Thiết kế ôtô tải trên cơ sở xe ôtô sát xi nhập khẩu

ng nước.
Quyết định 1362/2000/QĐ- BGTVT: ban hành quy định về việc cải tạo PTGTCGDB. 1.2. TRÌH TỰ THIẾT KẾ PHƯƠG TIỆ CƠ GIỚI ĐƯỜG BỘ. - Hồ sơ thiết kế xe cơ giới bao gồm các tài liệu sau: 1.2.1. Các bản vẽ kỹ thuật - Bản vẽ bố trí chung của xe cơ giới; - Bản vẽ lắp đặt tổng thành, hệ thống 6 - Bản vẽ và các thông số kỹ thuật của các chi tiết tổng thành hệ thống được sản xuất trong nước Các bản vẽ kỹ thuật nói trên phải được trình bày theo các tiêu chuNn Việt N am hiện hành. - Bản thông số, tính năng kỹ thuật của các tổng thành, hệ thống nhập khNu. 1.2.2. Thuyết minh thiết kế kỹ thuật xe cơ giới. N ội dung của thuyết minh kỹ thuật xe cơ giới phải thể hiện được các nội dung cơ bản sau: a) Lời nói đầu: Trong phần này cần giới thiệu được sự cần thiết của việc thiết kế sản phNm và các yêu cầu mà thiết kế cần phải đáp ứng. b) Bố trí chung của xe thiết kế, tính toán về trọng lượng và phân bố trọng lượng, tính toán lựa chọn trang thiết bị chuyên dùng lắp trên xe (nếu có), thuyết minh về đặc tính kỹ thuật cơ bản của xe thiết kế và của xe cơ sở (nếu có). c) Tính toán động học, động lực học Tùy thuộc từng loại hình sản xuất, các hạng mục tính toán động học, động lực học được thể hiện trong thuyết minh thiết kế sẽ bao gồm các nội dung như nêu trong bảng Bảng 1.1. ội dung các hạng mục tính toán động học, động lực học Loại hình sản xuất Stt Hạng mục tính toán Sản xuất trên cơ sở ô tô sat xi hoặc ô tô hoàn toàn mới Sản xuất trên cơ sở các tổng thành rời Rơ mooc, sơ mi rơ mooc 1 Động lực học kéo và khả năng tăng tốc của xe X X --- 2 Tính ổn định ngang, ổn định X X X 7 dọc của xe khi không tải và khi đầy tải 3 Tính ổn định của xe khi quay vòng X X ------ 4 Tính ổn định của xe khi có lắp cơ cấu chuyên dùng hoạt động ( cần cNu, cơ cấu nâng hạ thùng chở hàng, cơ cấu nâng người làm việc trên cao,…v.v…) X X X 5 Động lực học lái X(1) X X(2) 6 Động học quay vòng của đoàn xe ----- ----- X 7 Động lực học khi phanh X X X 8 Động lực học cơ cấu nâng hạ thùng chở hàng(3) X X X Ghi chú: X: Áp dụng ---: Không áp dụng (1): Chỉ áp dụng đối với xe có sự thay đổi chiều dài cơ sở của xe cơ sở (2): Chỉ áp dụng đối với xe có trang bị hệ thống lái (3): Chỉ áp dụng đối với xe có trang bị cơ cấu nâng hạ thùng chở hàng d) Tính toán kiểm nghiệm bền các chi tiết, tổng thành, hệ thống Tùy thuộc từng loại hình sản xuất, các hạng mục tính toán kiểm nghiệm bền được thể hiện trong thuyết minh thiết kế sẽ bao gồm các nội dung như nêu trong bảng Bảng 1.2. ội dung các hạng mục tính toán kiểm nghiệm bền Loại hình sản xuất Stt Hạng mục tính toán Sản xuất trên cơ sở ôtô sat xi Sản xuất trên cơ sở các Rơ mooc, sơ mi 8 hoặc ô tô hoàn toàn mới tổng thành rời rơ mooc 1 Khung xe X(1) X X 2 Khung xương của thân xe (hoặc khung xương của thùng chở hàng kiểu kín); Dầm ngang sàn xe (hoặc dầm ngang của thùng chở hàng ); Liên kết dầm ngang sàn xe (hoặc sàn thùng xe) với dầm dọc của khung xe; Liên kết dầm ngang sàn xe với khung xương của thân xe ô tô chở người X X --- 3 Khung xương ghế và liên kết của ghế với sàn xe X X --- 4 Hệ thống truyền lực (hộp số, trục truyền động) X(2) X --- 5 Cầu xe --- X X 6 Lốp xe --- X X 7 Cơ cấu lái; Dẫn động lái --- X X(3) 8 Cơ cấu phanh; Dẫn động phanh --- X X 9 Hệ thống treo --- X X Vỏ xi téc ở trạng thái vận hành và trạng thái chịu áp suất (nếu có) X X X 10 Xi téc Mối hàn giữa xi téc và chân đỡ X X X 11 Chốt kéo sơ mi ro mooc; Liên kết chốt kéo với khung sơ mi rơ mooc --- --- X 12 Chốt hãm contenơ --- --- X 13 Liên kết giữa các bộ phận của trang thiết bị chuyên dùng; Liên kết các trang thiết bị chuyên dùng với khung xe X X X 9 Ghi chú: X : Áp dụng --- : Không áp dụng (1): Chỉ áp dụng trong các trường hợp sau: + Khi có sự thay đổi về kết cấu khung xe của xe cơ sở (như nối táp, gia cường ). + Đối với ô tô tải có lắp cần cNu: Tính toán kiểm nghiệm bền dầm dọc của khung xe tại trạng thái nâng hàng ở tầm với lớn nhất về phía sau. (2) : Chỉ áp dụng khi có sự thay đổi chiều dài của trục truyền động (3) : Chỉ áp dụng đối với xe có trang bị dẫn động lái - N goài các hạng mục tính toán nêu trên, trong bản thuyết minh còn phải thể hiện những nội dung tính toán kiểm nghiệm bền cho các chi tiết, tổng thành khác tùy thuộc vào đặc điểm cụ thể của từng loại phương tiện được thiết kế và loại hình sản xuất, lắp ráp thực tế. - Trong trường hợp có cơ sở để kết luận sự thỏa mãn về độ bền của các chi tiết, tổng thành, hệ thống các hạng mục bắt buộc phải tính toán kiểm nghiệm bền nêu trên thì trong thuyết minh phải nêu rõ lý do của việc không tính toán kiểm nghiệm bền đối với các hạng mục này. e) Bảng kê các chi tiết, tổng thành, hệ thống nhập khNu ( nếu có ); Bảng kê các chi tiết, tổng thành, hệ thống nhập khNu được lập theo mẫu như nêu trong bảng 1.3. Bảng 1.3 Stt Tên tổng thành, hệ thống N hãn hiệu, kiểu loại Số lượng tính cho 01 xe Xuất xứ f) Bảng kê các tổng thành, hệ thống sản xuất trong nước; Bảng kê các tổng thành, hệ thống sản xuất trong nước được lập theo mẫu như nêu trong bảng 1.4 10 Bảng1.4 Stt Tên tổng thành, hệ thống N hãn hiệu, kiểu loại Số lượng tính cho 01 xe N ơi sản xuất h) Kết luận chung của bản thuyết minh i) Mục lục và các tài liệu tham khảo trong quá trình thiết kế. B- Đối với những cơ sở thiết kế lần đầu tiên có hồ sơ thiết kế cần thNm định thì ngoài các tài liệu nêu tại mục A, cơ sở thiết kế phải bổ sung bản sao y có công chứng văn bản của cơ quan N hà nước có thNm quyền xác nhận cơ sở có chức năng thiết kế phương tiện giao thông đường bộ theo quy định của pháp luật./. 11 Chương 2 THIẾT KẾ BỐ TRÍ CHUG 2.1. HIỆM VỤ, MỤC ĐÍCH CÔG VIỆC THIẾT KẾ 2.1.1. hiệm vụ công việc thiết kế - Bố trí hợp lý các cụm. các chi tiết chính - Tính toán lắp đặt các cụm, hệ thống - Tính toán trọng lượng, phân bố trọng lượng - Tính toán ổn định của xe - Xác định bán kính quay vòng - Xây dựng đặc tính ngoài, nhân tố động lực học, lực kéo, khả năng tăng tốc, gia tốc của xe - Tính toán bền cho các mối ghép, liên kết, khung… - Kiểm nghiệm lại các hệ thống của xe như: treo, phanh, lái, truyền lực… - Xây dựng các bản vẽ kỹ thuật để kiểm định và sản xuất 2.1.2. Mục đích thiết kế. - Đáp ứng được nhu cầu của người tiêu dùng. - Đảm bảo phù hợp với các tiêu chuNn do nhà nước quy định - Đảm bảo khai thác sử dụng tốt trong điều kiện giao thông Việt N am 12 2.2. TIẾ TRÌH THIẾT KẾ. 2.2.1. Khảo sát nhu cầu và kết cấu thực tế. a/
