Đồ án Thiết kế ô tô khách 39 chỗ ngồi trên ôtô sát xi thaco - Kb88lsi

t theo phương ngang tác dụng lên đà dọc của ôtô Trong đó: O1, O2 - Tâm của cầu trước và cầu sau. Z1, Z2 - Phản lực ở cầu trước và cầu sau. Lấy mômen tại O2: SMO2 = G1.620 + G2.1410 + G3.2330 + G4.3360 + G5.3770 - Z1.4400 + G6.5010 + G7.5690 = 0; Với Gtb = (G1 + G2 + G3 + G4 + G5 + G6 + G7)/7 = 165,2[KG]. Þ Z1 = Gtb(620 +1410 + 2330 + 3360 + 3770 + 5010 +5690)/4400 Z1 = 833,1[KG]. Þ Z2 = 165,2.7 - 833,1 = 323,3[KG]. + Trọng lượng thép sàn, gỗ lót sàn, thép liên kết dọc hai bên hông, thép dọc trên mui, các êke gia cường và nhựa xem như phân bố đều với tải trọng tổng cộng G21 đặt tại trọng tâm của nó. G21 = Gsxe + Gnhựa + Gđchéo + Ggỗ+ Gthéplk = 326 + 150 + 50 + 173,7 + 70,3 = 770 [KG] Hình 4.2. Sơ đồ phân bố tải trọng G21 lên các cầu Lấy mômen tại O2: SMO2 = 0 Z1 . 4400 - G21 . 2562,5 = 0 Þ Z1 = = 450 [KG] Þ Z2 = 770 - 440 = 320 [KG] + Trọng lượng tôn và các khung kính xem như phân bố đều với tải trọng đặt tại trọng tâm là G22. G22 = Gtôn + Gkính = 703,6 +250 = 953,6 [KG] Hình 4.3. Sơ đồ phân bố trọng lượng tôn và các khung kính lên các cầu. SMO2 = 0 : Z1. 4400 - G22 . 2562,5 = 0 Þ Z1 = = 555[KG] Þ Z2 = 953,6 - 555 = 398,6 [KG]. + Phân bố trọng lượng khoang chứa hàng và giá để hành lý lên các cầu của ôtô như hình 4.4. Hình 4.4. Sơ đồ phân bố trọng lượng khoang hàng và giá hành lý lên các cầu. Lấy mômen tại O2: SMO2 = 0 Z1 . 4400 - GG. 2918 - GK.2195 = 0 Với GK = 153,3 [KG], GG = 120 [KG]. Þ Z1 = = 156 [KG] Þ Z2 = 273,3 - 156 = 117,3 [KG] + Phân bố trọng lượng máy điều hoà không khí. Hình 4.5. Sơ đồ phân bố trọng lượng máy nén và giàn lạnh. Lấy mômen tại O2: SMO2 = 0 Z1 . 4400 - GMN+GL . 2015 = 0 Þ Z1 = = 146 [KG] Þ Z2 = 320 – 146 = 174 [KG] + Trọng lượng ghế ngồi phân bố lên các cầu: Trọng lượng hai dãy ghế bên phải và bên trái phân bố không như nhau do trọng tâm của chúng khác nhau. Toạ độ trọng tâm của ghế cách mép trước của đệm ngồi là 308 [mm]. Ta có sơ đồ phân bố trọng lượng của hai dãy ghế như hình 4.6. Để thuận tiện cho việc tính toán ta cộng lực dãy bên trái và dãy bên phải lại thì có sơ đồ hình 4.7. : Dãy bên phải : Dãy bên trái Hình 4.6. Sơ đồ phân bố trọng lượng ghế ngồi hai dãy lên các cầu. Hình 4.7. Sơ đồ phân bố trọng lượng ghế ngồi lên các cầu. GGN = = 585 [KG] Với i = 1¸11 là số thứ tự các dãy ghế từ đầu xe đến đuôi xe. - Dãy thứ nhất 1 ghế: Ghế hướng dẫn viên Q1 = 15[KG]. - Dãy thứ hai 1 ghế : Ghế lài xe Q2 = 15[KG]. - Dãy thứ 3 đến dãy thứ 10 có 16 ghế đôi, mỗi dãy có trọng lượng: Q3 = Q4 = Q5 = Q6 = Q7 = Q8 = Q9 = Q10 = 60[KG]. - Dãy cuối cùng 5 ghế: Q11 = 75 [KG]. Lấy mômen tại O1 : SMO1 = 0 Û -Q11.1942 - Q10.1092 - Q9.362 – Z2.4400 + Q8.368 + Q7.1098 + Q6.1828 -Q5.2558 + Q4.3288 + Q3.4017 + Q2.4881 - Q1.5161 = 0 Thế số vào ta được: Z2 = 160 [KG] Þ Z2 = 585 - 160 = 425 [KG]. Vậy phân bố trọng lượng lên các cầu khi xe không tải là: SZ1 = 2595 + 555+ 450 + 833 + 156 + 146 + 425 = 5160 [KG] SZ2 = 1297 + 323,4 + 320 + 398,6 + 117 + 174 + 160 = 2790 [KG]. 4.2.2. Phân bố trọng lượng lên các cầu khi xe đầy tải. + Trọng lượng hành khách phân bố lên cầu trước và cầu sau. Trọng tâm một người cách mép trước của đệm ghế là 300 [mm], ta có sơ đồ phân bố trọng lượng của hành khách ở hình 4.8. Hình 4.8. Sơ đồ phân bố trọng lượng hành khách. Tương tự như trọng lượng ghế ngồi ta có trọng lượng khách: Gkh = = 2535 [KG] . Trong đó : Pi - Tải trọng hành khách trên một dãy ghế. Với i = 1¸11 là số thứ tự các dãy ghế từ đầu xe đến đuôi xe. - Dãy thứ nhất 1 người: P1 = 65 [KG]. - Dãy thứ hai 1 người : P2 = 65 [KG]. - Dãy thứ 3 đến dãy thứ 10, mỗi dãy có : P3¸10 = 260 [KG] - Dãy cuối cùng 5 người: P11 = 325 [KG] Lấy mômen tại O1: SMO1 = 0 Û P11.1934 + P10.1084 + P9.354 + Z2.4400 - P8.376 - P7.1106 - P6.1844 - P5.2574 - P4.3312 - P3.4042 - P2.4531 - P1.4811 = 0 Thế số vào ta được: Z2 = 693 [KG] Þ Z1 = 2535 - 693 = 1842 [KG] + Trọng lượng hành lý xách tay và hàng phân bố lên các cầu như hình 4.9. Hình 4.9. Sơ đồ phân bố trọng lượng hàng và giá hành lý lên các cầu. Lấy mômen tại O1: SMO1 = 0 Û Z2.4400 - Ghl.1482 - Ghg.2205 = 0 Với Ghl = 195 [KG], Ghg = 585 [KG]. Þ Z2 = = 359 [KG] Þ Z1 = 780 - 359 = 421[KG] - Để thuận tiện cho việc tính toán các phần sau ta lập bảng phân bố trọng lượng lên cầu trước và cầu sau của xe thiết kế. Bảng 4.2. Trọng lượng phân bố lên các cầu khi không tải và khi có tải. TT Thành phần trọng lượng Đơn vị Giá trị Z1 Z2 GX 1 Trọng lượng sát xi khách THACO-KB88LSI. KG 2595 1297 3892 2 Trọng lượng phần đóng mới. KG 2565 1493 4058 3 Trọng lượng