Tính toán kiểm nghiệm ôtô khách 35 chỗ Thaco KB80SLI

MỤC LỤC Trang LỜI NÓI ĐẦU 2 1. Lí do chọn đề tài. 3 2. Giới thiệu tổng thể ôtô sat-xi nhập khẩu. 5 2.1. Thông số kỹ thuật cơ bản của ôtô sat-xi XMQ6798. 7 2.2. Giới thiệu các tổng thành và hệ thống của ôtô sat-xi. 8 2.2.1. Động cơ. 8 2.2.2. Các hệ thống trên ôtô sát xi XMQ6798. 8 3. Giới thiệu tổng thể ôtô khách được đóng mới. 9 3.1. Phân tích hình dáng tổng thể, tuyến hình của ôtô. 9 3.2. Phân tích kết cấu khung vỏ của ôtô. 13 3.2.1. Bố trí dầm sàn ôtô khách. 13 3.2.2. Bố trí khung, vòm ôtô khách. 15 4. Tính kiểm nghiệm các thông số cơ bản. 28 4.1. Xác định trọng lượng bản thân và trọng lượng toàn bộ của ôtô. 28 4.2. Xác định toạ độ trọng tâm 28 4.2.1. Tọa độ trọng tâm theo phương dọc xe ( phương x). 28 4.2.2. Kiểm tra độ êm dịu chuyển động của ôtô khách. 30 4.2.3. Tọa độ trọng tâm theo chiều cao (phương y ). 31 4.3. Xác định sự phân bố trọng lượng ôtô lên các cầu. 33 4.3.1. Khi ô tô không tải. 33 4.3.2. Khi ô tô có tải. 33 4.4. Tính toán kiểm tra hệ thống phanh. 34 5. KIỂM TRA BỀN. 38 5.1. Giới thiệu phần mềm RDM. 38 5.2. Kiểm tra bền thân vỏ ô tô khách. 39 5.2.1. Chế độ phanh gấp. 39 5.2.2. Chế độ quay vòng. 44 5.3. Kiểm tra bền dầm ngang. 54 5.3.1. Kiểm tra bền dầm ngang khi phanh gấp. 54 5.3.2. Kiểm tra bền dầm ngang khi chịu tải trọng gấp kd lần tải trọng tĩnh. 61 6. Các tính toán ổn định của ôtô. 67 6.1. Tính toán ổn định ôtô. 67 6.1.2. Tính toán ổn định ngang ôtô. 68 6.1.4. Xác định hành lang quay vòng của ôtô. 69 6.1.4. Kiểm tra tính ổn định của ô tô. 72 6.2. Tính toán sức kéo ôtô. 72 6.3. Lập các đồ thị đặc tính động lực học. 75 6.3.1. Lập đồ thị đặc tính ngoài của động cơ. 75 6.3.2. Lập đồ thị đặc tính kéo của ô tô. 77 7. KẾT LUẬN. 87 TÀI LIỆU THAM KHẢO 88 LỜI NÓI ĐẦU Trong xu thế phát triển của thế giới ngày nay nói chung, và của VIỆT NAM nói riêng thì ngành công nghiệp ô tô là một ngành không thể thiếu và đóng vai trò hết sức quan trọng, ngoài là một trong những tiêu chí để đánh giá mức độ phát triển của nền công nghiệp một quốc gia, nó còn có vai trò quan trọng và thúc đẩy tất cả các ngành nghề và dịch vụ khác cùng phát triển theo. Qua đó nó giúp nền công nghiệp chung của cả thế giới phát triển, đồng thời nó là phương tiện chuyên chở đáp ứng nhu cầu vận tải và đi lại của con người. Nắm rõ được tầm quan trọng của ngành nghề, với sự đam mê của bản thân, khi sắp tốt nghiệp đại học để trở thành một kỹ sư của ngành ô tô, thì việc củng cố và bồi bổ thêm kiến thức chuyên ngành là hết sức quan trọng, và đồ án tốt nghiệp là cơ hội để em được hiểu sâu hơn về chuyên ngành của mình, điều này có vai trò rất quan trọng cho quá trình làm việc sau này. Chính vì vậy em đã chọn đề tài tốt nghiệp là: Tính toán kiểm nghiệm ô tô khách 35 chỗ ngồi Thaco KB80SLI trên ôtô sat-xi King Long XMQ6798. Do kiến thức của bản thân còn hạn chế, kinh nghiệm chưa nhiều và thời gian có hạn nên đồ án này của em không tránh khỏi những thiếu sót, kính mong thầy giáo hướng dẫn và các thầy cô trong bộ môn tận tình chỉ bảo thêm để đồ án của em được hoàn thiện hơn. Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn thầy giáo hướng dẫn TS: Phan Minh Đức, cùng các thầy cô giáo trong bộ môn đã giúp đỡ em hoàn thành đồ án này. Đà Nẵng; 13 tháng 03 năm 2010 Tài liệu gồm có Bản vẽ Bản thuyết trinh ppt Bản in word

doc88 trang | Chia sẻ: lvcdongnoi | Ngày: 06/06/2013 | Lượt xem: 1856 | Lượt tải: 3download
Bạn đang xem nội dung tài liệu Tính toán kiểm nghiệm ôtô khách 35 chỗ Thaco KB80SLI, để tải tài liệu về máy bạn click vào nút DOWNLOAD ở trên
i tâm vết bánh xe trước, chiều dương hướng lên trên. Căn cứ vào giá trị các thành phần trọng lượng và toạ độ trọng tâm của chúng, ta xác định chiều cao trọng tâm của ô tô theo công thức : hg = (SGi . hgi)/Go Trong đó: hg,, G0 – Chiều cao trọng tâm và trọng lượng toàn bộ của ô tô; Từ biến dạng hệ thống treo khi xe đầy tải, ta tính gần đúng sự thay đổi chiều cao trọng tâm của ôtô sat-xi là: f = (ft + fs)/2 = (14,81 + 13,75) = 14,28 cm Bảng 4-2-1 Các thành phần trọng lượng của ôtô. Ký hiệu Phân loại Gi Xi hi Gkg Trọng lượng khung gầm có gắn động cơ 3450 2533,33 560 Gkx Trọng lượng khung xương 928,96 2257,4 1761,5 Gdh Trọng lượng hệ thống điều hòa 295 1436 3240 Ggh Trọng lượng ghế ngồi 700 2554 1620 Gt, Gk Trọng lượng tôn và kính 678,55 2225 1570 Gvs Trọng lượng ván lót sàn 160 2225 1220 Gvhl Trọng lượng ván lót khoang hành lý 83,3 1897 580 Gnt Trọng lượng phần nội thất 420 2213 2181 G Trọng lượng bản thân của ô tô 6716 Ghk Trọng lượng hành khách 2275 2400 1820 Ghh Trọng lượng hàng hoá ô tô 894 2225 580 Ghl Trọng lượng hành lý 175 2225 2877 G0 Trọng lượng toàn bộ của ô tô thiết kế 10060 Sau khi thay các giá trị cụ thể cho từng trường hợp có tải và không tải ta nhận được kết quả cho trong bảng sau: Bảng 4-2-2 Các thành phần trọng tâm của ôtô. Ô TÔ KHÁCH 35 CHỖ THÔNG SỐ a (m) b (m) hg (m) Ô Tô THACO – KB80SLI Khi không tải 2,383 1,417 Khi có tải 2,370 1,430 1,297 4.2.2. Kiểm tra độ êm dịu chuyển động của ôtô khách. Ta chỉ tính cho trường hợp ôtô đầy tải, vì tính êm dịu thể hiện sự tiện nghi của ôtô đối với hành khách. Để biết được sự thay đổi trọng tâm của ôtô khi có tải trọng tác dụng lên hệ thống treo, qua đó sẽ giúp tính chính xác các thông số sau này như: tính ổn định, quay vòng,… Giả thiết khối lượng phần được treo có trọng tâm theo phương dọc xe trùng với trọng tâm của ôtô. Khối lượng phần được treo toàn bộ xe 8560 KG, tính toán ta có được bảng sau: Bảng 4-2-3 Số liệu tính toán độ êm dịu BẢNG THÔNG SỐ TÍNH TOÁN Thông số Đơn vị Nhíp trước Nhíp sau Trọng lượng tác dụng lên nhíp KG 3221,3 5338,7 Khoảng cách tâm hai mỏ nhíp mm 1420 1460 Số lá nhíp lá 3 4 Chiều rộng các lá nhíp: b mm 75 75 Chiều dày trung bình các lá nhíp: h mm 15 17 Thông số tính toán tần số dao động liên kết khi có tải Khối lượng phần được treo toàn bộ xe KG 8560 Khoảng cách từ trọng tâm tới cầu trước: a mm 2370 Khoảng cách từ trọng tâm tới cầu sau: b mm 1430 Hệ số phân bố khối lượng trên một cầu (0.8-1.2) e 1,2 Xác định các thông số đặc trưng của hệ thống treo: Treo trước: = 6,33 cm4 Độ võng tĩnh ft = P.L3/(48.E.In) = 3221,3.1423/(48.2,05.106.6,33) = 14,81 cm = 78 lần/phút Treo sau: = 12,28 cm4 Độ võng tĩnh fs = P.L3/(48.E.In) = 5338,7.1463/(48.2,05.106.12,28) = 13,75 cm = 81 lần/phút Do có sự thay đổi về các giá trị như tọa độ trọng tâm của ôtô, giá trị của các khối lượng được treo, nên cần đánh giá lại hệ số thông số êm dịu của ôtô thiết kế theo tần số dao động liên kết: (1) Trong đó: m1 và m2: Hệ số liên kết çm1ç= ç1- e ç/(e+b/a) = 0.111 çm2ç= ç1- e ç/(e+a/b) = 0.070 Trong đó: a và b là các thông số tọa độ trọng tâm ôtô thiết kế e = 0,8 – 1,2 là hệ số phân bố khối lượng được treo w1 và w2 là tần số dao động đặc trưng của các phần tử khối lượng được treo phân ra cầu trước và cầu sau: w1 = p.n1 /30 = 8,168 (rad/s) (3) w2 = p.n2 /30 = 8,482 (rad/s) (3’) Bảng 4-2-4 Kết quả tính toán độ êm dịu KẾT QUẢ TÍNH TOÁN Cầu trước Cầu sau Tần số dao động riêng độc lập (n) lần /phút 78 81 Tần số dao động liên kết (W) lần /phút 75,92 63,83 Số lần dao động trong một phút của khối lượng được treo ở cầu trước và cầu sau đều nằm trong giới hạn cho phép đối với ôtô khách ([W1,W2] = 60 ¸ 90 lần/phút), như vậy ôtô khách “THACO-KB80SLI” đảm bảo độ êm dịu chuyển động cần thiết. 