Đồ án Thiết kế xe chở rác ba bánh chạy bằng nhiên liệu LPG

iữa con lăn và răng đĩa (ở xích con lăn). Kết quả là độ bền mòn của xích con lăn cao hơn xích ống, chế tạo nó không phức tạp bằng xích răng, do đó xích con lăn được dùng khá rộng rãi. Nó dùng thích hợp khi vận tốc làm việc dưới 10 đến 15 m/s. + Các thông số của xích con lăn dùng trên xe như sau: Hình 2.7. Kết cấu xích con lăn dùng trên xe. 1 - Má ngoài, 2 - Má trong, 3- Chốt, 4 - Con lăn, 5 - Ống. + Các thông số của xích có giá trị như bảng 2.1. Bảng 2.1. . Hình 2.8. Kết cấu đĩa xích. + Các thông số của đĩa xích có giá trị như bảng 2.2. Bảng 2.2. 2.4.3. Thông số kỹ thuật của bộ truyền thay đổi chiều chuyển động của xe. Thông số kỹ thuật của bộ truyền thay đổi chiều chuyển động của xe có giá trị như bảng 2.3. Bảng 2.3. 2.4.4. Bộ vi sai. 2.4.4.1. Công dụng. Vi sai là một cơ cấu trong hệ thống truyền lực dùng để phân phối momen truyền đến cho các bán trục đảm bảo cho các bánh xe quay với tốc độ khác nhau và tránh cưỡng bức các chi tiết, gây mòn lốp khi quay vòng, khi xe chuyển động trên mặt đường không bằng phẳng, tăng tính ổn định cho xe. Đối với loại xe máy chở thùng rác ba bánh xe, một bánh dẫn hướng và hai bánh chủ động thì công dụng của bộ vi sai càng rõ ràng hơn. Nếu ta dùng một trong hai bánh xe sau làm bánh xe chủ động thì xe sẽ mất tính ổn định lái một cách rõ rệt, tay lái có xu hướng lao về phía bánh xe sau không chủ động. Khi quay vòng thì hai bánh xe sau có sự chênh lệch vận tốc khá lớn, nếu không dùng vi sai thì hai bánh xe sau sẽ chống mòn. 2.4.4.2. Chọn bộ vi sai. Do xe thiết kế ra làm sao ta giảm được trọng lượng toàn bộ xe càng nhiều càng tốt. Hiện nay ở trên thị trường có nhiều bộ vi sai có thể chọn, nhưng để chọn loại vi sai có kết cấu nhỏ gọn ta chọn vi sai của xe du lịch sau đó gia công lại ta sẽ có vỏ vi sai như sau: Hình 2.9. Vỏ vi sai. 2.4.4.3. Sơ đồ động và nguyên lý làm việc. + Sơ đồ động: Hình 2.10. Sơ đồ động học vi sai. 1 - Bán trục, 2 - Bánh răng lắp trên vi sai, 3 - Thân vi sai, 4 - Bánh răng hành tinh, 5 - Ổ đỡ vi sai, 6 - Bánh răng vệ tinh. + Nguyên lý làm việc: (a) (b) Hình 2.11. Quan hệ động học và động lực học vi sai côn đối xứng. a. Khi đi thẳng; b. Khi quay vòng. + Khi chuyển động thẳng trên đường bằng phẳng, quãng đường lăn của hai bánh xe bằng nhau, nếu lực cản trên hai bánh xe như nhau sẽ làm cho các bánh răng bán trục quay cùng tốc độ, như vậy bánh răng vệ tinh không quay quanh trục của nó mà chỉ quay trên các bánh răng bán trục. Mômen truyền xuống từ vỏ vi sai cân bằng với mômen cản lăn tại vết tiếp xúc của bánh xe, tức là: nt = np = n0 và Mt = Mp = 0,5M0 (Hình 2.11.a) Trong đó nt, np, n0 tốc độ quay của bánh xe trái, phải và vỏ vi sai (v/p). Mt, Mp, M0 mô men trên bánh xe trái, phải và vỏ vi sai (N.m). + Khi đi trên đường vòng, quãng đường lăn của các bánh xe khác nhau, các bánh răng bán trục quay với tốc độ góc khác nhau hoặc lực cản của các bánh xe khác nhau dẫn đến tốc độ góc các bánh răng bán trục cũng khác nhau. Như vậy bánh răng vệ tinh vừa quay quanh trục của nó với tốc độ góc vvt và quay quanh đường tâm trục của bánh răng bán trục với tốc độ Vvt (Hình 2.11.b). 2.4.5. Tính chọn bộ truyền đai. Bộ truyền đai được chọn để truyền động từ hai trục ra vi sai truyền đến hai bánh xe chủ động, sử dụng bộ truyền đai có những ưu nhược điểm sau: 2.4.5.1. Ưu nhược điểm của bộ truyền đai. + Ưu điểm. - Có khả năng truyền chuyển động và cơ năng giữa các trục ở khá xa nhau. - Giữ được an toàn cho các chi tiết khác khi bị quá tải. - Làm việc êm. - Kết cấu đơn giản, giá thành rẻ. + Nhược điểm. - Khuôn khổ và kích thước của bộ truyền đai khá lớn. - Lực tác dụng lên trục và ổ khá lớn do ảnh hưởng của lực căng đai. - Tuổi thọ của bộ truyền đai thấp khi làm việc với cường độ cao. 2.4.5.2. Tính chọn các thông số của bộ truyền. Các thông số cho trước: + Chọn đai thang loại Б theo [5] có tiết diện và thông số như sau: Hình 2.12. Tiết diện đai. + Thông số kỹ thuật của đai như bảng 2.4. Bảng 2.4. + Công suất trục dẫn: N1 = 3,67 (kW). + Khoảng cách trục: A = 630 (mm). Tính tỷ số truyền của bộ truyền đai: Ta có: Tốc độ xe: vmax = rbx.v (2.2) Với vmax - Tốc độ lớn nhất của xe. Chọn sơ bộ vmax = 46 (km/h) =12,9 (m/s). rbx - Bán kính bánh xe, rbx = 196 (mm) v - Tốc độ góc của bánh xe (rad/s) Thay giá trị vào (2.2) ta có: vmax = rbx.v. Þ v = 65,8 (rad/s) + Ta có: v = (2.3) Với n - Tốc độ quay của bánh xe (v/p). Thay giá trị vào (2.3) ta có: n = (v/p) + Tỷ số truyền của hệ thống truyền lực: it = (2.4) Với nN - Tốc độ quay của bánh xe ứng với công suất cực đại, nN = 8000 (v/p). Thay giá trị vào (2.4) ta có: Hay it = = 12,95. + Ta có: it = isc.ihi.ix.ic.iđ (2.5) isc: Tỷ số truyền sơ cấp giữa động cơ và trục sơ cấp hộp số, isc = 4,059. ihi: Tỷ số truyền của hộp số ở số thứ i, ihi = 0,958. ix: Tỷ số truyền của bộ truyền xích, ix = 1. ic: Tỷ số truyền của cầu, ic = 1,97. iđ: Tỷ số truyền của bộ truyền đai. Thay giá trị vào (2.5) ta có: iđ = = 2,1. + Theo [5] ta chọn: D1 = 110 (mm). + Đường kính puly bị động: D2 = iđD1(1-ξ). (2.6) Với ξ - Hệ số trượt, theo [5] chọn ξ = 0,02. D1 - Đường kính puly chủ động (mm). D2 - Đường kính puly bị động (mm). Thay giá trị vào (2.6) ta có: D2 = 2,1.110.