hu cầu thị trường hiện nay. Hiện nay, trên thị trường có nhiều loại xe chở rác thùng rời được nhập nguyên chiếc vào Việt N am với chất lượng tốt nhưng giá thành cao. Do vậy nhiều doanh nghiệp trong nước đã lựa chọn phương pháp sản xuất lắp ráp dựa trên xe sát xi nhập khNu nguyên chiếc và các thiết bị chuyên dùng điều này đã làm giảm giá thành sản phNm ngoài ra còn tận dụng được nguyên vật liệu, nhân công trong nước đồng thời vẫn đáp ứng được chất lượng sử dụng tương đối với xe nhập khNu nguyên chiếc. Việc thiết kế xe chở rác phụ thuộc vào tải trọng bên khách hàng yêu cầu ở đây tôi thiết kế xe chở rác với tải trọng rác là 5 tấn. Căn cứ vào điều kiện trên thùng chứa rác khi thiết kế phải có thể tích 10 m3 . b/. Kết cấu bố trí thực tế. Trong thiết kế bố trí kết cấu của xe chở rác thùng rời. N hững trang thiết bị trong nước chưa sản xuất được và phải nhập khNu như : Bơm dầu thuỷ lực, van phân phối, bầu lọc dầu thuỷ lực. Để đảm bảo khả năng làm việc ổn định, an toàn cao những thiết bị này được nhập khNu từ ITALIA. N hững trang thiết bị trong nước có thể gia công lắp ráp và sản xuất để giảm bớt giá thành trong quá trình chế tạo như: Cụm thùng gom rác, Cụm cung phụ, Cơ cấu ba khâu bản lề, Các chi tiết nối ghép, Xylanh dẫn động cần nâng chính, Xylanh dẫn động cần với…. Các cụm chi tiết khi tiến hành bố trí lắp ráp trên xe đảm bảo độ ổn định, an toàn, hiệu quả khi làm việc, tiết kiệm tối đa vật liệu 2.2.2. Thiết kế bố trí chung. a). Chọn xe cơ sở. 13 Hiện nay trên thị trường Việt N am có nhiều loại xe sát xi của các hãng như Huyndai, DongFeng, Deawoo, Hino….. Có thể đáp ứng được yêu cầu về kỹ thuật để thiết kế xe ôtô chở rác thùng rời. N hưng trong bản thiết kế này, em chọn xe cơ sở là xe sát xi HIN O FG1JJUB của hãng HIN O do công ty liên doanh HIN O MOTORS VIỆT N AM lắp ráp. Đây là hãng xe mới xuất hiện ở thị trường Việt N am chưa lâu (từ năm 1997) so với các dòng xe tải khác nhưng nó đã và đang là sự lựa chọn hàng đầu của các doanh nghiệp cũng như các chủ xe tư nhân bởi vì xe HIN O FG1JJUB có những ưu điểm nổi bật so với các dòng xe khác như sau: + Xe tiết kiệm nhiên liệu hơn các dòng xe cùng loại + Tự trọng của xe nhỏ hơn so với các dòng xe cùng loại nên có thể chở được tải lớn hơn + Dễ khai thác bảo dưỡng sửa chữa Bên cạnh những ưu điểm trên cũng có những nhược điểm. + Giá thành của xe cao, thời gian khấu hao dài + Thiết bị thay thế ít phổ biến * Giới thiệu về ôtô sát xi HIO FG1JJUB Ôtô tải HIN O FG1JJUB có công thức bánh xe 4x2. Trên ôtô có lắp đặt các cụm tổng thành sau: - Động cơ diesel 4 kỳ J08C – F, 6 xilanh thẳng hàng, phun nhiên liệu trực tiếp, làm mát bằng nước, công suất lớn nhất 155KW ở tốc độ 2900 v/phút. Mômen xoán cực đại 554 N m ở tốc độ 1500v/phút. - Ly hợp ma sát khô 1 đĩa ép dẫn động thuỷ lực. - Hộp số cơ khí 6 số tiến và 1 số lùi, đồng tốc từ số 2 đến số 6, có bộ phận trích công suất. Tỷ số truyền các tay số được cho trong bảng thông số kỹ thuật. - Cầu sau chủ động, truyền lực chính đơn hipôit, tỷ số truyền và khả năng chịu tải cho trong bảng thông số kỹ thuật. 14 - Cầu trước dẫn hướng, cơ cấu lái kiểu trục vít – đai ốc bi. Khả năng chịu tải cho trong bảng thông số kỹ thuật. - Hệ thống treo phụ thuộc, với các phần tử đàn hồi kiểu nhíp lá nửa elíp, giảm chấn ống thuỷ lực - Hệ thống phanh thuỷ lực trợ lực khí nén 2 dòng, cơ cấu phanh kiểu tang trống đặt ở tất cả các bánh xe. Hệ thống phanh tay dẫn động kiểu cơ khí tác động lên các trục cácđăng. Hình 2.1: Xe sat xi HIO FG1JJUB Bảng 2.1. Các thông số kỹ thuật của ôtô tải HIO FG1JJUB : TT Thông số Đơn vị Giá trị 1 Kích thước bao - Dài - Rộng - Cao mm mm mm 7600 2490 2635 2 Chiều dài cơ sở mm 4280 15 3 Vết bánh xe trước/sau mm 1910/1820 4 Trọng lượng bản thân - Phân bố trục trước - Phân bố trục sau kG kG kG 5160 2610 2550 5 Số người cho phép chở người 03 (195KG) 6 Trọng lượng toàn bộ cho phép - Phân bố lên trục trước - Phân bố lên trục sau kG kG kG 15100 5400 9700 7 Động cơ đốt trong - Đường kính xi lanh - Hành trình pittông - Công suất lớn nhất N emax ở tốc độ quay neN - Mômen lớn nhất Memax ở tốc độ quay neM mm mm KW v/ph N .m v/ph J08C-F 114 130 155 2900 554 1500 8 Tỷ số truyền hộp số ( ih ) ih1 = 7,663; ih2 = 4,751; ih3 = 2,898; ih4 = 1,844; ih5 = 1,288; ih6 = 1; iL = 7,173; 9 Tỷ số truyền của truyền lực chính i0 5,482 10 Bán kính quay vòng nhỏ nhất m 8,5 11 Cỡ lốp inch 10.00 - 20/14PR 12 Tốc độ chuyển động lớn nhất Km/h 108 13 Khả năng vượt dốc % 28 b). Giới thiệu vật tư chính Bảng 2.2. Các tổng thành và các chi tiết nhập kh=u (cho 01 ôtô). 