta thay SZ’’ = 0, rút ra: Rút ra : vn = (*) Trong đó : GM – trọng lượng toàn bộ của móc kéo theo. hgm – chiều cao trọng tâm của SMRM lúc đầy tải, hgm = 1,6825 m C – chiểu rộng cơ sở SMRM, C = 2,2 m R – bán kính quay vòng nhỏ nhất của xe, R = 12,5 m vn - vận tốc nguy hiểm có thể gây ra lật đổ khi đoàn xe quay vòng. g- gia tốc trọng trường, g = 9,81 m/s2. βđ - góc dốc giới hạn khi đoàn xe quay vòng bị lật đổ, Bộ giao thông vận tải quy định [βđ] = 160. Thay các thông số tìm được vào biểu thức (*), ta được :  vn= = 7,44 (m/s) = 26,8 (km/h) + Trường hợp trục quay vòng ngược phía với hướng nghiêng ngang của mặt đường : Hình 6-74 - Sơ đồ lực tác dụng lên đoàn xe khi quay vòng trên đường nghiêng ngang trục quay ngược phía với hướng nghiêng của đường. Tương tự ta có thể chứng minh rằng nếu hướng nghiêng ngang của mặt đường ngược hướng với trục quay vòng Y-Y’ thì tốc độ giới hạn nguy hiểm của xe được biểu thị qua công thức: vn= = 6,156 (m/s) = 22,16 (km/h) Khi quay vòng trên mặt đường ngang (β = 0), tốc độ giới hạn nguy hiểm được xác định là: vn= = 8,95 (m/s) = 32,23 (km/h) Theo điều kiện trượt bên : Khi quay vòng trên đường nghiêng ngang SMRM có thể bị trượt bên dưới tác dụng của GM.sinβ và Pl.cosβ do điều kiện bám ngang của bánh xe và đường không đảm bảo. Nếu trục quay vòng nằm ngược với hướng nghiêng của mặt đường ta có phương trình hình chiếu của các lực lên mặt phẳng của đường như sau: Ta có: Pl.cosβ + GM.sinβ = Y’ + Y’’ Mặt khác theo điều kiện bám ngang của xe với mặt đường ta có : (Z’ + Z’’).jy = Y’ + Y’’ Û (GM.cosβ - Pl.sinβ).jy = Y’ + Y’’ Û Pl.cosβ + GM.sinβ = (GM.cosβ - Pl.sinβ).jy Thay trị số của Pl và rút gọn ta được: vj = = Trong đó : vj  - vận tốc giới hạn khi SMRM bị trượt bên. Β - góc giới hạn của đường ứng với vận tốc giới hạn. jy - hệ số bám ngang của đường và bánh xe, jy = (0,5¸0,6), chọn jy = 0,5. R - bán kính quay vòng nhỏ nhất của đoàn xe, R = 12,5 m. Suy ra : vj = = 9,18 (m/s) = 33,068 (km/h) Nếu trục quay vòng nằm cùng với hướng nghiêng của mặt đường, ta tìm được tốc độ giới hạn nguy hiểm theo biểu thức sau : vj = = = 5,525 (m/s) = 19,89 (km/h) Nhận xét: vj < vn nên ô tô bị trượt trước khi bị lật đổ, tính an toàn khi quay vòng trên đường nghiêng ngang cao hơn trường hợp ngược lại. Trường hợp xe chạy quay vòng trên đường nằm ngang thì vận tốc tới hạn để xe bị trượt bên là : vj = = = 7,83 (m/s) = 28,2 (km/h). Nhận xét: từ kết quả tính toán qua các trường hợp ta thấy vj vn. 6.8. Tính động học quay vòng của đoàn xe. Khi vào đường vòng, để đảm bảo các bánh xe dẫn hướng không bị trượt lết hoặc trượt quay thì đường vuông góc với véc tơ vận tốc của tất cả các bánh xe phải gặp nhau tại một điểm, đó chính là tâm quay vòng tức thời của đoàn xe. Xác định góc