4.3. Xác định sự phân bố trọng lượng ôtô lên các cầu. 4.3.1. Khi ô tô không tải. Hình 4-3-1 Phân bố trọng lượng lên các cầu khi ôtô không tải. Trong đó: O1, O2 - Tâm của vết tiếp xúc bánh trước và bánh sau. Z1, Z2 - Phản lực ở cầu trước và cầu sau. Lấy mômen tại O2: SMO2 = G.b – Z1.L = 0 Þ Z1 = = 2504,4 [KG] Þ Z2 = G - Z1 = 6716 - 2504,4 = 4211,6 [KG] 4.3.2. Khi ô tô có tải. Hình 4-3-2 Phân bố trọng lượng lên các cầu khi ôtô có tải. Tương tự, lấy mômen tại O2: SMO2 = G0.b – Z1.L = 0 Þ Z1 = = 3785,7 [KG] Þ Z2 = G - Z1 = 10160 - 3785,7 = 6274,3 [KG] Ta nhận được kết quả cho trong bảng sau : Bảng 4-3 Trọng tâm của ôtô. Ô TÔ KHÁCH 35 CHỖ THÔNG SỐ G (KG) Z1 (KG) Z2 (KG) Ô tô THACO KB80SLI Khi không tải 6716 2504,4 4211,6 Khi có tải 10060 3785,7 6274,3 4.4. Tính toán kiểm tra hệ thống phanh. Bảng 4-4-1 Các thông số đầu vào tính toán hệ thống phanh Thông số Ký hiệu Đơn vị Giá trị Chiều dài cơ sở L m 3,8 Chiều cao trọng tâm ô tô hg m 1,297 Toạ độ trọng tâm ôtô theo chiều dọc a m 2,370 Toạ độ trọng tâm ôtô theo chiều dọc b m 1,430 Trọng lượng toàn bộ của xe G KG 10.060 Bán kính bánh xe Rbx m 0,422 Tốc độ chuyển động của ô tô trước khi phanh V m/s 8.33 Khoảng cách từ điểm chốt cố định đến tâm xi lanh phanh bánh xe hoặc tâm cam ép đối với cơ cấu phanh dẫn động khí nén cầu trước H1 m 0,39 Khoảng cách từ điểm chốt cố định đến tâm cam ép đối với cơ cấu phanh dẫn động khí nén của cầu sau H2 m 0,39 Bán kính trống phanh cầu trước R1 m 0,205 Bán kính trống phanh cầu sau R2 m 0,21 Hệ số ma sát của cặp trống phanh, má phanh F - 0.3 Hệ số bám của mặt đường j - 0.6 Hệ số xét đến sự không đồng đều lực phanh ở các bánh xe mp - 1.4 Áp suất khí nén dẫn động phanh cầu trước P1 kG/cm2 6.0 Tỷ số truyền cơ cấu cam phanh cầu trước ik1 - 2,3 Đường kính làm việc của bầu phanh cầu trước Dbp1 m 0,1 Áp suất khí nén dẫn động phanh cầu sau P2 kG/cm2 6.0 Tỷ số truyền cơ cấu cam phanh cầu sau ik2 - 2,3 Đường kính làm việc của bầu phanh cầu sau Dbp2 m 0,14 Cơ cấu phanh có điểm đặt cố định riêng lẽ về một phía và các guốc phanh có dịch chuyển góc như nhau ( sơ đồ dưới đây) Hình 4-4 Cơ cấu phanh Xác định mô men phanh thực tế sinh ra ở một cơ cấu phanh. a) Lực phanh thực tế trên các bánh xe. Tính toán lực đẩy thực tế trên cần đẩy của một bầu phanh bánh xe ftt, xuất phát từ các thông số cho trước của bầu phanh và áp suất khí nén bắt đầu làm việc, ta tính được ftt theo công thức: ftt = p0.sm.h1. h2 = (KG) Trong đó: p0: áp suất khí nén khi làm việc ; p0 = 6 kG/cm2. sm: diện tích màng bầu phanh. d: đường kính của màng bầu phanh. + Phanh trước : D = 10 cm + Phanh sau  : D = 14 cm h1: hệ số tính đến độ nạp không khí vào bầu phanh; h1 = 1. h2: hiệu suất cơ học của bầu phanh; h2 = 0,95. Thay số vào ta được: ftttr = 447,7 KG; ftts = 877,5 KG. - Lực tác dụng lên các guốc phanh (KG) (KG) Mômen phanh sinh ra trên một bánh xe: (KG.cm) - Lực phanh sinh ra trên một bánh xe: (KG) Trong đó: li: chiều dài cần đẩy cam doãng l=12 cm; dc: đường kính cơ sở cam doãng dc = 3 cm; f: hệ số ma sát giữa má phanh và tang phanh, f = 0,3; Rtt: bán kính tang trống phanh trước, Rtt = 20 cm; Rts: bán kính tang trống phanh sau, Rts = 21 cm; h: khoảng cách từ tâm cam đến tâm chốt quay guốc phanh, h = 39 cm; Thay số vào ta được: + Mômen và lực phanh trên một bánh xe cầu trước: pg1 = 1239,8 (KG) pg2 = 2341,8 (KG) mp1 = 42979,33 (KG.cm) pp1 = 1132,3 (KG) + Mômen và lực phanh trên một bánh xe cầu sau: pg1 = 2376 (KG) pg2 = 4644 (KG) mp2 = 88452 (KG.cm) pp2 = 2096 (KG) Lực bám trên một bánh xe cầu trước: Lực bám trên một bánh xe cầu sau: Nhận xét : Pp1 = 1132,3 (KG) < Pb1 = 1135,71 (KG) Pp2 = 2096 (KG) > Pb2 = 1882,29 (KG) Ở cầu trước lực phanh Pp nhỏ hơn lực bám Pb, cầu sau lực phanh Pp lớn hơn lực bám Pb nên cầu sau có nguy cơ bị trượt khi phanh gấp, điều này rất nguy hiểm vì sẽ làm xe mất lái. b) Xác định lực phanh riêng - Lực phanh riêng được tính theo công thức: Trong đó: gi : lực phanh riêng trên cầu thứ i ; ppi : lực phanh trên bánh xe thứ i ; Gi : trọng lượng phân bố lên cầu thứ i ; Thay các giá trị vào ta được: Lực phanh riêng cầu trước: gt = 59,82 % Lực phanh riêng cầu sau : gs = 66,81 % Lực phanh riêng của ô tô : gp = 64,18 % c) Gia tốc phanh lớn nhất. Jpmax = Pp.g/G = gp.g = 64,18%.9,81 = 6,3 (m/s2) d) Quãng đường phanh ngắn nhất. Spmin = [v20/(2.Jpmax)].mp = [8,332/(2.6,3)].1,4 = 7,71 m Trong đó: v0: Vận tốc chuyển động của ôtô khi bắt đầu phanh, v0 = 30 km/h = 8,33 m/s mp: hệ số xét đến sự không đồng đều của lực phanh ở các bánh xe, mp = 1,4. Theo 22 TCN 307-03 quy định: trong điều kiện thử hệ số bám φ ≥ 0,6; tốc độ thử vt = 30 km/h, ôtô khách có tổng chiều dài lớn hơn 7,5 m thì: Quãng đường phanh Sp không lớn hơn 11,0 m hoặc Gia tốc phanh Jphmax không nhỏ hơn 4,2 m/s2 Như vậy hệ thống phanh của ôtô Thaco KB80SLI thỏa mãn tiêu chuẩn đề ra. 5. KIỂM TRA BỀN. 5.1. Giới thiệu phần mềm RDM. Hiện nay người ta thường dùng phương pháp phần tử hữu hạn để lập trình tính toán các cấu trúc trong nhiều lĩnh vực khác nhau như trong Cơ khí, Xây dựng, Nhiệt, Hàng không, Đóng tàu....Trong lĩnh vực cơ học vật rắn biến dạng dưới tác động của tải trọng ngoài dạng cơ - nhiệt hiện nay ở nước ta thường sử dụng phần mềm RDM của Pháp và phần mềm ANSYS của Mỹ và một số phần mềm khác để tính toán kiểm tra. Một số chuyên gia Việt Nam cũng đã tự viết phần mềm để tính toán phục vụ cho công việc học tập và nghiên cứu. Nhờ các công cụ này mà tiết kiệm được nhiều thời gian, công sức và nâng cao chất lượng thiết kế. Với phần mềm RDM chủ yếu dùng để kiểm tra tính toán hệ khung, giàn chịu lực theo phương pháp phần tử hữu hạn và nghiên cứu bài toán tĩnh động kết cấu khung giàn theo phương pháp phần tử hữu hạn (dạng giàn không gian). Dưới đây là