16 Stt Tên tổng thành và chi tiết Số lượn g Hãng N ước sản xuất 1 Bơm dầu thuỷ lực PW3- 80-SAE-B-R 01 Ronzio Italia 2 Van phân phối Q80- 080030103-029001 01 Galtech Italia 3 Bầu lọc dầu thuỷ lực 01 Galtech Italia 4 Các loại ống dẫn, cút nối, đồng hồ -- -- Trung Quốc Bảng 2.3.Các tổng thành và chi tiết chế tạo trong nước(cho 01 ôtô). Stt Tên tổng thành, chi tiết Số lượn g Cơ sở sản xuất 1 Ôtô tải HIN O FG1JJUB 01 HIN O MOTOR Việt N am 2 Cụm thùng gom rác 01 Xí nghiệp cơ khí dich vụ môi trường 3 Cụm khung phụ 01 Xí nghiệp cơ khí dịch vụ môi trường 4 Cơ cấu ba khâu bản lề 01 Xí nghiệp cơ khí dịch vụ môi trường 5 Các chi tiết nối ghép 01 bộ Xí nghiệp cơ khí dịch vụ môi trường 6 Xylanh dẫn động cần nâng chính 02 Công ty TN HH Việt Hà 7 Xylanh dẫn động cần với 01 Công ty TN HH Việt Hà 8 Xylanh dẫn động cơ cấu kẹp thùng 01 Công ty TN HH Việt Hà c). Giới thiệu ôtô thiết kế, nguyên lý làm việc và quy trình sản xuất. Công việc thiết kế được đảm bảo trên các nguyên tắc sau. - Thiết kế sản xuất lắp ráp mang nhãn hiệu hàng hoá trong nước theo quyết định 2070/2000/QD- BGTVT 17 - Sử dụng ôtô tải HIN O FG1JJUB được lắp ráp dạng CKD2 tại công ty liên doanh HIN O MOTOR Việt N am với chất lượng mới 100%. - Chế tạo mới thùng chứa rác, phế thải. - N hập khNu toàn bộ các thiết bị thuỷ lực ( Riêng xilanh thuỷ lực nhập dạng phôi ) do Italia sản xuất, thực hiện sản xuất lắp ráp trong nước, sau khi lắp đặt được cơ quan có thNm quyền kiểm định và cấp giấy chứng nhận chất lượng. - Thiết kế đảm bảo công nghệ phù hợp với trình độ của cơ sở thi công sản phNm - Mẫu sơn ôtô do cơ sở sản xuất đăng ký theo loạt sản phNm. 1/ Giới thiệu về xe ôtô thiết kế. Ôtô chở rác thùng rời được chế tạo trên cơ sở ôtô tải HIN O FG1JJUB bao gồm 2 phần - Thùng chứa rác rời đặt tại các điểm thu gom rác phế thải. - Cơ cấu chuyên dùng lắp trên ôtô dùng để kéo thùng rác rời từ mặt đất lên khung ôtô, giữ chặt thùng rác trong quá trình vận chuyển, thực hiện việc đổ xả rác và đưa trả thùng chứa rác về vị trí ban đầu. Bảng 2.4. Thông số kỹ thuật của ôtô thiết kế T T THÔG SỐ ĐƠ VN GIÁ TRN 1 Kích thước bao + Dài toàn bộ + Rộng toàn bộ + Cao toàn bộ mm mm mm 7020 2490 3122 2 Chiều dài cơ sở mm 4280 3 Vết bánh xe trước/sau mm 1910/1820 4 Kích thước bên trong thùng rác rời (DxRxC) mm 4145 x 2210 x 1150 18 5 Trọng lượng bản thân ôtô (không thùng) + Phân lên trục trước + Phân bố lên trục sau kG kG kG 5770 2924 2846 6 Trọng lượng bản thân ôtô (có thùng) + Phân lên trục trước + Phân bố lên trục sau kG kG kG 7700 3400 4300 7 Số người cho phép chở ngườ i 03 (195 KG) 8 Tải trọng kG 4982 9 Trọng lượng toàn bộ + Phân lên trục trước + Phân bố lên trục sau kG kG kG 12877 3987 8980 10 Động cơ đốt trong + Đường kính xylanh + Hành trình pít tông + Công suất lớn nhất N emax ở tốc độ quay neN + Mô men lớn nhất Memax ở tốc độ quay neM - mm mm KW v /ph N .m v.ph-1 J08C – F 114 130 155 2900 554 1500 11 Tỷ số truyền hộp số ihsi - 7,663; 4,751; 2,898; 1,844; 1,288; 1; L:7,173 12 Tỷ số truyền của truyền lực chính i0 - 5,428 13 Tốc độ chuyển động lớn nhất Km/h 107,35 14 Bán kính quay vòng nhỏ nhất m 8,5 15 Cỡ lốp inch 10.00 – 20/14PR * Thùng gom rác. 19 Thùng chứa rác rời được thiết kế theo kiểu dáng hình chữ nhật. Khung của thùng được chế tạo bằng thép hình. Các thành bên, mặt đáy, mặt trước được bọc tôn, mặt có bố trí cửa để mở khi xả rác, bình thường cửa sau được khoá lại. Dưới đáy thùng có bố trí hai dầm dọc vừa có nhiệm vụ đỡ các dầm ngang của thùng vừa dùng để dẫn hướng khi nâng và hạ thùng gom rác. Phía cuối thùng có bố trí hai con lăn nhằm làm nhiệm vụ giảm ma sát * Khung phụ . Khung phụ nhằm giảm tải cho khung chính và làm bệ đỡ cho toàn bộ các hệ thống chuyên dùng lắp trên ôtô. Khung phụ gồm hai dầm chính chế tạo bằng thép hình, phía cuối khung phụ có lỗ chốt để lắp cơ cấu nâng, trên khung phụ bố trí 04 bệ đỡ ray thùng và 02 tay lắp xylanh nâng thùng. Khung phụ liên kết với khung ôtô thông qua 04 tai chống xô M16 và 02 bulông quang M18 * Cơ cấu chuyên dùng. - Cơ cấu cần nâng phụ và cụm con lăn dẫn hướng: Cơ cấu cần nâng phụ được bắt trên dầm ngang phía cuối khung ôtô thông qua hai gối đỡ ở phía đầu và phía cuối của cần. Cần nâng phụ có tiết diện 160x80 Phía cuối đế cần có đặt cụm con lăn để dẫn hướng khi kéo thùng chứa rác rời lên khung ôtô. Cụm con lăn dẫn hướng bao gồm 02 con lăn và trục của con lăn. Trục con lăn được bắt xuyên qua các lỗ ở cuối cần nâng phụ. Bề mặt làm việc của các con lăn có φ 130 mm, dài 97 mm, phần dẫn hướng kiểu côn có φ max = 250mm. Khoảng cách tâm của hai con lăn đúng bằng khoảng cách tâm các giá trượt ở đáy thùng chứa rác. Phần đầu cần nâng phụ có bố trí cơ cấu kẹp giá trượt của thùng rác với cần nâng phụ để giữ thùng ổn định trên khung ôtô khi chuyển động và 20 khi nâng thùng để đổ rác. Cơ cấu kẹp gồm cụm mỏ kẹp và thanh truyền được dẫn động thuỷ lực. - Cơ cấu cần nâng chính Cơ cấu cần nâng chính dùng để kéo thùng rác rời và cùng với cần nâng phụ nâng thùng khi đổ rác. Cơ cấu này bao gồm cần nâng bằng thép hàn dạng hộp. Cần nâng chính được nối với cần nâng phụ bằng chốt quay. Trên cần nâng chính có giá công lỗ để nối với xylanh nâng cần với, có 02 giá đỡ xylanh cần nâng chính ( mỗi bên 01 giá đỡ ). Khi vận chuyển cần nâng chính tỳ lên các gối đỡ cao su trên khung phụ. - Cơ cấu cần với. Cơ cấu cần với dùng để điều chỉnh mooc kéo ở cần moóc kéo của thùng rác rời, đồng thời giữ thùng rác rời trên khung khi ôtô chuyển động và dùng khi hạ thùng rác rời xuống mặt đất. Cơ cấu cần với được nối với cần nâng chính bằng chốt quay, đầu trên có móoc kéo. Sự hoạt động của cơ cấu cần với được điều khiển bằng xylanh thuỷ lực. 21 Hình 2.2: Xe chở rác thùng rời xau khi thiết kế 2/ guyên lý làm việc của hệ thống kéo, đ=y, nâng, hạ và kẹp thùng chứa rác: - Quá trình kéo thùng rác rời từ mặt đất lên khung ôtô: Điều chỉnh cho xylanh thuỷ lực nâng cần nâng chính lên hết tầm với ( Quay quanh chốt quay trên cần nâng phụ), điều chỉnh cho xylanh của cơ cấu cần với làm việc đến khi móc kéo của cần trùng với độ cao của móc trên thùng rác. Lùi ôtô sao cho móc kéo của cần với móc vào móc trên thùng chứa rác. Điều chỉnh để xylanh cần nâng chính co dần vào cho đến khi tấm dẫn hướng ở đáy thùng tỳ vào con lăn trên cần nâng phụ và nâng thùng lên khung. Điều chỉnh để xylanh cần với co vào hết hành trình, khi đó thùng rác rời nằm trên khung đúng vị trí quy định. Điều chỉnh để xylanh của cơ 22 cấu khoá hãm chặt thùng rác với cần nâng phụ nhằm đảm bảo thùng được kẹp chặt trong quá trình vận chuyển. - Quá trình đổ rác: Mở khoá cửa thùng gom rác. Điều chỉnh để xylanh cần nâng chính nâng cả cụm cần nâng chính, cần nâng phụ để đổ rác xuống bãi chứa. - Quá trình hạ thùng rác xuống vị trí để thùng : thực hiện các thao tác ngược lại với quá trình kéo thùng rác lên khung xe. 3/ ội dung và trình tự công nghệ khi thực hiện sản xuất và lắp ráp. 1. Tháo bỏ thùng chở hàng nguyên thuỷ 2. Cắt ngắn đuôi khung ôtô 3. Chế tạo và lắp đặt khung phụ 4. Chế tạo và lắp đặt cần nâng phụ và cụm con lăn 5. Chế tạo và lắp đặt cơ cấu khoá thùng rác với cần nâng phụ 6. Chế tạo và lắp đặt cần nâng chính. 