(1-0,02) = 227 (mm). Để bố trí được lên xe và bố trí được cơ cấu phanh theo [5] ta chọn D2 = 250 mm + Chiều dài đai L được xác định như sau: L = 2.A + (2.7) Với A - Khoảng cách giữa hai trục của hai puly. D1 - Đường kính puly chủ động. D2 - Đường kính puly bị động. Thay giá trị vào (2.7) ta có: L = 2.630+ Hay L = 1833 (mm). Tra bảng ở [5] ta chọn L = 2000 (mm). + Góc ôm trên puly chủ động: a1 = 1800 - (2.8) Thay giá trị vào (2.8) ta có: a1 = 1800 - = 1670 + Góc ôm trên puly bị động: a2 = 1800 + (2.9) Thay giá trị vào (2.9) ta có: a2 = 1800 + = 1930 + Số đai z được định theo điều kiện tránh xảy ra trượt trơn giữa đai và bánh đai: z ≥ (2.10) Với - ứng suất có ích cho phép, (N/mm2) Theo [5] bảng 5 - 17 chọn = 1,51 (N/mm2) Ct - Hệ số xét đến ảnh hưởng của chế độ tải trọng. Theo [5] bảng 5 - 6 chọn Ct = 0,8. Ca - Hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm. Theo [5] bảng 5 – 18 chọn Ca = 0,95. Cv - Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc. Theo [5] bảng 5 – 19 chọn Cv = 1. F - Diên tích của dây đai, (mm2). Theo [5] bảng 5 - 11 chọn F = 138 (mm2) P - Lực vòng trên puly bi động, (N). P = (2.11) Với M - Momen xoắn trên trục pu ly bị động, (N.m). (2.12) - Hiệu suất hệ thống truyền lực, = 0,7. M1 - Mô men trục ra động cơ, M1 = 7 (N.m) D2 - Đường kính pu ly bị động, D2 = 250 (mm). Thay giá trị vào (2.12) ta có: (N.m) Thay giá trị vào (2.11) ta có: P = (N). Thay giá tri vào (2.10) ta có: Z ≥ . Vậy để đảm bảo truyền lực tốt và kích thước nhỏ gọn để bố trí được lên xe ta chọn số dây đai là Z = 2. Hình 2.13. Kết cấu puly sau. 2.4.6. Tính chọn bộ căng đai. Bộ truyền đai có bánh căng được dùng khi cần tăng góc ôm trên bánh nhỏ. Nhờ có bánh căng nên lực căng đai được giữ không thay đổi và có thể điều chỉnh tự động, khả năng kéo của bộ truyền tăng lên do góc ôm tăng, áp lực trên trục và ổ nhỏ. Nhược điểm của bộ truyền có bánh căng là tuổi thọ của đai giảm vì số vòng chạy trong một giây tăng lên và vì đai phải làm việc cả hai mặt. Yêu cầu phải nối đai sao cho đai có thể làm việc cả hai mặt. Để giảm bớt ứng suất uốn trong đai, nên lấy đường kính bánh căng sao cho: Dc = 0,8.D1 = 0,8.110 = 88 (mm). Để tăng tuổi thọ của đai khoảng cách Ac giữa tâm bánh nhỏ và tâm bánh căng phải thoả mãn điều kiện: Ac 1,4D1 Để giảm trọng lượng G dùng để ép bánh căng vào đai, nên bố trí bánh căng tỳ vào nhánh đai bị dẫn. Với S0 lực căng ban đầu đối với mỗi đai: S0 = .F Trong đó: - Ứng suất căng ban đầu (N/mm2) Chọn = 1,2 (N/mm2) theo [5] F - Diện tích một đai (mm2) F = 138 (mm2) theo [5] S0 = 1,2.138 = 165,6 (N) Lực tác dụng lên trục: R = 3.S0.z.sina1/2 Thay số vào ta có: R = 3.165,6.4.sin1700/2 Hay R = 174 (N). Độ chùng của dây đai: 60 (mm). Hình 2.14. Sơ đồ bố trí bánh căng đai. 1 - Puly chủ động, 2 – Bánh căng đai, 3 – Dây đai, 4 – Puly bị động, 5 - Lỗ bắt puly với cơ cấu phanh, 6 - Lỗ bắt puly với vành bánh xe. 2.4.7. Chọn lốp. + Theo thực tế một số loại xe ba gác đã chế tạo, để giảm chiều cao sàn xe ta có thể chọn sơ bộ loại lốp có bán trên thị trường của xe Haesun có ký hiệu như sau: 100-10. Nghĩa là bề rộng của lốp bằng 100 mm còn đường kính vành bánh xe là 10 inch. + Loại lốp sau sử dụng có áp suất bơm hơi là 3 (kG/cm2) hay là 0,3 (MN/m2) là loại lốp áp suất thấp. 3. XÁC ĐỊNH KÍCH THƯỚC TỔNG THỂ CHUNG. 3.1. XÁC ĐỊNH SƠ BỘ CHIỀU DÀI CỦA XE. 3.1.1. Chiều dài toàn bộ xe. Đối với xe ba bánh thiết kế để rút ngắn chiều dài xe ta xem như chiều dài toàn bộ của xe chỉ phụ thuộc vào chiều dài thùng chứa thùng rác, khoảng cách từ vị trí người lái đến tay lái để người lái điều khiển xe được thuận tiện, góc đặt của trục quay cổ phuộc xe và đường kính bánh xe trước mà tạm thời chưa quan tâm đến tính ổn định chuyển động thẳng của xe. Ta có: + Góc đặt trục quay cổ phuộc liên quan đến tính ổn định lái. Góc đặt trục quay cổ phuộc tay lái xe thường nằm trong khoảng 600 ÷ 650, Đối với kết cấu khung của xe Haesun có góc đặt phuộc là 610 khi đó cánh tay đòn tạo momen ổn định làm bánh xe có xu hướng quay về vị trí trung gian khi bị lệch khỏi vị trí này là C = rb.sin(90- 61) = .sin290 = 101,81 (mm). + Khoảng cách từ tay lái đến sau yên xe: Khoảng cách này được chọn phải đảm bảo cho người lái thuận lợi và thoải mái khi vận hành và điều khiển xe. Đối với xe gắn máy khoảng cách này khoảng từ 600 ÷ 700 (mm), đối với xe thiết kế ta chọn khoảng cách từ tay lái đến sau yên xe bằng 700 (mm) để đảm bảo không gian cho việc bố trí động cơ, hệ thống truyền lực. + Chiều dài thùng chứa xác định từ chiều dài thùng rác cần chuyên chở 1200 (mm) do vậy chiều dài toàn bộ của thùng chứa thùng rác khoảng 1400 (mm). Từ các giá trị trên ta vẽ phác thảo xe thiết kế như hình 3.1 bên dưới và xác định được chiều dài toàn bộ của xe là: L = 2800 (mm). Hình 3.1. Sơ đồ xác định chiều dài toàn bộ xe thiết kế. 3.1.2. Chiều dài cơ sở của xe. Việc xác định chiều dài cơ sở của xe phụ thuộc vào vị trí đặt dầm cầu sau của xe. Ta thấy rằng chiều dài cơ sở của xe càng ngắn thì tính linh hoạt quay vòng của xe càng cao hay nói cách khác là rút ngắn được hành lang và bán kính quay vòng cho xe, tuy nhiên nếu chiều dài cơ sở xe ngắn quá thì tải trọng đè lên cầu sau sẽ lớn và góc thoát sau của xe sẽ giảm. Như vậy ta không thể chọn chiều dài cơ sở xe chỉ theo tiêu chí tính linh hoạt của xe mà còn phải đảm bảo sự phân phối tải trọng ra các cầu xe một cách hợp lý vì điều này liên quan đến tính ổn định của xe thiết kế và nhiều chỉ tiêu khác. Tham khảo [1] đối với ô tô tải 2 trục loại 4x2, khi chuyên chở đầy tải, thông thường trọng lượng phân bố ra cầu trước chỉ bằng 20 ÷ 25 % trọng lượng phân phối ra cầu sau. Với loại xe ba bánh có công thức bánh xe 4x2 thì ta cũng có thể phân bố trọng lượng ra bánh trước và cầu sau theo tỷ lệ như trên tức là: G1 = (0,20 ÷ 0,25).Ga G2 = (0,75 ÷ 0,80).Ga. Ta thấy rằng cầu trước chỉ có một bánh xe, nếu trọng lượng phân bố ra cầu trước lớn quá thì cầu trước sẽ bị quá tải, đặc biệt là khi phanh. Ngoài ra phân phối tải trọng lên các cầu còn phải đảm bảm điều kiện khi xe không mang tải mà vẫn đảm bảo có thể vận hành được trên các loại đường có hệ số bám thấp thì tải trọng phân phối ra cầu chủ động không được bé hơn 50% [2] trọng lượng bản thân của ô tô. Từ các lý luận ở trên ta chọn chiều dài cơ sở là L0 = 1800 (mm) Phương pháp xác định khối lượng của xe như sau: + Khi xe không tải: Hình 3.2. Sơ đồ xác định khối lượng không tải của xe. Đặt cân tại vị trí A cách vết tiếp xúc giữa bánh xe trước với mặt đường (O1) một khoảng là L0 = 1800 (mm), ta cân được: Z20 = 170 (KG) (Có kể đến khối lượng cầu sau và người lái). Đặt cân tại O1 ta cân được Z10 = 123 (KG). Suy ra trọng lượng không tải của xe thiết kế là: G0 = Z10 + Z20 Þ G0 = 123 + 170 = 293 (KG). Ta có thể xác định được toạ độ trọng tâm của xe khi không tải bằng cách viết phương trình cân bằng mô men qua điểm O1 (Hình 3.2). G0.a0 – Z20. L0 = 0. Þ a0 = = = 1044 (mm). + Khi xe đầy tải. Hình 3.3. Sơ đồ xác định khối lượng xe khi đầy tải. Như đã phân tích ở trên đối với xe ba bánh trọng lượng phân bố ra cầu sau là: Z2 = (0,75÷ 0,80).( GT + G0) (3.1) Trong đó: + GT: Trọng lượng của thùng rác cần chuyên chở. Ta có: GT = 300 (KG). + G0: Trọng lượng không tải của xe. Ta có: G0 = 293 (KG). Ta tính được: Z2 = 0,8.( 300 + 293) Þ Z2 = 475 (KG). Và Z1 = 0,2.( 300 + 293) Þ Z1 = 118 (KG). Như vậy trọng lượng phân bố ra cầu sau là 80 %, cầu trước là 20 %. Ta thấy phân bố trọng lượng như vậy là có thể chấp nhận được vì cầu sau có hai bánh chủ động sẽ tận dụng được trọng lượng bám đặc biệt là khi xe chạy trên đường có hệ số bám thấp, ngoài ra khi phanh trọng lượng dồn về cầu trước mà theo dự kiến ta sẽ sử dụng lại cơ cấu phanh trước của xe gắn máy, còn cầu sau sẽ sử dụng cơ cấu phanh ô tô du lịch, do đó phân bố trọng lượng như trên là khá hợp lý. 3.2. XÁC ĐỊNH CHIỀU CAO XE. + Chiều cao xe phụ thuộc vào chiều cao sàn xe và chiều cao thùng rác cần chuyên chở. Từ đó ta chọn chiều cao xe như sau: H = 1020 (mm). 3.3. XÁC ĐỊNH CHIỀU RỘNG XE. + Để thuận tiện cho việc vận chuyển trong các ngõ hẻm và chở được các thùng rác theo tiêu chuẩn, việc bố trí hệ thống treo, hệ thống truyền lực, bề rộng lốp thì chiều rộng xe thiết kế ta chọn như sau: B = 1150 (mm). 4. XÁC ĐỊNH CÁC TOẠ ĐỘ TRỌNG TÂM XE. 4.1. XÁC ĐỊNH CÁC TOẠ ĐỘ TRỌNG TÂM KHI XE KHÔNG TẢI. 4.1.1.Xác định toạ độ trọng tâm xe theo chiều dọc. Hình 4.1. Sơ đồ xác định toạ độ trọng tâm xe theo chiều dọc. Ta có thể xác định được toạ độ trọng tâm của xe khi không tải bằng cách viết phương trình cân bằng mô men qua điểm O1. G0.a0 - Z20. L0 = 0. Þ a0 = = = 1044 (mm). Ta được a0 = 1044 (mm). b0 = L0 - a0 = 1800 - 1044 Hay b0 = 756 (mm). 4.1.2. Xác định toạ độ trọng tâm xe theo chiều cao. Hình 4.2. Sơ đồ xác định chiều cao trọng tâm xe. Phương pháp xác định như sau: Đặt xe ở trên mặt phẳng nghiêng một góc a bất kỳ (a không nên quá lớn), sau đó xác định trọng lượng đè lên cầu sau bằng cân. Phương trình mô men đối với điểm O1: åM/O1 = 0 Û Z2’.L0cosa - G0.sina.( h’go + rbxcosa) – G0cosa.( a0 – rbxsina) = 0. Û h’g0 = Trong đó: Z2’ = 186 (KG) Ta có: a = arcsin() Với H0 = 340 (mm) L0 = 1800 (mm). Hay a = arcsin() = 10053’ Rbx = 210 (mm). Thay các giá trị vào ta được: h’g0 = 511 (mm). Toạ độ trọng tâm xe theo chiều cao khi không tải: hg0 = h’g0+ rbx Thay vào ta có: hg0 = 511 + 210 Hay hg0 = 721 (mm). 4.2. XÁC ĐỊNH CÁC TOẠ ĐỘ TRỌNG TÂM KHI XE ĐẦY TẢI. 4.2.1.Xác định toạ độ trọng tâm xe theo chiều dọc. Để xác định được toạ độ trọng tâm của xe theo chiều dọc ta khảo sát các lực tác dụng lên xe khi nó đứng yên trên đường ngang. Hình 4.3. Sơ đồ các lực tác dụng lên xe đứng yên trên đường ngang. Các lực tác dụng lên xe trong trường hợp này bao gồm: + Ga: Trọng lượng toàn bộ của xe, Ga = 593 (KG). + Z1: Hợp lực các phản lực thẳng góc từ đường tác dụng lên bánh xe trước. + Z2: Hợp lực các phản lực thẳng góc từ đường tác dụng lên bánh xe sau. + L0: Chiều dài cơ sở của xe. + hg: Toạ độ trọng tâm xe theo chiều cao. + a, b: Khoảng cách từ trọng tâm của xe đến trục bánh xe trước và sau. Từ sơ đồ phân tích lực như hình 4.3, viết phương trình phương trình cân bằng mômen đối với điểm O1, O2 ta được: Ga.a – Z2.L0 = 0 (4.1) Ga.b – Z1.L0 = 0 (4.2) Từ hai phương trình (4.1) và (4.2) suy ra: ; (4.3) Trong đó Z1, Z2 bằng phần trọng lượng toàn bộ phân phối lên bánh trước, cầu sau (do xe đứng trên mặt đường ngang) do vậy: Z1 = G1 = 118 (KG). Z2 = G2 = 475 (KG). Thay các giá trị Z1, Z2, Ga vào các công thức (4.3) ta tính được: 1442 (mm). 358 (mm). 4.2.2. Xác định toạ độ trọng tâm xe theo chiều cao. Về nguyên tắc không cho phép đo trên băng thử khi xe đầy tải nên không thể tiến hành cân xe trên mặt phẳng nghiêng để xác định chiều cao trọng tâm như trường hợp không tải. Để xác định được toạ độ trọng tâm theo chiều cao khi xe đầy tải ta xác định trên cơ sở cân bằng chiều cao khối tâm các thành phần trọng lượng. Trong đó: mi - Khối lượng thứ i. hi - Toạ độ trọng tâm theo chiều cao của khối lượng thứ i. Áp dụng cho xe thiết kế, ta có: hg = Hình 4.4. Sơ đồ xác định toạ độ trọng tâm xe theo chiều cao. Suy ra hg = Hay hg = 761 (mm). 5. TÍNH TOÁN SỨC KÉO CỦA XE THIẾT KẾ. 5.1. MỤC ĐÍCH. Xe ô tô ba bánh vừa thiết kế chỉ sử dụng lại nguồn động lực của xe gắn máy, còn toàn bộ hình dáng, kết cấu và cả khối lượng cần chuyên chở của xe đều thay đổi do đó ta phải tính toán lại sức kéo hay còn gọi là khả năng động lực của xe. 5.2. NHỮNG THÔNG SỐ CƠ BẢN. + Loại xe: Ô tô vận tải ba bánh. + Động cơ 4 kỳ: Sử dụng lưỡng nhiên liệu LPG và xăng. Tuy nhiên do không có giá trị chính xác về momen và công suất của động cơ trong trường hợp nó dùng nhiên liệu LPG nên trong phần tính toán sức kéo này ta sử dụng các số liệu về momen và công suất khi động cơ dùng xăng. + Công suất lớn nhất của động cơ khi dùng xăng là Nemax = 5 (kW) ứng với số vòng quay trục khuỷu là: nN = 8000 (v/p). + Momen xoắn cực đại của động cơ khi dùng xăng là Memax = 7 (N.m) ứng với số vòng quay trục khuỷu là: nM = 5500 (v/p). + Trọng lượng toàn bộ của xe: Ga = 5930 (N) được phân phối lên bánh trước là: Ga1 = 1180 (N) và hai bánh sau là: Ga2 = 4750 (N). + Tỷ số truyền sơ cấp giữa động cơ và trục sơ cấp của hộp số: isc = 4,059. + Số răng bánh răng số 1 trục sơ cấp là 12, số 1 trục thứ cấp là 34. Tỷ số truyền là i1 = 34/12 = 2,833. + Số răng bánh răng số 2 trục sơ cấp là 17, số 2 trục thứ cấp là 29. Tỷ số truyền là i2 = 29/17 = 1,706. + Số răng bánh răng số 3 trục sơ cấp là 21, số 3 trục thứ cấp là 26. Tỷ số truyền là i3 = 26/21 = 1,238. + Số răng bánh răng số 4 trục sơ cấp là 24, số 4 trục thứ cấp là 23. Tỷ số truyền là i4 = 23/24 = 0,958. 