quay cực đại của các bánh xe dẫn hướng. Hình 6-75 - Sơ đồ quay vòng của đoàn xe. + Góc quay cực đại của bánh xe dẫn hướng phía ngoài đầu kéo: Xét tam giác vuông, DPDE ta có: sind2 = = Þ d2 = 18025’ Góc quay cực đại bánh xe dẫn hướng phía ngoài gn, ta có: gn = d2 = 18025’ + Góc quay cực đại của bánh xe dẫn hướng phía trong, gt: Xét tam giác vuông, DOHF ta có: tgd1 = == Trong đó: OD = R1.cosd2 = 12500.cos18025’ = 11860 mm HD = 2070 mm (Vết bánh xe trước của đầu kéo) Þ d1 = 220 Vậy góc quay cực đại của bánh dẫn hướng phía trong là: gt = d1 = 220 Xác định hành lang quay vòng của đoàn xe. Để thực hiện thay đổi quỹ đạo chuyển động của xe, người ta thực hiện theo ba giải pháp sau: - Quay vòng các bánh xe dẫn hướng phía trước hoặc quay vòng đồng thời cả các bánh xe dẫn hướng phía trước và phía sau. - Truyền những mô men quay có các trị số khác nhau tới các bánh xe dẫn hướng chủ động bên phải hoặc và bên trái, đồng thời sử dụng thêm phanh để hãm các bánh xe phía trong so với tâm quay vòng khi cần quay vòng ngoặt. Biện pháp này thường được sử dụng ở những chủng loại máy kéo bánh xe cỡ lớn với các bánh đều là chủ động. - Kết hợp cả 2 loại biện pháp nói trên và quay vòng phần khung phía trước. Biện pháp này thường sử dụng ở loại máy kéo bánh xe có khung rời. Khi xe vào đường vòng, để đảm bảo các bánh xe dẫn hướng không bị trượt lết hoặc trượt quay thì đường vuông góc các vectơ vận tốc chuyển động của tất cả các bánh xe phải gặp nhau tại một điểm, điểm đó chính là tâm quay vòng tức thời của xe (P). Xác định hành lang quay vòng của đoàn xe: Hành lang quay vòng của đoàn xe là diện tích bề mặt tựa được giới hạn bởi hình chiếu quỹ đạo chuyển động của các điểm biên với tâm quay vòng tức thời của nó. Đối với trường hợp kéo SMRM khi bắt đầu vào quay vòng thì thực hiện quay vòng đúng, lúc này tâm quay vòng của đầu kéo không trùng với tâm quay vòng của SMRM. Sau một khoảng thời gian nhất định khi tâm quay vòng của SMRM trùng với tâm quay vòng của xe đầu kéo, nếu tâm quay vòng tức thời của xe đầu kéo (P) nằm trong đường tròn (c) do chiều dài cơ sở của SMRM tạo ra khi quay quanh chốt kéo thì xảy ra sự trượt giữa các bánh xe của đoàn xe với mặt đường (không quay vòng đúng). Nếu tâm quay vòng tức thời (P) của xe đầu kéo nằm ngoài đường tròn (c) thì đoàn xe lúc này quay vòng đúng. Đối với trường hợp kéoSMRM ta chọn tâm quay vòng tức thời (P) nằm ngoài đường tròn (c), do đó hành lang quay vòng của đoàn xe xác định như hình vẽ: Hình 6-76- Sơ đồ tính hành lang quay vòng của đoàn xe. Bán kính quay vòng nhỏ nhất của đầu kéo là : PE = 12500 (mm). Chiều rộng vết bánh trước của xe đầu kéo là 2070 mm, nên ta có: Chiều dài cơ sở của xe đầu kéo: L = 3950 [mm]. Xét tam giác vuông DPDE, ta có: Xét