không tải ô tô thiết kế. KG 5160 2790 7950 4 Trọng lượng hàng hoá và hành lý. KG 421 359 780 5 Trọng lượng hành khách. KG 1842 693 2535 6 Trọng lượng toàn bộ của ô tô thiết kế. KG 7423 3842 11265 7 Trọng lượng toàn bộ cho phép ôtô sát xi cơ sở. KG 7500 4000 11500 5. KIỂM TRA BỀN KHUNG XƯƠNG XE KHÁCH THIẾT KẾ. Khung xương ôtô là một khối liên kết cứng theo dạng một khối hộp được liên kết bởi các đà bằng thép hộp và được bọc tôn. Khi xe chuyển động trên đường thường xuyên xảy ra các hiện tượng như: Khi xe phanh gấp gây lực quán tính rất lớn có thể làm các mối hàn liên kết bị đứt, gãy dẫn đến khung xương bị uốn hay cong vênh. Khi xe quay vòng ở một tốc độ lớn cũng sinh ra lực ly tâm rất lớn làm ảnh hưởng đến độ bền xe. Ngoài ra xe còn chịu các tải trọng do trọng lượng khung vỏ và trọng lượng tải trọng của xe và một số vấn đề về tính ổn định của xe. Để giải quyết các vấn đề trên ta tiến hành kiểm tra bền khung vỏ cho xe thiết kế. Ta kiểm tra bền cho các trường hợp khi xe phanh gấp, khi xe quay vòng, độ bền các mối hàn, liên kết giữa ghế và sàn xe, lực siết của bulông, kiểm tra bền dầm ngang xe... Để thuận lợi trong tính toán và tăng độ chính xác khi kiểm tra bền ta sử dụng phần mềm RDM để tính toán và kiểm tra độ bền của các chi tiết trong khung vỏ ôtô thiết kế. 5.1. Giới thiệu và cách sử dụng 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 vào 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). Và đối với yêu cầu tính toán vận dụng vào tính bền khung xe ta chỉ áp dụng tính dầm không gian để kiểm tra bền khung vỏ xe thiết kế nên ta chỉ giới thiệu cách sử dụng phần tính bền với dầm không gian, sau đây là sơ đồ các bước tính toán và cách 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. Cách sử dụng chi tiết phần mềm RDM: - B1: Xác định đơn vị tính ta vào Unit trên thanh công cụ và chọn theo bảng sau. Đối với khung tính toán ta chọn các đơn vị sau: mm, daN, M/mm2. - B2: Chọn biểu tượng new trên thanh công cụ và chọn kết cấu khung dàn phù hợp với yêu cầu tính toán theo bảng sau.Với dầm kiểm tra ta chọn dầm không gian. - B3: Sau khi khai báo các nút xong chương trình sẽ xuất hiện liên tiếp các cửa sổ mới, yêu cầu nhập tọa độ chúng ta làm như trong bước rời rạc hóa. Để thấy đươc các nút mới tạo ta vào view/Zoom Out. Sau khi có các nút ta vẽ bằng các thanh công cụ sau: Các công cụ này dùng để nối các nút lại với nhau để tao thành dầm mà chúng ta cần tình bền. - B4: Định nội liên kết trong phần tử theo bảng sau: Tùy thuộc vào liên kết của các thanh với nhau để ta chọn liên kết hợp lý cho kết cấu. - B5: Gán các điều kiện biên theo bảng: Phụ thuộc vào sự liên kết giữa các thanh mà tà chọn cho phù hợp với kết cấu cần tính bền. - B6: Gán tiết diện theo bảng: Ta chọn tiết diện theo kích thước bản vẽ yêu cầu. - B7:Gán vật liệu kết cấu theo bảng: Vào Define để chọn vật liệu phù hợp với yêu cầu kết cấu. - B8: Gán tải trọng theo bảng sau: Đây là các tải trọng mà ta xác định là sẽ tác động lên dầm chúng ta cần tính toán kiểm tra bền vì thế phải đặt lực hợp lý tránh những sai sót dẫn đến kiểm tra không chính xác. - B9: Xem kết quả theo hướng dẫn sau: Trên đây là một số thao tác chính dùng để tính toán, để hiểu rõ hơn về phần mềm này chúng ta cần xem kĩ tài liệu và một số ứng dụng của nó vào công việc của mình để thuận lợi trong việc tính toán kiểm tra. 5.2. Kiểm tra bền thân vỏ ô tô khách. Để sử dụng được phần mềm RDM và các giả thiết tính toán sau: 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 trần xe xuống xương khung kính, 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 xe biến dạng. Mặt khác 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 liên kết là một khối hình chữ nhật 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. Vật liệu chế tạo và ứng suất cho phép. Các cột đứng của hệ khung xương ¨50x40x2 được chế tạo từ thép CT3 có giới hạn chảy [1]: sch = 2600 ¸3400 kG/cm2 Ứng suất uốn cho phép của vật liệu được xác định theo công thức : [sch] = sch / [n.(Kđ + 1)] = 2600 ¸3400/ [1,5(0,8 + 1)] = 963¸1259 (kG/cm2); ở đây : Kđ - Hệ số tải trọng động, Kđ = 0,8; n - Hệ số an toàn :n = 1,5 ¸2,0. Chọn n = 1,5 [1]. 