5.3. TÍNH TOÁN CÁC THÔNG SỐ ĐỘNG LỰC HỌC CỦA XE. + Hệ số dạng khí động của ô tô, đối với ô tô tải K = (0,6÷0,7) (N.s2/m4) [1] ta chọn K = 0,6 (N.s2/m4). + Diện tích cản chính diện của xe F = 1,23 (m2) + Hệ số cản lăn của đường được tính theo công thức thực nghiệm sau: f = f0. với: - f0: Hệ số cản lăn Với loại đường nhựa tốt: f0 = (0,015 ÷ 0,018) [1] + Hiệu suất của hệ thống truyền lực. Hệ thống truyền lực từ động cơ đến bánh xe của xe thiết kế bao gồm 1 bộ truyền xích, 4 bộ truyền bánh răng, 4 bộ truyền đai và cùng với tổn thất qua các ổ bi. Tham khảo [5] đối với bộ truyền đai: hđ = 0, 92 ÷ 0,97, đối với bộ truyền bánh răng trụ: hrt = 0,97 ÷ 0,99, đối với bộ truyền xích: hx = 0,96 ÷ 0,98. Chọn hđ = 0,95, hrt = 0,97, hx = 0,97 thì hiệu suất hệ thống truyền lực sẽ là: ht = 0,97.0,974.0,954= 0,7. + Bán kính lăn của xe: rbx = R.l Trong đó: - R: Bán kính thiết kế của xe. - l: Hệ số kể đến biến dạng của lốp. Loại lốp sau sử dụng có áp suất bơm hơi là 3 (kG/cm2) hay là 0,3 (MN/m2) là loại lốp áp suất thấp. Với loại lốp này theo [1] l = 0,93 ÷ 0,935. Chọn l = 0,935. Suy ra bán kính lăn bánh xe sau sẽ là: rbx = 420/2.0,935 = 196,35 (mm). 5.4. LẬP CÁC ĐỒ THỊ ĐẶC TÍNH ĐỘNG LỰC HỌC. 5.4.1. Lập đồ thị đặc tính ngoài của động cơ. Trên cơ sở những giá trị thông số đã biết của động cơ ta sử dụng công thức kinh nghiệm của S.R. Lây Đécman để xây dựng đặc tính ngoài của động cơ. Ne = Nemax .[a.(ωe/ωN) + b.(ωe/ωN)2 – c.(ωe/ωN)3] (5.1) Trong đó: - Ne: Công suất có ích của động cơ (kW). - Nemax: Công suất lớn nhất của động cơ (kW). - ωe: Tốc độ góc của trục khuỷu ứng với một điểm bất kỳ của đồ thị đặc tính ngoài. - ωN: Tốc độ góc trục khuỷu ứng với công suất cực đại (rad/s). - a, b, c: Các hệ số thực nghiệm của Laydecman phụ thuộc vào loại động cơ. Chọn a =1, b = 1, c = 1. Để tính toán được nhanh chóng, thuận tiện ta đặt: Kt = a.(we/wN) + b.(we/wN) 2 – c.(we/wN)3 hay Kt = a.l + b.l2 – c.l3 (5.2) Với: λ = ωe/ωN Từ đó suy ra: ωe = λ.ωN = (λ.π.nN)/30 = (λ.3,14159.8000)/30 = 837,76.λ Từ (5.1) và (5.2) ta có: Ne = Nemax.Kt (5.3) + Mômen xoắn động cơ tính toán theo công thức: Me = (Ne.103)/we (5.4) Trong đó: - Me: Mômen xoắn động cơ (N.m). - Ne: Công suất có ích của động cơ (kW). - ωe: Tốc độ góc của động cơ (rad/s). Với các giá trị Nemax, nN, a, b, c đã biết ta lần lượt thay đổi giá trị của λ để lập được bảng như sau: Bảng 5.1. Giá trị của Ne và Me tính theo tốc độ góc trục khuỷu. l 0.2 0.3 0.4 0.5 0.6 0.7 0.8 0.9 1 1.1 1.2 K 0.15 0.27 0.41 0.55 0.70 0.82 0.92 0.98 1.00 0.96 0.85 ve 167.5 251.2 334.9 418.7 502.4 586.1 669.9 753.6 837.3 921.1 1004.8 Ne 0.75 1.36 2.05 2.77 3.48 4.10 4.60 4.92 5.00 4.79 4.25 Me 4.48 5.41 6.12 6.63 6.92 7.00 6.87 6.53 5.97 5.21 4.23 Từ đó ta vẽ được đặc tính ngoài của động cơ như hình 5.1 bên dưới. Hình 5.1. Đường đặc tính tốc độ ngoài của động cơ. 5.4.2. Lập đặc tính kéo của xe. 5.4.2.1. Lập đặc tính công suất của xe. Công suất của động cơ phát ra sau khi đã tiêu tốn đi một phần cho ma sát trong hệ thống truyền lực, phần còn lại dùng để khắc phục lực cản lăn, lực cản không khí, lực cản dốc, lực cản quán tính, lực cản ở móc kéo. Phương trình cân bằng công suất tổng quát của ô tô khi chuyển động có dạng: Nk= Ne- Nt = Nf + Nw ± Ni ± Nj (5.10) Trong đó: + Nk: Công suất của động cơ phát ra tại bánh xe chủ động (kW). + Ne: Công suất của động cơ phát ra (kW). + Nt: Công suất tiêu hao cho ma sát trong hệ thống truyền lực (kW). + Nf: Công suất tiêu hao để thắng lực cản lăn được tính theo công thức sau: Nf = f.Ga.cosa.v/1000 (kW) (5.11) Với: - Ga: Trọng lượng toàn bộ của xe (N). - v: Vận tốc chuyển động của xe (m/s). - a: Góc dốc của mặt đường. + Nv: Công suất tiêu hao để thắng lực cản không khí được tính theo công thức: Nw= K.F.v3/1000 = W.v3/1000 (kW). (5.12) + Ni: Công suất tiêu hao để thắng lực cản dốc của đường tính theo công thức: Ni= Ga.sina.v/1000 (kW). (5.13) + Nj: Công suất tiêu hao để thắng lực cản quán tính được tính theo công thức: Nj= Ga.di.j.v/(1000.g) (kW). Với: - g: Gia tốc trọng trường (m/s2). - j: Gia tốc của xe (m/s2). - di: Hệ số tính đến ảnh hưởng của các khối chuyển động quay. Ta lập đồ thị cân bằng công suất của xe trong trường hợp xe chuyển động ổn định (gia tốc quán tính j = 0) trên đường bằng (góc dốc a = 0), tức là: Ni= 0, Nj= 0. Khi đó phương trình cân bằng công suất (5.10) trở thành: Nk= Ne – Nt = ht.Ne = Nf + Nw Phương trình trên có dạng triển khai như sau: Ne = (5.14) Phương trình cân bằng công suất trên có thể biểu diễn bằng đồ thị. Chúng được xây dựng theo mối quan hệ giữa công suất động cơ và các công suất cản trong quá trình xe chuyển động, phụ thuộc vào vận tốc chuyển động của xe, nghĩa là Ne = f(v). Trong đó vận tốc chuyển động của xe có thể tính qua số vòng quay của trục khuỷu động cơ ne theo biểu thức: (5.15) Trong đó: isc: Tỷ số truyền sơ cấp giữa động cơ và trục sơ cấp hộp số. iđ: Tỷ số truyền của bộ truyền đai. ihi: Tỷ số truyền của hộp số ở số thứ i. ix: Tỷ số truyền của bộ truyền xích. ic: Tỷ số truyền của cầu. Như vậy sau khi lập hệ trục toạ độ Đecac trên trục hoành ta lần lượt đặt các giá trị của vận tốc chuyển động v của xe, còn trên trục tung ta đặt các giá trị công suất phát ra của động cơ Ne, công suất phát ra tại bánh xe chủ động Nk ở các tỷ số truyền khác nhau của hộp số, sau đó lập các đường cong của các công suất cản khi xe chuyển động Nv và Nf ta sẽ được đồ thị cân bằng công suất của xe. Bảng 5.2 thể hiện tốc độ xe ở các số truyền khác nhau còn bảng 5.3 thể hiện mối quan hệ giữa lực cản không khí Nv và lực cản tổng cộng của đường theo tốc độ chuyển động của xe. Chú ý rằng do đang xét trường hợp xe chuyển động trên đường bằng nên công suất tiêu hao để thắng được lực cản tổng cộng của đường lúc này bằng công suất tiêu hao để thắng được lực cản lăn. = . Bảng 5.2. Tốc độ chuyển động của xe ở các số truyền khác nhau. l 0.2 0.3 0.4 0.5 0.6 0.7 0.8 0.9 1 1.1 1.2 ve 167.5 251.2 334.9 418.7 502.4 586.1 669.9 753.6 837.3 921.1 1004.8 Ne 0.75 1.36 2.05 2.77 3.48 4.10 4.60 4.92 5.00 4.79 4.25 Nk 0.53 0.95 1.44 1.94 2.43 2.87 3.22 3.44 3.50 3.36 2.97 V1 0.74 1.12 1.49 1.86 2.23 2.60 2.98 3.35 3.72 4.09 4.46 V2 1.24 1.85 2.47 3.09 3.71 4.32 4.94 5.56 6.18 6.80 7.41 V3 1.70 2.55 3.40 4.26 5.11 5.96 6.81 7.66 8.51 9.36 10.21 V4 2.20 3.30 4.40 5.50 6.60 7.70 8.80 9.90 11.00 12.10 13.20 Bảng 5.3. Công suất tiêu hao để thắng sức cản không khí và sức cản đường. Vi 2.20 3.30 4.40 5.50 6.60 7.70 8.80 9.90 11.00 12.10 13.20 f0 0.018 0.018 0.018 0.018 