tam giác vông DPAB, ta có: Xét tam giác vuông DPMA, ta có: Trong đó: chính là chiều dài từ tâm quay đến trục đối xứng hai cầu sau = 8533 [mm]. Suy ra bán kính quay vòng của hệ trong trường hợp kéo SMRM là : RR = = 6695 – (2200/2) = 5595 (mm) Trong đó: BR là chiều rộng cơ sở của SMRM, BR = 2200 (mm). - Bán kính quay vòng phía trong: RR1 = = 6695 – 1225 = 5470 (mm) - Bán kính quay vòng phía ngoài: RR2 = = 6695 + 1225 = 7920 (mm) Đối chiếu kết quả tính toán hành lang quay vòng ta thấy giá trị tính toán nằm trong quy định tiêu chuẩn ngành 22TCN 327 – 05. Hình 6-77- Quỹ đạo tâm quay vòng của SMRM. 6.9. Thiết kế hệ thống phanh : 6.9.1. Phân tích các điều kiện và chọn phương án thiết kế. + Hệ thống phanh thiết kế phải thõa mãn các điều kiện sau : - Xe có khối lượng toàn bộ lớn hơn 0,75 tấn phải được trang bị hệ thống phanh chính và phanh dừng. - Hệ thống điều khiển phanh chính và phanh dừng phải độc lập với nhau. - Hệ thống phanh chính phải tác động lên tất cả các bánh xe. - Cơ cấu điều khiển phanh dừng phải bố trí trong buồng lái của xe kéo. Cơ cấu này có thể được bố trí bên phải theo chiều tiến của xe hoặc phía sau xe và đảm bảo thao tác dễ dàng. - Đối với phanh khí nén : Phải có một đường cung cấp và một đường điều khiển. - Bình chứa khí nén phải thõa mãn yêu cầu : Khi SMRM nối với đầu kéo, sau tám lần tác động toàn bộ hành trình bàn đạp phanh của hệ thống phanh chính của đầu kéo trong các điều kiện thử nghiệm, áp suất khí nén trong bình không được giảm tới mức nhỏ hơn một nửa áp suất ở lần tác động phanh đầu tiên. - Trong trường hợp Sơmi Rơmoóc tuột ra khỏi đầu kéo khi đang chuyển động, hệ thống phanh của xe phải tự động hoạt động để dừng xe lại. - Khí nén trong hệ thống không được rò rỉ. Các ống dẫn phải được kẹp chặt với khung và không rạn nứt. Từ những điều kiện đó ta chọn hệ thống phanh lắp trên xe là phanh trống guốc dẫn động bằng khí nén trên đó có bố trí hệ thống phanh dừng có cơ cấu điều khiển được bố trí bên phải theo chiều tiến của xe. Dẫn động phanh Sơmi Rơmoóc là loại dẫn động hai đường. Dẫn động phanh Sơmi Rơmoóc hai đường có ưu nhược điểm sau : + Ưu điểm : - Áp suất làm việc cho phép trong dẫn động phanh Sơmi Rơmoóc lớn. Do đó tạo điều kiện tăng hiệu quả phanh và giảm kích thước một số bộ phận làm việc. - Thời gian chậm tác dụng nhỏ bởi vì quá trình phanh ứng với quá trình tăng áp suất trong đường điều khiển. Mà các nghiên cứu cho thấy quá trình nạp khí vào một thể tích nào đó thường xẩy ra nhanh hơn quá trình để khí nén từ để khí nén từ đó thoát hết ra ngoài 1,5 đến 1,9 lần. - Áp suất trong bình chứa của hệ thống phanh Sơmi Rơmoóc ổn định hơn, đặc biệt là khi phanh liên tục nhiều lần như : Khi xe chuyển động xuống các dốc dài, chạy trong điều kiện