Đề tài: Thiết kế kỹ thuật lắp đặt hệ thống thủy lực nâng thùng

Luận văn tốt nghiệp GVHD:TS.Lê Bá Khang
Nguyễn Tùng Vân – Lớp 43DLOT Trang 1
LỜI NÓI ĐẦU
Hiện nay, nước ta đang trong tiến trình công nghiệp hóa, việc vận tải hàng hóa
bằng ô tô giữ một vai trò đặt biệt quan trọng. Để nâng cao năng suất trong vận tải ô tô
đòi hỏi phải giảm bớt thời gian và sức lao động cho công nhân dùng vào việc bốc dỡ
hàng hóa. Xe tải có thùng tự đổ là phương tiện hiệu quả nhất để đáp ứng những yêu cầu
nói trên.
Xuất phát từ thực tiễn và ôn lại kiến thức đã học cũng như vận dụng vào thực tế,
em được Bộ Môn Cơ Khí Động Lực khoa Cơ Khí giao thực hiện đề tài tốt nghiệp:
“ Thiết kế kỹ thuật lắp đặt hệ thống thủy lực nâng thùng và tính kiểm nghiệm động cơ,
khung dầm, cầu của xe tải trọng tải 2,5 tấn trên cơ sở tổng thành nhập từ Trung Quốc
tại nhà máy cơ khí ô tô Đà Nẵng ”. Với các nội dung cơ bản sau:
Chương 1: Tổng quan về nhà máy cơ khí ô tô Đà Nẵng.
Chương 2: Giới thiệu tổng thành cơ sở và các hệ thống khác của xe được nhập
về từ Trung Quốc.
Chương 3: Thiết kế kỹ thuật lắp đặt hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ cho xe.
Chương 4: Kiểm nghiệm động cơ, khung dầm, cầu cơ sở của xe.
Mặc dù trong suốt thời gian thực hiện nội dung luận văn được sự giúp đỡ nhiệt
tình của thầy hướng dẫn, sự nổ lực của bản thân nhưng do thời gian kiến thức còn
nhiều hạn chế, sự hiểu biết thực tế chưa nhiều nên không thể tránh khỏi sai sót. Rất
mong được sự chỉ bảo của thầy cô, sự đóng góp ý kiến của các bạn đồng nghiệp để đề
tài được hoàn chỉnh hơn.
Qua đây em xin chân thành cảm ơn sự giúp đỡ của các Thầy trong khoa Cơ Khí
Trường Đại học Thủy sản, các cán bộ kỹ thuật của Nhà máy cơ khí ô tô Đà Nẵng và
đặt biệt sự hướng dẫn hết sức nhiệt tình của thầy TS. Lê Bá Khang đã tạo mọi điều
kiện tốt nhất cho em trong việc nghiên cứu luận văn.
Em xin chân thành cảm ơn!

Nha Trang, tháng 6 năm 2006
SVTH: Nguyễn Tùng Vân

CHƯƠNG 1
TỔNG QUAN VỀ NHÀ MÁY CƠ KHÍ Ô TÔ ĐÀ NẴNG
1.1. Quá trình hình thành và phát triển:
Nhà máy cơ khí ô tô Đà Nẵng có trụ sở đặt tại 128 đường Ông Ích Khiêm thành
phố Đà Nẵng. Trước nay là xưởng quân cụ của chế độ củ, chuyên sửa chữa nhỏ các
phương tiện, vũ khí phục vụ chiến tranh. Nhà máy được tiếp quản sau giải phóng miền
Nam 1975, khi đó nơi này chỉ là một nhà xưởng lụp xụp, có ít máy móc, công cụ lạc
hậu, bị phá hoại do chiến tranh, mặt bằng quanh năm luôn ngập nước.
Tháng 5/1975 tỉnh Quảng Nam- Đà Nẵng (cũ) có quyết định thành lập ở nay xí
nghiệp sửa chữa ô tô Đà Nẵng. Đến ngày 12/7/1978 uỷ ban nhân dân tỉnh có quyết
định 2739/QĐ – uỷ ban quyết định đổi tên thành “ Nhà máy cơ khí ô tô Đà Nẵng “ trực
thuộc sở giao thông vận tải tỉnh.
Nhiệm vụ chủ yếu của nhà máy là: Chuyên sửa chữa, trung tu, đại tu và đóng mới
các loại ôtô, xe car, xe tải… nhằm phục vụ sản xuất kinh doanh của ngành giao thông
vận tải tỉnh và các thành phần kinh tế khác trong khu vực. Ngoài ra nhà máy còn quan
hệ với các tỉnh bạn trong việc liên kết sửa chữa và đóng mới các loại ôtô, phao
phà,…Nhằm phục vụ cho các ngành kinh tế. Nhà máy là một đơn vị sản xuất kinh
doanh công nghiệp, trực tiếp sản xuất ra của cải vật chất và tạo nguồn tích luỹ cho xã
hội, phần nào đáp ứng nhu cầu xã hội ngày càng cao.
Từ khi chuyển từ cơ chế quản lý tập trung bao cấp sang cơ chế thị trường, Nhà
máy là một doanh nghiệp cơ khí nên lại càng khó khăn hơn, nhưng được sự quan tâm
giúp để của nhà nước và của các cấp, ngành trong tỉnh, nhất là sự đoàn kết nhất trí
trong tập thể cán bộ công nhân đã đồng tâm hợp lực, đầu tư, xây dựng cơ sở vật chất
kỹ thuật đã giúp cho nhà máy đứng vững và từng bước vươn lên.

Những thuận lợi mà nhà máy có được:
- Địa bàn hoạt động của nhà máy tương đối rộng, có diện tích khoảng 3 ha và
luôn ổn định, do đó tạo diều kiện để hoạch định sản xuất kinh doanh mang lại hiệu quả
cao nhất, và có thể sản xuất kinh doanh với vi mô lớn hơn.
-Trong nhà máy có đội ngũ kỹ sư và công nhân lành nghề có tinh thần trách
nhiệm cao luôn nhiệt tình trong công việc, thường xuyên được bồi dưỡng kiến thức và
nghiệp vụ, năng nổ trong công việc.
- Điều kiện sản xuất tập trung, bố trí hợp lý tạo điều kiện rất tốt cho công tác
quản lý lao động cũng như việc thực hiện sản xuất của nhà máy.
Những khó khăn của nhà máy:
-Thiết bị máy móc phần nhiều là cũ kỹ, không đồng bộ. Khả năng tạo ra các sản
phẩm có chất lượng cao là rất ít, không đáp ứng đúng yêu cầu thực tiễn cần.
Đội ngũ cán bộ công nhân viên chức trong nhà máy tuy nhiệt tình và cố gắng
trong lao động sản xuất, quản lý với tinh thần tự giác cao, nhưng trình độ lao động sản
xuất chưa cao, còn rất nhiều hạn chế trong ứng dụng công nghệ, cũng như sự thay đổi
cơ bản trong lao động ngành nghề, khả năng tiếp can với công nghệ mới vẫn còn thấp.
Trước những thuận lợi và khó khăn trên, ban lãnh đạo và cùng toàn thể công
nhân viên nhà máy đã đồng tâm hợp lực xác định một hướng đi chiến lược và thích
hợp thể hiện ở chổ tổ chức sản xuất, cải thiện sản phẩm, nắm bắt nhu cầu thông tin của
thị trường, tăng cường liên doanh với các đơn vị sản xuất khác trong và ngoài thành
phố nhằm để mở rộng quy mô sản xuất kinh doanh và đa dạng hoá sản phẩm để đáp
ứng kiệp thời những đòi hỏi gắt gao của thị trường. Với hướng đi này nhà máy sẽ thực

hiện tốt nhiệm vụ mà cấp trên giao phó, sản phẩm làm ra sẽ có chất lượng tốt trên thị
trường và dược nhiều khách hàng ưa chuộng.
1.2. Tổ chức quản lý tại nhà máy:
Để phù hợp với ngành nghề sản xuất kinh doanh, cơ cấu tổ chức sản xuất nhà
máy đã thực hiện cơ cấu tổ chức quản lý theo mô hình “ trực tuyến chức năng” có kết
hợp giữa trực tuyến chức năng với tham mưu trong tổ chức, do vậy tổ chức của nhà
máy tương đối gọn nhẹ linh động trong hoạt động, dễ dàng giao dịch. Từ đó tạo điều
kiện thuận lợi cho khách hàng. Mô hình này nhằm tối ưu hoá bộ máy tổ chức theo
hướng tận dụng triệt để khả năng quản lý, làm việc của các cán bộ công nhân viên,
tránh các khâu lặp lại không cần thiết để đảm bảo mô hình quản lý được gọn nhẹ và
hiệu quả. Từ đó đem lại sự tự chủ trong hoạt động của từng bộ phận. Tạo điều kiện
cho các nhà quản trị phát triển và thể hiện tài năng của mình.
Các bộ phận của nhà máy và chức năng của từng bộ phận.
Trong nhà máy hiện nay có các bộ phận như sau: Giám đốc, các phó giám đốc,
các phòng ban chức năng bao gồm: ( phòng kế hoạch tiếp thị, phòng kỹ thuật, phòng
kế toán tài vụ, phòng vật tư, phòng tổ chức hành chính,phòng kinh doanh, ban KCS)
và các phân xưởng.
Chức năng của các bộ phận:
Giám đốc: Giám đốc nhà máy là người quản lý chung, có thẩm quyền cao nhất,
là người trực tiếp chịu trách nhiệm về mọi mặt của hoạt động trong các quá trình sản
xuất kinh doanh tại nhà máy với các cấp lãnh đạo trên.
Phó giám đốc sản xuất: là người chịu trách nhiệm chỉ huy quá trình sản xuất về
các mặt kỹ thuật,tổ chức nghiên cứu, áp dụng các thành tựu khoa học kỹ thuật mới vào

sản xuất, có thẩm quyền quản lý về chức năng đối với phòng thuộc quyền quản lý trực
tiếp.
Phó giám đốc phụ trách nội chính, vật tư, lao động: chịu trách nhiệm về công tác
cán bộ, có thẩm quyền quản lý về chức năng đối với các phòng thuộc quyền quản lý
trực tiếp.
Các phòng ban chức năng:
Phòng kế hoạch tiếp thị: có nhiệm vụ lập kế hoạch sản xuất và điều hành sản
xuất, theo dõi tiến độ thi công, ký hợp đồng,xây dựng định mức lao động, lập kế hoạch
để phân bố lao động hợp ly.Trong đó có bộ phận điều bộ có chức năng là theo dõi tiến
độ sản xuất của từng sản phẩm để điều chỉnh kịp thời theo tiến độ sản xuất.
Phòng kỹ thuật: chịu trách nhiệm chính về mặt kỹ thuật của tất cả các sản phẩm
do nhà máy sản xuất, kiểm tra đánh giá nguyên vật liệu nhập kho, nhận xe vào xưởng,
theo dõi thiết bị mẫu hàng. Khi nhập xe, phòng kỹ thuật có trách nhiệm đánh giá tình
hình xe khi vào xưỡng để cung cấp thông tin kỹ thuật cho các bộ phận liên quan, tìm
hiểu và thử nghiệm các công nghệ sản xuất mới, cũng cố và khai thác các công nghệ
hiện có.
Phòng kế toán tài vụ: tổ chức hạch toán toàn bộ các quy trình sản xuất kinh
doanh của nhà máy, tính giá thành sản phẩm, xác định kết quả tài chính của doanh
nghiệp, thực hiện thu chi, quản lý và bảo đảm cho sản xuất kinh doanh. Các nghiệp vụ
về tài chính kế toán được thực hiện tại phòng, thông tin về tài chính cho giám đốc để
giám đốc có được những thông tin chính xác về tình hình tài chính và có quyết định
đúng đắn, kịp thời về các quyết định đầu tư hợp lý sao cho không bị gián đoạn do tài
chính gây ra, nghiên cứu các khả năng biến động tài chính tại nhà máy và xã hội để có