sơ đồ khối các bước sử dụng phần mềm RDM. Khởi động và xác định đơn vị đầu vào. Chọn đối tượng đưa vào tính toán(dầm phẳng hay không gian). Tiến hành vẽ đối tượng cần kiểm tra bền. Xác định liên kết các thanh, nội liên kết khung vỏ dầm. Gán tiết diện cho các thanh thép liên kết, vật liệu. Gán tải trọng tác dụng lên khung vỏ cần kiểm tra bền. Xem kết quả và so sánh với độ bền cho phép. Hình 5-1 Sơ đồ khối các bước sử dụng phần mềm RDM 5.2. Kiểm tra bền thân vỏ ô tô khách. Khung xương ô tô là một hệ kết cấu siêu tĩnh phức tạp. Để đơn giản trong tính toán ta có các giả thiết sau: Có thể coi các cột đứng chịu toàn bộ lực tác dụng, còn các thanh liên kết phụ là kết cấu gia cường. Ta tính bền cho hệ giàn từ khung kính đến trần xe, giả thiết này có thể chấp nhận được được vì các đà liên kết ở dưới khung kính có các đà chéo liên kết với nhau có thể chống lại lực kéo nén khi chịu tải trọng. Vả lại liên kết từ trần xe xuống là kém bền nhất nên ta tiến hành kiểm tra bền cho khung này. Để tính toán bằng phần mềm lực ta xem khung được liên kết từ các thanh thẳng và các mối hàn liên kết đủ bền. Khi vận hành, hệ khung xương chịu tác dụng của các tải trọng sau đây: - Tải trọng tĩnh do trọng lượng bản thân khung vỏ, trọng lượng hàng hoá và hành khách. - Tải trọng động khi ô tô phanh gấp hoặc quay vòng. - Trường hợp khung xương chịu tải trọng gấp kd lần tải trọng tĩnh do bánh gặp chướng ngại vật hoặc bánh bị rơi xuống rãnh trong khi lưu thông trên đường. Vật liệu chế tạo và ứng suất cho phép. Các cột đứng của hệ khung xương ¨50×40×2 được chế tạo từ thép CT3 có giới hạn chảy: sch = 26 ÷34 KG/mm2 Ứng suất uốn cho phép của vật liệu được xác định theo công thức : [s] = sch / n = (26 ÷ 34) / 1,5 = 17,33 ÷ 22,67 (KG/mm2) = 170,04 ÷ 222,36 (N/mm2) ở đây : n - Hệ số an toàn: n = 1,5 5.2.1. Chế độ phanh gấp. Khi phanh gấp, khung xương bị uốn do tác dụng của lực quán tính. + Tải trọng do lực quán tính gây ra: Pjk = mkv .jpmax = (Gkv /g). jpmax (KG) Trong đó: jpmax - Gia tốc lớn nhất của ô tô khi phanh. Lấy kết quả ở phần tính toán kiểm tra phanh ta có: jpmax = 6,3 (m/s2). Gkv - Nếu coi các cột vòm chính bị ngàm cứng ở vị trí hàn nối với thanh giằng ngang thì Gkv là trọng lượng thân vỏ tính từ thanh dầm ngang lên nóc ô tô; cụ thể như sau: Gkv chia làm hai thành phần: Gkv1 trọng lượng phần trần Gkv2 trọng lượng phần kính Gkv1 gồm: - Trọng lượng phần khung xương: Gkx = 217,3 KG - Trọng lượng hệ thống điều hoà: Gđh = 275 KG - Trọng lượng tôn trần: Gt = 167 KG - Trọng lượng phần nội thất: Gnt = 90 KG - Trọng lượng hành lý: Gvhl = 165 KG - Trọng lượng giá để hành lý: Gghl = 60 KG Gkv1 = 974,3 KG Gkv2 gồm: - Trọng lượng phần khung xương: Gkx = 80 KG - Trọng lượng kính: Gk = 206,85 KG - Trọng lượng phần nội thất: Gnt = 30 KG Gkv2 = 316,85 KG Lực quán tính lớn nhất tác dụng lên một điểm nút của khung xương là: Ở phần trần: q1 = Pj1/(n.m) = Gkv1 . jpmax /(g.n.m) = 974,3.6,3/(9,81.7.5) = 17,88 (KG) = 175,37 (N) Ở phần kính: q2 = Pj2/(n.m) = Gkv1 . jpmax /(g.n.m) = 316,85.6,3/(9,81.14.1) = 14,53 (KG) = 142,58 (N) Trong đó: n: là số cột đứng hoặc vòm. m: là số điểm lực tập trung trên một cột đứng hoặc vòm. + Tải trọng do tải trọng tĩnh gây ra: Ở phần trần: qt1 = Gkv1 /(n.m) = 974,3/(7.5) = 27,84 (KG) = 273,08 (N) Ở phần kính: qt2 = Gkv1 /(n.m) = 316,85/(14.1) = 22,63 (KG) = 222,02 (N) Sử dụng phần mềm RDM tính bền khung ô tô ta có kết quả như sau: + Biểu đồ phân bố lực: Hình 5-2-1-1 Sơ đồ lực ở chế độ phanh gấp. + Biểu đồ biến dạng của khung ôtô khi đặt lực. Hình 5-2-1-2 Sơ đồ biến dạng khi đặt lực ở chế độ phanh gấp. + Biểu đồ lực dọc: Hình 5-2-1-3 Biểu đồ lực dọc ở chế độ phanh gấp. Lực dọc lớn nhất tại chân của cột vòm số 6: Nmax =3924,69 (N). + Biểu đồ lực cắt: Hình 5-2-1-4 Biểu đồ lực cắt ở chế độ phanh gấp. Lực cắt lớn nhất tại thanh dọc nối cột vòm số 6 và cột vòm số 7: TYmax = 3500,87 (N). TZmax = 473,68 (N). + Biểu đồ moment xoắn: Hình 5-2-1-5 Biểu đồ moment xoắn ở chế độ phanh gấp. Moment xoắn lớn nhất tại thanh dọc nối thanh ngang số 6 và cột vòm số 6: Mxmax = 38438,21 (N.mm). + Biểu đồ moment uốn: Hình 5-2-1-6 Biểu đồ moment uốn ở chế độ phanh gấp. Moment uốn lớn nhất tại đỉnh cột vòm số 6: MFYmax = 219471,21 (N.mm) MFZmax = 286425,19 (N.mm) + Biểu đồ ứng suất: Hình 5-2-1-7 Biểu đồ ứng suất ở chế độ phanh gấp. Ứng suất lớn nhất tại đỉnh cột vòm số 6: su = 88,34 (N/mm2) < [su] = 170,04 ÷ 222,36 (N/mm2) Như vậy các cột đứng đủ bền khi ô tô phanh gấp. 5.2.2. Chế độ quay vòng. Khi quay vòng các cột đứng và thanh vòm trần chịu tác dụng của lực quán tính ly tâm theo chiều ngang, chiều dọc và thành phần lực theo phương thẳng đứng : a) Lực quán tính li tâm: Plt = mkv.V2 / r = (Gkv/g)V2/ r r = Rqmin /cosa Trong đó : Rqmin - Bán kính quay vòng của ô tô, Rqmin = 6,33 (m) V - Tốc độ giới hạn khi quay vòng, V = 6,5185 (m/s); tga = b/Rqmin = 1,43/6,33 = 0,2259 Suy ra a = 12,730 Ta được: r = Rqmin /cosa = 6,33/cos12,730 = 6,49 m L b a Plty Plt Pltx Rmin Hình 5-2-1 Sơ đồ tính toán khi quay vòng Thay các trị số vào biểu thức Plt ta có: - Do Gkv1 gây ra: Plt1 = (974,3/9,81).6,51852/6,49 = 650,24 KG. + Lực ly tâm theo chiều ngang: Pltng1 = Plt1 . cosa = 650,24 . cos12,730 = 634,26 (KG) Þ Lực li tâm theo chiều ngang phân bố trên điểm nút khung vòm: qltng1 = Pltng1/(n.m) = 634,26/(7.5) = 18,12 (KG) = 177,77 (N) Trong đó: n là số khung vòm, n = 7. m: là số điểm lực tập trung trên một khung vòm. + Lực ly tâm theo chiều dọc: Pltd1 = Plt1 . sina = 650,24 . sin12,730 = 143,28 (KG) Þ Lực li tâm theo chiều dọc phân bố trên một nút của khung vòm: qltd1 = Pltd1/(n.m) = 189,88/(7. 