5.2.1. Chế độ phanh gấp Khi phanh gấp, khung xương bị uốn do tác dụng của lực quán tính. Khi phanh gấp ta bỏ qua khối lượng của khung giàn, khung chỉ chịu lực quán tính và được xác định như sau: Pjk = mkv .jpmax = (Gkv /g). jpmax (kG) Trong đó: jpmax - Gia tốc lớn nhất của ô tô khi phanh. jpmax = g.j/d Với j : Hệ số bám của lốp với đường, tính với loại đường nhựa tốt j = 0,6¸0,75. Chọn j = 0,7. d : Hệ số tính đến ảnh hưởng của các khối lượng chuyển động tịnh tiến và quay của xe. Muốn phanh đột ngột người lái phải đạp li hợp để tách động cơ ra khỏi hệ thống truyền lực. Do đó tốc độ sẽ giảm đi và gia tốc chậm dần tăng lên với d = 1 ta có. jpmax = 9,81.0,7/1 = 6,8 (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: - Trọng lượng phần khung xương: Gkx = 354,7 KG - Trọng lượng hệ thống điều hoà: Gđh = 320 KG - Trọng lượng tôn trần: Gt = 150,3 KG - Trọng lượng phần nội thất: Gnt = 80 KG - Trọng lượng hành lý: Gvhl = 195 KG - Trọng lượng giá để hành lý: Gghl = 153 KG - Trọng lượng kính: Gk = 145 KG Gkv = 1398 kG; Lực quán tính lớn nhất phân bố đều trên một đơn vị chiều dài của một cột vòm là: qpg = Pjk /l= Gkv.jpmax /(2.n.l) = 1398.6,8/ (9,81.2.7.(100.2+240,5)) = 0,157(kG/cm) Trong đó: n: là số cột đứng, n = 7. l: chiều dài tổng thể một cột vòm , l = 2.100 + 240,5 = 440,5 cm (100 cm: là chiều cao cột vòm). Tải trọng tịnh phân bố đều trên một đơn vị chiều dài của một cột vòm là: Qtt = Gkv/(2.n.l) = 1398/ (2.7.(100.2+240,5)) = 0,226(kG/cm) Trong đó: n là số cột đứng, n = 7. l: chiều dài tổng thể một cột vòm, l = 2.100 + 240,5 = 440,5 cm (100 cm: là chiều cao cột vòm). Sử dụng phần mềm RDM ta tính bền khung ô tô ta có kết quả như sau: + Biểu đồ phân bố lực: Hình 5.1. Sơ đồ lực quán tính ở chế độ phanh gấp. + Biểu đồ biến dạng của khung ôtô khi đặt lực. Hình 5.2. Sơ đồ biến dạng khi đặt lực ở chế độ phanh gấp. + Biểu đồ lực dọc: Hình 5.3. Sơ đồ biểu đồ lực dọc ở chế độ phanh gấp. Lực dọc lớn nhất tại chân cột vòm số 2: Nmax =85,64 (daN). + Biểu đồ lực cắt: 3 Hình 5.4. Sơ đồ biểu đồ lực cắt ở chế độ phanh gấp. Lực cắt lớn nhất tại đỉnh cột vòm số 3: TYmax =81,53(daN). TZmax =37,43(daN). + Biểu đồ moment xoắn: 2 Hình 5.5. Sơ đồ biểu đồ moment xoắn ở chế độ phanh gấp. Moment xoắn lớn nhất tại đỉnh cột vòm số 2: Mxmax =2254,17 (daN.cm). + Biểu đồ moment uốn: Hình 5.6. Sơ đồ biểu đồ moment uốn ở chế độ phanh gấp. Moment uốn lớn ở nhất đỉnh cột vòm số 3: MFYmax =1762,656 (daN.mm); MFZmax =2763,464 (daN.mm) + Biểu đồ ứng suất: Hình 5.7. Sơ đồ biểu đồ ứng suất ở chế độ phanh gấp. Ứng suất lớn nhất tại đỉnh cột vòm số 3 như biểu đồ: su = 78,11MPa = 781,1 (kG/cm2) < [su] = 963¸1259 (kG/cm2); 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 ngang khung trần chịu tác dụng của lực quán tính ly tâm theo chiều ngang và chiều dọc và thành phần lực theo phương thẳng đứng: - Lực quán tính li tâm theo chiều ngang và chiều dọc: Plt = (mkv.V2) / r = (Gkv/g)V2/ r r = Rqmin /cosa Trong đó : Rqmin - Bán kính quay vòng của ô tô, Rqmin = 9,2 (m) V - Tốc độ giới hạn khi quay vòng, V = 7,68 (m/s); tga = b/Rqmin = 1,302/9,2 = 0,1415 Suy ra a = 8,10 Ta được: r = Rqmin /cosa = 9,2/cos(8,1) = 9,29m Thay các trị số vào biểu thức Plt ta có: Plt = (1398/9,81).7,682/9,29 = 905kG. L b a Plty Plt Pltx Rmin ỏ Hình 5.8. Sơ đồ lực ly tâm khi xe quay vòng. + Lực ly tâm theo chiều ngang tác dụng lên cột vòm : Pltng = Plt . cosa = 905 . cos8,1 = 896 (kG) Þ Lực li tâm theo chiều ngang phân bố đều trên một khung vòm: qltng = Pltng/(2.n.h) = 896/(2.7.100) = 0,64 (kG/cm) Trong đó: h: Là chiều cao cột vòm tính từ thanh dầm ngang lên nóc ô tô: h = 100 (cm). + Lực ly tâm theo chiều dọc tác dụng lên cột vòm : Pltd = Plt . sina = 905. sin(8,1) = 127,5 (kG) Þ Lực li tâm theo chiều dọc phân bố đều trên một khung vòm: qltd = Pltd/(2.h + l).n= 127,5/((2.100 + 240,5).7) = 0,041 (kG/cm) Với l là chiều rộng khung ô tô: l = 240,5 cm. - Lực tác dụng lên khung xe theo phương thẳng đứng: Trọng lượng phần 3 là G3 : gồm nóc ô tô, giàn lạnh, giàn nóng v.v G3 = 975 (kG) Þ Trọng lượng phần 3 phân bố đều lên 1 cột vòm: G3 qG3 = G3/n.l = 975/(7.246)= 0,566(kG/cm). Ta coi các khung gồm các cột dọc nối thanh ngang ở phần cơ sở là những khung chịu lực chính, Các cột dọc 2 bên thành ôtô được hàn chặt với thành ngang của phần cơ sở ở vị trí ngàm tại A và B trong sơ đồ. Trong đó, chiều rộng khung là 2405 mm. Sử dụng phần mềm RDM tính bền ta có kết quả như sau: + Biểu đồ phân bố lực tác dụng lên khung vòm: Hình 5.9. Sơ đồ lực quán tính ở chế độ quay vòng. + Biểu đồ biến dạng của khung ôtô khi đặt lực. Hình 5.10. Sơ đồ biến dạng khi đặt lực ở chế độ quay vòng. + Biểu đồ lực dọc: 1 Hình 5.11. Sơ đồ biểu đồ lực dọc ở chế độ quay vòng. Lực dọc lớn nhất tại cột đỉnh vòm số 1: Nmax =76,96 (daN). + Biểu đồ lực cắt: Hình 5.12. Sơ đồ biểu đồ lực cắt ở chế độ quay vòng. Lực cắt lớn nhất tại chân cột vòm số 2: TYmax =70,66(daN); TZmax =75,16(daN). + Biểu đồ moment xoắn: Hình 5.13. Sơ đồ biểu đồ moment xoắn ở chế độ quay vòng. Moment xoắn lớn nhất tại cột đỉnh vòm số 2: Mxmax = 3612,44(daN.cm). + Biểu đồ moment uốn: Hình 5.14. Sơ đồ biểu đồ moment uốn ở chế độ quay vòng. Moment uốn lớn ở nhất cột đỉnh vòm số 2: MFYmax =2524,099 (daN.mm) MFZmax =2532,878 (daN.mm) + Biểu đồ ứng suất: Hình 5.15. Sơ đồ biểu đồ ứng suất ở chế độ quay vòng. Ứng suất lớn nhất cột đỉnh vòm số 2 như biểu đồ: su = 63,02MPa = 630,2 (kG/cm2) < [su] = 963¸1259 (kG/cm2); Như vậy các cột đứng đủ bền khi xe quay vòng. 5.2.3. Kiểm tra mối ghép cột đứng và dầm ngang: Các dầm ngang sàn và cột vòm khung xương ôtô liên kết với nhau bằng phương pháp hàn có gia cường thêm đà chéo. Mối hàn giữa cột vòm và dầm ngang là mối ghép chịu mô men phá hỏng sinh ra do lực quán tính khi phanh của trọng lượng phần khung xương và thân vỏ được xác định ở trên. Mômen uốn tính tại chân các cột vòm: Mumax = 2763,464 (kG.cm) Điều kiện bền của mối hàn: Trong đó: l – Chiều dài mối hàn; l = 5 cm k – Chiều dài mối hàn theo đường phân giác; k = 0,6 cm - Ứng suất cắt cho phép của thép CT3 [1]. = (kG/cm2). =2763,464/0,7(2.5.0,6) =658 (kG/cm2). Như vậy = 658 kG/cm2 < = 1625¸2125 (kG/cm2). Do đó mối ghép giữa cột đứng và dầm ngang đủ bền. 5.3. Kiểm tra bền dầm ngang sàn và mối ghép dầm ngang. 5.3.1. Kiểm tra bền dầm ngang. Sàn ô tô khách được cấu tạo từ 07 dầm ngang chịu lực €60x40x3 và các thanh gia cường bằng vật liệu CT3, các dầm ngang này liên kết với sát xi ô tô thông qua các thanh giằng chéo bằng phương pháp hàn, kết cấu chi tiết của dầm ngang sàn ô tô được thể hiện trong bản vẽ. Thông số Ký hiệu Đơn vị Giá trị Số dầm ngang sàn xe (kể cả thanh gia cường) n - 24 Tiết diện dầm ngang - mm U 40x30x3 Vật liệu chế tạo dầm ngang - - CT3 Trọng lượng tập trung tác dụng lên đầu dầm ngang QTT kG 16,6 Trọng lượng phân bố do: - Sàn xe Gsàn kG 800 - Ghế Ggh kG 585 - Hành khách và hành lý Q kG 3315 Gia tốc lực phanh Jpmax m/s2 6,8 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 16 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 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 sinh ra do trọng lượng khung vỏ (không kể trọng lượng giường sàn). Qtt= Gks/2n = 800/(2.24) = 16,6 (KG) ( n: Số dầm ngang sàn chịu lực; n =24) Tải trọng phân bố do trọng lượng sàn, ghế, hành khách và hành lý sinh ra: qs = (Gsàn + Ggh + Q)/(n.l) = (800 + 585 + 3315)/(24.231) = 0,85 (KG/cm) (l: chiều dài dầm ngang sàn; l = 231 cm) Lực quán tính tập trung đặt tại đầu các dầm ngang sinh ra do trọng lượng khung vỏ (trừ phần giường sàn) Pj = mkv.jmax/2.n=(Gkv/g).jmax/2.n=(1548/9,81).6,8/(2.24) = 22,35(KG) Lực quán tính phân bố sinh ra do trọng lượng của sàn, ghế, hành khách và hàng hóa: qj=qs.jmax/g =0,85.6,8/9,81 = 0,59 (KG/cm); Các dầm ngang sàn được cố định chắc chắn vào khung ô tô nên có thể coi các dầm ngang sàn được ngàm cứng tại vị trí bắt nối với dầm dọc khung ô tô. Khi đó nguy hiểm nhất của dầm ngang sàn là mặt cắt sát mép ngoài của dầm dọc khung ô tô. Do dầm ngang sàn chịu lực đối xứng đối với trục dọc của ô tô nên sơ đồ lực tác dụng lên 01 dầm sàn: 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 5.16. Biểu đồ lực tác dụng lên dầm ngang sàn. + Sơ đồ biến dạng của dầm ngang sàn. Hình 5.17. Biểu đồ biến dạng của dầm ngang sàn. + Sơ đồ moment uốn của dầm ngang sàn. Hình 5.18. Biểu đồ momen uốn dầm ngang sàn Moment uốn lớn tại ngàm liên kết: MFYmax =2042,156 (daN.mm) MFZmax =2818,076 (daN.mm). + Sơ đồ ứng suất dầm ngang sàn. Hình 5.19. Biểu đồ ứng suất dầm ngang sàn. Ứng suất lớn nhất tại ngàm liên kết như biểu đồ: su = 59,41MPa = 594,1 (kG/cm2) < [su] = 1625¸2125 (kG/cm2). Như vậy < do đó dầm ngang đủ bền. 5.3.2. Kiểm tra bền mối ghép giữa dầm ngang với dầm dọc của khung ô tô. Sàn và dầm dọc ô tô liên kết với nhau bằng phương pháp hàn. Mối ghép chịu nguy hiểm nhất trong trường hợp ô tô phanh gấp với gia tốc phanh lớn nhất. Lực phá huỷ mối ghép là lực quán tính của trọng lượng hệ khung vỏ ôtô sàn và tải trọng sinh ra khi phanh: Pj= (Gv + Q).jpmax/g Pj – Lực quán tính do trọng lượng thân vỏ ô tô và tải trọng sinh ra khi phanh Gv – Trọng lượng hệ thân vỏ, điều hòa và hệ ghế ngồi: Gv = 4058 KG Q – Trọng lượng hành khách Q = 2730 KG jpmax – Gia tốc phanh lớn nhất: jpmax = 6,8 m/s2 Pj= (4058 + 2730).6,8/.9,81 = 4705,24 (KG) Kiểm tra bền mối hàn theo ứng suất cắt [1] : t = Pj /0,6(2.n.l.k) [ t ] Ở đây: t - ứng suất cắt mối hàn n - Số dầm ngang: n = 7(không tính các thanh gia cường). l – Chiều dài mối hàn l = 5 cm [ t ]c – Ứng suất cắt cho phép [ t ]c = sch / 1,6 [ t ] = 2600¸3400/1,6 = 1625¸2125KG/cm2 Thay số và tính toán ta