0.018 0.018 0.018 0.018 0.018 0.018 0.018 Nf 0.23 0.35 0.48 0.60 0.72 0.85 0.99 1.13 1.27 1.42 1.57 Nv 0.01 0.03 0.06 0.12 0.21 0.34 0.50 0.72 0.98 1.31 1.70 Nf+Nv 0.24 0.38 0.54 0.72 0.94 1.19 1.49 1.84 2.25 2.72 3.27 Do chưa biết được tốc độ của xe thiết kế nên tạm thời ở bước này ta xây dựng đường công suất kéo và công suất cản đến khu vực vận tốc chừng 13,2 (m/s). Sau đó từ đồ thị cân bằng công suất của xe ta sẽ xác định giao điểm của đường cong tổng công suất cản Nv + Ny (ở mức tải lớn nhất) và đường cong của công suất phát ra tại bánh xe chủ động ở tay số 4 dóng giao điểm này ta dóng xuống trục hoành, ta sẽ xác định được vận tốc cực đại của xe thiết kế, khi đó công suất dự trữ của xe không còn, nghĩa là xe không còn khả năng tăng tốc nữa. Sau khi xác định được vận tốc vmax của xe thiết kế, các đặc tính sau này chỉ được xây dựng đến tốc độ tối đa này. Vận tốc lớn nhất của xe chỉ đạt được khi xe chuyển động đều trên đường bằng và ở số truyền cao nhất của hộp số. Từ đồ thị cân bằng công suất ta xác định được vmax = 12,9 (m/s) tức là khoảng 46 (km/h) khi xe chuyển động ở số 4. Hình 5.2. Đồ thị cân bằng công suất của xe. 5.4.2.2. Lập đặc tính kéo của xe thiết kế. Lực kéo tiếp tuyến ở bánh xe chủ động của xe được sử dụng để khắc phục các lực cản chuyển động sau đây: Lực cản lăn, lực cản không khí, lực cản dốc, lực quán tính. Biểu thức cân bằng giữa lực kéo tiếp tuyến phát ra ở bánh xe chủ động và tất cả các lực cản riêng biệt được gọi là phương trình cân bằng lực kéo của xe. Trong trường hợp tổng quát ta có phương trình cân bằng lực kéo của xe là: Pk= Pf + Pv Pi Pj . (5.16) Trong đó: + Pk: Lực kéo tiếp tuyến phát ra ở bánh xe chủ động (N). + Pf: Lực cản lăn, Pf = f.G.cosa (N). + Pi: Lực cản dốc, Pi = G.sina (N). + Pv: Lực cản không khí, Pv = K.F.v2 (N). + Pj: Lực cản quán tính, Pj = (N). Phương trình cân bằng lực kéo của xe cũng có thể biểu diễn bằng đồ thị. Chúng được xây dựng bằng quan hệ giữa lực kéo phát ra ở bánh xe chủ động và các lực cản chuyển động của ô tô phụ thuộc vào vận tốc chuyển động của xe nghĩa là P = f(v). Trong đó trị số Pk ở các tay số khác nhau tính theo công thức sau: Pki = (5.17) Ở đây: - Pki: Lực kéo ở tay số i (N). - Mei: Momen xoắn ở tay số i (N.m). - isc: Tỷ số truyền sơ cấp giữa động cơ và trục sơ cấp hộp số. - ihi: Tỷ số truyền của hộp số ở số thứ i. - ix: Tỷ số truyền của bộ truyền xích. - ic: Tỷ số truyền của cầu. - iđ: Tỷ số truyền của bộ truyền đai. - ht: Hiệu suất của hệ thống truyền lực. Các thông số còn lại đã nói ở trên. Ở đây ta xây dựng đồ thị cân bằng lực kéo trong trường hợp xe chuyển động đều trên mặt đường nằm ngang, không kéo móc nghĩa là: Lực quán tính Pj, lực cản dốc Pi. Các giá trị của Pki phụ thuộc vào vận tốc xe ở các số truyền khác nhau tính theo công thức 5.17 có kết quả thể hiện trong bảng 5.4, các giá trị lực cản không khí và lực cản tổng cộng của đường (bằng chính lực cản lăn) như bảng 5.5. Như vậy, ta được đường cong tổng hợp Pf + Pv. Đường cong giữa lực kéo tiếp tuyến Pk và đường cong Pf + Pv cắt nhau tại một điểm khi chiếu điểm này xuống trục hoành, ta được vận tốc lớn nhất của xe vmax trong điều kiện chuyển động đã cho. Tương ứng với các vận tốc khác nhau của xe, thì các tung độ nằm giữa các đường cong Pk và đường cong Pf + Pv nằm về bên trái của giao điểm là lực kéo dư của xe, lực kéo dư nhằm để tăng tốc xe hoặc xe chuyển động lên dốc với độ dốc tăng dần. Đồ thị cân bằng lực kéo thể hiện như hình 5.3 bên dưới. Bảng 5.4. Giá trị lực kéo tiếp tuyến ở từng tay số. ve 167.5 251.2 334.9 418.7 502.4 586.1 669.9 753.6 837.3 921.1 1004.8 Me 4.48 5.41 6.12 6.63 6.92 7.00 6.87 6.53 5.97 5.21 4.23 Pk1 705.8 852.0 964.8 1044.2 1090.3 1103.0 1082.3 1028.3 940.9 820.2 666.1 Pk2 424.9 512.9 580.9 628.7 656.4 664.1 651.7 619.1 566.5 493.8 401.0 Pk3 308.4 372.3 421.6 456.3 476.4 482.0 473.0 449.4 411.2 358.4 291.1 Pk4 238.7 288.2 326.3 353.2 368.8 373.1 366.1 347.8 318.3 277.4 225.3 Bảng 5.5. Giá trị lực cản tổng cộng của đường, không khí ứng với vận tốc tương đương. Vi 2.20 3.30 4.40 5.50 6.60 7.70 8.80 9.90 11.00 12.10 13.20 f0 0.018 0.018 0.018 0.018 0.018 0.018 0.018 0.018 0.018 0.018 0.018 Pf 106.7 106.7 106.7 106.7 106.7 106.7 106.7 106.7 106.7 106.7 106.7 Pv 3.6 8.0 14.3 22.3 32.1 43.7 57.1 72.3 89.3 108.0 128.5 Pf+Pv 110.3 114.8 121.0 129.1 138.9 150.5 163.9 179.0 196.0 214.7 235.3 Hình 5.3. Đồ thị cân bằng lực kéo của xe. 5.4.3. Lập đồ thị đặc tính động lực học của xe. Từ các đồ thị cân bằng công suất hay cân bằng lực kéo ta có thể xác định được vận tốc lớn nhất của xe hay phần dự trữ công suất (lực kéo) dùng để tăng tốc hay lên dốc xong cụ thể khả năng khắc phục sức cản tổng cộng hay tăng tốc bao nhiêu ta chưa biết vì thế bên cạnh xây dựng các chỉ tiêu về sức kéo ta còn xây dựng đồ thị đặc tính động lực học của xe. Đồ thị này được xây dựng từ hệ số nhân tố động lực học được định nghĩa bằng biểu thức sau: D = (5.18) Trong đó: + D: Hệ số nhân tố động lực học. + Pk: Lực kéo tiếp tuyến ở bánh xe chủ động (N). + Pv: Lực cản không khí (N). + Ga: Trọng lượng toàn bộ của xe thiết kế (N). Thay các giá trị đã biết vào (5.18), ta tính được giá trị D theo từng tay số khác nhau. Kết quả cụ thể cho trong các bảng 5.6, 5.7, 5.8, 5.9 bên dưới. Trong thực tế không phải lúc nào xe cũng chở đúng tải mà tải thay đổi ít nhiều trong quá trình vận chuyển. Để xác định đặc tính động lực của xe khi tải trọng của nó thay đổi ta xây dựng đồ thị đặc tính động lực học khi tải trọng thay đổi và được gọi là đồ thị tia. Đồ thị này được xây dựng dựa trên quan hệ: Dx.Gx = D.G hay với Dx là nhân tố động lực của xe khi tải trọng của xe là Gx. Lúc này trên đồ thị góc phần tư bên phải biểu diễn những đường đặc tính động lực khi đủ tải còn góc phần tư bên trái. Từ gốc toạ độ những tia làm với trục hoành những góc a sao cho thì mỗi tia sẽ ứng với tải trọng Gx nào đó tính ra phần trăm so với tải trọng đầy của xe. Từ đồ thị tia ta có thể xác định được: + Xác định vận tốc chuyển động của xe khi biết hệ số cản của mặt đường và tải trọng của xe. + Xác định tải trọng