7. Chế tạo và lắp đặt cần với. 8. Lắp đặt toàn bộ hệ thống nâng hạ bằng thuỷ lực. 9. Kiểm tra, điều chỉnh toàn bộ 10. Chế tạo thùng chứa rác rời. 11. Thực hiện thử các thao tác nâng và hạ thùng chứa rác rời. d). Tính toán lắp đặt. 1/ Xác định trọng lượng và phân bố khối lượng. * Xác định thể tích thùng rác rời. Thùng rác rời có kết cấu dạng hình hộp chữ nhật(do góc vát đáy thùng nhỏ không đáng kể ) có kích thước trong lòng thùng như sau: - Chiều dài : LT = 4,145 m - Chiều rộng : BT = 2,210 m - Chiều cao : HT = 1,150 m 23 Thể tích của thùng rác được tính theo công thức: VT = BT.LT.HL = 4,145.2,210.1,150 = 10,53 m 3 2/ Xác định các thành phần trọng lượng. Trọng lượng bản thân của ôtô thiết kế được xác định trên cơ sở tổng trọng lượng của các cụm tổng thành. Trọng lượng của ôtô càng nhỏ thì tính năng động học và tính năng động lực học của ôtô càng cao. Tuy nhiên nó còn phụ thuộc vào sự phân bố trọng lượng lên cầu chủ động của ôtô. N ếu trọng lượng phân bố lên cầu chủ động lớn tức trọng lượng bám lớn thì tính năng động lực học kéo của ôtô sẽ tốt hơn. Bảng 2.5. Các thành phần trọng lượng: TT Tên thành phần trọng lượng Ký hiệu Giá trị Đơn vị 1 Trọng lượng ôtô tải HIN O FG1JJUB Gsx 5160 kG 2 Trọng lượng thùng nguyên thuỷ tháo rời Gthnt 837 kG 3 Trọng lượng khung ôtô cắt bỏ Gcb 75 kG 4 Trọng lượng khung phụ Gkp 232 kG 5 Trọng lượng các cơ cấu nâng kéo lắp thêm Glt 1290 kG 6 Trọng lượng thùng rác rời Gt 1930 kG - Trọng lượng bản thân ôtô thiết kế: G = Gsx – Gthnt – Gcb + Gkp + Glt + Gt = 5160 - 837 – 75 +232 + 1290 + 1930 = 7700 kG - Tải trọng của ôtô thiết kế : Q = VT. ρ Trong đó: VT là thể tích thùng chứa rác VT = 10,53 m 3 ρ là trọng lượng riêng của rác lấy theo giá trị trung bình của Xí nghiệp cơ khí dịch vụ môi trường : ρ = 473 kG/m3 Q = VT . ρ = 10,53 . 473 = 4982 kG 24 - Trọng lượng kíp lái 3 người trong Cabin: Gkl = 3.65 = 195 kG - Trọng lượng của toàn bộ ôtô thiết kế: G0 = G+Q+Gkl = 7700+4982+195 = 12877 kG 3/ Phân bố trọng lượng lên các cầu. Trên cơ sở các thành phần trọng lượng và toạ độ tác dụng của các cụm thành phần, ta có thể tính toán được phân bố trọng lượng của ôtô lên các cầu khi có tải và khi không có tải. * Sơ đồ bố trí tổng quát tải trọng phân bố lên các cầu : Trong đó: Gi - Trọng lượng cụm chi tiết thứ i Z1i - Phản lực pháp tuyến tác dụng lên cầu trước. Z2i - Phản lực pháp tuyến tác dụng lên cầu sau. O1, O2 - Vị trí cầu trước và cầu sau của ôtô sát xi. Lập phương trình cân bằng mômen của các lực tác dụng, ta sẽ tìm được lực phân bố lên các cầu của các cụm chi tiết 4280 . 1 bG Z ii = (kG), Z2i = Gi – Z1i (kG) . Thay các số liệu tính toán cho từng thành phần trọng lượng ta có giá trị phân bố các tải trọng trên các cầu như sau: 25 Bảng 2.6. Tải trọng phân bố lên các cầu. TT Thành phần trọng lượng Trị số (kG) Cầu trước Z1 (kG) Cầu sau Z2 (kG) 1 Trọng lượng của ôtô tải HIN O FG1JJUB 5160 2610 2550 2 Trọng lượng thùng nguyên thuỷ 837 362 475 3 Trọng lượng khung ôtô cắt bỏ 75 5 70 4 Trọng lượng khung phụ 232 64 168 5 Trọng lượng các cơ cấu nâng kéo lắp thêm 1290 617 673 6 Trọng lượng bản thân ôtô thiết kế (không thùng) 5770 2924 2846 7 Trọng lượng thùng rác rời 1930 476 1454 8 Trọng lượng bản thân ôtô thiết kế (có thùng) 7700 3400 4300 9 Tải trọng rác chuyên chở 4982 302 4680 10 Trọng lượng kíp lái 195 195 0 11 Trọng lượng toàn bộ ôtô 12877 3897 8980 12 Trọng lượng toàn bộ cho phép của ôtô HIN O FG1JJUB 15100 5400 9700 4/ Xác định toạ độ trọng tâm ôtô. *. Khi không tải - Toạ độ trong tâm theo chiều ngang: Coi ôtô có cấu tạo đối xứng dọc, do đó toạ độ trọng tâm ôtô theo chiều ngang nằm trên mặt phẳng đối xứng dọc trục. 26 - Toạ độ trọng tâm theo chiều dọc: + Khoảng cách từ trọng tâm ôtô đến cầu trước: G LZ a .2= Trong đó : Z2 - Trọng lượng phân bố lên cầu sau của ôtô khi không tải. G - Trọng lượng bản thân của ôtô không tải. L - Chiều dài cơ sở. + Khoảng cách từ trọng tâm ôtô đến cầu sau : b = L – a - Toạ độ trọng tâm ôtô theo chiều cao: Căn cứ vào giá trị các thành phần trọng lượng và toạ độ trọng tâm của chúng, ta xác định được chiều cao trọng tâm của ôtô theo công thức: G hG h giig ∑= . Trong đó : Gi - Trọng lượng của các thành phần hgi - Chiều cao tâm các thành phần trọng lượng. *. Khi có tải. - Toạ độ trọng tâm theo chiều ngang: Coi ôtô có cấu tạo dọc đối xứng dọc, do đó trọng tâm của ôtô theo chiều ngang nằm trên mặt phẳng đối xứng dọc trục. - Toạ độ trong tâm theo chiều dọc: + Khoảng cách từ trọng tâm ôtô đến cầu trước: 0 02 0 . G LZ a = Trong đó: Z02 - Trọng lượng phân bố lên cầu sau của ôtô khi có tải. G0 - Trọng lượng toàn bộ của xe. L - Chiều dài cơ sở. + Khoảng cách từ trọng tâm ôtô đến cầu sau: 27 b0 = L – a0 - Toạ độ trọng tâm ôtô theo chiều cao: Căn cứ vào giá trị các thành phần trọng lượng và toạ độ trọng tâm của các thành phần, ta xác định được chiều cao trọng tâm của ôtô theo công thức: 0 0 . G hG h giig ∑= Kết quả tính toán cho cả hai trường hợp được thể hiện trong bảng sau: Bảng 2.7. Toạ độ trọng tâm Thông số Các trường hợp tính toán a (m) b (m) hg (m) Khi không tải 2,390 1,890 1,17 Khi có tải 2,985 1,295 1,32 5/ Tính bền các mối ghép. *. Tính bền cần với Sơ đồ lực tác dụng cần với có dạng: Hình 2.3 : Sơ đồ bố trí lực cơ cấu cần với 28 Mumax = T/2.sin700.161,6 Mumax = 290000 kGcm Trong đó T tải trọng đặt lên móc cần với T = 3819 kG Lực kéo lớn nhất: N n = T.cos70 0 = 1306 kG Phản lực tại chốt A: XA = PXLC.cos79 0 + T.sin700 = 5922 kG YA = PXLC.sin79 0 - T.cos700 = 10693 kG