có t = 4705,24/0,6(2.7.5.0.6) = 186,7 KG/cm2 Như vậy: t = 186,7 KG/cm2 < [ t ]= 1625¸2125KG/cm2. Vậy mối ghép giữa dầm ngang và dầm dọc khung ô tô đủ bền. 5.4. Tính bền liên kết giữa ghế ngồi với sàn ô tô. Ghế khách được liên kết với sàn ô tô thông qua các bulông M10. Ở đây ta tính bền đối với ghế hành khách 02 chỗ ngồi là trường hợp mối ghép chịu tải trọng lớn nhất. Điều kiện đảm bảo bền mối ghép bulông này là: Pms > Pj Ở đây: Pj – Lực quán tính do trọng lượng ghế 02 chỗ ngồi và trọng lượng của 02 hành khách sinh ra khi phanh: Pj = Gqt.jp/g = (15x2 + 65x2).6,8/9,81 = 111 (kG); Gqt – Trọng lượng của ghế 02 chỗ ngồi và trọng lượng của 02 hành khách. Pms – Lực ma sát giữa mặt bích chân ghế và sàn ô tô sinh ra do lực ép của các bulông. Pms = Pe . fms Lực siết do 02 bulông M10 liên kết giữa chân ghế với sàn ô tô sinh ra: Pe = Pe .i = 900.2= 1800 KG Pms = (1800 +160).0,2 = 392 KG; Pms = 392 KG > Pj =111 KG. Như vậy: Mối ghép giữa chân ghế và sàn ô tô đủ bền. 6. CÁC TÍNH toán ỔN ĐỊNH CỦA ÔTÔ THIẾT KẾ. 6.1. Tính toán ổn định ôtô thiết kế. 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. Xác định trọng tâm ôtô thiết kế. Tọa độ trọng tâm ôtô là thông số quan trọng ảnh hưởng tới khả năng ổn định của ôtô. Vì vậy cần xác định vị trí trọng tâm ôtô theo chiều dọc và chiều cao cả khi không tải và đầy tải. Theo chiều ngang ta coi ôtô đối xứng dọc và trọng tâm ôtô nằm trong mặt phẳng đối xứng dọc của ôtô. * Toạ độ trọng tâm theo chiều dọc. Ta xác định toạ độ trọng tâm của ôtô theo sơ đồ tính toán như hình 6.1. Hình 6.1. Sơ đồ tính tọa độ trọng tâm của ôtô. a. Khi ô tô không tải. Toạ độ trọng tâm ô tô khách theo chiều dọc : Khoảng cách từ trọng tâm ô tô đến tâm cầu trước : a = (Z2 . L) /G; Khoảng cách từ trọng tâm ô tô đến tâm cầu sau : b = L - a Toạ độ trọng tâm theo chiều cao: 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)/G = (Gnt . hg0 + Gkvs . hkvs + Ggh . hgh )/G Trong đó : hg,, G – Chiều cao trọng tâm và trọng lượng bản thân của ô tô; hg0 , Gnt – Chiều cao trọng tâm và trọng lượng chassis ô tô khách; hkvs , Gkvs – Chiều cao trọng tâm và trọng lượng sàn và khung vỏ ô tô; hgh , Ggh – Chiều cao trọng tâm và trọng lượng ghế ngồi; b. Khi ô tô có tải. Tọa độ trọng tâm ô tô khách theo chiều dọc : Khoảng cách từ trọng tâm ô tô đến tâm cầu trước : a0 = (Z2 . L) /G0 ; Khoảng cách từ trọng tâm ô tô đến tâm cầu sau : b0 = L - a Tọa độ trọng tâm theo chiều cao: 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)/G0 = (Gnt . hg0 + Gkvs . hkvs + Ggh . hgh + Gkh . hkh + (Ghl . hhl + Gk.hk)/G0 Trong đó : hg,, G – Chiều cao trọng tâm và trọng lượng bản thân của ô tô; hg0 , Gnt – Chiều cao trọng tâm và trọng lượng sát xi ô tô khách; hkvs , Gkvs – Chiều cao trọng tâm và trọng lượng sàn và khung vỏ ô tô; hgh , Ggh – Chiều cao trọng tâm và trọng lượng ghế ngồi; hk , Gk – Chiều cao trọng tâm và trọng lượng khách; hhl , Ghl – Chiều cao trọng tâm và trọng lượng hành lý; Ta thay các giá trị vào công thức trên cho kết quả tính tóan trọng lượng, phân bố cũng như chiều cao trọng tâm được thể hiện trong Bảng 6.1 như sau: Bảng 6.1. Kết quả tính trọng tâm của ôtô thiết kế. Ký hiệu Phân loại Gi(kG) hi(m) Gi.hi Gnt Trọng lượng khung gầm có gắn động cơ 3892 0,56 2179,5 Gkvs Trọng lượng khung vỏ và sàn 3153 1,54 4855,6 Ggh Trọng lượng ghế ngồi 585 1,62 947,7 Gđh Trọng lượng hệ thống điều hoà 320 3,25 1040 G Trọng lượng bản thân của ô tô 7950 1,135 9023,25 Gk Trọng lượng khách 2535 1,676 4248,66 Ghl Trọng lượng hành lý 780 0,76 592,8 G0 Trọng lượng toàn bộ của ô tô 11265 1,258 14171,37 Sau khi thay các giá trị cụ thể trong 2 trường hợp có tải và không tải ta nhận được kết quả cho trong bảng 6.2 như sau: Bảng 6.2. Khoảng cách từ trọng tâm đến cầu trước, sau và độ cao trọng tâm. Ôtô khách 39 chỗ ngồi Thông số a (m) b (m) hg (m) ÔTô THACO–KB80LSI Khi không tải 3,155 1,245 1,135 Khi có tải 3,098 1,302 1,258 6.1.2. Tính toán ổn định dọc của ôtô thiết kế. Để tính toán ổn định dọc cho ôtô thiết kế ta cần xét các trường hợp xe lúc xe lên dốc và lúc xe xuống dốc để kiểm tra độ an toàn của xe khi xe làm việc trong điều kiện địa hình phước tạp.Với yêu cầu như vậy ta có sơ đồ tính toán như Hình 6.2. + Khi xe lên dốc: 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 = 1302 / 1258 = 1,035 Þ aL = 460 Hình 6.2. 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 = 3098 / 1258 = 2,46 Þ aX = 67,90 + Điều kiện để đảm bảo 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 = 1,035. 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. 