của xe khi biết được vận tốc của xe và hệ số cản của mặt đường mà xe cần khắc phục. + Xác định hệ số cản lớn nhất của mặt đường. Ta đã có: Ga = 5930 (N), Gt = 3000 (N), G0 = 2930 (N) thay đổi Gt ta sẽ tính được , ,, và góc a. Giá trị cụ thể như bảng 5.10. Từ các giá trị này trong bảng ta xây dựng được đồ thị nhân tố động lực và đồ thị tia như hình 5.4 bên dưới. Bảng 5.6. Giá trị hệ số nhân tố động lực ứng với số 1. V1 0.74 1.12 1.49 1.86 2.23 2.60 2.98 3.35 3.72 4.09 4.46 Pk1 705.8 852.0 964.8 1044.2 1090.3 1103.0 1082.3 1028.3 940.9 820.2 666.1 Pv 3.6 8.0 14.3 22.3 32.1 43.7 57.1 72.3 89.3 108.0 128.5 D1 0.118 0.142 0.160 0.172 0.178 0.179 0.173 0.161 0.144 0.120 0.091 Bảng 5.7. Giá trị hệ số nhân tố động lực ứng với số 2. V2 1.24 1.85 2.47 3.09 3.71 4.32 4.94 5.56 6.18 6.80 7.41 Pk2 424.9 512.9 580.9 628.7 656.4 664.1 651.7 619.1 566.5 493.8 401.0 Pv 3.6 8.0 14.3 22.3 32.1 43.7 57.1 72.3 89.3 108.0 128.5 D2 0.071 0.085 0.096 0.102 0.105 0.105 0.100 0.092 0.080 0.065 0.046 Bảng 5.8. Giá trị hệ số nhân tố động lực ứng với số 3. V3 1.70 2.55 3.40 4.26 5.11 5.96 6.81 7.66 8.51 9.36 10.21 Pk3 308.4 372.3 421.6 456.3 476.4 482.0 473.0 449.4 411.2 358.4 291.1 Pv 3.6 8.0 14.3 22.3 32.1 43.7 57.1 72.3 89.3 108.0 128.5 D3 0.051 0.061 0.069 0.073 0.075 0.074 0.070 0.064 0.054 0.042 0.027 Bảng 5.9. Giá trị hệ số nhân tố động lực ứng với số 4. V4 2.20 3.30 4.40 5.50 6.60 7.70 8.80 9.90 11.00 12.10 13.20 Pk4 238.7 288.2 326.3 353.2 368.8 373.1 366.1 347.8 318.3 277.4 225.3 Pv 3.6 8.0 14.3 22.3 32.1 43.7 57.1 72.3 89.3 108.0 128.5 D4 0.040 0.047 0.053 0.056 0.057 0.056 0.052 0.046 0.039 0.029 0.016 Bảng 5.10. Giá trị góc a của đồ thi tia. Gtx/Gt.100% 0 20 40 60 80 100 120 140 Gtx 0 600 1200 1800 2400 3000 3600 5040 Gx=G0+Gtx 2930 3530 4130 4730 5330 5930 6530 7970 Gx/Ga 0.494 0.595 0.696 0.798 0.899 1.000 1.101 1.344 a 26.29 30.76 34.86 38.58 41.95 45.00 47.76 53.35 Hình 5.4. Đồ thị nhân tố động lực học. + Từ đồ thị nhân tố động lực học ta xác định được hệ số dốc lớn nhất mà xe khắc phục được là: i = 0,1608 hay góc dốc amax = 9034’. Giá trị này là quá nhỏ. Để đảm bảo xe chuyển động trên những độ dốc lớn hơn cần dùng động cơ có công suất, momen lớn hơn nhưng khi đó tính ổn định của xe khi chuyển động như tính toán ở phần sau sẽ rất khó đảm bảo. 5.4.4. Lập đồ thị gia tốc của xe. Nhờ đồ thị nhân tố động lực học D = f(v) ta có thể xác định được sự tăng tốc của xe khi hệ số cản của mặt đường đã biết và khi chuyển động ở một số truyền bất kỳ với một vận tốc cho trước. Từ biểu thức (5.18) ta suy ra: j = (D -y ). (5.19) Trong đó: + y: Hệ số cản tổng cộng của đường trong trường hợp này y = f. + di: Hệ số tính đến ảnh hưởng của các khối lượng quay. Theo [1] hệ số di có thể tính theo công thức kinh nghiệm sau: di = 1 + (d1 + d2.i2hi) Với d1 = d2 = 0,05 [1] suy ra di = 1,05 + 0,05. giá trị cụ thể của di ứng với các số truyền khác nhau tính như bảng 5.11. Bảng 5.11. Giá trị hệ số tính đến ảnh hưởng của khối lượng quay ở các số truyền khác nhau. Số I Số II Số III Số IV 7.6609 3.4473 2.3124 1.8060 Ở đây ta chỉ tính xe tăng tốc trên đường nằm ngang do vậy: y = f = 0,018. Các giá trị j tính toán theo công thức 5.19 ứng với các tỷ số truyền khác nhau thể hiện trong các bảng 5.12, 5.13, 5.14, 5.15 bên dưới. Đồ thị gia tốc j biểu diễn trên hình 5.5. Bảng 6.12. Giá trị của j ở số 1. V1 0.74 1.12 1.49 1.86 2.23 2.60 2.98 3.35 3.72 4.09 4.46 D1 0.118 0.142 0.160 0.172 0.178 0.179 0.173 0.161 0.144 0.120 0.091 y 0.018 0.018 0.018 0.018 0.018 0.018 0.018 0.018 0.018 0.018 0.018 J1 0.129 0.159 0.182 0.198 0.205 0.206 0.198 0.183 0.161 0.131 0.093 Bảng 5.13. Giá trị của j ở số 2. V2 1.24 1.85 2.47 3.09 3.71 4.32 4.94 5.56 6.18 6.80 7.41 D2 0.071 0.085 0.096 0.102 0.105 0.105 0.100 0.092 0.080 0.065 0.046 y 0.018 0.018 0.018 0.018 0.018 0.018 0.018 0.018 0.018 0.018 0.018 J2 0.151 0.191 0.221 0.240 0.248 0.246 0.234 0.211 0.178 0.134 0.080 Bảng 5.14. Giá trị của j ở số 3. V3 1.70 2.55 3.40 4.26 5.11 5.96 6.81 7.66 8.51 9.36 10.21 D3 0.051 0.061 0.069 0.073 0.075 0.074 0.070 0.064 0.054 0.042 0.027 y 0.018 0.018 0.018 0.018 0.018 0.018 0.018 0.018 0.018 0.018 0.018 J3 0.142 0.184 0.215 0.234 0.241 0.237 0.221 0.193 0.154 0.103 0.040 Bảng 5.15. Giá trị của j ở số 4. V4 2.20 3.30 4.40 5.50 6.60 7.70 8.80 9.90 11.00 12.10 13.20 D4 0.040 0.047 0.053 0.056 0.057 0.056 0.052 0.046 0.039 0.029 0.016 y 0.018 0.018 0.018 0.018 0.018 0.018 0.018 0.018 0.018 0.018 0.018 J4 0.118 0.159 0.188 0.205 0.211 0.204 0.185 0.155 0.112 0.057 -0.009 Hình 5.5. Đồ thị gia tốc của xe. Do ở số truyền càng thấp thì năng lượng tiêu hao dùng để tăng tốc các khối lượng vận động quay càng lớn, nghĩa là di càng lớn, do đó làm cho j càng giảm đi rõ rệt. Vì vậy ở đồ thị gia tốc j ta thấy đường cong gia tốc ở số 1 thấp hơn đường cong gia tốc ở số 2. 6. BÁN KÍNH VÀ HÀNH LANG QUAY VÒNG CỦA XE THIẾT KẾ. 6.1. BÁN KÍNH QUAY VÒNG CỦA XE. Khi xe vào đường vòng, để đảm bảo bánh xe dẫn hướng không bị trượt lết hoặc trượt quay thì đường vuông góc với các véctơ vận tốc chuyển động của tất cả các bánh xe phải gặp nhau tại một điểm, điểm đó chính là tâm quay vòng tức thời của xe. Xe thiết kế là loại xe chỉ có một bánh dẫn hướng đằng trước, nên khi quay vòng ta chỉ quay bánh xe này lệch khỏi vị trí trung gian so với mặt phẳng quay đứng một góc nào đó. Sơ đồ động học quay vòng của xe thiết kế thể hiện như hình 6.1 ở dưới. Từ sơ đồ ta có tga = với: + L: Chiều dài cơ sở của xe, L = 1800 (mm). + R: Bán kính quay vòng. + a: Góc quay bánh xe dẫn hướng. Hình 6.1. Sơ đồ động học quay vòng của xe thiết kế. Với jx - gia tốc của trọng tâm xe hướng theo truc dọc của xe. jy - gia tốc của trọng tâm xe hướng vuông góc với trục dọc. - gia tốc hướng tâm của tâm trục sau đối với tâm quay tức thời. - gia tốc tiếp tuyến của tâm trục sau đối với tâm quay tức thời. - gia tốc hướng tâm của trọng tâm xe đối với tâm trục sau. - gia tốc tiếp tuyến của trọng tâm xe đối với tâm trục sau. Tham khảo [4] với ô tô có hai bánh dẫn hướng thì góc quay trung bình của bánh xe dẫn hướng 350 ÷ 400, chọn góc quay của bánh xe dẫn hướng là a = 400. Khi đó bán kính quay vòng sẽ là: R = Thay số vào ta có: R = = 2145 (mm). 