Cần với bị uốn và kéo nén đồng thời: σmax = Mumax/Wx + N n/F Cần với có tiết diện như hình vẽ: Hình 2.4: Tiết diện ngang của cần với. F = 61,6 cm2; Wx = 424 cm 3 σmax = 261325/424 + 1306/61,6 = 638 ≤ [σ] = 950 kG/cm2. Vậy, cần với đủ bền. *. Tính bền cần nâng chính MA = PXLC.sin79 0 .42/2 = 251988 KG MK = PXLC.sin79 0.78/2 – XA.42/2 = 361381 kGcm Lực nén lớn nhất: 29 N n = (P.cos70 0)/2 = 17687.cos700/2 = 3025 kG Sơ đồ lực tác dụng lên cần nâng chính có dạng: Hình 2.5: Sơ đồ lực tác dụng lên cần nâng chính Phản lực tại chốt O: X0 = (Psin70 0 + XA – PXLC.cos79 0)/2 = 10105 kG Y0 = (Pcos70 0 + YA – PXLC.sin79 0)/2 = 2371 kG Cần nâng chính bị uốn và kéo nén đồng thời: σmax = Mumax/Wx + N n/F Tiết diện cần nâng chính tại mặt cắt nguy hiểm như hình vẽ: F = 60 cm2; Wx = 402 cm 3 σmax = 361381/402 + 3025/60 = 949 kG/cm 2 σmax = 879 < [σ] = 950 kG/cm 2. *. Tính kiểm tra bền các chốt xoay - Kiểm tra bền chốt xoay giữa cần nâng chính và cần nâng phụ Chốt xoay được kiểm tra bền theo ứng suất cắt: 30 τc = P/Fc ≤ [τ0]; Trong đó: P - Lực gây cắt chốt Từ sơ đồ các lực tác dụng lên cần nâng chính ta có: Pmax = X0 = 10105 kG Fc - diện tích chịu cắt Fc = 2πd 2/4 = 2π.6,82/4 = 72,6 cm2. τc = 139 kG/cm 2 Chốt được chế tạo bằng thép C45 có [τ0] = 200 kG/cm 2. N hư vậy chốt đủ bền. - Kiểm tra bền chốt xoay giữa cần nâng chính với cần với Chốt xoay được kiểm tra bền theo ứng suất cắt: τc = P/Fc ≤ [τ0]; Trong đó: P - Lực gây cắt chốt Từ sơ đồ các lực tác dụng lên cần nâng chính ta có: Pmax = YA = 10693 kG Fc - diện tích chịu cắt Fc = 2πd 2/4 = 2π.6,82/4 = 72,6 cm2. τc = 147 kG/cm 2 Chốt được chế tạo bằng thép C45 có [τ0] = 200 kG/cm 2. N hư vậy chốt đủ bền. - Kiểm tra bền chốt kéo thùng rác * Kiểm tra bền theo ứng suất cắt: τc = P/Fc ≤ [τ0]; Trong đó: P - Lực gây cắt chốt Từ sơ đồ các lực tác dụng lên cần nâng chính ta có: Pmax = T = 3820 kG Fc - diện tích chịu cắt Fc = 2πd 2/4 = 39,25 cm2. τc = 97 kG/cm 2 Chốt được chế tạo bằng thép C45 có [τ0] = 200 kG/cm 2. N hư vậy chốt đủ bền theo ứng suất cắt. * Kiểm tra bền chốt kéo thùng rác theo ứng suất uốn Lực tác dụng lên chốt kéo là: T = 3820 kG Sơ đồ các lực tác dụng lên chốt kéo thùng rác có dạng như hình vẽ trên Mômen uốn lớn nhất: Mumax = 0,5.T = 1910 kGcm 2. 31 σmax = Mu,ax/Wx = 1910/12,5 = 153 kGcm 2. Trong đó: Wx – mômen chống uốn của thùng rác rời Wx = 0,1.D 3 = 12,5 cm3. Chốt được chế tạo bằng thép C45 có [σ] = 950 kG/cm2. σmax ≤ [σ] = 950 kG/cm 2. N hư vậy thùng rác đủ bền theo ứng suất uốn. - Kiểm tra bền trục con lăn dẫn hướng ray thùng Kiểm tra bền chốt kéo thùng rác theo ứng suất uốn Lực tác dụng lên cụm con lăn và trục con lăn có dạng như hình vẽ sau: Hình 2.6 : Trục con lăn dẫn hướng Lực lớn nhất tác dụng lên trục con lăn là P – là trọng lượng thùng rác và rác chở trong thùng khi kéo thùng rác mà thùng bắt đầu rời mặt đất. Từ sơ đồ động học cơ cấu nâng hạ thùng rác rời ta xác định được: P = Q1.cosα Trong đó: Q1 là trọng lượng toàn bộ của thùng chở rác và rác trong thùng, Q1 = 6912kG α là góc nghiêng của thùng rác so với phương nằm ngang α = 270. P = 6159 kG Mômen uốn lớn nhất: Mumax = 13457,8 kGcm; σmax = Mumax /Wx = 13457,8/34,3 = 392 kG/cm 2 Wx- mômen chống uốn của trục con lăn φ7 cm: 32 Wx = 0,1.D 3 = 34,3 cm3 Chốt làm bằng thép 45 có [σ] = 950 kG/cm2 σmax ≤ [σ] = 950 kG/cm 2 N hư vậy: trục con lăn đủ bền. - hận xét độ bền các chốt lắp xylanh: Các chốt lắp xylanh được chế tạo để lắp vừa lỗ lắp chốt trên xylanh thuỷ lực, các cán xylanh thuỷ lực gồm cả lỗ lắp chốt được nhập khNu của nước ngoài đường kính lắp lỗ chốt được tính toán theo các tiêu chuNn quốc tế vì vậy không cần kiểm tra bền các chốt này. *. Tính kiểm tra bền mối ghép khung phụ và khung ôtô Toàn bộ cụm khung phụ và cơ cấu nâng lắp lên khung ôtô thông qua 02 bulông quang M18 và 04 bulông chống xô M16 tại 04 tai chống xô. Mối ghép giữa khung phụ và khung ôtô bị phá hỏng trong các trường hợp sau; - Trường hợp bắt đầu kéo thùng rác Điều kiện để mối ghép không bị phá hỏng trong trường hợp này là: Lực ma sát lớn hơn lực gây trượt: Pms ≥ N Trong đó N là lực gây trượt cụm khung phụ: N = P.cosα = 17687.cos30032’ = 14999 kG Trong đó: P- Lực tác dụng lên cụm khung phụ từ xylanh nâng cần chính P = 17687 kG α - Góc nghiêng giữa đường tâm xylanh với phương trượt: α = 30032’ (được xác định trên sơ đồ động học trong trường hợp bắt đầu kéo thùng rác) Pms - Lực ma sát giữa khung phụ và dầm dọc sinh ra do lực ép của các bulông. Pms = Pe.fms = [(Gccn + P.sinα) + (pe.n)].fms = =[232 + 1290 + 1930 + 4982 + (4820.8) + (3050.8)].0,28 = 19990 kG pe - Lực ép của 01 bulông quang M18 với mômen xiết bulông tiêu chuNn Mx = 700 kGcm, pe = 4820 kG; 33 Với bulông M16 thì Mx = 320 KGcm, pe = 3050 kG số bulông M18: n = 02; số bulông M16: n = 04; fms - Hệ số ma sát giữa khung phụ đệm cao su dầm dọc, fms = 0,28; Pms = 19990 > N = 14999 kG N hư vậy, Mối ghép đảm bảo bền khi bắt đầu kéo thùng rác chưa cần tính đến trường hợp thùng rác lăn trong khi kéo thùng. - Trường hợp ôtô phanh gấp khi chở đầy tải Mối ghép chịu lực lớn nhất trong trường hợp ôtô chở đầy tải và phanh với gia tốc phanh lớn nhất: Điều kiện để mối ghép không bị phá hỏng là lực ma sát lớn hơn lực quán tính phanh: Pms > Pj Trong đó, Pj là lực quán tính phanh sinh ra do khối lượng cụm khung phụ, thùng rác và rác trong thùng (coi thùng rác được kẹp chặt vào khung phụ): Pj =(Gkp +Gt + Gccn + Q).jmax/g = (232 + 1290 + 1930 + 4982).7/9,81=6018 kG Trong đó: Gkp, Gt, Gccn, Q là các thành phần trọng lượng. jmax là gia tốc phanh lớn nhất của ôtô thiết kế: jmax = 7,0 m/s 2 Pms - Lực ma sát giữa khung phụ và dầm dọc sinh ra do lực ép của các bulông và trọng lượng cụm tổng thành: Pms = Pe.fms = [(Gkp +Gt + Gccn + Q) + (pe.n)].fms = = [232 + 1290 + 1930 + 4982 + (4820.8) + (3050.8)].0,28 = 19990 kG Pms = 19990 > Pj = 6018 kG, như vậy mối ghép đủ chắc chắn Tóm lại: Mối ghép đảm bảo bền