kế hoạch tài chính, sản xuất kinh doanh cho phù hợp, thu chi hợp lý sẽ đem lại khả
năng tài chính tốt cho nhà máy, đồng vốn không ngừng phát triển.
Phòng vật tư: có nhiệm vụ phụ cấp việc mua và cung ứng vật tư phục vụ kịp thời
cho nhu cầu sản xuất, bảo quản và theo dõi tình hình sữ dụng vật tư, đây chính là vấn
đề quan trong trong sản xuất kinh doanh của nhà máy.
Phòng tổ chức hành chính: làm công tác theo dõi về nhân sự như đào tạo và
tuyển dụng, công tác an toàn lao động, công tác thi đua, công tác y tế, đời sống của các
cán bộ, công nhân viên trong nhà máy, bảo vệ quyền và nghĩa vụ của người lao động
theo luật công đoàn.
Phòng kinh doanh: phụ trách công tác xuất nhập khẩu,tiêu thụ các sản phẩm như
tôn mạ màu,inox, bô khí thải xe gắn máy…
Ban KCS: chịu trách nhiệm về mặt chất lượng của các loại vật tư, sản phẩm của
nhà máy khi mua về để phục vụ cho sản xuất, cũng như các sản phẩm của nhà máy khi
xuất xưởng.
Các phân xưởng: trong nhà máy hiện nay có rất nhiều phân xưởng để chuyên sửa
chữa, trung tu, đại tu các loại ôtô du lịch và khách. Trong mỗi phân xưỡng đều có quản
đốc, phó quản đốc và các kế toán thóng kê phân xưởng.
Nhiệm vụ của các phân xưởng, xí nghiệp:
Xí nghiệp cơ khí: gia công những sản phẩm mới, các thiết bị, phụ tùng của máy
móc, chế tạo các chi tiết để giao cho phân xưởng thân xe hoặc xí nghiệp bảo dưỡng.
Trong xí nghiệp cơ khí có đội ngũ công nhân lao động trình độ chuyên môn cao, có
kinh nghiệm nên sản phẩm tạo ra có độ chính xác cao.

Phân xưởng thân xe: có nhiệm vụ tháo xe để đưa các chi tiết đến các phân xưởng
khác để gia công, sửa chữa đóng mới và đại tu các vỏ xe, lắp ráp lại xe, trang trí hoàn
thiện xe khi đóng mới. Nay là những phân xưởng chịu trách nhiệm những khâu đầu và
cuối cùng của quá trình sản xuất và bảo dưỡng.
Xí nghiệp sửa chữa và bảo dưỡng, sơn: chịu trách nhiẹm sửa chữa, đại tu,trung tu
các loại ôtô, máy nổ phục vụ công trình, phục hồi chức năng của xe, sửa chữa thường
xuyên, sửa chữa lớn các tài sản cố định của nhà máy, sơn lại xe khi bị tray tróc.
Phân xưởng sản xuất phụ: phân xưởng này có nhiệm vụ tận dụng các nguyên vật
liệu, phế phẩm và các năng lực sản xuất dư thừa của nhà máy để sản xuất các mặt hàng
không đòi hỏi về kỹ thuật cao, góp phần hoàn thiện về quy trình sản xuất khép kín,
tránh lãng phí, bảo đảm các vấn đề khác như môi trường, tăng thu nhập và giải quyết
các năng lực dư thừa một cách hợp lý.
Phân xưởng tôn và inox: phân xưỡng này có nhiệm vụ cán tôn và inox định hình
vụ vụ cho thị trường, cũng như phục vụ cho máy để đóng mới ôtô.
1.3. Đặc điểm hoạt động sản xuất kinh doanh của nhà máy:
Nhà máy cơ khí ôtô Đà Nẵng hiện nay hoạt động với quy mô lớn, chủ yếu là
chuyên sửa chữa, trung tu, đại tu các loại ôtô. Đặc biệt là chuyên đóng mới các loại xe
du lịch, xe khách từ 7 chổ, 29 chổ và 45 chổ ngồi, chuyên sản xuất mới các loại bô khí
thải xe gắn máy, cán bô và inox … Ngoài ra nhà máy còn là nơi chuyên bảo hành xe
Nissan, Isuzu.
Quá trình sản xuất của nhà máy là quá trình triển khai, thực hiện kế hoạch và hợp
đồng của nhà máy với khách hàng. Đây là một quá trình hết sức quan trọng đối với
nhà máy, nên việc chỉ đạo hết sức tỷ mỷ và thận trọng, có khoa học để đạt dược chất

lượng, mẫu mã của sản phẩm đúng thời hạn cũng như hiệu quả sử dụng các nguồn tài
nguyên của nhà máy. Căn cứ vào kế hoạch và hợp đồng kinh tế giữa khách hàng đối
với nhà máy. Phòng kế hoạch tiếp thị có trách nhiệm xuống các xí nghiệp, phòng ban
thông qua các lệnh sản xuất.
Trong khi tiến hành sản xuất cũng như kiểm tra kỹ thuật đã phê duyệt tính khả
thi của sản phẩm đó. Chu kỳ sản xuất thường kéo dài và không ổn định, do đặc điểm
sản xuất cũng như các đặc tính cơ, lý, hoá của sản phẩm, mức độ hư hỏng của các xe
khác nhau, yêu cầu của khách hàng cũng khác nhau và đa dạng, thậm chí không đồng
nhất hay nảy sinh các yêu cầu mới vào nhiều giai đoạn khác nhau từ đó phát sinh các
khoảng gián đoạn trong sản xuất, nhất là khi sử dụng các vật tư thiết bị quý hiếm, hiện
đại đòi hỏi độ chính xác cao, đặc tính kỹ thuật riêng biệt. Có nhiều loại vật tư phụ tùng
mà nhà máy không chế tạo được mà phải mua từ bên ngoài, nên nhiều khi phải phụ
thuộc vào thị trường ngoài, nên có lúc không đảm bảo cho tiến độ sản xuất. Việc dự
đoán chi phí cho mỗi loại sản phẩm là việc làm không thể thiếu được.
Sau khi sản phẩm được hoàn thiện xong phải được kiểm định lại chất lượng do
ban KCS đảm nhiệm để tránh các sai sót không đáng có trong các hoạt động sản xuất
tạo ra ngoài ý muốn, từ đó bảo đảm chất lượng sản phẩm ở đầu ra, tạo sự an tâm, tin
cậy cho khách hàng về nhà máy khi bàn giao sản phẩm.
Các sản phẩm của nhà máy đều làm theo dây chuyền, sản xuất đơn chiếc, đa
dạng về kỹ thuật theo bản vẽ thiết kế riêng cho từng loại sản phẩm. Do đó đòi hỏi kỹ
sư và công nhân có trình độ kỹ thuật cao, chuyên môn sâu. Do vậy, nhìn chung sản
phẩm của nhà máy đều có chất lượng, ngày càng được sự tín nhiệm của khách hàng.
đặc biệt là các loại xe đóng mới như: xe du lịch 7 chổ ngồi DAMEFA, xe khách
TANDA- 29 chổ và xe car 45 chổ ngồi…

Nhìn chung ngày nay Nhà máy cơ khí ôtô Đà Nẵng không chỉ có thế mạnh về
công nghệ sản xuất, mà còn có một đội ngũ kỹ sư và công nhân viên lành nghề, có khả
năng nắm bắt tất cả các thông tin kỹ thuật cũng như xử lý các thông tin đó rất tốt. Họ
rất nhiệt tình sáng tạo và có nhiều kinh nghiệm trong lao động sản xuất, năng nổ và
chịu khó học hỏi để không ngưng vươn lên. Đội ngũ cán bộ công nhân viên trong nhà
máy luôn làm việc với tinh thần tự giác và trách nhiệm cao, vì mục tiêu chung của nhà
máy. Do vậy năng suất tạo ra sản phẩm của nhà máy luôn đạt được đỉnh cao trong quá
trình công nghệ cho phép, khai thác được năng lực của cán bộ công nhân viên. Do đó,
hiện nay Nhà máy cơ khí ôtô Đà Nẵng là một nhà máy lớn nhất của khu vực miền
trung và có xu hướng phát triển rộng ra trong cả nước.

SÔ ÑOÀ BOÄ MAÙY TOÅ CHÖÙC
ghi chuù: chæ huy tröïc tuyeán
quan heä chöùc naêng
quan heä than möu
Phoøng keá
toaùn – taøi
vuï
Phoøng
vaät tö
Phoøng
tc- hc
Phoùgiaùm ñoác
Saûn xuaát
Phoù giaùm ñoác
Haønh chính – Vaät tö
Giaùm ñoác
Xí nghieäp cô
khí
Phoøng keá
hoaïch tieáp thò
PX thaân xe Xí nghieäp
SC - BD
Phaân
xöôõng toân
Phaân
xöôõng sx
phuï
Phoøng
KCS
Phoøng kyõ
thuaät

CHƯƠNG 2
GIỚI THIỆU TỔNG THÀNH CƠ SỞ VÀ CÁC HỆ THỐNG
CỦA XE ĐƯỢC NHẬP VỀ TỪ TRUNG QUỐC
2.1. Sát xi.
Được giới thiệu ở bản vẽ 1
2.2. Động cơ.
Là nguồn năng lượng chính có nhiệm vụ truyền mômen xoắn từ trục khuỷu đến hệ
thống truyền lực ra bánh xe chủ động. Vì thế, động cơ cần đảm bảo một số yêu cầu
sau:
-Đảm bảo truyền công suất phù hợp với tải
trọng của xe.
-Kết cấu và bố trí gọn trên xe.
-Làm việc tin cậy, ổn định độ bền cao,…
Các thông số kỹ thuật của động cơ được lắp
trên xe
- Kiểu động cơ: CY4102BZQ, 4 xylanh, 4 kỳ,
1 hàng thẳng đứng, động cơ diezel.
- Dung tích xylanh: 3.856 Hình 2.1.Động cơ CY4102BZQ
- Đường kính xylanh: 102 mm

- Hành trình piston: 118 mm
- Tỷ số nén: 17: 1
- Thứ tự làm việc của xylanh: 1 - 3 - 4 – 2
- Công suất lớn nhất: 88/2800 kW/v/ph.
- Mômen xoắn lớn nhất: 343/ (1400 - 1800).
2.3. Hệ thống truyền lực.
Hệ thống truyền lực truyền công suất từ động cơ đến các bánh xe dẫn động. Nó
còn có chức năng làm thay đổi tỷ số truyền giữa trục khuỷu động cơ với bánh xe dẫn
động.
Hệ thống truyền lực lắp trên ôtô bao gồm: bộ ly hợp, hộp số, truyền lực chính, vi
sai và truyền lực cuối cùng.
2.3.1. Ly hợp.
Ly hợp là một cơ cấu có nhiệm vụ nối cắt động cơ
với hệ thống truyền lực. Ngoài ra ly hợp còn được
sử dụng như là một bộ phận an toàn nghĩa là có thể
tự động cắt truyền dẫn khi mômen xoắn ở bánh xe
chủ động quá quy định.
Yêu cầu của ly hợp: Truyền được mômen xoắn lớn
nhất của động cơ mà không bị trượt trong bất kỳ
điều kiện nào, khi nối ly hợp phải êm dịu, cắt phải dứt khoát. Hình 2.2.Đĩa ly hợp

Nguyên lý kết cấu của ly hợp
Hình 2.3.Ly hợp ma sát một đĩa.
1-vỏ ly hợp; 2-bánh đà; 3-đĩa ma sát; 4-đĩa
ép; 5-cần bẩy; 6-giá đỡ trục cần bẩy;7-vỏ ly
hợp;8-êcu điều chỉnh khe hở đầu cần bẩy; 9-ổ
bi nhả ly hợp; 10-khớp trượt nhả ly hợp; 11-
rãnh nạng gạt; 12-nắp đỡ trục sơ cấp hợp số;
13-lò so ép đĩa ly hợp; 14-đệm cách nhiệt;
15-nắp đậy bộ ly hợp; 16-vòng bao kín.
Bộ ly hợp được trang bị trên xe là loại ly hợp
kiểu đĩa đơn, ma sát khô, có bộ phận giảm chấn lò xo, đường kính đĩa 330 mm.
2.3.2. Hộp số.
Công dụng, yêu cầu:
Hộp số dùng để biến đổi tỷ số truyền nghĩa là biến đổi mômen xoắn từ động cơ đến
các bánh xe chủ động để cải thiện đường đặc tính kéo của động cơ cho phù hợp với
điều kiện làm việc của ô tô. Hộp số thay đổi chiều chuyển động của ô tô, cho xe dừng
tại chỗ mà không cần tắt máy hoặc ngắt ly hợp, dẫn động ra ngoài để làm các việc
khác.