5) = 4,09 (KG) = 40,16 (N) - Do Gkv2 gây ra: Plt2 = (316,85/9,81).6,51852/6,49 = 211,46 KG. + Lực ly tâm theo chiều ngang: Pltng2 = Plt2 . cosa = 211,46 . cos12,730 = 206,26 (KG) Þ Lực li tâm theo chiều ngang phân bố trên điểm nút cột vòm: qltng2 = Pltng2/(n.m) = 206,26/(14.1) = 14,73 (KG) = 144,53 (N) Trong đó: n là số cột vòm, n = 14. m: là số điểm lực tập trung trên một cột vòm, m = 1. + Lực ly tâm theo chiều dọc: Pltd2 = Plt2 . sina = 211,46 . sin12,730 = 46,6 (KG) Þ Lực li tâm theo chiều dọc phân bố trên một nút của cột vòm: qltd2 = Pltd2/(n.m) = 46,6/(14.1) = 3,33 (KG) = 32,65 (N) b) Tải trọng do tải trọng tĩnh gây ra: qt1 = Gkv1 /(n.m) = 974,3/(7.5) = 27,84 (KG) = 273,08 (N) qt2 = Gkv1 /(n.m) = 316,85/(14.1) = 22,63 (KG) = 222,02 (N) Sử dụng phần mềm RDM ta tính bền khung ô tô ta có kết quả như sau: + Biểu đồ phân bố lực: Hình 5-2-2 Sơ đồ lực khi quay vòng. +Biểu đồ biến dạng của khung ôtô khi đặt lực. Hình 5-2-3 Biểu đồ biến dạng khi quay vòng. + Biểu đồ lực dọc: Hình 5-1-4 Biểu đồ lực dọc khi quay vòng. Lực dọc lớn nhất tại chân của cột vòm số 5: Nmax = 1694,42 (N). + Biểu đồ lực cắt: Hình 5-2-5 Biểu đồ lực cắt khi quay vòng. Lực cắt lớn nhất tại chân cột vòm số 5: TYmax = 917,50 (N). TZmax = 603,57 (N). + Biểu đồ moment xoắn: Hình 5-2-6 Biểu đồ moment xoắn khi quay vòng. Moment xoắn lớn nhất tại chân cột vòm số 6: Mxmax = 106548,04 (N.mm). + Biểu đồ moment uốn: Hình 5-2-7 Biểu đồ moment uốn khi quay vòng. Moment uốn lớn ở nhất chân cột vòm số 5: MFYmax = 369086,93 (N.mm) MFZmax = 521764,54 (N.mm) + Biểu đồ ứng suất: Hình 5-2-8 Biểu đồ ứng suất khi quay vòng. Ứng suất lớn nhất tại chân cột vòm số 5: su = 136,22 (N/mm2) < [su] = (170,04 ÷ 222,36 ) (N/mm2); Như vậy các cột đứng đủ bền khi ô tô quay vòng. 5.2.3. Khung xương chịu tải trọng gấp kd lần tải trọng tĩnh. + Lực tác dụng: Ở phần trần: qt1 = Gkv1.kd /(n.m) = 974,3.4/(7.5) = 111,35 (KG) = 1092,33 (N) Ở phần kính: qt2 = Gkv1.kd /(n.m) = 316,85.4/(14.1) = 90,53 (KG) = 888,09 (N) Trong đó: n: là số cột đứng hoặc vòm. m: là số điểm lực tập trung trên một cột đứng hoặc vòm. Sử dụng phần mềm RDM ta tính bền khung ô tô ta có kết quả như sau: + Biểu đồ phân bố lực: Hình 5-2-9 Sơ đồ phân bố lực. +Biểu đồ biến dạng của khung ôtô khi đặt lực. Hình 5-2-10 Sơ đồ biến dạng khi đặt lực + Biểu đồ lực dọc: Hình 5-2-11 Biểu đồ lực dọc Lực dọc lớn nhất tại chân của cột vòm số 5: Nmax = 5666,95 (N). + Biểu đồ lực cắt: Hình 5-2-12 Biểu đồ lực cắt Lực cắt lớn nhất tại đỉnh cột vòm số 5: TYmax = 1863,58 (N). TZmax = 377,01 (N). + Biểu đồ moment xoắn: Hình 5-2-13 Biểu đồ moment xoắn Moment xoắn lớn nhất tại thanh dọc nối vòm số 6 và cột vòm số 6: Mxmax = 143551,83 (N.mm). + Biểu đồ moment uốn: Hình 5-2-14 Biểu đồ moment uốn Moment uốn lớn nhất trên thanh dọc tại vị trí liên kết với vòm số 6: MFYmax = 229410,08 (N.mm) MFZmax = 481114,23 (N.mm) + Biểu đồ ứng suất: Hình 5-2-15 Biểu đồ ứng suất ở chế độ phanh gấp. Ứng suất lớn nhất tại đỉnh cột vòm số 5: su = 126,29 (N/mm2) < [su] = 170,04 ÷ 222,36 (N/mm2) Như vậy các cột đứng đủ bền khi ô tô chịu tải trọng thẳng đứng gấp 4 lần tải trọng tĩnh. 5.3. Kiểm tra bền dầm ngang. 5.3.1. Kiểm tra bền dầm ngang khi phanh gấp. Sàn ô tô khách được cấu tạo từ 8 dầm ngang chịu lực ¨40×60×3mm và các thanh gia cường bằng vật liệu CT3, các dầm ngang này liên kết với sat-xi ô tô bằng phương pháp hàn, kết cấu chi tiết của dầm ngang sàn ô tô được thể hiện trong bản vẽ bố trí sàn. Bảng 5-3-1 Thông số dùng kiểm tra bền dầm ngang khi phanh gấp Thông số Ký hiệu Đơn vị Giá trị Số dầm ngang sàn xe (kể cả thanh gia cường) n - 17 Tiết diện dầm ngang - mm ¨60×40×3 Vật liệu chế tạo dầm ngang - - CT3 Trọng lượng tập trung tác dụng lên đầu dầm ngang Qtt kG 121,96 Trọng lượng phân bố do: - Sàn xe Gsàn kG 526,09 - Ghế Ggh kG 700 - Hành khách và hành lý Q kG 2450 Gia tốc phanh Jpmax m/s2 6,3 Sàn ô tô là kết cấu siêu tĩnh phức tạp. Để đơn giản trong tính toán có thể giả thiết: - Coi các dầm ngang thép chịu toàn bộ lực tác dụng, còn các thanh giằng là kết cấu gia cường. Giả thiết nêu trên là chấp nhận được vì kết quả tính thiên về tính an toàn. - Coi lực tác dụng phân bố đều lên 17 thanh (kể cả thanh gia cường) dầm ngang bằng thép CT3. Giả thiết này cũng có thể chấp nhận vì khi chuyển bài toán siêu tĩnh không gian về bài toán phẳng phải qua nhiều kết cấu gia cường. Khi ô tô chuyển động, dầm ngang sàn chịu tác dụng của các tải trọng như: - Trọng lượng bản thân khung xương, hành lý và hành khách. - Tải trọng động khi phanh gấp hoặc khi quay vòng. Dầm ngang sàn chịu tải trọng lớn nhất khi ô tô chở đủ tải và phanh đột ngột. Vì vậy khi tính bền dầm ngang sàn chỉ cần tính cho trường hợp này. Khi phanh gấp các dầm ngang sàn chịu tác dụng của lực quán tính tác dụng trong mặt phẳng nằm ngang và trọng lượng của khung vỏ, sàn, ghế và tải trọng tác dụng trong mặt phẳng thẳng đứng. - Tải trọng tập trung đặt tại đầu các dầm ngang chính do trọng lượng khung vỏ sinh ra (không kể trọng lượng sàn). Qtt= Gkv/(2n) = 1951,42/(2.8) = 121,96 (KG) = 1196,43 (N) Trong đó: n: Số dầm ngang sàn chịu lực; n = 8 Gkv gồm: Trọng lượng phần khung xương (trừ sàn và khoang hàng hóa): Gkx = 582,87 KG Trọng lượng hệ thống điều hoà lắp trên ôtô: Gđh = 295 KG Trọng lượng tôn vỏ: Gt = 433,17 KG Trọng lượng kính: Gk = 245,38 KG Trọng lượng phần nội thất: Gnt = 220 KG Trọng lượng hành lý: Ghl = 175 KG - Tải trọng phân bố lên các đà của sàn do trọng lượng sàn, ghế, hành khách sinh ra: qs = (Gsàn + Ggh + Qkhách Gnt)/(n.l + 2.ld) = (526,09 + 700 + 2275)/(17.2307 + 2.5245) = 0,07 (KG/mm) = 0,6867 (N/mm) l: chiều dài dầm ngang sàn; l = 2307 mm ld: chiều dài dầm dọc sàn; ld = 5245 mm - Tải trọng tập trung sinh ra trên các điểm nút dầm của khoang hàng hóa do trọng lượng hàng hóa, ván lót, nội thất, bản thân khoang hàng hoá: qhh = (Ghh + Gv + Gnt + Gbt)/(m.n) = ( 894 + 83.3 + 50 + 130)/(4.8) = 36,17 (KG/mm) = 354,78 (N/mm) m: số nút trên mỗi dầm ngang; m = 4 n: số dầm ngang; n = 8 - Lực quán tính tập trung đặt tại đầu các dầm ngang sinh ra do trọng lượng khung vỏ (trừ phần sàn xe và khoang hàng hóa) gây ra: Pj = mkv.jmax/2.n = (Gkv/g).jmax/(2.n) = (1951,42/9,81).6,3/(2.17) = 36,86 (kG) = 361,6 (N) - Lực quán tính phân bố sinh ra trên đà ngang sàn do trọng lượng của sàn, ghế, hành khách: qj = qs.jmax/g = 0,07.6,3/9,81 = 0,045 (kG/mm) = 0,4415 (N/mm) - Lực quán tính tập trung sinh ra trên đà ngang khoang hàng hóa do trọng lượng của hàng hóa, khoang hàng hóa: qjhh= qhh.jmax/g = 354,78.6,3/9,81 = 227,84 (N) + Sơ đồ lực tác dụng lên dầm ngang. Hình 5-3-1 Sơ đồ lực tác dụng lên dầm ngang sàn. Sử dụng phần mềm RDM để kiểm tra bền ta có sơ đồ lực như sau: + Sơ đồ biến dạng của dầm ngang sàn. Hình 5-3-2 Sơ đồ biến dạng của dầm ngang sàn. + Biểu đồ lực dọc: Hình 5-3-3 Biểu đồ lực dọc khi quay vòng. Lực dọc lớn nhất: Nmax = 2582,53 (N). + Biểu đồ lực cắt: Hình 5-3-4 Biểu đồ lực cắt khi phanh gấp. Lực cắt lớn nhất: TYmax = 1706,83 (N). TZmax = 971,53 (N). + Biểu đồ moment xoắn: Hình 5-3-5 Biểu đồ moment xoắn khi phanh gấp. Moment xoắn lớn nhất: Mxmax = 67788,32 (N.mm). + Biểu đồ moment uốn của dầm ngang sàn. Hình 5-3-6 Biểu đồ momen uốn dầm ngang sàn khi phanh gấp Moment uốn lớn tại ngàm liên kết: MFYmax = 414729,42 (N.mm) MFZmax = 607384,19 (N.mm) + Biểu đồ ứng suất dầm ngang sàn. Hình 5-3-7 Biểu đồ ứng suất dầm ngang sàn. Ứng suất lớn nhất tại ngàm liên kết như biểu đồ: su = 102,89 (N/mm2) < [su] = (170,04 ÷ 222,36 ) (N/mm2) Như vậy < [su] do đó dầm ngang đủ bền. 5.3.2. Kiểm tra bền dầm ngang khi chịu tải trọng gấp kd lần tải trọng tĩnh. + Lực tác dụng: Ta chỉ cần lấy phần tải trọng tĩnh ở phần trên nhân với hệ số tải trọng động kd = 3 - Tải trọng tập trung đặt tại đầu các dầm ngang chính do trọng lượng khung vỏ sinh ra (không kể trọng lượng sàn). Qtt= Gkv.kd/(2n) = 1951,42.3/(2.8) = 365,89 (KG) = 3589,40 (N) - Tải trọng phân bố lên các đà của sàn do trọng lượng sàn, ghế, hành khách sinh ra: qs = (Gsàn + Ggh + Qkhách Gnt).kd/(n.l + 2.ld) = (526,09 + 700 + 2275).3/(17.2307 + 2.5245) = 0,21 (KG/mm) = 2,06 (N/mm) l: chiều dài dầm ngang sàn; l = 2307 mm ld: chiều dài dầm dọc sàn; ld = 5245 mm - Tải trọng tập trung sinh ra trên các điểm nút dầm của khoang hàng hóa do trọng lượng hàng hóa, ván lót, nội thất, bản thân khoang hàng hóa: qhh = (Ghh + Gv + Gnt + Gbt).3/(m.n) = ( 894 + 83.3 + 50 + 130).3/(4.8) = 108,68 (KG/mm) = 1064,48 (N/mm) m: số nút trên mỗi dầm ngang; m = 4 n: số dầm ngang; n = 8 Sử dụng phần mềm RDM để kiểm tra bền ta có sơ đồ lực như sau: + Sơ đồ lực tác dụng lên dầm ngang. Hình 5-3-8 Sơ đồ lực tác dụng lên dầm ngang sàn. + Sơ đồ biến dạng của dầm ngang sàn. Hình 5-3-9 Sơ đồ biến dạng + Biểu đồ lực dọc: Hình 5-3-10 Biểu đồ lực dọc Lực dọc lớn nhất: Nmax = 9035,36 (N). + Biểu đồ lực cắt: Hình 5-3-11 Biểu đồ lực cắt Lực cắt lớn nhất: TYmax = 4751,03 (N). TZmax = 685,15 (N). + Biểu đồ moment xoắn: Hình 5-2-12 Biểu đồ moment xoắn Moment xoắn lớn nhất: Mxmax = 166589,45 (N.mm). + Biểu đồ moment uốn của dầm ngang sàn. Hình 5-2-13 Biểu đồ momen uốn dầm ngang sàn Moment uốn lớn tại ngàm liên kết: MFYmax = 348610,73 (N.mm) MFZmax = 1375738,35 (N.mm) + Biểu đồ ứng suất dầm ngang sàn. Hình 5-2-14 Biểu đồ ứng suất dầm ngang sàn. Ứng suất lớn nhất tại ngàm liên kết như biểu đồ: su = 156,70 (N/mm2) < [su] = (170,04 ÷ 222,36 ) (N/mm2) Như vậy < [su] do đó dầm ngang đủ bền. 6. Các tính toán ổn định của ôtô. 6.1. Tính toán ổn định ôtô. Đối với ôtô khách ngoài các chỉ tiêu thẩm mĩ, tiện nghi và hiện đại thì chỉ tiêu an toàn cũng rất quan trọng. Do đó, ta phải tính toán kiểm tra ổn định dọc và ngang, ổn định khi quay vòng của ôtô khách thiết kế. 6.1.1. Tính toán ổn định dọc ôtô. Để tính toán ổn định dọc cho ôtô thiết kế ta cần xét các trường hợp khi xe lên dốc và xuống dốc để kiểm tra độ an toàn khi xe làm việc trong điều kiện địa hình phức tạp.Với yêu cầu như vậy ta có sơ đồ tính toán như Hình 6.1. + Khi xe lên dốc: Ô TÔ KHÁCH 35 CHỖ THÔNG SỐ a (m) b (m) hg (m) Ô Tô THACO – KB80SLI 2,370 1,430 1,297 Khi ôtô lên dốc ổn định với tốc độ thấp do vậy các lực cản gió, lực quán tính có thể bỏ qua và ảnh hưởng của lực cản lăn coi như không đáng kể. Ta có : TgaL = b / hg aL - Góc ổn định dọc khi xe lên dốc. TgaL = 1430 / 1297 = 1,103 Þ aL = 47,790 Hình 6-1 Sơ đồ tính toán ổn định dọc khi xe lên dốc. + Khi xe xuống dốc: Tương tự ta có: TgaX = a / hg, aX - Góc ổn định dọc khi xe xuống dốc. TgaX = 2370 / 1297 = 1,827 Þ aX = 61,310 + Điều kiện để đảm bảo an toàn cho ôtô bị trượt trước khi bị lật đổ. Tgaj < tg ađ aj - Góc dốc giới hạn khi ôtô bị trượt trước khi lật đổ. Hay j < b / hg = 1,103 Vì j < 1 (j - hệ số bám dọc của bánh xe với đường) nên ôtô khách đảm bảo ổn định dọc trên các loại đường. 6.1.2. Tính toán ổn định ngang ôtô. Sơ đồ tính toán ổn định ngang của ôtô như Hình 6.3. Hình 6.2 Sơ đồ tính toán ổn định ngang và quay vòng. Giả thiết trị số mômen quán tính của các chi tiết quay của động cơ và hệ thống truyền lực khi ôtô chuyển động đều Mjn » 0, ta có: Tgbđ = B/2hg bđ - Góc dốc giới hạn mà xe bị lật đổ. B - Khoảng cách giữa hai vệt bánh xe sau, B = 1775 [mm] Tgbđ = 1775/2.1297 = 0,684 Þ bđ = 34,40 Giả thiết mặt đường bằng phẳng và ngang. Khi ôtô quay vòng trên mặt đường ngang thì tốc độ giới hạn nguy hiểm của ôtô là: Vn = (6.1) Trong đó: Vn- Vận tốc giới hạn nguy hiểm khi ôtô bị lật đổ. RG : Bán kính quay vòng nhỏ nhất tính theo điểm trọng tâm ô tô (điểm G): RG = 6,33 (m) g - Gia tốc trọng trường ( g = 9,81 m/s2) Þ Vn = = 6,52 [m/s] Điều kiện để ôtô bị trượt trước khi bị lật đổ là: Vj < Vn (6.2) Vj- Vận tốc giới hạn khi ôtô bị trượt ngang. Vj = (6.3) jy - Hệ số bám ngang của đường và bánh xe. Kết hợp (6.1), (6.2) và (6.3) ta có điều kiện: jy < = 0,684. Do đó yêu cầu người lái hạn chế tốc độ ở các quãng đường vòng (tốc độ nhỏ hơn 23,5 Km/h). 6.1.4. Xác định hành lang quay vòng của ôtô. a) Xác định bán kính quay vòng của ô tô. Bán kính quay vòng nhỏ nhất theo vệt bánh xe trước phía ngoài được tính theo công thức : Rqmin = L/sinq + B1/2. cos q Ở đây : q - Góc quay trung bình của các bánh xe dẫn hướng : q = 330 Rqmin = 3800/sin330 + 1950/2cos330 = 8140 (mm) Rqmin = 8,14 (m) Bán kính quay vòng của ô tô thiết kế nằm trong giới hạn cho phép. b) Xác địng hành lang quay vòng của ô tô. Xe thiết kế là loại xe có hai cầu, loại bánh hơi hai bánh xe dẫn hướng phía trước. Sơ đồ động học quay vòng của xe thiết kế trên hình 6.4. a a2 X1 a1 P Lâ2 J C 1775 2430 N A 1950 K' K v v v G v H v K Lâ1 L a b E v X3 B Hình 6-3 Sơ đồ động học quay vòng của ôtô. Bán kính quay vòng điểm giữa trục sau: RJ = PJ. RJ = L/tga Trong đó: L - Chiều dài cơ sở của ô tô ; L = 3,8 [m] a - Góc quay trung bình của bánh xe dẫn hướng phía trong và phía ngoài ô tô. Góc chuyển hướng trung bình: a = (at+ an) / 2 = 330 RJ = 3,8/tg(33 0) = 5,851 [m] Bán kính quay vòng tại trọng tâm xe G. RG = PG = = = 6,33 [m]. AN: Chiều rộng toàn bộ của ôtô. Bán kính quay vòng tại tâm bánh xe dẫn hướng phía ngoài, ta có: Rmin = 8,14 [m] Bán kính quay vòng điểm giữa trục trước: RH = PH PH = = = 6,98 [m] Bán kính quay vòng tính theo điểm bên ngoài tại tâm trục sau. RE = RJ + B/2 = 5,851 + 2,43/2 = 7,066 [m] Bán kính quay vòng tại điểm C, ta có: RC = PC = RE - B = 7,066 - 2,43 = 4,636 [m] Bán kính quay vòng tại điểm B : RB = = = 9 [m] Bán kính quay vòng tại điểm A, ta có: RA = = = 7,47 [m] Bán kính quay vòng tại điểm K, ta có: RK = = = 7,25 [m] Bán kính quay vòng tại điểm N, ta có: P Lđ2 J C 1775 N A 1950 v v v G H v K Lđ1 L a b E v B RB RC RA RG RN = = = 5,23 [m] Hình 6-4 Sơ đồ xác định hành lang quay vòng của ôtô thiết kế. Hành lang quay vòng của ô tô, được xác định từ bán kính quay vòng của điểm bên ngoài cùng ở đầu xe (điểm B) và bán kính quay vòng của điểm trong cùng nằm trên đường vuông góc của tâm trục bánh xe sau (điểm C): Ta có hành lang quay vòng là: HV [m] HV = RB - RC = 9 - 4,636 = 4,364 [m]. Nhận xét : ô tô THACO-KB80SLI có hành lang quay vòng Hv = 4,364 (m), đủ khả năng cơ động