thành phố đông người…Bởi vì trong quá trình phanh, nó vẫn liên tục được nạp khí. + Nhược điểm : - Nhiều chi tiết, nhiều bộ phận. - Phức tạp đắt tiền và sữa chữa bảo dưỡng phức tạp. - Ta tiến hành chọn cụm tổng thành lắp trên hệ thống phanh của Sơmi Rơmoóc. + Cơ cấu phanh và bầu phanh đươc gắn liền trên cụm trục của Sơmi Rơmoóc được nhập khẩu từ hãng YUEK của Trung Quốc. Cơ cấu phanh có các thông số cơ bản : Má phanh : Góc ôm b = 1230, chiều rộng bd = 140 mm. Cam ép : Dạng chữ nhật, rộng bc = 29 mm, cao hc = 50 mm. Bầu phanh có lò xo tích năng kết hợp làm phanh dừng, bầu phanh được bố trí trên trục được biểu thị như trên hình vẽ dưới đây : Hình 6-78 - Bố trí bầu phanh trên trục. 1-Trục ; 2-Bầu phanh ; 3-4-Các thanh đẩy. + Hệ thống phanh dừng được nhập đồng bộ với hệ thống phanh chính từ hãng YEUK của Trung Quốc. Cơ cấu điều khiển phanh dừng được bố trí ở trong buồng lái của đầu kéo và được bố trí bên phải theo chiều tiến của xe để đảm bảo cho việc thao tác được dễ dàng. Hệ thống phanh tay được lắp đặt như hình vẽ dưới đây. Hình 6-79 - Sơ đồ bố trí phanh tay trên Sơmi Rơmoóc. + Dẫn động phanh của đoàn xe là loại dẫn đông hai dòng kiểu B07010/A ( T30) được nhập khẩu từ hãng YEUK của Trung Quốc. Gồm hệ thống ống dẫn khí, van chia, bình chứa khí nén, bạc chèn. Các chi tiết đó được bố trí như sơ đồ dẫn động dưới đây. Hình 6-80 – Sơ đồ dẫn động hệ thống phanh của Sơmi Rơmoóc. 1- Máy nén khí , 2 – Bộ điều chỉnh áp suất , 3 – Bộ lắng lọc và tách ẩm , 4 – Các van bảo vệ , 5,6 – Bình khí nén , 8 – Tổng van phân phối khí nén , 9 – Van cắt nối đường ống ,11 – Van điều khiển phanh dừng , 12– Van bảo vệ,13– Bộ phận chấp hành , 14 – Cảm biến tốc độ , 15 – Van phân phối phanh Romoc ,16 – Bình khí nén phanh Sơmi Rơ mooc, 17 – Van an toàn bình khí nén. + Nguyên lý làm việc của hệ thống phanh : - Không khí nén được nén từ máy nén 1 qua bộ điều chỉnh áp suất 2, bộ lắng lọc và tách ẩm 3 và van bảo vệ kép 4 vào các bình chứa 5. Van an toàn có nhiệm vụ bảo vệ hệ thống khi bộ điều chỉnh 2 có sự cố. Các bộ phận nói trên hợp thành phần cung cấp (phần nguồn) của dẫn động. - Từ bình chứa không khí nén đi đến các khoang của van phân phối 8. Ở trạng thái nhả phanh, van 8 đóng đường thông khí nén từ bình chứa đến các bầu phanh và mở đường thông các bầu phanh với khí quyển. - Khi phanh: Người lái tác dụng lên bàn đạp, van 8 làm việc: cắt đường thông các bầu phanh với khí quyển và mở đường cho khí nén đi đến các bầu phanh, tác dụng lên cơ cấu ép, ép các guốc phanh ra tỳ sát trống phanh, phanh các bánh xe lại. - Khi nhả phanh: Các chi tiết trở về trạng thái ban đầu dưới tác dụng của các lò xo hồi vị. - Phanh dừng :Trên xe đầu kéo KAMAZ 5640 dùng dẫn động phanh khí nén, người ta sử dụng các bầu