Hộp số đảm bảo một số yêu cầu sau:
- Có dáy số truyền phù hợp để nâng cao tính động lực học và tính kinh tế của ô tô.
- Không sinh ra các lực va đập lên hệ thống truyền lực.
- Hiệu suất truyền lực phải cao.
- Khi làm việc không gây tiếng ồn và sang số phải nhẹ.
- Kết cấu đơn giản, nhẹ, chắc chắn, dễ bảo dưỡng kiểm tra.
Nguyên lý kết cấu.
Hình2.4. Sơ đồ cấu tạo hợp số 5 cấp
a- Trục sơ cấp; b- Trục thứ cấp; c- Trục trung gian; d- Trục số lùi

Hộp số được dùng cho xe là hộp số CAS5-38E2, kiểu cơ khí, loại 5 số tiến và 1 số lùi
với tỷ số truyền hộp số như sau:
Số I: 5.591; Số II: 2.87; Số III: 1.607; Số IV: 1; Số V: 0.742; Số lùi: 5.045
2.3.3. Truyền động cacđăng.
Công dụng.
Truyền động cacđăng dùng để truyền mômen từ hộp số đến các cầu chủ động, truyền
động cacđăng còn dùng để truyền mômen đến các bánh xe chủ động dẫn hướng.
a-Truyền động cac đăng
1-hợp số; 2-ổ đỡ trung gian; 3-
trục cac đăng; 4-cầu sau chủ
động.
b-Khớp cac đăng
7-nắp đậy; 8-ổ bi kim; 9-phớt
chắn dầu; 10-vú dầu; 11-van
tràn dầu; 12,14-nạng; 13-trục
chữ thập
Hình 2.5. Truyền động cac đăng
Khớp cacđăng được sử dụng ở đây là khớp nối cacđăng khác tốc. Cấu tạo gồm có hai
nạng nối với trục truyền bằng mặt bích hoặc làm liên kết trên trục. Trục chữ thập được

lắp vào lỗ nạng bằng các lỗ bi đũa. Các ngõng quay của chữ thập đều có rãnh dầu bôi
trơn cho ngõng và ổ bi.
2.3.4. Truyền lực chính.
Có công dụng tăng mômen xoắn một lần nữa cho các bánh chủ động để phù hợp với
lực bám của đường. Chuyển hướng mômen xoắn từ phương dọc trục ô tô sang phương
ngang để phù hợp với các bán trục.
1-giá đỡ vệ tinh; 2-bánh răng mặt
trời; 3-trục chữ thập; 4-bánh răng
hành tinh; 5-bánh răng chậu; 6-
bánh răng quả dứa; 7-nữa trục.
Hình 2.6. Truyền lực chính và bộ vi sai
Dùng truyền lực chính kiểu bánh răng xoắn đôi một cấp, với tỷ số truyền lực chính là:
5.43. Ưu điểm của loại này là hạ thấp trọng tâm xe hoặc nâng cao khoảng sáng gầm
nhờ dịch lên hoặc xuống tâm trục của bánh chủ động.

2.3.5. Vi sai.
Công dụng:
Đảm bảo cho các bánh xe quay với các vận tốc khác nhau lúc xe quay vòng, hoặc
truyền động trên đường không bằng phẳng, hoặc có sự sai lệch về kích thước của lốp
đồng thời phân phối lại mômen xoắn cho hai trục đến bộ phận truyền lực cuối cùng.
Nguyên lý kết cấu.(xem hình 2.6)
Sử dụng bộ vi sai kiểu bánh răng.
2.3.6. Truyền lực cuối cùng.
Công dụng:
Truyền mômen quay từ vi sai thông qua hộp truyền động làm bánh xe chủ động chuển
động.
2.4. Hệ thống lái.
Hệ thống lái có chức năng thay đổi hướng di chuyển của ô tô bằng cách xoay hai bánh
dẫn hướng hoặc giữ cho ô tô chuyển động theo đúng hướng nào đó. Để thực hiện động
tác này, hệ thống lái bao gồm có cơ cấu lái, dẫn động lái và cường hóa lái.
Hệ thống lái phải đảm bảo các yêu cầu kỹ thuật sau:
-Bảo đảm ô tô chuyển hướng chính xác và an toàn.
-Chấn rung lên bánh trước không được truyền lên vành lái.

-Điều khiển dễ và nhẹ.
-Giữ cho xe chuyển động thẳng và ổn định.
-Đảm bảo động học quay vòng đúng để các bánh xe không bị trượt.
Ngoài ra hệ thống lái phải đảm bảo các bánh xe dẫn hướng phải tự động xoay trở về vị
trí hướng thẳng sau khi qua khúc quanh.
Hình 2.7. Cấu tạo hệ thống lái kiểu trục vít êcu bi
Dùng hệ thống lái kiểu trục vit ecu bi, có trợ lực. Cơ cấu lái này có ưu điểm là lực ma
sát bé, tay lái nhẹ do đó tạo cảm giác nhẹ nhàng và thoải mái cho người lái xe.

2.5 Hệ thống phanh.
Hệ thống phanh dùng để giảm tốc độ của ô tô cho đến khi dừng hẳn, hoặc đến một tốc
độ cần thiết nào đó và dùng để giữ ô tô đứng lại ở dốc. No đảm bảo cho xe ô tô chay
an toàn ở tốc độ cao, nâng cao năng suất vận chuyển.
Hệ thống phanh là một bộ phận quan trọng của xe, thỏa mãn các yêu cầu sau:
-Có hiêu quả phanh cao nhất ở tất cả các bánh xe trong mọi trường hợp.
-Hoạt động êm dịu để đảm bảo sự ổn định của xe ô tô khi phanh.
-Điều khiển nhẹ nhàng để giảm cường độ lao động của người lái.
-Có độ tin cậy cao để thích ứng nhanh với các trường hợp nguy hiểm.
-Đảm bảo việc phân phối mômen phanh trên các bánh xe phải theo nguyên tắt sử dụng
hoàn toàn trọng lượng bám khi phanh với mọi cường độ.
-Không có hiện tượng tự xiết.
-Thoát nhiệt tốt.
-Có hệ số ma sát µ cao và ổn định.
Giữ được tỷ lệ thuận giữa lực tác dụng lên bàn đạp phanh và lực phanh sinh ra ở cơ
cấu phanh.
-Có độ tin cậy, độ bền, tuổi thọ cao.

Hình 2.8. Hệ thống phanh hơi
1-máy nén; 2-bộ điều chỉnh áp suất; 3-đồng hồ áp suất; 4-van an toàn; 5,8-bình hơi; 6-
van trích hơi; 7-van xả; 9,16-bầu phanh; 10,15-ống mền; 11,17-guốc phanh; 12-van
điều khiển; 13-ống dẫn; 14-bàn đạp
Sử dụng hệ thống phanh khí nén độc lập trươc sau, ống dẫn khí nén bố trí song song.
Phanh trước: tang trống, phanh sau: tang trống
Phanh tay tang trống, tác động phía sau hộp số.

2.6. Hệ thống treo.
Công dụng yêu cầu:
Hệ thống treo dùng để nối đàn hồi giữa khung với các cầu của ô tô. Nó có nhiệm vụ
giảm tải các tải trọng động và dập tắt các dao động của các bộ phận được treo.
Yêu câu:
-Đảm bảo cho ô tô có tính êm dịu khi chạy trên đường cứng và bằng phẳng.
-Dập tắt nhanh các giao động của thùng xe và vỏ xe.
-Giảm độ nghiêng bên của thùng xe khi quay vòng.
b-Cơ cấu treo sau
a-Cơ cấu treo trước
Hình 2.9. Cơ cấu treo trước và sau
Bộ phận đàn hồi trước: nhíp lá, nữa elíp,

Bộ phận đàn hồi sau: nhíp lá, nữa elíp,
Bộ giảm chấn: thủy lực.
2.7. Các hệ thống khác của xe.
-Lốp xe loại 8.25-16.
-Kính chắn gió, kính cửa xe, gạt mưa, bộ quay gương.
-Hệ thống đèn chiếu sáng, hệ thống tín hiệu còi.
-Ghế người lái, ghế phụ lái.
-Cabin dạng tấm mỏng.

CHƯƠNG 3
THIẾT KẾ KỸ THUẬT LẮP ĐẶT HỆ THỐNG THỦY LỰC
NÂNG THÙNG TỰ ĐỔ
3.1. Phân tích các phương án lắp đặt hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ và chọn
phương án.
Để có một phương án bố trí lắp đặt hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ thích hợp, vấn
đề đầu tiên là phân tích lựa chọn một phương án lắp đặt hợp lý.
Phương án lắp đặt hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ hợp lý phải thỏa mãn các yêu
cầu chính sau:
- Đảm bảo góc nâng thùng theo yêu cầu khi đổ hàng để hàng hóa được đổ sạch ra
khỏi thùng xe.
- Hệ thống nâng thùng tự đổ phải đảm bảo nâng được tải theo yêu cầu.
- Lực nâng cực đại Pmax càng bé càng tốt.
- Bố trí lắp đặt thuận lợi.
- Đảm bảo độ cứng vững khi đổ hàng cũng như khi xe chuyển động.
- Đảm bảo độ ổn định, an toàn khi đổ hàng.
Như vậy trong phần này ta không đi sâu vào việc chế tạo loại hệ thống thủy lực nâng
thùng tự đổ nào. Vì điều này hoàn toàn không thực tế. Ở phần này ta phân tích một số
loại hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ có sẵn để đi đến việc chọn loại hệ thống thủy
lực nâng thùng tự đổ nào cho phù hợp nhất. Ngoài ra hệ thống thủy lực nâng thùng tự
đổ được chọn còn có những vấn đề chưa thật sự thỏa mãn về mặt kỹ thuật thì ta sẽ tính
toán thiết kế hoặc gia cố bộ phận nào đó cho phù hợp. Với phương châm đơn giản nhất
và đồng thời đảm bảo được tính kinh tế, kỹ thuật và mỹ thuật. Hiện nay trong thực tế
có rất nhiều loại hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ nhưng tập trung nhất là 2 loại sau:
- Loại hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ một trụ đẩy trực tiếp.
- Loại hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ một trụ đẩy gián tiếp.