khi ôtô chở đầy tải và phanh với gia tốc phanh lớn nhất. 6/ Tính toán động học và đồng lực học của cơ cấu nâng hạ thùng rác rời. *. Động học. - Động học cơ cấu là cơ sở để xác định kích thước các khâu khớp và hành trình làm việc của các xilanh thuỷ lực. 34 Vì tính chất phức tạp của quá trình làm việc, phương pháp hoạ đồ sẽ cho kết quả phù hợp hơn so với lý thuyết. Căn cứ vào điều kiện đã biết. Kích thước cơ sở ôtô, kích thước thùng chứa rác, góc nghiêng thùng tối đa có thể dựng được sơ đồ động lực học của quá trình kéo thùng lên ôtô như sau: Hình 2.7: Sơ đồ động học nâng hạ thùng rác Từ kết quả của phương pháp hoạ đồ ta tìm được: - Chiều dài cần nâng phụ: 1050 mm. - Chiều dài cần nâng chính: 1700mm. - Chiều dài cần với: 1467 mm. - Chiều cao cần với: 1456 mm. - Hành trình xilanh cần với: 630 mm. - Hành trình xilanh cần nâng chính: 1170 mm. *.Tính toán động lực học. + xác định lực tác dụng lên xilanh cần nâng chính. 35 - Trường hợp kéo thùng rác lên khung. Trường hợp bất lợi nhất là khi bắt đầu kéo thùng rác rời lên khung ôtô. Sơ đồ các lực tác dụng trong trường hợp này được tính như sau: Hình 2.8 : Sơ đồ động lực học cơ cấu nâng hạ thùng L1 = 920 mm ; L2 = 4073 mm; L3 = 6163 mm ; L4 = 2320 mm ; L5 = 4470mm h1 = 1279 mm ; h2 = 1250 mm ; h3 = 870 mm Phương trình cân bằng mômen các lực tác dụng lên điểm O có dạng: 0 1 1 2 3 1 1 2 1. .cos . .cos . .sin ( ) ( .sin .cos . ). 0M P L Q L  L Q h h   f hα α α α αΣ = − + + − + + = 1 2 1 2 3 1 1 1 [ cos sin ( )] ( .cos sin cos . )Q L h h  L h h f P L α α α α α− − − + + = Trong đó: - Q1 là trọng lượng của thùng chứa đầy rác; Q1=5792 + 1120 = 6912 kG - P là lực tác dụng lên xylanh cần nâng chính - N là phản lực tác dụng từ đường lên con lăn của thùng rác; N được xác định bằng phương trình cân bằng mômen của các lực tác dụng đối với điểm A khi tách thùng rác: ∑ =+−−−+= 0).cossin(cos)(sincos 3523 hflhhQQM A ααααα )(sin.cos).sincos( 23435 hhQlQfhl −+=+ αααα Suy ra )].cos(sincos[ )](sincos[ 35 234 fhl hhlQ  ααα αα ++ −+ = 36 Các giá trị của P và N theo góc nghiêng của thùng được tính như sau: α 00 100 200 300 450 N 2745 2798 2947 3106 3231 P 17687 14735 11901 8947 6098 N hư vậy lực tác dụng lớn nhất lên xylanh cần nâng chính khi kéo thùng lên khung là: 17687 kG - Trường hợp đổ rác Khi đổ rác trường hợp bất lợi nhất xuất hiện ở thời điểm bắt đầu nâng ben. Sơ đồ các lực tác dụng trong trường hợp này có dạng sau: Hình 2.9: Sơ đồ lực tác khi xe đổ rác 0.sin.. 211 =−−=∑ hPlosPclQM o αα P = Q.l1/(cosα.l2 + sinα.h) Trong đó: l1 = 1587 mm l2 = 1768 mm α = 60 - Góc nghiêng ban đầu của xylanh h = 225 mm - Độ lệch tâm 37 Thay số vào ta có: P = 5159 kG N hư vậy lực tác dụng lên xylanh cần nâng chính khi kéo thùng lớn hơn so với khi đổ rác. * Tính chọn xylanh cần nâng chính Khi kéo thùng, khoang chịu áp lực của xylanh ở phía có cán píttông. Khả năng sinh lực của một xylanh được xác định như sau: PXL = p.F Trong đó: - p là áp suất làm việc trung bình của hệ thống thuỷ lực p = 125 kG/cm2 - F là tiết diện chịu lực của píttông: F = (D2 – d2).(π/4) Chọn sơ bộ xylanh có D = 150 mm, d = 70 mm (đường kính cán píttông) F = 138,23 cm2. Vậy PXL = 17279 kG Gọi số xylanh cần có là n thì điều kiện đảm bảo kéo được thùng rác lên khung là: n.PXL ≥ P Vậy n ≥ 17687/17279 = 1,023. *. Xác định lực tác dụng lên xylanh cần với 38 β Pth Pth.sin(β) Hình 2.10: Sơ đồ lực tác dụng lên xilanh cần với Ứng với trường hợp tác dụng lên xylanh cần nâng chính đạt giá trị cực đại thì: P.l1 = T.l2; Suy ra: T = 17687.(270/1250) = 3820 kG Lực tác dụng lên xylanh cần với: PXLC = T.l3/l4 = 3820.(1440/450) = 12224 kG Đường kính trong của xylanh cần với được xác định như sau: ππ /)..4( 2dPD XLC +≥ D ≥ 148,20 mm *. Tính chọn xylanh cơ cấu kẹp thùng Cơ cấu kẹp thùng chủ yếu là để giữ thùng cố định trên cần phụ khỏi dịch chuyển ngang dưới tác dụng của các lực ngang tác dụng lên thùng rác. Còn khi xe phanh gấp hoặc đổ rác, các lực tác dụng lên thùng rác là lực dọc. Việc giữ cố định thùng rác trong trường hợp đó chủ yếu dựa vào cần với và móc trên cần với. Vì vậy, ta chỉ tính chọn xylanh kẹp thùng ở trường hợp nguy hiểm nhất là xe đi trên đường nghiêng ngang với góc nghiêng giới hạn. Chọn sơ bộ xylanh cơ cấu kẹp chặt thùng xe có D = 80 mm, d = 30 mm. Khi đó, lực kẹp do xylanh tạo ra là: PXL = (D 2 – d2).(π/4).p = (82 - 32).(π/4).125 = 5400 kG 39 Lực ngang (so với mặt đường) tác dụng lên thùng rác đầy: Pthn = Pth.sin(β) = (Gt + Q).sin(β) = (1930 + 4982).sin(34,580) = 3923 kG Trong đó: β là góc nghiêng ngang giới hạn β = 34,580 Vậy đảm bảo giữ được thùng rác chắc chắn trên cần nâng phụ. Trên cơ sở các tính toán nói trên, ta chọn các loại xylanh có đặc tính kỹ thuật như sau: Bảng 2.8 : Thông số kỹ thuật các xilanh công tác Số lượng xylanh Đường kính píttông (mm) Đường kính cán píttông (mm) Hành trình píttông Xylanh cần nâng chính 2 150 70 1300 Xylanh cần với 1 180 80 630 Xylanh kẹp thùng 1 80 30 110 6/ Tính chọn bộ bơm thuỷ lực. Lưu lượng bơm thuỷ lực được xác định theo công thức sau: 40 4 D. .V.kQ 2 max max π = (lít/phút) Trong đó: V (dm/ph) - vận tốc di chuyển của chất lỏng trong xylanh thuỷ lực (chọn V = 100 dm/ph) Dmax = 1,8 (dm) - đường kính xylanh thuỷ lực lớn nhất. k = 1,2 - hệ số dự trữ Thay các giá trị vào ta được: Qmax = 4 8.13.14. .100.2,1 2 = 305 (lít/ph) Từ lưu lượng bơm tính được ở trên ta chọn bơn thuỷ lực là bơm bánh răng do hãng Ronzio của Italia chế tạo có ký hiệu là: PW3-80-SAE-B-R + Lưu lượng lớn nhất: 550 lít/phút + Áp suất làm việc tối đa: Đến 250 kG/cm2 + Áp suất làm việc trung bình: 125 đến 150 kG/cm2 + Hiệu suất: 0,92 + Loại dầu công tác: SAE – 32. - Van phân phối: Chọn loại van 04 ngăn kéo do hãng Galtech của Italia chế tạo, có ký hiệu Q80-080030103-029001 + Khả năng lưu thông lớn nhất: 150lit/phút + Áp suất mở van an toàn: 200-225 kG/cm2 - Thùng dầu: Theo các tài liệu về máy thuỷ lực dung tích thùng dầu không được nhỏ hơn 50% lưu lượng lớn nhất của bơm. Chọn thùng có dung tích chứa dầu là 100 lít. - Van một chiều: Sử dụng van một chiều của xe cơ sở, van một chiều ngăn không cho dầu chảy ngược về bơm khi bơm ngừng làm việc. - Lọc dầu: Sử dụng lọc dầu do Italia chế tạo có lưu lượng lớn nhất 130 lít/phút. 41 - Đường ống : Các loại ống mềm và cứng cùng với các nút nối sử dụng các loại sẵn có trên thị trường Việt N am có khả năng chịu được áp suất lớn hơn 250 kG/cm2 Chương 3 TÍH TOÁ KIỂM TRA THEO TIÊU CHUẨ 3.1. TÍH TOÁ KÉO 3.1.1. Xây dựng đường đặc tính ngoài Đường đặc tính ngoài của động cơ được xây dựng theo công thức thực nghiệm của S.R. Lây đéc man:               −      += 2 ...  