phanh có lò xo tích năng để kết hợp làm phanh dừng điều khiển bằng khí nén. Do đó trong phần cung cấp sẽ có thêm 1 bình chứa dùng cho phanh dừng, được nạp khí nén qua van bảo vệ 4. Trong dẫn động có thêm van điều khiển phanh dừng 11 điều khiển bằng tay gạt. Ở trang thái nhả phanh, van điều khiển phanh dừng mở đường cho khí nén từ bình chứa phanh dừng đi đến các bầu phanh, ép các lò xo tích năng lại, bầu phanh lúc này không làm việc. Khi phanh, người lái tác dụng lên đòn van điều khiển phanh dừng 11. Van 11 dịch chuyển, cắt đường thông từ bình chứa đến các bầu phanh và mở đường cho khí nén từ bầu phanh thoát ra ngoài. Các lò xo tích năng được giải phóng, sẽ ép các cần của bầu phanh dịch chuyển tác dụng lên cơ cấu ép, phanh chặt các bánh xe lại. - Ngoài ra xe kéo và Sơmi Rơmoóc được nối với nhau bằng hai đường ống. Một đường là đường cung cấp và một đường là đường điều khiển. Qua đường cung cấp khí nén từ bình chứa 6 của xe kéo thường xuyên được nạp vào bình chứa 20 của Sơmi Rơmoóc. Ở trạng thái nhả phanh đường điều khiển được nối với khí quyển qua cụm van điều khiển. - Khi phanh: Người lái tác dụng lên bàn đạp phanh, dẫn động phanh xe kéo sẽ làm việc như đã mô tả trên. Đồng thời, không khí nén sẽ từ tổng van phân phối đi đến cụm van, điều khiển nó cắt đường nối giữa đường ống điều khiển với khí quyển và cho khí nén đi vào đường này. Lúc này, do độ chênh áp giữa đường cung cấp và đường điều khiển thay đổi, van phân phối 18 của rơ moóc sẽ làm việc, đóng đường thông các bầu phanh của rơ moóc với khí quyển và mở đường cho khí nén từ bình chứa 20 đi đến các bầu phanh của Sơmi Rơmoóc để phanh Sơmi Rơmoóc lại. + Máy nén khí : ta sử dụng máy nén loại piston có các thông số kỹ thuật như sau : Số xy lanh : nxl = 2. Piston : Đường kính Dp = 62 (mm), Hành trình piston Sp = 82 (mm). Đường kính puly trục khuủy  Dt = 200 (mm). Đường kính puly trục máy nén Dmn = 180 (mm). Số vòng quay trục khuỷu n = 1500 (v/p). 6.9.2. Phân tích tính toán hệ thống phanh. - Do các chi tiết của cơ cấu phanh được nhập đồng bộ từ nước ngoài nên các thông số liên quan đến hiệu quả của hệ thống phanh đã được kiểm nghiệm nên trong quá trình tính toán ta chỉ cần tính toán phần dẫn động phanh. 6.9.2.1. Tính toán kiểm nghiệm bình chứa khí nén. - Khi nhập khẩu hệ thống phanh của Sơmi Rơmoóc các thông số kỹ thuật đã được cung cấp đầy đủ. Tuy nhiên ta phải tính toán kiểm nghiệm xem lượng khí nén trong bình chứa đã cung cấp đủ cho hệ thống phanh hay chưa. - Dung tích cần thiết của các bình chứa được tính toán sao cho hệ thống phanh hoạt động được xác định theo điều kiện sau : Sau 8 lần đạp phanh liên tiếp áp suất khí nén trong hệ thống không được giảm xuống quá một nữa áp suất trong lần phanh đầu tiên, tức