Sau đây, ta tiến hành phân tích từng hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ để thấy được
ưu nhược điểm của từng loại. Từ đó, quyết định chọn phương án sử dụng hệ thống thủy
lực nâng thùng tự đổ loại nào cho hợp lý nhất.
3.1.1. Phân tích chọn hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ một trụ đẩy trực tiếp
hoặc một trụ đẩy gián tiếp.
3.1.1.1. Loại hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ một trụ đẩy trực tiếp.
Tham khảo hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ lắp đặt trên xe IFAW50L/K (xem hình
3.1 và hình 3.2).
Đặc điểm:
Lực đẩy từ piston lực (trụ đẩy) tạo ra tác dụng trực tiếp vào thùng mà không cần qua
một cơ cấu biến đổi trung gian nào. Với loại hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ này,
góc đặt cơ cấu thủy lực ban đầu của trụ so với phương ngang phải lớn để có thể tạo ra
được mômen nâng thùng lớn. Mặt khác, để đảm bảo đủ hành trình làm việc cần thiết
của piston lực mà kích thước chiều dài ban đầu của cơ cấu thủy lực phải nhỏ gọn,
không ảnh hưởng đến sự bố trí xung quanh thì người ta thường dùng xy lanh lồng. Tùy
theo số lần lồng
mà hành trình
tổng cộng của nó
khác nhau, có tính
ổn định cao và
làm việc êm dịu
điều hòa.
Sơ đồ bố trí:
Hình 3.1. Sơ đồ bố trí hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ khi hạ thùng.
1-sàn thùng; 2-giá đỡ đế xy lanh lực; 3-xy lanh lực;
4-sat xi xe; 5-thanh ngang; 6-khớp cầu; 7-chốt quay.

Hình 3.2. Sơ đồ bố trí hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ khi nâng thùng.
Theo sơ đồ bố trí thì lực nâng lớn nhất của trụ ben Pmax được tính theo công thức:
a´+a´
´
=
coscsina
dG
P
Trong đó G – Tải trọng toàn bộ của thùng xe.
d – Khoảng cách từ trọng tâm thùng đến chốt quay.
α – Góc đặt ben ban đầu của trụ ben so với phương ngang.
a,c –Tọa độ điểm đặt lực P so với chốt quay.
Một số ưu nhược điểm của phương án sử dụng hệ thống thủy lực nâng thùng tự
đổ một trụ đẩy trực tiếp.
Ưu điểm:
- Do lực tác dụng trực tiếp giữa xy lanh lực vào thùng xe không thông qua cơ cấu
trung gian nào nên độ tin cậy cao.

- Dễ bố trí lắp đặt, kết cấu thích hợp cho việc nâng thùng về ba phía.
Nhược điểm:
- Loại hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ một trụ đẩy trực tiếp kém cứng vững khi
chịu lực ngang.
- Do kết cấu của hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ ở đây có thể đổ hàng về ba
phía nên không thể bố trí để tăng kích thước a. Bởi vì, nếu như bố trí tăng kích
thước a sẽ làm tăng hành trình piston lực. Mặt khác, sẽ tạo nên sự phân bố tải
trọng không đều lên thùng hàng điều này sẽ làm cho hệ thống chống hỏng. Theo
công thức trên để giảm được lực nâng Pmax thì phải bố trí tăng kích thước a, góc α
và giảm c. Thế nhưng, khả năng thay đổi c chỉ trong phạm vi nhỏ nên không xét
đến. Vì vậy ta không thể giảm được lực nâng Pmax nhiều. Lực nâng Pmax lớn nên
áp suất dầu của cơ cấu thủy lực cũng lớn dẫn đến tải trọng tác dụng lên cơ cấu của
hệ thống lớn.
3.1.1.2. Loại hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ một trụ đẩy gián tiếp.
Tham khảo hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ lắp đặt trên xe Jiu long 4,5 tấn (xem
hình 3.3).
Đặc điểm:
Là loại xe tự đổ có một trụ, lực nâng thùng do piston tạo ra thông qua một số cơ cấu
trung gian rồi mới tác dụng lên thùng xe. Các cơ cấu trung gian này được đưa vào hệ
thống nhằm cho phép mở rộng khả năng bố trí trụ ben, đồng thời tăng độ cứng cho hệ
thống.
Vấn đề bố trí xy lanh lực: xy lanh được đặt giữa sat xi ben.

Sơ đồ bố trí:
Hình 3.3. Sơ đồ bố trí hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ một trụ gián tiếp.
Một số ưu nhược điểm của phương án sử dụng hệ thống thủy lực nâng thùng tự
đổ một trụ gián tiếp.
Ưu điểm:
- Khả năng cứng vững cao nhờ đặt hai thanh chống hai bên.

- Hệ thống nâng hạ độc lập không ảnh hưởng gì đến kết cấu bố trí của sat xi và hệ
thống gầm xe.
Nhược điểm:
- Kết câú của hệ thống lực đẩy tạo ra từ piston lực phức tạp, phải thông qua một số
cơ cấu trung gian gồm các thanh chống, khuỷu và các khớp trụ nên loại này chủ
yếu dùng cho xe ben đổ hàng về phía sau.
Kết luận:
Sau khi nghiên cứu lý thuyết và đi thực tế khảo sát hai phương án sử dụng hệ thống
thủy lực nâng thùng tự đổ trên hai xe IFAW50L/K và xe Jiu long 4,5 tấn, ta thấy rằng
phương án sử dụng hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ một trụ gián tiếp có nhiều ưu
điểm hơn so với phương án sử dụng hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ một trụ trực
tiếp. Và kết hợp với 6 yêu cầu đã đặt ra ta chọn hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ một
trụ gián tiếp để bố trí cho xe nghiên cứu.
Chọn cơ cấu thuỷ lực.
Giới thiệu một số xy lanh thủy lực do Trung Quốc sản xuất:
- Xy lanh thủy lực loại LYGS3101 có các thông số kỹ thuật
sau: (xem hình 3.4)
Đây là loại xy lanh tác động hai chiều,
Chiều dài ban đầu: lbđ = 1015 (mm),
Hành trình làm việc: S = 580 (mm),
Đường kính ngoài của xy lanh: dn = Φ 190 (mm),
Đường kính trong của xy lanh: dt = Φ 160 (mm),
Áp suất làm việc: p = 10 MPa.
- Xy lanh thủy lực loại LYGS3611 có các thông số kỹ thuật
sau: (xem hình 3.5)
Đây là loại xy lanh tác động hai chiều, Hình3.4

Hành trình làm việc: S =760 (mm),
Đường kính trong của xy lanh: dt = Φ 180 (mm),
Áp suất làm việc: p = 16 MPa
- Xy lanh thủy lực loại LYGS3101 có các thông số kỹ thuật sau:
(xem hình3.6)
Đây là loại xy lanh tác động một chiều,
Hành trình làm việc: S = 750 (mm), Hình 3.5
Đường kính cần piston: d= Φ 80 (mm),
Áp suất làm việc: p = 20 MPa.
Kết luận:
Qua 3 loại xy lanh thủy lực giới thiệu ở trên
ta thấy loại LYGS3101 là phù hợp nhất vì kết cấu nhỏ gọn;
mặt khác với loại xe tự đổ tải trọng tải 2.5 Tấn áp suất làm
việc của cơ cấu là 10 MPa là quá đủ.
- Sử dụng dầu loại:LYX343C
Hình 3.6
3.1.2. Chọn phương án về vị trí lắp đặt của hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ
một trụ gián tiếp.
3.1.2.1. Giới thiệu một số kiểu lắp đặt của hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ một
trụ gián tiếp.
Tiêu chí chọn vị trí lắp đặt:
-Lực nâng phải nhỏ nhất.
-Đảm bảo độ cứng vững, ổn định khi đổ hàng cũng như khi xe chạy trên đường.

-Đảm bảo góc nâng thùng theo yêu cầu khi đổ hàng để hàng hóa được đổ sạch ra khỏi
thùng xe.
-Bố trí lắp đặt thuận lợi không ảnh hưởng đến việc bố trí của sat xi xe.
1, Kiểu lắp đặt của hê thống thủy lực nâng thùng tự đổ một trụ gián tiếp của xe
KIA –titan 2.5 T (xem hình 3.7).
Ưu điểm:
-Do bố trí về phía sau nên hành trình của piston lực và chiều dài ban đầu của xy lanh
lực giảm.
Nhược điểm:
-Do khoảng cách a ngắn nên làm cho lực nâng cực đại Pmax lớn nên tải trọng tác dụng
lên hệ thống lớn. Điều này có nghĩa là phải tăng kích thước của hệ thống lên để đảm
bảo đủ bền cho hệ thống.
-Do bố trí ở phía sau nên cơ cấu kém cứng vững hơn.

Hình 3.7. Sơ đồ bố trí hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ một trụ gián tiếp của xe
KIA –titan 2.5 T.
2, Kiểu lắp đặt của hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ một trụ gián tiếp của xe
Jiu Long 4.5 T (xem hình 3.8).
Ưu điểm:
-Theo sơ đồ bố trí, ta thấy rằng khoảng cách a lớn nên lực nâng cực đại Pmax giảm làm
giảm tải trọng tác dụng lên hệ thống.
-Việc bố trí về phía trước làm tăng độ cứng vững của xe khi đổ hàng cũng như khi xe
chạy trên đường.
Nhược điểm:
-Do bố trí về phía trước nên hành trình của piston lực và chiều dài ban đầu của xy lanh
lực lớn.

Hình 3.8. Sơ đồ bố trí hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ một trụ gián tiếp của xe
JiuLong 4.5 T.
3, Kết luận:
Qua hai kiểu lắp đặt của hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ một trụ gián tiếp ta
thấy kiểu lắp đặt của hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ một trụ gián tiếp của xe
Jiu Long 4.5 T có nhiều ưu điểm hơn so với kiểu lắp đặt của hệ thống thủy lực

nâng thùng tự đổ một trụ gián tiếp của xe KIA –titan 2.5 T. Kết hợp 4 tiêu chí để
lựa chọn lắp đặt ta chọn kiểu lắp đặt của hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ một
trụ gián tiếp của xe nghiên cứu tương tự xe Jiu Long 4.5 Tấn, thể hiện rõ trên
hình 3.9
Hình 3.9. Xe Jiu Long 4,5 Tấn
3.1.2.2. Tính chọn các kích thước cụ thể về vị trí lắp đặt hệ thống thủy lực nâng
thùng.
1, Lực nâng cần thiết của piston lực:
Lực nâng Pmax giảm sẽ làm giảm áp lực dầu trên hệ thống cung cấp và phân phối như:
Bơm dầu, van phân phối, cổ chia dầu …đều giảm xuống. Đồng thời tải trọng tác dụng
lên các khâu nối, truyền lực giữa trụ ben với thùng xe, giữa thùng xe với sat xi ben
cũng đều giảm xuống.
Xét hệ thống ben ở một vị trí nâng bất kỳ:

Hình 3.10. Sơ đồ bố trí hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ một trụ gián tiếp
Ta lấy phương trình cân bằng mômen tại điểm O:
G1 x sinα x d + Pđ x a = G1 x cosα x b + Pn x c
Suy ra P
cKaK
dsinGbcosG
21
11
´+´
´a´-´a´
= (3.1)
Với Pđ = P x K1, Pn = P x K2
K1,K2 – hệ số biến đổi của lực P theo phương đứng và phương ngang qua cơ cấu trung
gian.
Bằng phương pháp khảo sát hàm số ta chứng minh được P đạt cực đại khi α = 0.
Theo công thức (3.1) ta thấy: để giảm được lực nâng Pmax thì ta phải bố trí tăng
kích thước a đồng thời tăng góc nâng ban đầu φ càng lớn càng tốt. Thế nhưng khi
tăng kích thước a và tăng góc nâng ban đầu φ thì sẽ làm tăng hành trình piston
lực. Vì vậy, ta phải chọn kích thước a và góc nâng ban đầu sao cho lực nâng Pmax
giảm nhưng phải đảm bảo hành trình làm việc piston lực và khi đó góc nâng

thùng phải đạt 50÷55º (vì tại góc nâng này đảm bảo hàng hóa được đổ sạch khỏi
thùng). Mặt khác, việc bố trí xylanh lực không làm ảnh hưởng đến sự bố trí các
bộ phận dưới gầm xe.
2, Tính chọn góc nâng ban đầu:
Như đã phân tích ở trên φ tăng càng lớn càng tốt. Tuy nhiên φ càng lớn thì việc bố trí
giá đỡ xy lanh lực càng thấp làm ảnh hưởng đến việc bố trí các bộ phận khác dươí gầm
xe và trọng tâm của thùng sẽ nâng lên do phải nâng thùng lên để đáy thùng không đụng
vào xy lanh thủy lực. Vì vậy φ phải chọn sao cho hợp lý nhất. Chọn φ = 10˚, ta tính
dược khoảng cách:
h = sinφ x lbđ = sin10˚ x 1015 ≈ 180 (mm)
Chọn tâm xoay của giá đỡ xy lanh lực nằm trên đường thẳng song song với sat xi đi
qua tâm của chốt xoay thùng.
Suy ra chọn c = h = 180 (mm)
3, Tính chọn kích thước a:
Như đã phân tích ở trên kích thước a càng lớn càng tốt nhưng kích thước a phụ thuộc
vào hành trình làm việc của piston lực, góc nâng cực đại; mặt khác nó phải đảm bảo
điều kiện khi hạ thùng xuống thì cánh gà của cơ cấu trung gian không được đụng vào
dầm ngang của sat xi ben:
a + 800 < 3240 mm
suy ra a < 2360 mm. Chọn a = 2200 mm
4, Tính chọn các kích thước còn lại:
Cơ cấu trung gian có các kích thước sau:
AB = 700 mm, BC = 180 mm, AC = 805 mm, CD = 1200 mm
Chọn γ = -5˚, suy ra được các khoảng cách:
d = 105 mm, e = 156 mm, g = 1900 mm, f = 105 mm

Hình 3.11. Các kích thước của hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ một trụ gián tiếp
5, Kiểm tra hành trình làm việc của piston.
Chọn góc nâng cực đại α = 55˚ vì tại góc này đảm bảo hàng hóa được đổ sạch khỏi
thùng. Từ hình 3.12, ta có:
FG = )mm(126
55tg
180
55tg
c
== oo
OG = )mm(220
55sin
180
55sin
c
== oo
Ta tính được các khoảng cách:
AG = a + FG = 2200 + 126 = 2326 (mm)
EG = g + OG = 1900 + 220 = 2120 (mm)
DG = )mm(2019)1052120(129)fEG(105HGd 222222
=-+=-+=+
θ = artg o
7.3
2015
129
artg
HG
d
==
Suy ra góc ADG = α - θ = 55º - 3.7º = 51.3º

Hình 3.12. Sơ đồ bố trí hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ một trụ gián tiếp khi góc
nâng cực đại α = 55˚
Áp dụng định lý cosi cho tam giác ADG,ta có:
)mm(19013.51cos20192326220192326AD
3.51cosDGAG2DGAGAD
22
22
=´´´-+=
´´´-+=
o
o
559.0
232619012
201923261901
AGAD2
DGAGAD
acos
222222
1 =
´´
-+
=
´´
-+
=
suy ra o
56a1 =
Áp dụng định lý cosi cho tam giác ACD,ta có:
922.0
80519012
12008051901
ACAD2
CDACAD
acos
222222
2 =
´´
-+
=
´´
-+
=
suy ra o
23a2 =
Áp dụng định lý cosi cho tam giác AEG,ta có:

)mm(206155cos21202326221202326AE
55cosEGAG2EGAGAE
22
22
=´´´-+=
´´´-+=
o
o
539.0
201623262
212020612326
AEAG2
EGAEAG
acos
222222
3 =
´´
-+
=
´´
-+
=
suy ra o
57a3 =
Từ đó ta tính được:
oooo
22572356aaaa 3214 =-+=-+=
oooo
33112211aa 45 =+=+=
Áp dụng định lý cosi cho tam giác ABE,ta có:
152233cos206170022061700BE
33cosAEAB2AEABBE
22
22
=´´´-+=
´´´-+=
o
o
Suy ra hành trình làm việc của piston ứng với góc nâng cực đại 55˚ của thùng là:
Hlv = BE - lbđ = 1522 - 1015 = 507 (mm)
Hành trình làm việc cực đại của xy lanh thủy lực loạI LYGS3101 là: S = 580 (mm)
Ta thấy hlv < S. Nên hành trình piston đảm bảo nâng thùng đến góc nâng thùng quy
định là 55˚.
3.2. Tính chọn thùng xe, sat xi của hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ.
3.2.1. Chọn thùng xe.
Sử dụng thùng xe do nhà máy cơ khí ôtô Đà Nẵng sản xuất.
Thùng xe có dạng hình chữ nhật, thành sau và hai thành bên có gắn các bản lề và các
khóa để có thể mở ra hoặc đóng lại khi bốc hàng và khi nâng thùng để đổ hàng. Sàn
thùng có hai dầm dọc chính với kích thước hình chữ nhật rỗng 100 x 50 x 4.5mm làm
bằng thép CT3 có giớI hạn bền là δbk = 38 KG/mm2
, δbc = 25 KG/mm2
. Hai dầm dọc
này được liên kết vớI 8 dầm ngang nhằm tăng độ cứng vững cho sàn thùng. Sàn thùng
được chế tạo bằng tôn tấm (thép CT3) có bề dày δ = 3 (mm).
Các kích thước cơ bản của thùng xe:

- Kích thước bên ngoài thùng xe:
Chiều cao thùng xe (tính từ sàn thùng): 600 (mm)
Chiều dài thùng xe: 4210 (mm)
Chiều rộng thùng xe: 2100 (mm)
- Kích thước bên trong thùng xe:
Chiều cao thùng xe (tính từ sàn thùng): Ht = 600 (mm)
Chiều dài thùng xe: Lt = 3745 (mm)
Chiều rộng thùng xe: Bt = 1970 (mm)
- Khối lượng và thể tích thùng:
Khối lượng thùng: Gt = 950 (kg)
Thể tích thùng: Vt = Htx Bt x Lt = 600 x1970 x 3745 = 4.43 (m3
)
Đặc điểm của thành sau và thành trước: Thành sau của thùng có thể tháo ra được. Khi
khóa mở được mở ra và thùng được nâng lên đủ độ cao để móc khóa của bộ phận đóng
chốt tự động mở bản lề hãm ra. Thành sau được gắn trên hai thành bên của thùng bằng
hai chốt trụ, khi nâng thùng lên đổ hàng ra sau thì có thể xoay quanh chốt này. Thành
trước được bắt chặt sàn thùng bằng các bu lông.

3.2.2 Giới thiệu lựa chọn kết cấu sat xi của hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ.
Hình 3.13. Kết cấu sat xi để lắp cơ cấu hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ.
Chọn kết cấu sat xi của hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ có kích thước như sau:
Chiều dài: 3400 (mm)
Chiều rộng bằng chiều rộng của sat xi xe.
Khối lượng toàn bộ là 170 kg.
Hai dầm dọc 1 được làm bằng thép U 120 x 60 x 4.9 mm.
Hai dầm ngang 2 làm bằng thép U 120 x 60 x 4.9 mm được liên kết với dầm dọc thông
qua các mối hàn.
Trên các dầm dọc có hàn mặt bích 3 và 4 để liên kết với sat xi xe thông qua các bu lông
và các bu lông hình chữ U.

Tại cuối dầm dọc có hàn cặp vào thép lá 5 có diện tích tiết diện là 110 x 55 mm,trên
thép lá này có tiện 1 lỗ để đóng bạc 6 vào.
Giá đỡ đế xy lanh lực 8 được hàn vào 2 dầm dọc.
Ngoài ra trên sat xi ben còn gắn một số chi tiết như: đệm cao su 7, giá đỡ van hạn chế,
giá đỡ thùng dầu giá đỡ thanh chống 9, lá thép định vị trí ben khi hạ thùng.
3.2.2.1 Thiết kế lắp đặt liên kết giữa sat xi ben với sat xi xe.
Sat xi ben được lắp đặt liên kết với sat xi xe thông qua các bu lông ở các mặt bích và
các bu lông thanh chữ U. Để tăng độ êm dịu, độ liên kết và tránh sự biến dạng bề mặt
tiếp xúc ta lắp đặc tấm đệm cao su 60 x 5 mm ở giữa sat xi xe và sat xi ben.
Trên sat xi ben ta hàn 4 mặt bích làm bằng thép CT3 100 x 50 x 50 x 2.5 mm,trên sat
xi xe ta cũng hàn 4 mặt bích. Về vị trí được trình bày trên bản vẽ 3
Tính chọn bu lông, bu lông thanh chữ U:
Lực làm xê dịch thùng sẽ tác động trực tiếp lên các bu lông và các bu lông thanh chữ
U, do đó các bu lông sẽ sinh ra ứng suất cắt bu lông. Vì vậy ta phải chọn bu lông sao
cho đủ bền ứng vớI trường hợp nguy hiểm nhất của xe.
Chế độ tải trọng tính toán: là trong chế độ phanh gấp và khi ôtô quay vòng với bán
kính quay vòng nhỏ nhất với vận tốc tối đa theo ổn định. Qua các kết quả nghiên cứu
và thực tế sử dụng người ta nhận thấy rằng lực ly tâm sinh ra khi quay vòng thường
nhỏ hơn nhiều so với khi ôtô phanh gấp với gia tốc phanh cực đại jmax. Vì vậy khi tính
toán các mối ghép liên kết bulông chỉ cần tính cho trường hợp nguy hiểm nhất đó là
khi ôtô phanh cực đại.
Điều kiện tính toán là ứng suất cắt sinh ra ở chốt phải bé hơn ứng suất cắt cho phép:
τ = [ ]t£
´p
´
2
b
d
F4
suy ra d
][
F4 b
t´p
´
³
Trong đó

Fb– Lực tác dụng lên một bu lông, giả thiết các bu lông chịu lực cắt như nhau, xem 1
bulông thanh chữ U là sự kết hợp của 2 bulông đơn. Như vậy, số lượng bu lông liên kết
là 16 thì mỗi thân bu lông phảI chịu một lực cắt là:
Fb = P / 16
P –lực làm xê dịch thùng.
Trọng lượng tác dụng lên phần liên kết bao gồm:
Trọng lượng hàng hóa: Ghh = 2500 (KG)
Trọng lượng thùng: Gt = 950 (KG)
Trọng lượng sat xi cơ cấu nâng thùng: Gsx = 170(KG)
Trọng lượng cơ cấu thủy lực nâng thùng: Gb = 250(KG)
Vậy trọng lượng tổng cộng là:
G = Ghh + G t + Gsx + Gb = 2500 + 950 + 170 + 250 = 3870 (KG)
Lực quán tính làm xê dịch thùng:
Fqt = m x jmax
VớI jmax - Gia tốc chậm dần cực đại khi phanh. jmax =
i
g
d
´j
φ – hệ số bám của lốp và đường. Với đường nhựa tốt φ = 0.7 ÷ 0.8. Chọn φ = 0.7
δ1 = 1
Do đó . jmax = )s/m(867.6
1
81.97.0 2
=
´
Suy ra Fqt = )N(27090)KG(2709
81.9
867.63870
g
jG max
==
´
=
´
Từ đó ta tính được lực tác dụng lên một bu lông:
Fb = 27090 / 16 = 1693 (N)
[τ] - Ứng suất cắt cho phép [τ] = (0.2 ÷ 0.3)x σch. Với vật liệu làm bu lông bằng thép
CT3 σch = 220 (N/mm2
) Suy ra: [τ] = 0.2x 220 = 44 (N/mm2
).
Vậy d ≥
4414.3
16934
´
´
= 7 (mm).