6.2. HÀNH LANG QUAY VÒNG CỦA XE. Hành lang quay vòng của xe là diện tích bề mặt tựa được giới hạn bởi hình chiếu của quỹ đạo chuyển động của các điểm biên với tâm quay vòng tức thời của nó. Từ sơ đồ hình 6.2 ta xác định được hành lang quay vòng là: HV HV = RB – RA Với RA - Bán kính quay vòng của bánh xe sau gần tâm quay vòng. RB - Bán kính quay vòng của bánh xe sau xa tâm quay vòng. Thay số vào ta có: HV = 2800 – 1570 Hay HV = 1230 (mm). Hình 6.2. Sơ đồ xác định chiều rộng hành lang quay vòng của xe thiết kế. Với RA - Bán kính quay vòng của điểm biên xe gần tâm quay vòng nhất. RB - Bán kính quay vòng của điểm biên xe xa tâm quay vòng nhất. R0 - Bán kính quay vòng của trọng tâm xe. a, b - Khoảng cách từ trọng tâm xe đến trục bánh xe trước và sau. L, B - Chiều dài, chiều rộng cơ sở của xe. 7. TÍNH TOÁN ỔN ĐỊNH XE. Tính ổn định của xe là khả năng đảm bảo giữ được quỹ đạo chuyển động của xe theo yêu cầu điều khiển của người vận hành trong mọi điều kiện chuyển động khác nhau. Tuỳ thuộc điều kiện sử dụng xe có thể đứng yên, chuyển động trên dốc (đường có góc nghiêng dọc hoặc nghiêng ngang), có thể quay vòng hoặc phanh ở các loại đường khác nhau. Trong những điều kiện chuyển động phức tạp như vậy, thì xe phải giữ được quỹ đạo chuyển động của nó sao cho không bị lật đổ, không bị trượt hoặc thùng xe không bị nghiêng, cầu xe không bị quay lệch trong giới hạn cho phép để cho xe chuyển động an toàn. Dưới đây ta sẽ tính toán tính ổn định của xe trong các trường hợp khác nhau. 7.1. TÍNH ỔN ĐỊNH DỌC CỦA XE. Tính ổn định dọc tĩnh của xe là khả năng đảm bảo cho xe không bị lật hoặc không bị trượt khi đứng yên trên đường dốc dọc. Hình 7.1. Sơ đồ lực và momen tác dụng lên xe khi nó đứng quay đầu lên dốc. Khi xe đứng trên dốc thì xe chịu tác dụng các lực như sau: + Trọng lượng toàn bộ của xe Ga đặt tại trọng tâm xe. Do có góc dốc a của đường nên Ga được phân ra làm hai thành phần: Ga.cosa và Ga.sina. + Hợp lực của các phản lực của đường tác dụng thẳng đứng lên bánh xe trước là Z1 và bánh xe sau là Z2. Ta có: Z1 + Z2 = Ga.cosa. + Để xe khỏi bị trượt xuống dốc do thành phần trọng lượng Ga.sina, mặc dù có momen cản lăn nhưng nhỏ nên ta đặt lực phanh Pp ở các bánh xe sau. + Trong trường hợp xe đứng quay đầu lên dốc với sơ đồ tính toán như hình 7.1 ta thấy rằng: Nếu góc dốc a tăng dần tới một giới hạn nào đó thì bánh xe trước sẽ nhấc khỏi mặt đường khi đó hợp lực Z1 = 0 và bánh xe sẽ bị lật quanh điểm O2 là giao điểm của đường và trục thẳng đứng đi qua bánh xe sau. Gọi al là góc dọc giới hạn mà tại đó xảy ra lật đổ xe. Khi đó lập phương trình mômen của tất cả các lực đối với điểm O2 rồi rút gọn với Z1 = 0 ta sẽ được: Ga.b.cosl – Ga.hg.sinal = 0 Suy ra: tgal = (7.4) Thay các giá trị đã biết vào (7.4) ta được: tgal = = 0,471 hay al = 25013’ + Khi xe quay đầu xuống dốc cũng tương tự như trên ta có sơ đồ lực và momen tác dụng thể hiện như hình 7.2 bên dưới: Hình 7.2. Sơ đồ lực và momen tác dụng lên xe khi nó đứng quay đầu xuống dốc. Gọi a’l là góc dốc giới hạn mà xe bị lật đổ khi xe quay đầu xuống dốc khi đó nếu lấy mômen đối với điểm O1, thay Z2 = 0, ta sẽ xác định được giá trị góc a’l như sau: Ga.a.cosa’1 - Ga.hg.sina’1 = 0 (7.5) Suy ra: tga’1 = Hay a’1 = 62012’ Theo thông tư của Bộ Giao Thông Vận Tải Việt Nam qui định góc dốc giới hạn (agh) nguy hiểm của đường không nhỏ hơn 160. Vậy theo cách tính toán như trên thì góc dốc giới hạn của xe khi lên dốc, xuống dốc (al, a’1) là phù hợp. + Sự mất ổn định của xe không chỉ lật đổ dọc mà còn có thể trượt trên dốc do không đủ lực phanh hoặc do bám không tốt giữa bánh xe và mặt đường. Để xe không bị trượt lăn xuống dốc người ta thường bố trí phanh ở các bánh xe. Khi lực phanh lớn nhất đạt đến giới hạn bám, xe có thể bị trượt lê xuống dốc, góc dốc giới hạn khi xe bị trượt xác định như sau: Ppmax = Ga.sinat = j.Z2 (7.6) Trong đó: - Ppmax: Lực phanh lớn nhất đặt ở bánh xe sau. - j: Hệ số bám dọc của bánh xe với đường, với loại đường nhựa hoặc bê tông trong thành phố thì: j = 0,6 ÷ 0.65, chọn j = 0,64. - Z2: Phản lực của đường tác dụng lên bánh xe sau, theo [1] ta có: Z2 = (7.7) Từ (7.6) và (7.7) ta xác định được góc dốc giới hạn khi xe đứng trên dốc quay đầu lên bị trượt là: tgat = j [1] tgat = 0,64. Hay at = 3507’ + Khi xe đứng trên dốc quay đầu xuống, ta cũng xác định được góc dốc giới hạn khi xe bị trượt bằng phương trình sau: tgat’ = j tgat’ = 0,64.= 0,404 hay at’ = 21059’ Tại góc xảy ra lật ta có hệ số bám: Ta có: tgal = j* Thay giá trị vào ta có: 0,47. Để khắc phục hiện tượng xe lật xảy ra trước trượt có thể dùng một số cách sau: + Sử dụng phanh dừng ở bánh trước thay cho bánh xe sau khi đó phương trình (7.6) trở thành: Ppmax = Ga.sinat = j.Z1 Với Z1 = ta tính được gốc dốc giới hạn trước khi xe bị trượt: at = 90. Cách này đơn giản nhưng không hiệu quả vì không thể giữ xe ở dốc nghiêng lớn. + Tăng chiều dài cơ sở xe lên để phân phối thêm khối lượng tải về bánh trước hoặc tìm cách hạ trọng tâm xe. Phương án thứ hai không thực hiện được vì trọng tâm xe trong trường hợp này đã hạ hết mức có thể chỉ còn phương án thứ nhất là khả thi tuy nhiên chiều dài cơ sở của xe tăng lên làm cho việc quay vòng của xe trong những đường hẻm nhỏ khó khăn, độ cứng vững của khung xe yêu cầu cao hơn. Ta thấy rằng xe hoạt động trong thành phố ít có góc dốc quá 300 nên việc khắc phục nhược điểm trên cũng không cần thiết lắm. Đồng thời từ việc tính toán sức kéo của xe ta thấy độ dốc lớn nhất mà xe có thể khắc phục được là rất thấp chỉ khoảng 9034’ ứng với độ dốc i = 0,1608, nên để cho xe có thể chuyển động được khi chất tải thì người lái không thể để xe vượt quá độ dốc trên được. Qua các trường hợp trên, ta có nhận xét rằng góc giới hạn khi xe đứng trên dốc bị trượt hoặc bị lật đổ chỉ phụ thuộc vào toạ độ trọng tâm của xe và chất lượng măt đường. 