là : p9 < 0,5.p1 - Ở đây : p1 và p9 là áp suất tuyệt đối tương ứng với lần phanh thứ nhất va thứ 9 . - Áp dụng phương trình trạng thái khí lý tưởng : p.V = m.R.T Ta có : Ở đây : pn : Áp suất trong hệ thống khi phanh lần thứ n. P0 : Áp suất trong tính toán. Vt : Tổng thể tích khí cần phải nạp của toàn bộ dẫn động trong 1 lần phanh. Giải phương trình trên theo điều kiện p9 < 0,5.p1 và với n1 = 1 ; n = 9 ta xác định tổng thể tích các bình chứa Vb11,05.V0 . Khi tính toán ta lấy gần đúng Vb12.V0 - Mà : Vt =VBầu + VỐng + VVan - Trong đó : VBầu : Tổng thể tích các bầu phanh. Ta có : VBầu = 4.1,495= 5,98 (lít) VỐng : Tổng thể tích các ống dẫn khí. Ta có : VỐng = Trong đó : d : Đường ống dẫn khí. : Chiều dài ống dẫn khí. Với kích thước của Sơmi Rơmoóc thiết kế thì ta chọn loại ống dẫn khí có đường kính d = 1 (cm), chiều dài của ống dẫn khí có đường ống dẫn khí là : 30 (m). Như vậy ta có : VỐng =(lít). VVan : Tổng thể tích các van. Tính gần đúng ta có : VVan = 0,1.(VBầu + VỐng) = 0,1.(5,98 + 2,35) = 0,833 (lít). Vậy ta có : Vt = 5,98 + 2,35 + 0,833 = 9,16 (lít). Như vậy ta có tổng thể tính các bình chứa là : Vb=12.Vt = 12. 9,16 = 109,92(lít). - Trên Sơmi Rơmoóc đã lắp 2 bình chứa khí nén với dung tích mỗi bình là 40 (lít). - Vậy lượng khí nén ta cần bổ sung là : 109,92- 40.2 = 29,92 (lít). - Trong tiêu chuẩn chỉ có 2 cỡ bình là loại 20 (lít) và loại 40 (lít) nên ta chọn lắp thêm vào hệ thống phanh 1 bình loại 40 (lít). 6.9.2.2. Tính năng suất cần thiết của máy nén khí - Năng suất máy nén khí : Được chọn trên các cơ sở sau : Đảm bảo nạp nhanh và đầy các bình chứa ngay sau khi khởi động động cơ. Giữ cho áp suất trong hệ thống không giảm quá giới hạn cho phép khi phanh liên tục hay có dò rỉ nhỏ mà máy nén không phải thường xuyên làm việc. Đảm bảo cho máy nén không làm việc liên tục để tăng tuổi thọ của máy nén. Theo các điều kiện trên, năng suất khối lượng của máy nén Qm thường được chọn bằng 4 ¸ 6 lần lượng khí nén tiêu thụ trong một phút, tức là: Qm = (4 ¸ 6)mt - Trong đó: mt - lượng khí nén tiêu thụ trong một phút, được tính như sau: mt = mk.a [Kg/ph] - Ở đây: a - Số lần phanh ngặt trong một phút. Khi tính toán có thể thừa nhận a =1. mk = ptVt/(RT) - Khối lượng không khí, tiêu thụ cho một lần phanh, Kg. pt - áp suất không khí trong các bầu phanh khi phanh, Pa. R - hằng số riêng của khí, J/(Kg.Ko) T - Nhiệt độ tuyệt đối, Ko. - Khi tính toán thừa nhận: pt = 7.105 Pa, R = 287,14 J/(Kg.Ko), T = 293oK. - Như vậy, năng suất thể tích cần thiết của máy nén sẽ là: Qv = Qm.RT/pv - Ở đây: pv - áp suất không khí ở đầu vào của máy nén, thường bằng áp suất khí quyển, tức là: pv = 0,1 MPa. - Như vậy ta có : : Áp suất khí nén trong bầu phanh khi phanh, (Pa). - Thay tất cả các giá trị