Trên đây chỉ là tính toán trong trường hợp bu lông chịu tải trọng tĩnh. Trong thực tế ôtô
đi qua nhiều loại đường khác nhau nên sinh ra tải trọng động tác dụng vào bu lông. Vì
thế ta chọn đường kính bu lông là d = 10 (mm),
bulông thanh chữ U có d = 14 (mm).
3.3. Tính toán hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ.
3.3.1 Tính lực nâng cực đại Pmax.
Các tải trọng bao gồm:
Tải trọng của thùng: Gt = 950 (KG)
Tải trọng của hàng hóa: Ghh = 2500 (KG)
Tải trọng tổng cộng là: G = Gt + Ghh = 950 + 2500 = 3450 (KG)
Như vậy lực nâng cực đại là lúc cơ cấu bắt đầu nâng thùng. Ta có sơ đồ sau:
Hình 3.14. Sơ đồ bố trí hệ thống thủy lực nâng thùng tự đổ một trụ gián tiếp.
Xét thanh ABC, ta lặp được phương trình cân bằng mômen tại C:
PxCBxcos20˚ - PAĐx cos11˚xAC - PANxe = 0
Px180xcos20˚ - PAĐx cos11˚x805 - PANx156 = 0

Suy ra PAN =
790
P169P156 AN ´-´
(1)
Xét hệ gồm các khâu nối liền ABCD, ta có phương trình cân bằng tại A:
PDĐ + P sinα - PAĐ = 0
PDN + Pcosα + PAN = 0
PsinφAB + PDN 51 – PDĐ405= 0
Giải hệ 3 phương trình trên ta tính được: PAĐ = 0.3P +0.126PAN (2)
Giải hệ (1)(2) ta có: PAN = 1.731P
PAĐ = 0.128 P
Xét riêng thùng xe ta có phương trình cân bằng mômen đối với điểm O:
PAĐxb + PANx c - Gxa = 0
0.128xPxb + 1.731xPx c – Gxa =0
suy ra lực nâng cực đại là:
Pmax = P = )N(7980
180731.12200128.0
13723450
c731.1b128.0
aG
=
´+´
´
=
´+´
´
PAN = 1.731x7980 = 13813.38 (N)
PAĐ = 0.128x 7980 = 1021.44 (N)
Lực tác dụng vào chốt xoay đáy thùng là:
PA = )N(1385138.1381344.1021PP 222
AN
2
AD =+=+
3.3.2. Đường kính cần thiết khi piston lực làm việc.
Áp suất chất lỏng trong buồng làm việc của xy lanh tạo nên áp lực P trên cần piston,
nếu không kể đến lực ma sát thì:
P = p x F
Trong đó:
P – Áp lực trên cần piston.
p – Áp suất làm việc của chất lỏng. p = 100 (KG/cm2
)
F – Diện tích làm việc của piston.

Như vậy để tạo lực nâng cần thiết thì đường kính piston phải thỏa mãn biểu thức sau:
D ≥
p
P4 max
´p
´
Với:
D – Đuờng kính phần đầu piston.
Pmax – Lực đẩy lớn nhất tác dụng lên cần piston khi nâng thùng. Pmax = 7980
Suy ra D ≥
10014.3
79804
´
´
= 102 (mm)
Như vậy xy lanh lực thỏa mãn điều kiện vì có đường kính phần đầu piston là d = 160
(mm).
3.4 Kiểm tra bền một số chi tiết mới thiết kế.
3.4.1 Tính bền hai dầm dọc đáy thùng.
Ta tính bền trong trường hợp hai dầm dọc chịu lực lớn nhất, đó là lúc vừa nâng thùng.
Lực tác dụng lên hai dầm dọc đáy thùng bao gồm:
- Trọng lượng của hàng hóa.
- Trọng lượng phần trên của thùng theo phương thẳng đứng từ trên xuống.
- Phần lực do lực đẩy của piston tạo ra thông qua cơ cấu trung gian tác dụng vào
thùng.
Giả thiết các phản lực đều đối xứng qua mặt phẳng dọc của xe,nên ta chỉ cần tính bền
cho 1dầm. Xem như tải trọng phân bố đều trên suốt chiều dài của thùng xe thì tải trọng
phân bố trên một nửa xe sẽ là:
Q = Tải trọng toàn bộ đè lên hai dầm dọc / 2 chiều dài dầm
Trọng lượng toàn bộ đè lên hai dầm dọc đáy thùng bao gồm:
Trọng lượng hàng hóa: Ghh = 2500 (KG)
Trọng lượng phần trên của thùng: Gt = 950 (KG)
Vậy trọng lượng toàn bộ sẽ là: G = 2500 + 950 = 3450 (KG)

Suy ra q = ( )m/KG6.460
745.32
3450
=
´
= 4606 (N/m)
Lực đẩy do piston tạo ra tác dụng lên thùng:
R = PAĐ / 2 = 1021.44/2 = 510.72 (N)
Ta dễ dàng vẽ biểu đồ mômen uốn như sau:
Hình 3.15. Biểu đồ mômen uốn
Từ biểu đồ ta thấy mômen uốn lớn nhất là tại điểm đặt lực R, Tại đây có tiết diện mặt
cắt là thép hộp chữ nhật rỗng 100 x 50 x 4.5 mm, Mumax =11147 Nm
Mômen chống uốn của dầm tại mặt cắt nguy hiểm.
Wu =
6
)9141()10050(
6
)hb()HB( 3333
´-´
=
´-´
= 3183932 (mm3
) = 3.18x10-3
(m3
)
Ứng suất phát sinh tại mặt cắt có mômen lớn nhất:
δu = =
u
u
W
M
)m/N(105.3
1018.3
11147 26
3
´=
´ -
Ứng suất uốn cho phép của dầm dọc được xác định theo công thức:
[δ] =
( )1k5.1 đ
c
+´
d
Trong đó:
Kđ – Hệ số tải trọng động, chọn Kđ = 2.5

δc - Giới hạn chảy của thép CT3, δc = 25 (KG/mm2
)
suy ra [δ] =
( )
( ) ( )262
m/N106.47mm/KG76.4
15.25.1
25
´==
+´
So sánh ta thấy δu < [δ] .Vậy dầm đủ bền.
3.4.2. Tính bền chốt xoay.
Để tính bền cho chốt xoay, ta tính áp suất phân bố trên bề mặt làm việc của bạc chốt
xoay trong trường hợp chốt xoay chịu tải lớn nhất, đó là lúc piston bắt đầu nâng thùng.
Khi bắt đầu nâng ta xem như tải trọng tác dụng lên bạc bằng chính lực nâng do piston
tạo ra (dùng phương pháp dời lực) R = PA = 13851 (N)
Gọi R0 là lực tác dụng lên mỗi bên, ta có:
R0 = R / 2 = 13851/2 = 6925.5 (N)
Điều kiện tính toán là áp suất sinh ra ở mặt tiếp xúc của bạc chốt phải nhỏ hơn giá trị
áp suất cho phép:
P =
ld
Q
´
< [ p]
Trong đó:
Q = R0 = 6925.5 (N) – Tải trọng hướng tâm.
d – Đường kính chốt xoay, d = 50 mm
l - Chiều dài làm việc của chốt xoay, l = 82 mm
[p] – Áp suất cho phép, tra bảng trong sổ tay thiết kế cơ khí ta có: với loại bạc chốt chế
tạo bằng gang xám chống ma sát thì [p] = 90 KG/cm2
Suy ra p =
8250
5.6925
´
= 1.69 (N/mm2
) = 16.9 KG/cm2
So sánh ta thấy p < [p]. Vậy bạc chốt xoay đủ bền.
3.4.3. Kiểm nghiệm bền liên kết giữa thùng xe và sat si ben.
Giữa thùng và sat xi ben được liên kết với nhau nhờ 2 chốt xoay thùng và 2 chốt xoay
ở càng nâng. Như vậy lực làm xê dịch thùng so với sat xi ben sẽ tác dụng lên 4 bạc
chốt xoay này. Do đó ta phải kiểm tra bền chi tiết này.

Chế độ tải trọng tính toán: là trong chế độ phanh gấp
Điều kiện tính toán là ứng suất cắt sinh ra ở chốt phải bé hơn ứng suất cắt cho phép:
τ = [ ]t£
´p
´
2
d
F4
suy ra d
][
F4
t´p
´
³
Trong đó
F – lực tác dụng lên một chốt, giả thiết các chốt chịu lực như nhau, do đó F = P/4
P –lực làm xê dịch thùng.
Trọng lượng tác dụng lên phần liên kết:
G = Ghh + G t = 2500 + 950 = 3450 (KG)
Lực quán tính làm xê dịch thùng:
Fqt = m x jmax = )N(24150)KG(2415
81.9
867.63450
g
jG max
==
´
=
´
Do thùng liên kết với sat xi ben thông qua các tấm cao su do đó sẽ sinh ra lực ma sát:
Fms = G x f
Với f - hệ số ma sát giữa cao su và thép, tra bảng ta có f = 0.5
Suy ra Fms = 3450 x 0.5 = 1725 (N)
Vậy lực làm xê dịch thùng là:
P = Fqt - Fms = 24510 - 1725 = 22785(N).
Suy ra lực tác dụng lên một chốt:
F = 22785 / 4 = 5696.25 (N).
Với chốt làm bằng thép CT45 có [τ] = (0.2 ÷ 0.3)x σch = 0.2 x 360 = 72 (N/mm2
)
Từ đó ta xác định được đường kính tối thiểu của chốt
d ≥
7214.3
425.5696
´
´
= 10.04 (mm).
Chọn d = 50 mm để đảm bảo đủ bền cho chốt.

3.4.4. Kiểm nghiệm liên kết bu lông giữa cụm thùng tự đổ với sat xi xe.
Chế độ tải trọng tính toán: là trong chế độ phanh gấp.
Điều kiện đảm bảo không có sự xê dịch giữa cụm thùng tự đổ với sat xi xe là:
Pms > F qt
Ở đây:
Fqt – Lực quán tính do trọng lượng cụm thùng hàng và tải trọng sinh ra khi phanh.
Fqt= m x jmax =
g
jG max´
G –Trọng lượng cụm thùng hàng khi ôtô đầy tải.
G = Ghh + G t + Gb + Gsx = 2500 + 950 + 250 + 170 = 3870 (KG)
Suy ra Fqt = )KG(2709
81.9
867.63870
g
jG max
=
´
=
´
Pms – Lực ma sát giữa sat xi xe với sát xi ben sinh ra do lực ép của các bu lông và trọng
lượng của cụm thùng tự đỗ khi ôtô đầy tải.
Pms = (pe1 x n1 +pe2 x n2 + G)x fms
pe1 – Lực ép 1 bu lông, tra bảng tải trọng bu lông, với bulông chế tạo bằng thép CT3
có d = 10 mm thì tải trọng bằng 1000 KG.
n1 – Số bu lông n1 = 8.
pe2 –Lực ép 1 bu lông chữ U, tra bảng tải trọng bu lông với bu lông chế tạo bằng
thép CT3 có d = 14 mm thì tải trọng bằng 2000 KG.
n2 – Số bu lông n2 = 8.
fms – Hệ số ma sát giữa sat xi ben với sat xi xe, tra bảng ta có fms = 0.2.
Vậy Pms = ( 1000x8 + 2000x8 + 3870)x0.2 = 5574 (KG)
Kết luận Pms = 5574 KG > Fqt. Như vậy mối ghép đủ bền.
3.4.5. Tính bền giá đỡ đế xy lanh lực.
Giá đỡ đế xy lanh chịu lực lớn nhất khi bắt đầu nâng thùng. Như vậy lực tác dụng lên
giá đỡ đế xy lanh là Pmax = 7980 (N). Ta dễ dàng vẽ được biểu đồ mômen uốn:

Hình 3.16. Giá đỡ đế xy lanh lực.
Hình 3.17. Biểu đồ mômen uốn.
Từ biểu đồ mômen uốn ta thấy Mumax = 678.3 N.m, tại tiết diện có mặt cắt là Φ100 x Φ
70 mm.
Mômen chống uốn của giá đỡ tại mặt cắt nguy hiểm:
Wu = 0.1 x D3
– 0.1 x d3
= 0.1 x 1003
- 0.1 x 803
= 48800 mm3
= 48.8x10-6
(m3
)
Ứng suất phát sinh tại mặt cắt có mômen lớn nhất:
δu = )m/N(109.13
108.48
3.678
W
M 26
6
u
u
´=
´
= -

Ứng suất uốn cho phép của dầm dọc được xác định theo công thức:
[δ] =
( )1k5.1 đ
c
+´
d
Trong đó:
Kđ – Hệ số tải trọng động, chọn Kđ = 2.5
δc - Giới hạn chảy của thép CT3, δc = 25 (KG/mm2
)
suy ra [δ] =
( )
( ) ( )262
m/N106.47mm/KG76.4
15.25.1
25
´==
+´
So sánh ta thấy δu < [δ] . Vậy giá đỡ đế xy lanh đủ bền.
Kết luận:
Sau khi tính toán, kiểm nghiệm các bộ phận của cơ cấu nâng thùng tự đổ, ta thấy
phương án thiết kế lắp đặt hệ thống nâng thùng tự đổ 2.5 tấn đã trình bày là hợp
lý. Bước tiếp theo là phải chuyển các bản vẽ, bản thuyết minh cho cục đăng kiểm
hoặc cơ quan có thẩm quyền xét duyệt trước khi gia công, chế tạo và lắp đặt.