7.2. TÍNH ỔN ĐỊNH NGANG CỦA XE. 7.2.1. Tính ổn định ngang của xe khi chuyển động trên đường nghiêng ngang. Giả thuyết rằng: + Trọng tâm của xe nằm trong mặt phẳng đối xứng dọc. + Trị số momen quán tính của các chi tiết quay của động cơ và hệ thống truyền lực khi xe chuyển động đều Mjn nhỏ và xem Mjn = 0. Khi xe chuyển động trên đường nghiêng ngang lực tác dụng lên xe gồm: + Trọng lượng của xe Ga được phân ra hai thành phần là: Ga.cosb, Ga.sinb. + Các phản lực thẳng đứng từ đường tác dụng lên bánh xe sau bên trái Z’2 và bên phải Z’’2, lên bánh xe trước là Z1. + Các phản lực ngang của bánh xe sau bên trái Y’2 và bên phải Y’’2, lên bánh xe trước là Y1. + Mjn: Momen quán tính của các chi tiết quay của động cơ và hệ thống truyền lực. Dưới tác dụng của các lực và momen, khi góc b tăng dần tới góc giới hạn b thì xe bị lật quanh đường giao tuyến của mặt phẳng thẳng đứng qua hai bánh xe là bánh xe sau bên trái và bánh trước với mặt phẳng đường lúc đó Z” = 0. Sơ đồ lực tác dụng khi xe chuyển động trên đường nghiêng ngang được trình bày trên hình 7.3 bên dưới. Hình 7.3. Sơ đồ lực tác dụng lên xe khi chuyển động trên đường nghiêng ngang. Lấy momen đối với giao tuyến trên ta có và cho phản lực Z’’2 = 0 ta có phương trình sau: Ga.sinb.cosg.hg – Ga.cosb.c’ = 0 Suy ra: tgb = (7.7) Với cánh tay đòn c’ phụ thuộc vào toạ độ trọng tâm xe và chiều rộng cơ sở xe từ sơ đồ tính toán như hình 7.3 trên ta có biểu thức theo định lý sin sẽ là: hay c’= (7.8) Trong đó tgg = Hay g = 16016’ Thay giá trị vào (7.8) ta tính được: c’ = 404 (mm). Thay các giá trị vào (7.7) ta tính được góc dốc giới hạn trước khi xe bị lật đổ. tgb = Hay tgb = 0,553 suy ra b = 28°56’ Khi chất lượng bám của bánh xe với đường kém, xe cũng có thể bị trượt khi chuyển động trên đường nghiêng ngang từ sơ đồ tính toán ở hình 7.3 trên ta suy ra góc dốc giới hạn mà xe bị trượt sẽ là: Ga.sinbj = Y1 + Y’2 + Y’’2 = jy.Ga.cosbj (7.9) Trong đó: - bj: Góc dốc giới hạn mà xe bị trượt. - jy: Hệ số bám ngang giữa bánh xe và mặt đường jy = 1 [4] Giải phương trình trên ta được: tgbj = jy Suy ra bj = 450 Ta thấy tgbj > tgb Như vậy xe không đảm bảo được điều kiện bị trượt trước khi bị lật. Nhưng như lý luận ở trên ta không thay kết cấu xe. 7.2.2. Tính ổn định ngang của xe khi chuyển động quay vòng trên đường nghiêng ngang. Khi xe chuyển động quay vòng trên đường nghiêng ngang, ngoài các lực đã trình bày phần trên, xe còn chịu tác dụng của lực ly tâm Pl đặt tại trọng tâm xe (trục quay là Y Y). Sơ đồ lực và momen tác dụng lên xe chuyển động quay vòng trên đường nghiêng ngang như hình 7.4 bên dưới. Hình 7.4. Sơ đồ lực tác dụng lên xe khi chuyển động quay vòng trên đường nghiêng ngang. Lực ly tâm Pl phân ra hai thành phần, do góc nghiêng ngang b. Khi góc b tăng dần, đồng thời dưới tác dụng của lực Pl, xe sẽ bị lật đổ quanh giao tuyến như nói ở trên. Lấy momen đối giao tuyến trên ta có và cho phản lực Z’’2 = 0 ta có phương trình sau: Ga.sinb.cosg .hg + Pl.cosb.cosg .hg + Pl.sinb.c’ – Ga.cosb.c’ = 0 Suy ra:Pl = (7.10) Mặt khác ta có: Pl = (7.11) Từ (7.10) và (7.11) ta suy ra vận tốc giới hạn nguy hiểm là: (7.12) Trong đó: + bd: Góc dốc giới hạn khi xe quay vòng bị lật đổ, Bộ Giao Thông Vận Tải quy định [bd] = 160. + R: Bán kính quay vòng bé nhất: R = 2145 (mm). Thay giá trị vào (7.12) ta có: Hay vn = 2,2 (m/s) » 7,9 (km/h). Nếu hướng nghiêng của đường cùng phía với trục quay vòng thì tương tự như trên ta xác định được vận tốc nguy hiểm khi xe bị lật đổ là: vn = Hay vn = 4,58 (m/s) » 16,5 (km/h). Khi quay vòng trên đường nghiêng ngang xe có thể bị trượt bên dưới tác dụng của thành phần lực Ga.sinb và Pl.cosb, do điều kiện bám ngang của bánh xe và đường không bảo đảm. Để xác định vận tốc giới hạn khi xe bị trượt bên, ta sử dụng phương trình hình chiếu và rút gọn ta được: Pl.cosbj + Ga.sinbj = Y1 +Y2’+ Y2’’ = jy.(Z1 + Z2’+ Z2’’) Suy ra: Pl.cosbj + Ga.sinbj = jy.Ga.cosbj - jy.Pl.sinbj (7.13) Thay trị số Pl ở (7.11) vào phương trình (7.13) và rút gọn, ta có: Trong đó: - bj: Góc giới hạn của đường ứng với vận tốc giới hạn, bj =160. - R: Bán kính quay vòng bé nhất, R = 2145 (mm). Vậy: Hay vj = 3,42 (m/s) = 12,3 (km/h). Nếu hướng nghiêng của đường cùng phía với trục quay vòng thì vận tốc giới hạn khi xe bị trượt bên là: Suy ra Hay vj = 6,16 (m/s) = 22,18 (km/h). Trong cả hai trường hợp trên điều kiện vj < vn đều không đảm bảo. Do vậy yêu cầu người lái hạn chế tốc độ xe khi xe vào các đường vòng. KẾT LUẬN Sau hơn ba tháng làm đề tài với mong muốn là hoàn thành đề tài một cách tốt nhất đến nay em đã hoàn thành. Về cơ bản xe thiết kế ra đã đảm bảo những yêu cầu đặt ra với kết cấu đơn giản, dễ chế tạo và có chiều cao sàn xe là 280 mm. Tuy vậy do chiều cao chất tải lớn mà phải hạn chế chiều dài toàn bộ xe nên xe thiết kế chưa hoàn toàn đáp ứng được yêu cầu về vấn đề ổn định trên dốc nghiêng. Động cơ sử dụng có công suất nhỏ nên độ dốc mà xe khắc phục được khá nhỏ, làm cho xe chuyển động trên dốc nghiêng lớn bị hạn chế. Một lần nữa rất mong các Thầy cô và các bạn đóng góp ý kiến và bổ sung cho đề tài này càng hoàn thiện hơn để chung tay vào giải pháp cơ giới hoá việc vận chuyển rác trong Thành phố thay cho sức lực công nhân Công ty Môi trường Đô thị, làm tăng năng suất thu gom rác và giảm ô nhiễm môi trường cho Thành phố. TÀI LIỆU THAM KHẢO [1]. Nguyễn Hữu Cẩn, Dư Quốc Thịnh, Phạm Minh Thái, Nguyễn Văn Tài, Lê Thị Vàng. LÝ THUYẾT Ô TÔ MÁY KÉO. Nhà xuất bản Khoa Học - Kỹ Thuật. Năm 2000. [2]. Nguyễn Hữu Cẩn, Phan Đình Kiên. THIẾT KẾ VÀ TÍNH TOÁN Ô TÔ MÁY KÉO - Tập 1. Nhà xuất bản Đại Học và Trung Học chuyên nghiệp. Hà Nội - 1987. [3]. Nguyễn Hữu Cẩn, Phan Đình Kiên. THIẾT KẾ VÀ TÍNH TOÁN Ô TÔ MÁY KÉO - Tập 2. Nhà xuất bản Đại Học và Trung Học chuyên nghiệp. Hà Nội - 1984. [4]. Nguyễn Hữu Cẩn, Phan Đình Kiên. THIẾT KẾ VÀ TÍNH TOÁN Ô TÔ MÁY KÉO - Tập 3. Nhà xuất bản Đại Học và Trung Học chuyên nghiệp. Hà Nội - 1985. [5]. Nguyễn Trọng Hiệp, Nguyễn Văn Lẫm. THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY. Nhà xuất bản Giáo Dục. 2000. [6]. Nguyễn Trọng Hiệp. CHI TIẾT MÁY - Tập 1. Nhà xuất bản Giáo Dục. Năm 2003. [7]. Nguyễn Trọng Hiệp. CHI TIẾT MÁY - Tập 2. Nhà xuất bản Giáo Dục. Năm 2003.