trên các loại đường giao thông công cộng hiện nay tại Việt Nam. 6.1.4. Kiểm tra tính ổn định của ô tô. Trên cơ sở bố trí chung và toạ độ của trọng tâm của ô tô, có thể xác định được các giới hạn ổn định của ô tô như sau : - Góc giới hạn lật khi lên dốc: aL = arctg (b/hg) (độ) - Góc giới hạn lật khi xuống dốc: aX = arctg (a/hg) (độ) - Góc giới hạn lật trên đường nghiêng ngang: b = arctg (WT/2hg) (độ) - Vận tốc chuyển động giới hạn của ô tô quay vòng với bán kính Rmin = 6,33 m; Vgh = (m/s); Bảng 6-1 Kết quả tính toán ổn định TT Ô TÔ THACO-KB80SLI Thông Số a(m) b(m) hg(m) WT(m) aL(độ) aX(độ) b(độ) Vgh(Km/h) 1 Khi không tải 2,383 1,417 1,174 1,775 50,357 63,773 37,088 24,6654 2 Khi có tải 2,4 1,430 1,297 1,775 47,792 61,612 34,383 23,4666 Nhận xét : Các giá trị giới hạn về ổn định của ô tô phù hợp với điều kiện đường xá, thực tế, bảo đảm ô tô hoạt động ổn định trong các điều kiện chuyển động. 6.2. Tính toán sức kéo ôtô. Ôtô khách đóng mới từ ô tô sát xi nhập sẵn có nguồn động lực và hệ thống truyền lực không thay đổi, chỉ có nhân tố hình dáng thay đổi làm cho hệ số cản khí động học thay đổi. Ngoài ra trọng lượng bám có sự thay đổi so với xe nguyên thủy do đó ta phải tính toán lại sức kéo hay còn gọi là khả năng động lực của ôtô. 6.2.1. Các thông số cơ bản. Từ kết quả tính toán trên ta có các thông số của ôtô khách THACO-KB80SLI như sau: Bảng 6-2 Thông số tính toán động lực học kéo của ôtô. Thông số Ký hiệu Đơn vị Giá trị Trọng lượng toàn bộ ôtô G0 kG 10060 Phân bố lên cầu chủ động G0z2 kG 6274,3 Trọng lượng bản thân G kG 3785,7 Bán kính bánh xe Rbx m 0,445 Hệ số biến dạng lốp l 0,95 Bề rộng xe B m 2,43 Chiều cao xe H m 3,35 Hệ số cản không khí K 0,3 Hiệu suất truyền lực h 0,89 Hệ số cản lăn f 0,02 Động Cơ YUCHAI YC4G180-20 Công suất cực đại Ne (ml) 177 Số vòng quay nv (v/ph) 2300 Moment xoắn cực đại Me (KG.m) 67,3 Số vòng quay nm (v/ph) 1400-1600 Hệ số chủng loại động cơ a = 0,5 b = 1,5 c =1,0 Tỷ số truyền hộp số Số 1 ih1 6,446 Số 2 ih2 3,841 Số 3 ih3 2,290 Số 4 ih4 1,477 Số 5 ih5 1,000 Số 6 ih6 0,802 Số lùi il 5,802 Tỷ số truyền cầu chủ động ic 4,33 Thời gian trễ khi chuyển số t s 2 6.2.2.Tính toán các thông số động lực học của ôtô. - Hệ số cản không khí: K = (0,25 ¸ 0,4) [Ns2/m4] Chọn: K = 0,25 [Ns2/m4] - Hệ số cản lăn của đường: f f = f0 . f0 - Hệ số cản lăn ứng với tốc độ chuyển động của xe v £ 22,2 [m/s] Với loại đường nhựa tốt: f0 = (0,015 ¸ 0,02), chọn: f0 = 0,015. - Diện tích cản chính diện của ô tô khách. F = Kf . Ba. Ha Trong đó: Ba = 2,43[m]- Chiều rộng lớn nhất của ô tô ; Ha = 3,35[m]- Chiều cao lớn nhất của ô tô ; Kf - Hệ số điền đầy diện tích, Kf = 0,75¸ 0,9; chọn Kf = 0,8 F = 0,85. 2,43.3,35 = 6,5124 [m2] - Hiệu suất hệ thống truyền lực (ht). Đối với xe khách với truyền lực chính một cấp: ht = 0,89. - Nhân tố cản không khí. Xác định theo công thức : W = K.F [Ns2/m2] W = 0,3.6,92 = 2,076 [Ns2/m2] - Bán kính làm việc trung bình của bánh xe (cỡ lốp 7.50 - 20). rb = l .r0 [mm] Với : ro- Bán kính thiết kế của bánh xe. r0 = (7,5 + 20/2).25,4 = 444,5 [mm] l - Hệ số biến dạng của lốp, được chọn phụ thuộc vào loại lốp. Theo [2], ta có: Với lốp có áp suất cao: l = (0,945 4 0,950), chọn l = 0,947. Þ rb = 0,947. 444,5 = 421[mm] - Tải trọng ở cầu sau phân bố lên mỗi lốp là: q2 = [KG] Trong đó: - Trọng lượng phân bố lên cầu sau, [KG] i- Số lốp ở cầu sau, i= 4 (chiếc). - Tải trọng ở cầu trước phân bố lên mỗi lốp là: q1 = [KG] Lốp 10.00 - 20 có khả năng chịu tải cho phép là 2700 [KG]. Vậy các lốp xe đủ khả năng chịu tải. 6.3. Lập các đồ thị đặc tính động lực học. 6.3.1. Lập đồ thị đặc tính ngoài của động cơ. Trên cơ sở những giá trị thông số của động cơ YUCHAI YC4G180-20 ta sử dụng công thức kinh nghiệm của Lây-đec-man để xây dựng đặc tính ngoài của động cơ. Ne = Nemax.[a.( we/wN) + b.( we/wN) 2 - c.( we/wN)3] (6.4) Trong đó: Ne - Công suất có ích của động cơ, [KW] Nemax - Công suất lớn nhất của động cơ, [KW] we - Tốc độ góc của trục khuỷu ứng với một điểm bất kỳ của đồ thị đặc tính ngoài, [rad/s] wN - Tốc độ góc trục khuỷu ứng với công suất cực đại, [rad/s] a, b, c - Các hệ số kinh nghiệm phụ thuộc vào loại động cơ. Để tính toán được nhanh chóng, thuận tiện ta đặt: K = [a.(we/wN) + b.(we/wN) 2 - c.(we/wN)3] Hay: K = a.l+ b.l2 - c.l3 (6.5) Với: l = we/wN Suy ra: we= l.wN= l.(p.nN)/30 = l.(3,14.2300)/30 = 240,86.l Từ (6.4) và (6.5) ta có: Ne = Nemax.K (6.6) Mômen xoắn động cơ tính toán theo công thức Me = (103.Ne)/we (6.7) Trong đó: Me - Mômen xoắn động cơ, [N.m] Ne - Công suất có ích của động cơ, [KW] we - Tốc độ góc của động cơ, [rad/s] Với động cơ Diesel 4 kỳ thì ta có các giá trị của hằng số Lây-đec-man là: a = 0,5 ; b = 1,5 ; c = 1 ; Thay các giá trị vào phương trình (6.5), (6.6) và (6.7) ta lập bảng 6.4 và từ các trị ở bảng này xây dựng được đặc tính tốc độ ngoài của động cơ. Bảng 6-3-1 Giá trị của Ne và Me tính theo tốc độ góc we và ne. l K ne (vg/ph) we (rad/s) Ne(KW) Me(N.m) 0.17391 0.12706501 400 41.887902 16.77588 400.4947 0.26087 0.21476124 600 62.831853 28.35406 451.2689 0.34783 0.31330648 800 83.775804 41.36460 493.7535 0.43478 0.41875565 1000 104.719755 55.28663 527.9484 0.52174 0.52716364 1200 125.663706 69.59930 553.8536 0.6087 0.63458535 1400 146.607657 83.78176 571.4692 0.69565 0.73707569 1600 167.551608 97.31315 580.7951 0.82609 0.87293499 1900 198.967535 115.25010 579.2407 0.91304 0.9458371 2100 219.911486 124.87508 567.8424 1 1 2300 240.855437 132.02599 548.1545 ĐỒ THỊ ĐẶC TÍNH NGOÀI ĐỘNG CƠ Hình 6-3-1 Đồ thị đặc tính ngoài động cơ YC4G180-20 6.3.2. Lập đồ thị đặc tính kéo của ô tô. a) Lập đồ thị cân bằng công suất của ô tô. Phương trình cân bằng công suất tổng quát của ô tô có dạng: Nk = Ne – ( Nt + Nf + Nw ± Ni ± Nj ± Nm+ Np - Nmn ) (6.8) Trong đó ( Đơn vị tính theo W): Nk- Công suất của động cơ phát ra tại bánh xe chủ động. Ne- Công suất của động cơ phát ra. Nt- Công suất tiêu hao do ma sát trong hệ thống truyền lực. Nf- Công suất tiêu hao để thắng lực cản lăn. Nf = f.Ga.cosa.V/1000 Nw- Công suất tiêu hao để thắng lực cản không khí. Nw= K.F.V3/1000 Ni- Công suất tiêu hao để thắng lực cản dốc của đường. Ni= Ga.sin a .V/1000 Nj- Công suất tiêu hao để thắng lực cản quán tính. Nj= Ga.di.j.V/(1000.g) Trong đó: g - Gia tốc trọng trường; j - Gia tốc của ôtô; di - Hệ số tính đến ảnh hưởng của các khối lượng chuyển động quay Nm- Công suất cản ở móc kéo. Nm= P.m.V Np- Công suất dẫn động cho các thiết bị phụ. Np= Mp.wp. Ở đây ta lấy Np= 10 % Ne Nmn- Công suất dẫn động máy nén của điều hoà không khí. Nmn = 4000 [W] Ta lập đồ thị cân bằng công suất của ôtô trong trường hợp ôtô chuyển động ổn định (j = 0) trên đường bằng (a = 0), không kéo móc. Tức là: Ni= 0, Nj= 0, Nm= 0. Do đó phương trình cân bằng công suất (6.8) có dạng sau: Nk= Ne - Nt = ht .Ne = 0,89.Ne (6.9) Tốc độ chuyển động của xe ở các tay số khác nhau theo tốc độ góc: Vi = [m/s] (6.10) Bảng 6-3-2 Quan hệ giữa Ne, NK,Pki, theo Vi. V1 Pk1 Nk1 V2 Pk2 Nk2 V3 Pk3 Nk3 0.631 17265.4 10903.1 1.060 10288.0 10903.1 1.778 6133.7 10903.1 0.947 21920.7 20764.3 1.590 13062.0 20764.3 2.666 7787.5 20764.3 1.263 26242.4 33144.1 2.120 15637.1 33144.1 3.555 9322.9 33144.1 1.579 30003.1 47367.3 2.649 17878.0 47367.3 4.444 10658.9 47367.3 1.894 33019.7 62555.7 3.179 19675.6 62555.7 5.333 11730.5 62555.7 2.210 35153.5 77697.9 3.709 20947.0 77697.9 6.222 12488.6 77697.9 2.526 36310.2 91719.4 4.239 21636.3 91719.4 7.110 12899.5 91719.4 3.000 36116.1 108334.6 5.034 21520.6 108334.6 8.443 12830.6 108335 3.315 34708.7 115072.2 5.564 20682.0 115072.2 9.332 12330.6 115072 3.631 32343.7 117443.6 6.094 19272.7 117443.5 10.22 11490.4 117444 V4 Pk4 Nk4 V5 Pk5 Nk5 V6 Pk6 Nk6 2.756 3956.1 10903.08 4.07 2678.5 10903.1 5.08 2148.1 10903.1 4.134 5022.8 20764.31 6.11 3400.7 20764.3 7.61 2727.3 20764.3 5.512 6013.0 33144.07 8.14 4071.1 33144.1 10.15 3265.0 33144.1 6.890 6874.7 47367.27 10.18 4654.5 47367.3 12.69 3732.9 47367.3 8.268 7565.9 62555.67 12.21 5122.5 62555.7 15.23 4108.3 62555.7 9.646 8054.9 77697.87 14.25 5453.5 77697.9 17.76 4373.7 77697.9 11.02 8319.9 91719.41 16.28 5633.0 91719.4 20.30 4517.7 91719.4 13.09 8275.4 108334.6 19.34 5602.9 108335 24.11 4493.5 108335 14.47 7953.0 115072.2 21.37 5384.5 115072 26.65 4318.4 115072 15.85 7411.0 117443.6 23.41 5017.6 117444 29.18 4024.1 117444 Nf Ntong Ne1 Ne2 Ne3 Ne4 Ne5 Ne5 7642.6 7898.08 12251 12251 12250.6 12251 12251 12251 11705.9 12568.06 23331 23331 23330.7 23331 23331 23331 16059.5 18103.18 37241 37241 37240.5 37241 37241 37241 20800.2 24791.81 53222 53222 53221.7 53222 53222 53222 26024.9 32922.34 70287 70287 70287.3 70287 70287 70287 31830.2 42783.14 87301 87301 87301 87301 87301 87301 38313.0 54662.58 103056 103056 103056 103056 103056 103056 49519.2 76897.54 121724 121724 121724 121724 121724 121724 58119.1 95085.26 129295 129295 129295 129295 129295 129295 67735.2 116300.96 131959 131959 131959 131959 131959 131959 + Công suất tiêu hao để thắng lực cản không khí (Nw = W.V3/1000) được tính theo sự biến thiên tốc độ nói chung, các giá trị (Nw) ghi ở bảng 6.5. + Công suất tiêu hao để thắng lực cản lăn: Ny = Nf = f.Ga.V/1000 - Với các giá trị V£ 22 (m/s) thì Ny là đường bậc nhất. - Với các giá trị V³ 22 (m/s) thì Ny là đường bậc hai vì lúc này f = f(v). Theo công thức kinh nghiệm f = f0.(1+ V2/1500). Các giá trị (Ny) tính được ghi ở (bảng 6.5) và đồ thị cân bằng công suất ôtô. ĐỒ THỊ CÂN BẰNG CÔNG SUẤT Hình 6-3-2 Đồ thị cân bằng công suất của ôtô khi hoạt động ở 6 số truyền cao. Từ đồ thị (hình 6-3-2), ta thấy công suất kéo luôn lớn hơn công suất cản ở mọi tốc độ, vì vậy vận tốc cực đại của ôtô là 29,17 (m/s). b) Lập đồ thị đặc tính kéo của ôtô. + Phương trình cân bằng lực kéo tổng quát của ô tô thiết kế. PK = Pf + PW ± Pi ± Pj + Pm [N] (6.11) Trong đó: PK - Lực kéo tiếp tuyến ở các bánh xe chủ động. Pf - Lực cản lăn, Pf = f.G.cosa . Pi - Lực cản dốc, Pi = G.sina . Pw - Lực cản không khí, PW = K.F.V2. Pj - Lực cản quán tính, Pj = . Pm - Lực cản ở móc kéo. Để biểu diễn phương trình cân bằng lực kéo ô tô dưới dạng đồ thị, ta tính trị số PK ở các tay số khác nhau. Ta có: PKi = .103 = .103 (6.12) Trong đó: PKi - Lực kéo tiếp tuyến các bánh xe chủ động ở tay số i. Me, Ne - Momen xoắn, công suất của động cơ. ihi - Tỉ số truyền của các tay số khác nhau. rbx - Bán kính làm việc trung bình của bánh xe chủ động. - Hiệu suất truyền lực. i0 - Tỷ số truyền của truyền lực chính. Thay các số liệu vào (6.12) ta tính được giá trị PKi tương ứng với từng tay số ở bảng (6.7). + Tính trị số lực cản không khí PW theo công thức: PW = W.Vi2 (6.13) Trong đó: W - Nhân tố cản chính diện không khí, [N.s2/m2] Vi - Vận tốc biến thiên nói chung của ôtô, [m/s] Thay số liệu đã biết vào công thức (6.13) ta tính được giá trị của PW ứng với vận tốc biến thiên trong bảng (6-3-3). + Đồ thị cân bằng lực kéo được vẽ trong trường hợp ô tô chuyển động đều trên mặt đường nằm ngang, không kéo móc nên: Pj = 0, Pi = 0 và Pm = 0. Do đó lực cản tổng cộng của đường là: Py= Pf = Ga.y = Ga.f [N] (6.14) Ga: Trọng lượng toàn bộ của ô tô thiết kế, [N] f = y = 0,015.(1 + V- Vận tốc biến thiên của ô tô, [m/s] Thay số liệu vào (6.12), (6.13); (6.14) ta tính được giá trị của PKi ;Py; PW ứng với từng vận tốc biến thiên nói chung của ôtô. Các giá trị được ghi ở bảng (6-3-3) và từ các giá trị trên ta vẽ được đồ thị cân bằng lực kéo của ôtô như (hình 6-3-3). Bảng 6-3-3 Bảng Pki ; Py; PW theo Vi. ih1 ih2 ih3 ih4 V1 Pk(1) V2 Pk(2) V3 Pk(3) V4 Pk(4) 0.631 17256650.5 1.060 10282779.2 1.778 6130581.7 2.756 3954091.3 0.947 21909568.6 1.590 13055329.3 2.666 7783573.1 4.134 5020234.7 1.263 26229095.7 2.120 15629220.7 3.555 9318124.3 5.512 6009986.7 1.579 29987888.2 2.649 17868985.2 4.444 10653469.4 6.890 6871255.2 1.894 33002962.5 3.179 19665587.8 5.333 11724601.9 8.268 7562112.3 2.210 35135694.4 3.709 20936426.0 6.222 12482274.3 9.646 8050794.4 2.526 36291819.4 4.239 21625330.2 7.110 12892998.2 11.02 8315702.3 3.000 36097832.3 5.034 21509738.4 8.443 12824082.5 13.09 8271253.2 3.315 34691144.2 5.564 20671530.4 9.332 12324343.8 14.47 7948932.7 3.631 32327256.6 6.094 19262952.6 10.22 11484551.3 15.85 7407284.8 ih5 ih6 Py Py+ PW V5 Pk(5) V6 Pk(6) 4.07 2677109.9 5.08 2147042 1505752.9731 1556084.3433 6.11 3398940.2 7.61 2725950 1537532.9394 1650778.5225 8.14 4069049.9 10.15 3263378 1582024.8923 1783350.3733 10.18 4652170.1 12.69 3731040 1639228.8317 1953799.8958 12.21 5119913.5 15.23 4106171 1709144.7576 2162127.0900 14.25 5450774.8 17.76 4371521 1791772.6701 2408331.9558 16.28 5630130.2 20.30 4515364 1887112.5691 2692414.4933 19.34 5600036.0 24.11 4491229 2053957.3924 3189558.9339 21.37 5381809.5 26.65 4316211 2181077.2578 3568335.6505 23.41 5015087.91 29.18 4022101 2320909.1097 3984990.0388 ĐỒ THỊ CÂN BẰNG LỰC KÉO Hình 6-3-3 Đồ thị cân bằng lực kéo của ôtô. c) Lập đồ thị nhân tố động lực học của ôtô. Tính chất động lực học của một ôtô phụ thuộc nhiều yếu tố như: Lực kéo tiếp tuyến ở bánh xe chủ động, trọng lượng bám, lực cản không khí. Để đánh giá một cách khoa học tính động lực học của một ôtô