CHƯƠNG 4
KIỂM NGHIỆM ĐỘNG CƠ, KHUNG DẦM,
CẦU CƠ SỞ CỦA XE
4.1. Các thành phần trọng lượng, sự phân bố trọng lượng lên các trục và tọa độ trọng
tâm của ôtô.
4.1.1. Các thành phần trọng lượng.
Trọng lượng động cơ, ly hợp: 450 (KG)
Trọng lượng hộp số: 150 (KG)
Trọng lựong các đăng: 60 (KG)
Trọng lượng khung gầm: 480 (KG)
Trọng lượng bánh xe: 350 (KG)
Trọng lượng cầu trước và cầu sau: 390 (KG)
Trọng lượng bình nhiên liệu: 120 (KG)
Trọng lượng ăcquy: 60 (KG)
Trọng lượng hệ thống lái: 60 (KG)
Trọng lượng phanh nhíp: 180 (KG)
Do đó, trọng lượng khung gầm động cơ: 2300 (KG)
Trọng lượng thùng tải: 950 (KG)
Trọng lượng satxi nâng thùng: 170 (KG)
Trọng lượng cơ cấu nâng thùng: 250 (KG)
Trọng lượng cabin: 450 (KG)

Trọng lượng ghế: 80 (KG)
Do đó trọng lượng thùng và cabin: 1900 (KG)
Trọng lượng của ôtô khi không tải: 4200 (KG)
Trọng lượng người: 3 người, mỗi người nặng 65 (KG), do đó Gn = 65 x 3 = 195 (KG)
Trọng lượng hàng hóa: 2500 (KG)
Trọng lượng ôtô khi toàn tải: 6895 (KG)
4.1.2. Phân bố trọng lượng lên các trục.
Giả thiết xem như các thành phần trọng lượng phân bố đều, áp dụng nguyên lý độc lặp
tác dụng ta sẽ xác định được sự phân bố trộng lượng lên các trục.
-Phân bố trọng lượng của khung gầm động cơ lên các trục (xem hình 4.1).
Hình 3.1
G1 – Trọng lượng khung gầm động cơ. G1 = 2300 (KG)
Phân bố trọng lượng lên trục trước:
Z1 = (G1 x 1589.5)/3300 = ( 2300 x 1589.5)/3300 = 1108
Phân bố trọng lượng lên trục sau:

Z2 = 2300 - 1108 = 1192
-Phân bố trọng lượng của thùng và cabin (xem hình 4.2).
G2 -Trọng lượng thùng và cabin. G2 = 1900 (KG)
Hình 4.2
Z1 = (G2 x 1410)/3300 = ( 1900 x 1410)/3300 = 812
Z2 = 1900 - 812 = 1088
-Phân bố trọng lượng của hàng hóa lên các trục (xem hình 4.3).
Hình 4.3

G3 - Trọng lượng hàng hóa. G3 = 2500 (KG)
Z1 = (G3 x 600)/3300 = (2500 x600)/3300 = 455
Z2 = 2500 - 455 = 2045
Từ đó ta lặp bảng phân bố trọng lượng của ôtô lên các trục.
Thành phần trọng lượng Trọng lượng (KG) Trục trước Trục sau
Trọng lượng khung gầm động cơ 2300 1108 1192
Trọng lượng thùng và cabin 1900 812 1088
Trọng lượng ôtô khi không tải 4200 1920 2280
Trọng lượng người 195 195 0
Trọng lượng hàng hóa 2500 455 2045
Trọng lượng ôtô khi toàn tải 6895 2570 4325
Bảng 4.1: Phân bố trọng lượng của ôtô lên các trục.
4.1.3. Xác định tọa độ trọng tâm.
4.1.3.1. Tọa độ trọng tâm theo chiều ngang.
Coi ôtô đối xứng theo chiều dọc cho nên trọng tâm theo chiều ngang sẽ nằm trong mặt
phẳng đối xứng dọc của ôtô.
4.1.3.2. Tọa độ trọng tâm theo chiều dọc khi xe đầy tải.
Phương trình cân bằng mômen đối với cầu trước:
G2 x L - G x a = 0
Vậy a = ( G2 x L)/G
Và b = L - a

Trong đó:
a – Khoảng cách từ trọng tâm đến trục trước khi đầy tải.
b - Khoảng cách từ trọng tâm đến trục sau khi đầy tải.
G1 = 2570 (KG)
G2 = 4325(KG)
G = 6895 (KG)
L = 3300 (mm)
Thay số ta có:
a = (4325 x3300)/6895 = 2070 (mm)
b = 3300 - 2070 = 1230 (mm)
4.1.3.3. Tọa độ trọng tâm theo chiều cao.
hg = ∑ Gi x hi / G
trọng đó:
hg - Tọa độ trọng tâm theo chiều cao của xe khi đầy tải.
hg - Tọa độ trọng tâm của các Gi theo chiều cao.
Gi - Trọng lượng các cụm và các phần tải trọng của xe.
G - Trọng lượng toàn bộ của xe khi xe đầy tải.
Bảng phân bố trọng lượng của các thành phần trên ôtô khi đầy tải.
Các thành phần trọng lượng Gi hi Gi x hi
Động cơ ly hợp 450 0.9 405
Hộp số 150 0.56 84

Các đăng 60 4.45 27
Khung gầm 480 0.65 312
Thùng tải 950 1 950
Sat xi nâng thùng 170 0.8 136
Cơ cấu nâng thùng 250 0.8 200
Hàng hóa 2500 1.1 2750
Cabin 450 1.4 630
Ghế 80 0.85 68
Người (3 người) 195 1.1 214.5
Bình nhiên liệu 120 0.7 84
Bình ăquy 60 0.8 48
Hệ thống lái 60 0.6 36
Hệ thống phanh nhíp 180 0.45 81
Cầu trước, cầu sau 390 0.4 156
Bánh xe 350 0.42 147
∑ khi không tải 4200 0.8 3364
∑ khi đầy tải 6895 0.92 6328.5
Bảng 4.2: Phân bố trọng lượng của các thành phần trên ôtô khi đầy tải.

4.2. Tính kiểm nghiệm động cơ.
Ở phần này, ta kiểm nghiệm một số nội dung cơ bản sau:
- Đường đặc tính ngoài của động cơ.
- Lực kéo của ô tô.
- Đặc tính động lực học.
- Gia tốc của ô tô
4.2.1. Những thông số cơ bản:
Chủng loại động cơ: ôtô tải tự đổ 2.5T loại 4x2.
Tải trọng chuyên chở: Gt = 2500 Kg.
Vận tốc lớn nhất: 100 Km/h.
Loại động cơ: Diezel 4 kỳ, 4 xy lanh,1 hàng thẳng đứng.
Công suất cực đại: Nemax = 88/ 2800(KW/v/ph).
Mômen xoắn cực đại: Memax = 343/1400-1800 (N.m/v/ph).
Trọng lượng xe không tải: Go = 4200 Kg.
Trọng lượng toàn bộ: G = 6895 Kg.
Hệ số cản lăn của đường: f = 0.02.
Hiệu suất của hệ thống truyền lực: ηt= 0.8 – 0.85. Chọn ηt = 0.85.
Hệ số dạng khí động: K = 0.32 (Ns2
/m4
).
Diện tích cản chính diện: F = BxH [3 – Trang 28 ]
Trong đó:
B: Chiều rộng cơ sở của xe: B = 2.180 (m).

H: Chiều cao toàn bộ của xe: H = 2.500 (m).
Từ đó suy ra: F = 1x2.18x2.5 = 5.45 (m2)
Bán kính lăn của xe: rbx = λ.r.
Trong đó:
r: Bán kính thiết kế của ôtô, được xác định theo công thức:
( B +d/2)x25.4 = (8.25 + 16/2)x25.4 = 412.75 (mm) ≈ 0.412(m)
λ: H ệ số tính đến ảnh hưởng của sự biến dạng lốp xe. Với lốp có áp suất cao
λ = 0.945 ÷ 0.95. Chọn λ = 0.95.
từ đó suy ra: rbx = 0.95x0.412 = 0.392(m).
Tỉ số truyền của hộp số:
ih1= 5.591 ih4 = 1
ih2 = 2.870 ih5 = 0.742
ih3 = 1.607 ih6 = 5.045
Tỉ số truyền của truyền lực chính: io = 5.43
4.2.2. Đường đặc tính ngoài của động cơ:
Xây dựng đường đặc tính ngoài của động cơ dựa vào công thức thực nghiệm Lây-
dec-Man [3- Trang 11]:
Ne = Nmaxx[ ax(ne/nn) + bx(ne/nn)2
- cx(ne/nn)3
] = NmaxxK
Với K = [ ax(ne/nn) + bx(ne/nn)2
- cx(ne/nn)3
]
Trong đó:
a,b,c: Hệ số thực nghiệm, phụ thuộc vào loại động cơ và phương pháp hình thành hỗn
hợp cháy. Với buồng cháy thống nhất: a =0.5, b=1.5, c = 1.