e  e n n c n n baMeMe (kG.m)               −      += 32 ...max dmdmdm n n c n n b n n aee (kW) Trong đó: 42 MeN – Mô men xoắn ứng với công suất hữu ích cực đại của động cơ Me- Mômen xoắn ứng với tốc độ quay bất kỳ của trục khuỷu trên đồ thị đặc tính ngoài nN - Tốc độ quay của trục khuỷu động cơ tương ứng với công suất cực đại ne - Tốc độ quay của trục khuỷu động cơ tương ứng với công suất N e và mô men xoắn Me a,b,c - Các hệ số thực nghiệm của động . Với các loại động cơ có các thông số kỹ thuật chính như emax, Memax và số vòng quay trục khuỷu tại các vị trí đó. Ta có thể xác định các hệ số a, b, c một cách chính xác, bằng phương pháp giải tích như sau: 1)2( 1)2( −− −− = ww wwM kk kkk a ; wk a b 5,01 1 − − = ; 2 b kc w= Với:  e M M M k max= ; M  w n n k = Memax - Mô men xoắn cực đại động cơ nM - Tốc độ quay trục khuỷu tại vị trí đạt mô men xoắn cực đại Sử dụng phần mềm lập trình tính toán trên Matlab ta có được đồ thị đặc tính ngoài của động cơ J08C- F. 43 Hình 3.1: Đồ thị đặc tính ngoài động cơ J08C – F 3.1.2. Đặc tính kéo Đồ thị biểu diễn mối quan hệ giữa lực kéo theo động cơ và vận tốc chuyển động của xe ở các số truyền được gọi là đặc tính kéo của ô tô. Pk = P(v) hay Pki = tiVi e η Trong đó: N e: công suất của động cơ (W) ηti : Hiệu suất của hệ thống truyền lực Pki: Lực kéo của xe ở số truyền i (N ) Vi : Vận tốc chuyển động của xe ở số truyền i (m/s) Vận tốc Vi được xác định như sau: 44 ..30 . tli ke i rn Vi π = Với: ne là số vòng quay của trục khuỷu (v/p) rk là bán kính tính toán của xe (m) itli là tỷ số truyền của hệ thống truyền lực ở số truyền i Việc tính toán đặc tính kéo được thực hiện bằng phần mềm lập trính matlab 7.0 kết quả được thể hiện qua đồ thị dưới đây: Hình 3.2: Đồ thị đặc tính kéo 3.1.3. Xác định nhân tố động lực học của ôtô. N hân tố động lực học của ôtô được tính toán theo công thức: 45 Di = (Pki – Pwi)/Gtb Với: - Pki là lực kéo ở tay số thứ i được tính: Pki = (N e.η)/Vi (kG) - Vi - Vận tốc ôtô ở tay số i: Vi = π.ne.rk/(30.i0.ihsi) - ihi - Tỷ số truyền của hộp số ở tay số thứ i - io - Tỷ số truyền của truyền lực chính - N e – Công suất của động cơ lấy theo đường đặc tính ngoài. - Gtb - Trọng lượng toàn bộ của xe khi đầy tải. - η - Hiệu suất của hệ thống truyền lực: η = 0,87 - Pwi là lực cản không khí chính diện khi ở tay số thứ i: Pwi = K.F.Vi 2 (kG) K - Hệ số cản không khí: K = 0,04 (kGs2/m4) F - Diện tích cản chính diện: F = 0,8.H0.B = 0,8.3,122.2,49 = 6,244 (m 2) rk - Bán kính tính toán bánh xe: rk = 0,508 x 0,95 = 0,483 (m) Việc tính toán động lực học được thực hiện bằng chương trình tính toán nhờ phần mềm Matlab. Kết quả tính toán được cho dưới dạng đồ thị 46 Hình 3.3: Đồ thị nhân tố động lực học 3.1.4. Khả năng tăng tốc của xe. a/ Đồ thị gia tốc của xe J = J(v) Ta có công thức xác định gia tốc của xe ở từng số truyền như sau: i i g Dij δ ψ ).( −= Trong đó: ji :là gia tốc của xe tương ứng với số truyền thứ i Di : là nhân tố động lực học của xe tương ứng với số truyền i ψ : là hệ số cản tổng cộng của mặt đường.ψ = f.cosα + sinα Với f: là hệ số cản lăn của đường α : là góc dốc của đường theo phương dọc xe g là gia tốc trọng trường,g=9.81(m/s2) δi là hệ số kể tới ảnh hưởng của khối lượng quán tính quay ở số truyền thứ i. Theo kinh nghiệm thì: δi = 1+0,05(1+ihs 2).Gd/Gb Trong đó:Gd là trọng lượng toàn bộ xe ứng với tải định mức Gb là trọng lượng toàn bộ xe ứng với tải bất kỳ 47 Sau khi tính toán bằng phần mềm Matlab ta được giá trị và đồ thị gia tốc của ôtô Hình 3.4: Đồ thị gia tốc của ôtô b/ Xác định thời gian tăng tốc của ôtô. Thời gian để ôtô tăng tốc từ V1 đến V2 xác định theo công thức dV J t V V ∫= 2 1 1 Trong đó J(m/s2) - Gia tốc chuyển động của ôtô Sử dụng phương pháp đồ thị để giải tích phân này. Từ đồ thị gia tốc của ôtô, chia đường cong gia tốc ra thành nhiều đoạn nhỏ. Giả thiết rằng trong mỗi khoảng tốc độ ứng với đoạn đường cong đó thì ôtô tăng tốc với một gia tốc không đổi. Thời gian tăng tốc của ôtô trong khoảng tốc độ từ Vi1 đến Vi2 được xác định như sau: 48 6,3 1 *21 itbitb ii i J V J VV t ∆ = − =∆ Ở đây: Jitb = 0,5(Ji1+Ji2) (Ji1+Ji2) - Gia tốc ứng với điểm đầu và điểm cuối khoảng tốc độ chọn Thời gian tăng tốc tổng cộng từ tốc độ cực tiểu Vmin đến tốc độ V n n i i tttttt ∆+∆+∆+∆=∆=∑ = ...321 1 (s) Hình 3.5: Đồ thị thời gian tăng tốc của ôtô c/ Xác định quãng đường tăng tốc của ôtô. Quãng đường để ôtô tăng tốc từ vận tốc V1 đến vận tốc V2 xác định theo công thức: ∫= 2 1 V V VdtS (m) Sử dụng phương pháp đồ thị dựa trên đồ thị thời gian tăng tốc vừa lập để giải tích phân này. Chia đường cong thời gian tăng tốc ra nhiều 49 đoạn nhỏ và thừa nhận rằng trong mỗi khoảng thay đổi tốc độ ứng với từng đoạn này ô tô chuyển động dều với tốc độ trung bình. Vitb = 0,5(Vi2 + Vi1) Quãng đường tăng tốc của ôtô trong khoảng tốc độ từ Vi1- Vi2 6,3 1 ** iitbi tVS ∆=∆ (m) Quãng đường tăng tốc tổng cộng từ tốc độ cực tiểu Vmin đến tốc độ V n n i i SSSSSS ∆+∆+∆+∆=∆=∑ = ...321 1 (m) Hình 3.6: Đồ thị quãng đường tăng tốc của ôtô 3.2. KIỂM TRA TÍH Ổ ĐNH CỦA ÔTÔ THIẾT KẾ. Ổn định là tính chất rất quan trọng của ôtô. Ôtô có ổn định tốt thì nó sẽ làm việc an toàn trên đường dốc và đường trơn trượt. Ổn định chuyển