thì ta phải lập đồ thị nhân tố động lực học (D). Đồ thị này được vẽ ứng với trường hợp ô tô chở đầy tải định mức. Ta có công thức tính hệ số nhân tố động lực học (D): D = (6.15) Trong đó: PK- Lực kéo tiếp tuyến ở bánh xe chủ động, ta tính các giá trị Pki ở từng số truyền theo công thức (6.6) có các giá trị ghi ở bảng 6.7. Thế các giá trị đã tính được từ công thức (6.12), (6.14) vào công thức (6.15), ta được các giá trị nhân tố động lực học (D) ở từng số truyền trong bảng 6-3-4 Bảng 6-3-4 Giá trị nhân tố động lực học theo vận tốc. V1 D1 V2 D2 V3 D3 V4 D4 V5 D5 V6 D6 0.631 0.289 1.060 0.172 1.778 0.102 2.76 0.066 4.07 0.044 5.08 0.035 0.947 0.321 1.590 0.191 2.666 0.114 4.13 0.073 6.11 0.049 7.61 0.038 1.263 0.346 2.120 0.206 3.555 0.123 5.51 0.078 8.14 0.052 10.15 0.040 1.579 0.363 2.649 0.216 4.444 0.129 6.89 0.082 10.18 0.054 12.69 0.041 1.894 0.373 3.179 0.222 5.333 0.132 8.27 0.084 12.21 0.054 15.23 0.041 2.210 0.376 3.709 0.224 6.222 0.133 9.65 0.084 14.25 0.053 17.76 0.039 2.526 0.371 4.239 0.221 7.110 0.131 11.02 0.082 16.28 0.051 20.30 0.036 3.000 0.351 5.034 0.208 8.443 0.123 13.09 0.076 19.34 0.045 24.11 0.029 3.315 0.327 5.564 0.194 9.332 0.114 14.47 0.070 21.37 0.039 26.65 0.023 3.631 0.297 6.094 0.176 10.22 0.103 15.85 0.062 23.41 0.032 29.18 0.015 Trong thực tế không phải lúc nào ôtô cũng chở đầy tải mà tải trọng luôn thay đổi trong phạm vi lớn. Trên đồ thị góc phần tư bên phải biểu diễn những đường đặc tính động lực khi đủ tải, góc phần tư bên trái dựng từ gốc toạ độ những tia làm với trục hoành những góc a khác nhau ứng với mức tải thay đổi, ta có : (6.16) Trong đó: a - Góc của đồ thị tia, [Độ]. Dx- Nhân tố động lực ở chế độ tải trọng thay đổi, Gx. Để xác định giá trị a ta lập bảng (6.8). Ta có: Gt = 3344 [KG], G0 = 6716 [KG], Ga = 10060 [KG]. Bảng 6-3-5 Giá trị góc của đồ thị tia. Gtx a 0 0 6716 0.668 33,740 0,2 668,8 7384,8 0.734 36,290 0,4 1337,6 8053,6 0.801 38,690 0,6 2006,4 8722,4 0.867 40,930 0,8 2675,2 9391,2 0.934 43,050 1 3344 10060 1.000 450 1,2 4012,8 10728,8 1.066 46,830 1,4 4681,6 11397,6 1.133 48,570 Từ hai bảng số liệu (6-3-4) và (6-3-5) ta xây dựng được đồ thị nhân tố động lực học và đồ thị tia của ôtô như hình (6-3-4). ĐỒ THỊ NHÂN TỐ ĐỘNG LỰC HỌC VÀ ĐỒ THỊ TIA Hình 6-3-4 Đồ thị nhân tố động lực học và đồ thị tia. d) Lập đồ thị gia tốc của ô tô. Gia tốc của ô tô có thể xác định nhờ đồ thị đặc tính động lực theo công thức sau: J = (D - y ). (6.17) Trong đó: D - Nhân tố động lực học.(Đã được xác định ở bảng 6-3-4) y - Hệ số cản tổng cộng của đường. g - Gia tốc trọng trường, g = 9,81 [m/s2]. di - Hệ số tính đến ảnh hưởng của các khối lượng quay. di = 1+ (d1+d2. i2hi) Tacó:d1 » d2 = (0,03 ¸ 0,05), chọn: d1 » d2 = 0.05. Þ di = 1,05+ 0,05.ihi2 Ta thế các giá trị vào biểu thức (6.17) được các kết quả Ji ghi ở bảng 6-3-6. Bảng 6-3-6 Giá trị gia tốc của ôtô theo vận tốc. V1 J1 V2 J2 V3 J3 V4 J4 V5 J5 V6 J6 0.631 0.844 1.060 0.834 1.778 0.613 2.76 0.388 4.07 0.212 5.08 0.133 0.947 0.944 1.590 0.938 2.666 0.702 4.13 0.447 6.11 0.254 7.61 0.156 1.263 1.022 2.120 1.020 3.555 0.769 5.51 0.487 8.14 0.278 10.15 0.169 1.579 1.076 2.649 1.075 4.444 0.813 6.89 0.519 10.18 0.291 12.69 0.171 1.894 1.107 3.179 1.108 5.333 0.834 8.27 0.534 12.21 0.285 15.23 0.162 2.210 1.116 3.709 1.118 6.222 0.841 9.65 0.531 14.25 0.270 17.76 0.134 2.526 1.101 4.239 1.102 7.110 0.825 11.02 0.511 16.28 0.245 20.30 0.095 3.000 1.038 5.034 1.030 8.443 0.763 13.09 0.455 19.34 0.178 24.11 0.011 3.315 0.962 5.564 0.953 9.332 0.694 14.47 0.400 21.37 0.115 26.65 -0.059 3.631 0.868 6.094 0.853 10.22 0.610 15.85 0.327 23.41 0.042 29.18 -0.148 Từ đó ta vẽ đồ thị gia tốc từng tay số của xe như hình 6-3-5. ĐỒ THỊ GIA TỐC Hình 6-3-5 Đồ thị gia tốc của ôtô. Nhận xét: Ô tô khách THACO-KB80SLI có khả năng chạy ở số truyền thẳng trên các loại đường bằng phẳng có phủ cứng ( f = 0,015) với : - Vận tốc lớn nhất theo hệ số cản mặt đường : Vmax = 105 Km/h. - Độ dốc lớn nhất ô tô có thể khắc phục được là: imax = Dmax - f = 0,376 – 0,015 = 0,361 = 36,1%. - Qua các giá trị và đồ thị biểu diễn ở trên cho thấy với ôtô “THACO-KB80LSI” được đóng mới tại Trường Hải đảm bảo điều kiện hoạt động ở địa hình Việt Nam. 7. KẾT LUẬN. Ôtô khách “THACO–KB80SLI” được thiết kế trên cơ sở bộ linh kiện đồng bộ của ôtô King Long XMQ6798 do Trung Quốc sản xuất đã thoả mãn các quy định trong tiêu chuẩn 22 TCN 302-06 và các tiêu chuẩn khác có liên quan của bộ giao thông vận tải. Có đủ tính năng kỹ thuật, yêu cầu sử dụng, độ bền, độ an toàn và ổn định cần thiết trong các điều kiện địa hình Việt Nam. Tất cả các nội dung cần thiết liên quan đến việc kiểm tra bền khung vỏ xe ôtô THACO–KB80SLI trên ôtô sát xi “King Long XMQ6798” đã được đề cập đầy đủ trong tính toán kiểm tra bền khung vỏ bằng phần mềm RDM, tải trọng, phân bố tải trọng, liên kết giữa dầm ngang sàn xe với dầm dọc.... Xe ôtô khách THACO–KB80SLI có hình dáng đẹp, bố trí hợp lý, kết cấu phần khung vỏ phù hợp với điều kiện vật tư và công nghệ sản xuất ở Việt Nam. Tạo bước ngoặt phát triển cho ngành công nghiệp ôtô Viêt Nam đang từng bước phát triển và hội nhập. TÀI LIỆU THAM KHẢO [1]. Sổ tay thiết kế ô tô khách. Ngô Thành Bắc – NXB Giao Thông Vận Tải - 1985. [2]. Thiết kế và tính toán ô tô máy kéo. Nguyễn Hữu Cẩn – Phan Đình Kiên NXB Giáo Dục – 1996. [3]. Lý thuyết ô tô máy kéo. Nguyễn Hữu Cẩn (Chủ Biên) Cùng Nhóm Tác Giả – NXB Khoa Học Kỹ Thuật – 1998. [4]. Kết cấu và tính toán ô tô . Lê Văn Tụy_Giảng viên Trường ĐHBK Đà nẵng. [5]. Hướng dẫn sử dụng RDM 6.16. Nguyễn Quốc Sơn Hà_Lớp 49XD NTU. [6]. Web: Ngày truy cập 25/03/2010. [7]. Tài liệu kiểm định chất lượng ôtô của Công Ty TNHH SX và LS ôtô Chu Lai - Trường Hải. [8]. Tiêu chuẩn ngành 22 TCN 302 – 06. Bộ Giao Thông Vận Tải Hà Nội. Hình 4-2 Sơ đồ xác định tọa độ trọng tâm ôtô

Các file đính kèm theo tài liệu này:

  • doc05C4B_Thuyetminh.doc
  • dwg05C4B_TraDinhTrung_07.DWG
  • ppt05C4B_TranDinhTrung.ppt
  • dwg05C4B_TranDinhTrung_01.DWG
  • dwg05C4B_TranDinhTrung_02.DWG
  • dwg05C4B_TranDinhTrung_03.DWG
  • dwg05C4B_TranDinhTrung_04.DWG
  • dwg05C4B_TranDinhTrung_05.DWG
  • dwg05C4B_TranDinhTrung_06.DWG
  • dwg05C4B_TranDinhTrung_08.DWG
  • dwg05C4B_TranDinhTrung_09.DWG
  • dwg05C4B_TranDinhTrung_10.DWG
  • dwg05C4B_TranDinhTrung_11.DWG
  • dwg05C4B_TranDinhTrung_12.DWG
  • dwg05C4B_TranDinhTrung_13.DWG
  • dwg05C4B_TranDinhTrung_14.DWG
  • dwg05C4B_TranDinhTrung_15.DWG
  • dwg05C4B_TranDinhTrung_16.DWG
  • dwg05C4B_TranDinhTrung_18.DWG
Luận văn liên quan