6.1.3. Tính toán ổn định ngang ôtô thiết kế. Sơ đồ tính toán ổn định ngang của ôtô như Hình 6.3. Hình 6.3. 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 = 1800 [mm] Tgbđ = 1800/2.1258 = 0,715 Þ bđ = 35,60 Giả thiết mặt đường bằng phẳng và ngang.Khi ôtô quay vòng trên mặt đường nghiêng ngang như (Hình 6.3) 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. Rmin: Bán kính quay vòng nhỏ nhất của ôtô 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 = 4400/sin330 + 1910/2cos330 = 9217(mm) Rqmin = 9,2 (m) . G - Gia tốc trọng trường ( g = 9,81 m/s2) Þ Vn = = 8,033 [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 < = 0,76. Do đó yêu cầu người lái hạn chế tốc độ ở các quãng đường vòng (tốc độ nhỏ hơn 28,9 (Km/h). 6.1.4. Xác định hành lang quay vòng của ôtô. 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 1800 2460 N A 1910 K' K v v v G v H v K Lâ1 L a b E v X3 B Hình 6.4. Sơ đồ động học quay vòng của ôtô khách 39 chỗ ngồi. Bán kính quay vòng điểm giữa trục sau: RJ = PJ. RJ = L/tga Trong đó: L - Chiều dài cơ sở của ô tô ; L = 4,4 [m] a - Góc quay trung bình của bánh xe dẫn hướng phía trong và phía ngoài ô tô. Góc chuyển hướng tối đa lốp trước: Góc chuyển hướng trung bình: a = (at+ an) / 2 = 330 RJ = 4,4/tg(33 0) = 6,775 [m] Bán kính quay vòng tại trọng tâm xe G. RG = PG = = = 7,2 [m]. AN: Chiều rộng toàn bộ của ôtô. Bán kính quay vòng tại tâm bánh xe dẫn hướng phía ngoài, ta có: Rmin = 9,2 [m] Bán kính quay vòng điểm giữa trục trước: PH = RH PH = = = 8,08 [m] Bán kính quay vòng tính theo điểm bên ngoài tại tâm trục sau. RE = RJ + B/2 = 6,775 + 2,46/2 = 8,005 [m] Bán kính quay vòng tại điểm C, ta có: Rc = PC = RE - B = 8,005 - 2,46 = 5,545 [m] Bán kính quay vòng tại điểm B : RB = = = 10,16[m]. Bán kính quay vòng tại điểm A, ta có: PA = = = 8,41 [m] Bán kính quay vòng tại điểm K, ta có: PK = = = 8,37 [m] Bán kính quay vòng tại điểm N, ta có: PN = = = 6,12 [m]. P Lđ2 J C 1800 N A 1910 v v v G H v K Lđ1 L a b E v B RB RC RA RG Hình 6.5. 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 = 10,16 - 5,545 = 4,615 [m]. Nhận xét : Ôtô khách thiết kế có hành lang quay vòng Hv = 4,615 (m), do vậy đủ khả năng cơ động trên các loại đường giao thông công cộng hiện nay tại Việt Nam. 6.2. Tính toán sức kéo ôtô khách thiết kế. 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 một ít 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 thiết kế trên cơ sở sử dụng lại động cơ và hệ thống truyền lực của sát xi xe khách “THACO-KB88LSI”, với các thông số sau: Bảng 6.3. 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 11265 Phân bố lên cầu chủ động G0z2 kG 7500 Trọng lượng bản thân G kG 7950 Bán kính bánh xe Rbx m 0,438 Hệ số biến dạng lốp l 0,945 Bề rộng xe B m 2,46 Chiều cao xe H m 3,37 Hệ số cản không khí k 0,4 Hiệu suất truyền lực h 0,89 Hệ số cản lăn f 0,02 Động Cơ YUCHAI YC6J210-20. Công suất cực đại Ne (ml) 207,8 Số vòng quay nv (v/ph) 2500 Moment xoắn cực đại Me (KG.m) 72,3 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 6,35 Số 2 ih2 3,27 Số 3 ih3 1,77 Số 4 ih4 1,000 Số 5 ih5 0,81 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 = 0,3 [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 = 0,02. - Diện tích cản chính diện của ô tô khách. F = Kf . Ba. Ha Trong đó: Ba = 2,46[m]- Chiều rộng lớn nhất của ô tô ; Ha = 3,37[m]- Chiều cao lớn nhất của ô tô ; Kf - Hệ số điền đầy diện tích, Kf = 0,75¸ 0,9; chọn Kf = 0,85 F = 0,85. 2,46.3,37 = 7,05 [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 = 0,28.7 = 1,96 [Ns2/m2] - Bán kính làm việc trung bình của bánh xe (cỡ lốp 10.00 - 20). rb = l .r0 [mm] Với : ro- Bán kính thiết kế của bánh xe. r0 = (10 + 20/2).25,4 = 508 [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. 508 = 481[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 YC6J210-20 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, [W],[KW]; Nemax - Công suất lớn nhất của động cơ, [W],[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.(3,14.2500)/30 = 261,67.l Đối với động cơ diezel, ta có: l =1 Từ (6.4) và (6.5) ta có Ne = Nemax.K (6.6) Mômen xoắn động cơ tính toán theo công thức Me = (103.Nemax)/ we (6.7) Trong đó: Me - Mômen xoắn động cơ, [N.m] Ne - Công suất có ích của động cơ, [W],[KW]; we - Tốc độ góc của động cơ, [rad/s] Với động cơ Diesel 4 kỳ ta chọn 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 (hình 6.6). Bảng 6.4. 