động của ôtô được đánh giá bằng khả năng đảm bảo cho xe không bị trượt hoặc bị lật khi chuyển động trên đường dốc, đường nghiêng ngang hoặc khi xe quay vòng. 50 3.2.1. Ổn định dọc của ôtô thiết kế Trên cơ sở bố trí chung và toạ độ trọng tâm của ôtô có thể xác định giá trị ổn định của ôtô như sau. Hình 3.7: Sơ đồ khảo sát ổn định khi xe lên dốc 1/ Khi không tải: - Góc giới hạn lật khi lên dốc :         = g L h b arctgα =       17,1 890,1 arctg = 58014’. - Góc giới hạn lật khi xuống dốc:         = g X h a arctgα =       17,1 390,2 arctg = 63054’. - Góc giới hạn lật trên đường nghiêng ngang:         = gh B arctg .2 β =       17,1.2 820,1 arctg = 37052’. Trong đó B - Vết bánh xe sau phía ngoài. B = 1,820 m - Vận tốc chuyển động giới hạn của ôtô khi xe quay vòng với bán kính nhỏ nhất g gh h RgB V .2 .. min= = 17,1.2 5,8.8,9.820,1 = 28,97 (m/s) Trong đó Rmin là bán kính quay vòng nhỏ nhất Rmin = 8,5 m 51 2/ Khi đầy tải: - Góc giới hạn lật khi lên dốc:         = 0 0 0 g L h b arctgα =       32,1 295,1 arctg = 44027’. - Góc giới hạn lật khi xuống dốc:         = 0 0 0 g X h a arctga =       32,1 985,2 arctg = 6608’. -Góc giới hạn lật trên đường nghiêng ngang:         = 0 0 .2 gh B arctgβ =       32,1.2 820,1 arctg =39030’. - Vận tốc chuyển động giới hạn của ôtô khi xe quay vòng với bán kính nhỏ nhất: 0 min 0 .2 .. g gh h RgB V = = 32,1.2 5,8.8,9.820,1 =27,29 (m/s). 52 Hình 3.8 : Sơ đồ khảo sát ổn định khi xe chuyển động trên đường nghiêng * hận xét : Các giá trị về giới hạn của ôtô thiết kế phù hợp với điều kiện đường sá Việt N am, bảo đảm cho ôtô chuyển động ổn định trong điều kiện thực tế. 3.2.2. Ổn định khi kéo thùng rác lên. Trường hợp nguy hiểm nhất là thời điểm thùng rác một đầu tựa lên con lăn dẫn hướng ở khung xe, đầu cuối đã tách khỏi mặt đất, trong trường hợp này sơ đồ các lực tác dụng lên ôtô có dạng sau: Hình 3.9 : Ổn định khi ôtô kéo thùng Điều kiện ổn định: phản lực tác dụng lên các bánh trước Z01> 0. Z01 = Z’1 – Z’’1 Trong đó Z’1 tải trọng phân bố lên cầu trước khi chưa có thùng rác. Z’1 = 2924 kG. Z’’1Tải trọng phân bố lên cầu trước khi thùng rác ở vị trí như trên hình vẽ. Z’’1 = (Q + 1930).1250/4280 = 2019 kG Trong đó Q = 4982 kG Vậy ta được Z01 = 2924 – 2019 = 905 > 0 kG N hư vậy ôtô không bị lật trong trường hợp nguy hiểm nhất. 53 3.2.3. Ổn định khi xe đổ rác. Trường hợp nguy hiểm nhất là khi thùng rác được nâng lên một góc cao nhất mà chưa đổ rác. Điều kiện ổn định phản lực đặt lên bánh trước Z1 > 0 Z1 Tải trọng tác dụng lên cầu trước khi thùng ở vị trí như hình dưới Z1 = (Q + 1930).690/4280 = 1114 > 0 kG N hư vậy ôtô không bị lật khi đổ xả rác với góc nâng cao nhất thùng rời. Hình 3.10: Ổn định khi ôtô đổ rác 3.2.4. Đánh giá các tính năng khác của xe. * Do giữ nguyên động cơ và hệ thống truyền lực của ôtô cơ sở trong khi trọng lượng toàn bộ của ôtô thiết kế nhỏ hơn của ôtô cơ sở cho phép nên không cần tính toán kiểm tra chất lượng động lực học và độ bền của các chi tiết trong hệ thống truyền lực của ôtô thiết kế. 54 * Do tải trọng phân bố lên cầu trước và chiều dài cơ sở của ôtô không thay đổi nên không cần tính toán kiểm tra bền hệ thống lái và động học quay vòng của ôtô thiết kế. * Do phân bố trọng lượng lên các trục của ôtô thiết kế nhỏ hơn giới hạn cho phép của ôtô cơ sở nên không cần tính toán kiểm tra bền cầu trước, cầu sau và hệ thống treo của ôtô. * Do giữ nguyên toàn bộ hệ thống phanh của ôtô cơ sở trong khi sự phân bố tải trọng và trọng lượng toàn bộ của ôtô thiết kế không vượt quá giới hạnh cho phép của ôtô cơ sở nên không cần tính toán kiểm tra chất lượng phanh của ôtô thiết kế. Kết luận phần tính toán Căn cứ vào những kết quả tính toán trên, tôi đã thiết kế được ô tô chở rác thùng rời đạt được những kết quả : - Đáp ứng được yêu cầu của khách hàng đưa ra trong điều kiện ban đầu. (chở được 5 tấn rác) - Đáp ứng được các yêu cầu về tính năng kỹ thuật, thỏa mãn tiêu chuNn 22 TCN 307-06. - Đảm bảo chuyển động ổn định và an toàn trên các loại đường thuộc hệ thống giao thông đường bộ Việt N am. 55 KẾT LUẬ Sau thời gian nghiên cứu và tiến hành làm đồ án tốt nghiệp, được sự hướng dẫn tận tình của thầy PGS.TS VŨ ĐỨC LẬP, các thầy giáo trong Bộ Môn Ôtô Quân Sự. cùng với sự cố gắng nỗ lực của bản thân, sự giúp đỡ của bạn bè, tôi đã hoàn thành đồ án tốt nghiệp của mình đúng thời gian quy định. Trong quá trình làm đồ án tốt nghiệp, đã giúp tôi củng cố lại các kiến thức đã được học, mở rộng những kiến thức có liên quan đến công việc thiết kế bố trí chung, học hỏi những kiến thức thực tế giúp ích cho tôi rất nhiều trong công việc khi ra trường sau này. Đồ án hoàn thành đúng theo tiến trình đã đặt ra. N ội dung đồ án đã giải quyết được những vấn đề sau: 1. Đưa ra được những văn bản pháp lý yêu cầu khi thiết kế mới , thiết kế cải tạo xe trong điều kiện ở Việt N am. 2. Thiết kế bố trí chung xe trở rác thùng rời trên cơ sở xe sát xi HIN O FG1JJUB 3. Tính toán kiểm nghiệm xe và các trang thiết bị đi kèm trong quá trình thiết kế. 4. Các bản vẽ kỹ thuật Tuy vậy, do thời gian có hạn và kinh nghiệp của bản thân còn ít nên trong quá trình làm đồ án không thể tránh khỏi có những sai sót. Rất mong được sự chỉ bảo góp ý tận tình của các thầy cùng các bạn. Tôi xin chân thành cảm ơn thầy PGS.TS VŨ ĐỨC LẬP đã giúp đỡ tôi hoàn thành Đồ án tốt nghiệp này đúng thời gian quy định ! Hà nội, ngày 25 tháng 4 năm 2009. Học viên thực hiện 56 TÀI LIỆU THAM KHẢO [1] guyễn Phúc Hiểu, Vũ Đức Lập LÝ THUYẾT ÔTÔ QUÂN SỰ Học viện kỹ thuật quân sự, Hà nội – 1992 [2] Vũ Đức Lập TÍN H TOÁN KÉO ÔTÔ Học viện kỹ thuật quân sự, Hà nội – 1995 [3] Vũ Đức Lập ỨN G DỤN G MÁY TÍN H TRON G TÍN H TOÁN XE QUÂN SỰ N hà xuất bản quân đội nhân dân, Hà nội – 2001 [4] Hoàng Xuân Lương, Trần Minh SỨC BỀN VẬT LIỆU Học viện kỹ thuật quân sự, Hà nội – 2003 [5] guyễn Hoàng Sơn VẬT LIỆU TRON G CHẾ TẠO MÁY Học viện kỹ thuật quân sự, Hà nội – 1993 57 58