trên vào công thức ta có : (lít/phút). - Năng suất máy nén khí tính theo công thức : Trong đó : : Năng suất của máy nén khí. : Số xy lanh của máy nén khí. : Đường kính xy lanh của máy nén khí. : Hành trình piston của máy nén khí. n : Số vòng quay của trục máy nén. : Hiệu suất truyền khí của máy nén, (v/p), . Chọn =0,5. Ta được : (lít/phút). - Qua tính toán kiểm nghiệm ta thấy : > nên máy nén đã chọn thoả mãn yêu cầu của hệ thống phanh Sơmi Rơmoóc. 7. Kết luận. Thiết kế tính toán Sơ-mi Rơ-moóc chở ô tô con là một đề tài còn khá mới với Sinh viên. Nhưng qua một thời gian nghiên cứu thực hiện đề tài với sự hướng dẫn, chỉ bảo tận tình của Thầy giáo TS.Phan Minh Đức, đến nay chúng em đã hoàn thành nhiệm vụ thiết kế và tính toán của mình. Do đề tài yêu cầu phải sử dụng khối lượng kiến thức lớn, liên quan tới nhiều vấn đề mới như áp dụng các tiêu chuẩn Việt Nam quy định về các vấn đề an toàn, chất lượng, luật giao thông đường bộ... Và chưa có kinh nghiệm trong vấn đề thiết kế. Nên quá trình thưc hiện đề tài, chúng em không thể tránh khỏi những sai sót trong thiết kế tính toán. Kính mong quý Thầy Cô xem xét và chỉ bảo thêm. Cuối cùng, chúng em xin gửi lời cảm ơn chân thành và lòng biết ơn sâu sắc đến Thầy giáo hướng dẫn TS. Phan Minh Đức cùng quý Thầy Cô trong Khoa Cơ khí Giao thông nói riêng và Trường Đại Học Bách Khoa Đà Nẵng nói chung, đã hướng dẫn chỉ bảo, truyền đạt kiến thức giúp chúng em trong thời gian thực hện đề tài và học tập tại trường. TÀI LIỆU THAM KHẢO [1] Phan Minh Đức. “Bài giảng môn học Lý Thuyết Ô Tô”. Đà Nẵng, 2007 [2] Nguyễn Hữu Cẩn, Dư Quốc Thịnh, Phạm Minh Thái, Nguyễn Văn Tài và Lê Thị Vàng. “Lý Thuyết Ô Tô Máy Kéo”. Hà Nội: NXB Khoa học và Kỹ thuật; 1998. [3] Nguyễn Khắc Trai. “Cơ Sở Thiết Kế Ô Tô”. Hà Nội: NXB Giao Thông Vận Tải; 2006. [4] Nguyễn Hữu Việt. “ Kết Cấu Và Tính Toán Ô Tô”. Đà Nẵng, 2007. [5] Lê Viết Giảng, Phan Kỳ phùng. “Sức Bền Vật Liệu, Tập 1”. NXB GD, 1997. [6] Lê Quang Minh, Nguyễn Văn Vượng. “Sức Bền Vật Liệu, Tập 2”. NXB GD, 1999. [7] Nguyễn Trọng Hiệp. “Chi tiết Máy, Tập 1, Tập 2”. NXB GD, 1999. [8] Nguyễn Văn May, Nguyễn Như Thung. “Bơm, Quạt, Máy Nén”. Hà Nội: NXB Khoa Học và Kỹ Thuật. [9] [10] [11] [12] [13] [14] …

Các file đính kèm theo tài liệu này:

  • doc2556.doc
  • dwg04C4A_VO MANH HUNG_02.dwg
  • dwg04C4B_VO MANH HUNGT_04.dwg
  • dwg04C4B_VO MANH HUNGT_05.dwg
  • dwg04C4B_VO MANH HUNG_01.dwg
  • dwg04C4B_VO MANH HUNG_03.dwg
  • bak04C4B_VO MANH HUNG_06.bak
  • dwg04C4B_VO MANH HUNG_06.dwg
  • dwg04C4B_VO MANH HUNG_07.dwg
  • dwg04C4B_VO MANH HUNG_08.dwg
  • dwg04C4B_VO MANH HUNG_09.dwg
  • bak04C4B_VO MANH HUNG_10.bak
  • dwg04C4B_VO MANH HUNG_10.dwg
  • pptDATN_VMH 10-6.ppt
  • docMUC LUC.doc
  • dbThumbs.db