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) 0.16 0.152 400 52.333 23.6 54.54 0.28 0.258 700 78.5 47.75 63.06 0.40 0.376 1000 104.67 74.5 68.87 0.52 0.500 1300 130.83 101.2 71.97 0.64 0.624 1600 157 125.3 72.36 0.76 0.742 1900 183.17 144 70.05 0.84 0.848 2100 209.33 152.2 67.01 0.92 0.936 2300 235.5 154.1 61.93 1.00 1.000 2500 261.67 155 57.31 Hình 6.6. Đồ thị đặc tính ngoài động cơ YC6J210-20. 6.3.2. Lập đồ thị đặc tính kéo của ô tô. 6.3.2.1. 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 = 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.cos a .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 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 moóc. 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 6.5. Quan hệ giữa Ne, NK,Pki, theo Vi. V1 Pk1 Nk1 V2 Pk2 Nk2 V3 0.155 135539.2 20968.4 0.300 69797.3 20968.4 0.555 0.406 87641.9 35591.1 0.789 45132.1 35591.1 1.457 0.774 67056.2 51869.2 1.502 34531.3 51869.2 2.775 1.257 54874.2 68975.0 2.441 28258.0 68975 4.509 1.856 46368.7 86080.8 3.605 23878.0 86080.8 6.660 2.572 39798.2 102358.9 4.994 20494.5 102358.9 9.227 3.249 36007.9 116981.6 6.309 18542.7 116981.6 11.655 4.003 32256.5 129121.2 7.773 16610.8 129121.2 14.361 4.834 28534.6 137950.0 9.388 14694.2 137950 17.344 Pk3 Nk3 Pk4 Nk4 V5 Pk5 Nk5 37780.2 20968.4 21344.8 20968.4 1.21 17289.2 20968.4 24429.3 35591.1 13801.9 35591.1 3.18 11179.5 35591.1 18691.3 51869.2 10560.0 51869.2 6.06 8553.6 51869.2 15295.6 68975 8641.6 68975 9.85 6999.7 68975 12924.8 86080.8 7302.2 86080.8 14.55 5914.7 86080.8 11093.4 102359 6267.4 102358.9 20.16 5076.6 102359 10036.8 116982 5670.5 116981.6 25.47 4593.1 116982 8991.2 129121 5079.8 129121.2 31.38 4114.6 129121 7953.7 137950 4493.6 137950 37.90 3639.8 137950 Nf Ntong Ne1 Ne2 Ne3 Ne4 Ne5 2536.7 2537.16 23560 23560 23560 23560 23560 6697.1 6706.15 39990 39990 39990 39990 39990 12981.1 13043.92 58280 58280 58280 58280 58280 21922.0 22191.65 77500 77500 77500 77500 77500 34702.1 35570.98 96720 96720 96720 96720 96720 53546.1 55857.02 115010 115010 115010 115010 115010 76233.5 80892.74 131440 131440 131440 131440 131440 108618.0 117332.09 145080 145080 145080 145080 145080 155029.1 170381.17 155000 155000 155000 155000 155000 + 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 như (hình 6.7). Hình 6.7. Đồ thị cân bằng công suất của ôtô. Do tải trọng và hình dáng khí động của xe thiết kế có thay đổi so với xe nguyên thủy, nên vận tốc cực đại của ô tô thiết kế thay đổi. Từ đồ thị (hình 6.7), hình chiếu giao điểm của đường Ne5 và đường cong (NW) chiếu xuống trục hoành ta được vận tốc cực đại của ôtô là 37,9 (m/s). 6.3.2.2. 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 (6.7). + 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 (6.6) và từ các giá trị trên ta vẽ được đồ thị cân bằng lực kéo của ôtô như (hình 6.8). Bảng 6.6. Bảng Pki ; Py; PW theo Vi. ih1 ih2 ih3 V1 Pk(1) V2 Pk(2) V3 Pk(3) 0.967 21686405.33 1.878 11167644.9 3.469 6044872 1.45 24539723.41 2.816 12636991.4 5.203 6840206.4 1.934 26821634.18 3.755 13812085.6 6.938 7476266.5 2.417 28535289.12 4.694 14694550.5 8.672 7953931 2.901 29675944.59 5.633 15281943.1 10.408 8271877.5 3.384 30246085.4 6.572 15575543.2 12.141 8430798.6 3.868 30247117.47 7.510 15576074.7 13.875 8431086.3 4.351 29675944.59 8.449 15281943.1 15.61 8271877.5 4.834 28534198.61 9.388 14693988.9 17.344 7953627 ih4 ih5 V4 Pk(4) V5 Pk5 Py Py+ PW 6.14 3415182 1.210 2766297 2091570 2091982 9.21 3864523 3.180 3130264 2103617 2106468 12.28 4223879 6.060 3421342 2140687 2151043 15.349 4493746 9.850 3639935 2224684 2252045 18.419 4673377 14.550 3785435 2384436 2444136 21.489 4763163 20.160 3858162 2655689 2770301 24.559 4763326 25.470 3858294 2993211 3176150 27.629 4673377 31.380 3785435 3461243 3738930 30.699 4493575 37.900 3639795 4090478 4495545 Hình 6.8. Đồ thị cân bằng lực kéo của ôtô. 6.3.2.3. 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) và (6.14) vào công thức (6.15), ta được các giá trị nhân tố động lực học (D) ở từng số truyền trong bảng 6.7. Bảng 6.7.Giá trị nhân tố động lực học theo vận tốc. V1 D1 V2 D2 V3 D3 V4 D4 V5 D5 0.967 0.273 0.300 0.141 0.555 0.075 0.982 0.043 1.21 0.034 1.45 0.316 0.789 0.163 1.457 0.088 2.579 0.048 3.18 0.038 1.934 0.345 1.502 0.177 2.775 0.095 4.912 0.052 6.06 0.04 2.417 0.360 2.441 0.185 4.509 0.099 7.982 0.052 9.85 0.039 2.901 0.362 3.605 0.186 6.660 0.099 11.788 0.050 14.55 0.035 3.384 0.351 4.994 0.180 9.227 0.095 16.332 0.045 20.16 0.029 3.868 0.335 6.309 0.172 11.655 0.090 20.630 0.041 25.47 0.024 4.351 0.310 7.773 0.158 14.361 0.082 25.419 0.034 31.38 0.021 4.834 0.287 9.388 0.146 17.344 0.074 30.699 0.028 37.90 0.019 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 = 3765 [KG], G0 = 7500 [KG], Ga = 11265 [KG]. Bảng 6.8. Giá trị góc của đồ thị tia. Gtx a 0 0 7500 0,665 33,65 0,2 753 8253 0,733 37,35 0,4 1506 9006 0,8 38,64 0,6 2259 9759 0,866 40,9 0,8 3012 10512 0,933 43 1 3765 11265 1,000 45 1,2 4518 12018 1,067 46,85 1,4 5271 12771 1,13 48,58 Từ hai bảng số liệu (6.7) và (6.8) ta xây dựng được đồ thị nhân tố động lực học và đồ thị tia của ôtô như hình (6.9). Hình 6.9. Đồ thị nhân tố động lực học và đồ thị tia. 6.3.2.4. 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 6.8) 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 6.9. Bảng 6.9. Giá trị gia tốc của ôtô theo vận tốc. V1 J1 V2 J2 V3 J3 V4 J4 V5 J5 0.967 0.809 0.300 0.978 0.555 0.473 0.982 0.205 1.21 0.126 1.45 0.947 0.789 1.150 1.457 0.585 2.579 0.248 3.18 0.161 1.934 1.040 1.502 1.269 2.775 0.645 4.912 0.282 6.06 0.176 2.417 1.088 2.441 1.333 4.509 0.678 7.982 0.277 9.85 0.160 2.901 1.094 3.605 1.340 6.660 0.675 11.788 0.251 14.55 0.111 3.384 1.059 4.994 1.290 9.227 0.636 16.332 0.191 20.16 0.032 3.868 1.007 6.309 1.224 11.655 0.587 20.630 0.136 25.47 -0.04 4.351 0.927 7.773 1.109 14.361 0.510 25.419 0.048 31.38 -0.110 4.834 0.853 9.388 1.009 17.344 0.430 30.699 -0.040 37.90 -0.182 Từ đó ta vẽ đồ thị gia tốc từng tay số của xe như hình 6.10. Hình 6.10. Đồ thị gia tốc của ôtô. Nhận xét: Ô tô khách “THACO-KB88LSI” có khả năng chạy ở số truyền thẳng trên các loại đường bằng phẳng có phủ cứng ( f = 0,02) với : Vận tốc lớn nhất theo hệ số cản mặt đường : Vmax » 113 Km/h. Độ dốc lớn nhất ô tô có thể khắc phục được là: imax = Dmax - f = 0,362 – 0,02 = 0,342 = 34,2%. - Qua các giá trị và đồ thị biểu diễn ở trên cho thấy với ôtô thiết kế trên sát xi “THACO-KB88LSI” được nhập khẩu từ Trung Quốc. Sau khi thiết kế và tình toán động lực học cho ôtô thiết kế ta thấy ôtô đảm bảo điều kiện hoạt động ở địa hình Việt Nam. 6.4. 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. 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 9300 KG, tính toán ta có được bảng sau: Bảng 6.10. Các thông số tính toán hệ thống treo. BẢNG THÔNG SỐ TÍNH TOÁN Thông số Đơn vị Nhíp trước Nhíp sau Trọng lượng tác dụng lên nhíp KG 3100 6200 Khoảng cách tâm hai mỏ nhíp mm 1460 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 9300 Khoảng cách từ trọng tâm tới cầu trước: a mm 3098 Khoảng cách từ trọng tâm tới cầu sau: b mm 1302 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: = 6,32 cm4 Độ võng tĩnh: f1 = P.L3/(48.E.In) = 3100.1423/(48.2,05.106.6,32) = 15,51 cm = 76 lần/phút Treo sau: = 12,28 cm4 Độ võng tĩnh: f1 = P.L3/(48.E.In) = 6200.1463/(48.2,05.106.12,28) = 15,97 cm = 75 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) = 0,123 çm2ç= ç1- e ç/(e+a/b) = 0,056 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 = 8,0(rad/s) (3) w2 = p.n2 /30 = 7,85 (rad/s) (3’) KẾT QUẢ TÍNH TOÁN Cầu trước Cầu sau Tần số dao động riêng độc lập (n) lần /phút 76 75 Tần số dao động liên kết (W) lần /phút 83 76 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-KB88LSI” đảm bảo độ êm dịu chuyển động cần thiết. 7. KẾT LUẬN. Ôtô sát xi “THACO–KB80LSI” được thiết kế trên cơ sở bộ linh kiện đồng bộ của ôtô King Long XMQ6886HF do Trung Quốc sản xuất để 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 đóng khung vỏ xe trên ôtô sát xi “THACO–KB80LSI” đã được đề cập đầy đủ trong thiết kế và tính toán như kiểm tra bền khung vỏ bằng phần mềm RDM, tải trọng, phân bố tải trọng, liên kết giữa dầm ngang sàn xe với dầm ngang.... Xe ôtô khách thiết kế 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 của các cơ sở đóng xe ở Việt Nam. Tạo bước ngoặt phát triển cho ngành công nghiệp ôtô Viêt Nam đang từng bước phát triển và hội nhập. Qua đề tài này đã giúp em hiểu kĩ hơn về kiến thức đã học ở trường trong thời gian theo học và tích luỹ cho mình một khối kiến thức trong lĩnh vực ôtô nói chung và trong thiết kế tính toán ôtô khách nói riêng. Em xin chân thành cảm ơn các thầy cô trong Khoa Cơ Khí Giao Thông và Thầy giáo hướng dẫn đã giúp đỡ tận tình để em hoàn thành đề tài này. TÀI LIỆU THAM KHẢO [1]. Ngô Thành Bắc – Sổ tay thiết kế ô tô khách, 1985. NXB Giao Thông Vận Tải. [2]. Nguyễn Hữu Cẩn – Phan Đình Kiên, 1996.Thiết kế và tính toán ô tô máy kéo. NXB Giáo Dục. [3]. Nguyễn Hữu Cẩn (Chủ Biên) Cùng Nhóm Tác Giả Lý thuyết ô tô máy kéo, 1998.NXB Khoa Học Kỹ Thuật. [4]. Lê Văn Tụy Kết cấu và tính toán ô tô . Giảng viên Trường ĐHBK Đà nẵng. [5]. Nguyễn Quốc Sơn Hà_Lớp 49XD NTU. Hướng dẫn sử dụng RDM 6.16. [6] Web: 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.