Nmax,nn: Công suất hữu ích cực đại của động cơ (KW) và số vòng quay trục khuỷu
ứng với N max. N max = 88 (KW), nn = 2800 (v/ph).
Ne, ne: Công suất hữu ích ứng với số vòng quay bất kỳ của trục khuỷu động cơ.
Mômen hữu ích của động cơ được tính theo công thức:
Me = 104
x Ne /1.047x ne
Từ đó ta lập được bảng 4.6
Từ bảng 4.6, ta xây dựng đường đặc tính ngoài của động cơ. Trong thực tế, động cơ
còn phải quay máy phát điện, quạt gió… cho nên chọn động cơ có công suất lớn hơn
công suất tính toán ( 15 ÷ 20)%.
Hình 4.4: Đường đặc tính ngoài của động cơ

4.2.3. Lập đồ thị cân bằng lực kéo:
Xác định tốc độ tịnh tiến của xe ứng với các tay số:
Từ công thức:
Vi = rbxxwe /ioxihi (m/s)
Mà we = nex3.14/30, thay vào ta có:
Vi = rbxx nex3.14 /30xioxihi (m/s)
Các giá trị Vi của xe ứng với các tay truyền khác nhau được tính trong bảng 4.6
Lực kéo Pk ở các tay số được xác định theo công thức:
Pki = Mexioxihixηt/rbx (N)
Lực cản của không khí được xác định theo công thức:
Pwi = KxFxVi
2
(N)
Cho các giá trị khác nhau từ Vmax đến Vmin ta lập được bảng biến thiên của Pw theo V
V(m/s) 0.946 5 10 15 20 25 28.513
Pw (N) 1.561 43.6 174.4 392.4 697.6 1090 1417.857
Bảng 4.3: Sự biến thiên của Pw theo V
Các giá trị lực kéo Pki, lực cản Pwi ứng với các tay số truyền khác nhau được tính trong
bảng 4.6
Từ đó ta lập được đồ thị cân bằng lực kéo (hình 4.5).
Xét trường hợp xe chạy trên đường bằng, lúc này ta có:
Pf = G x f = 68950x0.02 = 1379 (N)

Hình 4.5: Đồ thị cân bằng lực kéo
4.2.4. Đồ thị đặc tính động lực học:
Nhân tố động lực học của xe là yếu tố để so sánh, đánh giá chất lượng các loại ôtô có
cùng một sức kéo: ôtô nào có nhân tố cản không khí nhỏ hơn thì sẽ có chất lượng động
lực tốt hơn. Vì vậy khi nghiên cứu tính năng động lực của ôtô, ta cần phải xác định hệ
nhân tố động lực D của ôtô:
Di = (Pk - Pwi)/G
Các giá trị của Di được tính trong bảng 4.6

Từ bảng 4.6, ta lập được đồ thị đặc tính động lực học của xe khi đầy tải.
Hình 4.6: Đồ thị đặc tính động học D
Khi ôtô chuyển động với tải trọng thay đổi, đặc tính động lực học cũng sẽ thay đổi, ta
thấy D tỷ lệ nghịch với G. Điều đó cho phép ta tính được nhân tố động lực của xe ứng
với một trọng lượng bất kỳ của nó theo công thức:
Dx = DxG/Gx
Và lập được đồ thị tương ứng gọi là đồ thị tia.

Ta có: tgα = D/Dx = Gx/G
Trong đó
Dx: Nhân tố động lực của xe khi tải thay đổi.
Gx: Trọng lượng toàn bộ của xe khi chở tải bất kỳ.
Ta đem chất tải lên xe theo số phần trăm tải trọng định mức G, ta sẽ xác định được
trọng lượng của xe với trọng lượng hàng thực tế Gx. Từ đó ta tìm được góc α tương
ứng với số phần trăm tải trọng nói trên.Ta lập được bảng sau:
Bảng 4.4: Xác định góc α tương ứng với số phần trăm tải trọng
Số % tải trọng
tính theo tải
trọng định mức
Quy ra trọng
lượng hàng
thực tế
Tải trọng toàn
bộ của xe (Gx)
Tg α = Gx/G α
0 % 0 4395 0.6374 32.51º
20 % 500 4895 0.7099 35.37º
40 % 1000 5395 0.7825 38.04º
60 % 1500 5895 0.855 40.53º
80 % 2000 6395 0.9275 42.85º
100 % 2500 6895 1 45º
120 % 3000 7395 1.0725 47º
140 % 3500 7895 1.2175 48.87
160 % 4000 8395 1.2475 50.6º

Từ các số liệu trên ta lập được đồ thị tia.
Hình 4.7: Đồ thị tia.
Khả năng vượt dốc Imax ở các tay số trên đường nằm ngang, ta có:
Imax = D - f = tgα.

Dựa vào đồ thị đã vẽ và công thức trên ta lập được bảng sau:
Bảng 4.5: Xác định góc α ứng với các tay số khác nhau
4.2.5. Đồ thị gia tốc:
Gia tốc của ôtô khi chuyển động không ổn định được tính:
Từ công thức:
D = ψ + (δi/g)xj
Suy ra: j = (D - ψ)xg/δi
Tính toán gia tốc trên đường bằng nên ψ = f.
δi: Hệ số tính đến ảnh hưởng của khối lượng quay, có thể tính theo công thức kinh
nghiệm:
δi = 1.03 + axih
2
với ôtô tải a = 0.04 ÷ 0.05, chọn a = 0.045.
từ đó ta tính được δi ứng với tỷ số truyền:
Số truyền Dmax Tốc độ của xe
ứng với Dmax
Imax α
I 0.304311 2.838079 0.284311 15.87º
II 0.155542 5.528815 0.135542 7.719º
III 0.085081 8.93372 0.065081 3.72º
IV 0.049244 12.84528 0.029244 1.68º
V 0.032874 13.23836 0.012874 0.74º
VI (lùi) 0.274527 3.145233 0.254527 14.28º

δ1 = 1.03 + 0.045x 5.5912
= 2.4367
δ2 = 1.03 + 0.045x 2.872
= 1.4
δ3 = 1.03 + 0.045x 1.6072
= 1.1462
δ4 = 1.03 + 0.045x 12
= 1.075
δ5 = 1.03 + 0.045x 0.7422
= 1.0548
δ6 = 1.03 + 0.045x 5.0452
= 2.1753
Ta lập được bảng 4.6
Từ bảng 4.6 ta xây dựng được đồ thị gia tốc của xe
Hình 4.8: Đồ thị gia tốc.

Bảng 4.6: Các giá trị thông số động học.
K 0.2031 0.2825 0.3673 0.4554 0.5446 0.6327 0.7175 0.7969 0.8686 0.9304 0.9803 1
Ne 17.8728 24.86 32.3224 40.0752 47.9248 55.6776 63.14 70.1272 76.4368 81.8752 86.2664 88
Me 243.864 263.823 280.649 294.432 305.156 312.813 317.398 318.948 317.415 312.799 305.163 300.177
V1 0.946 1.216 1.487 1.757 2.027 2.297 2.568 2.838 3.108 3.379 3.649 3.784
V2 1.843 2.369 2.896 3.423 3.949 4.476 5.002 5.529 6.055 6.582 7.108 7.372
V3 3.291 4.232 5.172 6.113 7.053 7.993 8.934 9.874 10.815 11.755 12.695 13.165
V4 5.289 6.8 8.312 9.823 11.334 12.845 14.356 15.868 17.379 18.89 20.401 21.157
V5 7.128 9.165 11.202 13.238 15.275 17.312 19.348 21.385 23.422 25.458 27.495 28.513
V6 1.048 1.348 1.648 1.947 2.247 2.546 2.846 3.145 3.445 3.744 4.044 4.194
Pk1 16053.505 17367.4 18475.1 19382.38 20088.3 20592.4 20894.23 20996.27 20895.35 20591.48 20088.8 19760.58
Pk2 8240.665 8915.121 9483.71 9949.462 10311.8 10570.6 10725.53 10777.91 10726.11 10570.12 10312.08 10143.6
Pk3 4614.198 4991.846 5310.21 5571.005 5773.92 5918.8 6005.549 6034.877 6005.871 5918.531 5774.049 5679.708
Pk4 2871.312 3106.314 3304.43 3466.711 3592.98 3683.13 3737.119 3755.369 3737.319 3682.969 3593.061 3534.354
Pk5 2130.513 2304.885 2451.89 2572.3 2665.99 2732.89 2772.942 2786.484 2773.09 2732.763 2666.051 2622.491
Pk6 14485.769 15671.35 16670.8 17489.56 18126.6 18581.4 18853.76 18945.84 18854.77 18580.58 18126.99 17830.82
Pw1 1.561 2.579 3.856 5.384 7.166 9.202 11.501 14.047 16.846 19.912 23.222 24.972
Pw2 5.924 9.788 14.627 20.434 27.197 34.94 43.635 53.314 63.94 75.555 88.113 94.78
Pw3 18.889 31.235 46.651 65.171 86.755 111.421 139.2 170.033 203.986 240.986 281.068 302.265
Pw4 48.786 80.643 120.492 168.281 224.033 287.75 359.429 439.128 526.74 622.315 725.854 780.647
Pw5 88.61 146.491 218.845 305.627 406.92 522.686 652.858 797.563 956.741 1130.303 1318.42 1417.857
Pw6 1.915 3.169 4.737 6.611 8.805 11.305 14.126 17.25 20.698 24.447 28.521 30.676
D1 0.233 0.252 0.268 0.281 0.291 0.299 0.303 0.304 0.303 0.298 0.291 0.286
D2 0.119 0.129 0.137 0.144 0.149 0.153 0.155 0.156 0.155 0.152 0.148 0.146
D3 0.067 0.072 0.076 0.08 0.082 0.084 0.085 0.085 0.084 0.082 0.08 0.078
D4 0.041 0.044 0.046 0.048 0.049 0.049 0.049 0.048 0.047 0.044 0.042 0.04
D5 0.03 0.031 0.032 0.033 0.033 0.032 0.031 0.029 0.026 0.023 0.02 0.017
D6 0.21 0.227 0.242 0.254 0.263 0.269 0.273 0.275 0.273 0.269 0.262 0.258
j1 0.858 0.934 0.998 1.051 1.091 1.123 1.139 1.143 1.139 1.119 1.091 1.071
j2 0.694 0.764 0.82 0.869 0.904 0.932 0.946 0.953 0.946 0.925 0.897 0.883
j3 0.402 0.445 0.479 0.514 0.531 0.548 0.556 0.556 0.548 0.531 0.514 0.496
j4 0.192 0.219 0.237 0.256 0.265 0.265 0.265 0.256 0.246 0.219 0.201 0.183
j5 0.093 0.102 0.112 0.121 0.121 0.112 0.102 0.084 0.056 0.028 0.009 0
j6 0.857 0.934 1.001 1.055 1.096 1.123 1.141 1.15 1.141 1.123 1.091 1.073

Kết luận:
Xe đạt vận tốc lớn nhất khi đi số truyền tăng với tốc độ là V = 28.513 (m/s) =
102.65 (km/h). Khả năng vượt dốc đạt 28.43% ứng với góc dốc của đường là
15.87. Như vậy thỏa mãn các yêu cầu về tính năng động lực học kéo ôtô của tiêu
chuẩn Việt Nam. Tiêu chuẩn Việt Nam quy định:
- Vận tốc tối đa của ôtô không được nhỏ hơn 60 Km/h.
- Ôtô phải vượt được dốc có độ dốc 20% trong điều kiện chất đầy tải.

4.3. Kiểm nghiệm khung dầm.
4.3.1. Xác định các tải trọng tác dụng lên khung.
Tải trọng tác dụng lên khung dầm bao gồm tải trọng tĩnh và tải trọng động. Trong đó
phần tải trọng tĩnh do các bộ phận lắp đặt trên xe và phần hàng hóa tác dụng lên xe,
còn tải trọng động sinh ra trong quá trìng xe chuyển động trên đường gồ ghề, qua các ổ
gà… và một số yếu tố khác gây nên.
Các giả thiết:
-Sự chịu tải của khung dầm bao gồm dầm ngang và dầm dọc, tuy nhiên sự chịu tải của
dầm dọc là chủ yếu còn dầm nang là không đáng kể, vì thế trong quá trình tính toán ta
xem như toàn bộ tải trọng tác dụng lên dầm dọc. Coi tải trọng phân bố đối xứng qua
mặt phẳng dọc của xe, điều đó cho phép chỉ tính bền một dầm dọc với tải rọng bằng
một nửa trọng lượng các phần tác dụng lên khung.
- Xem trọng lượng hàng hóa, cụm thùng tự đổ cabin satxi, cụm động cơ hộp số là phân
bố đều.
- Xem trọng lượng bình nhiên liệu, ăcquy, lốp phụ … là không đáng kể, có thể bỏ qua
Phương pháp tính: dùng phương pháp phần tử hữu hạn với phần mền RDM6
Flextion. Đây là phần mền có thể tính được lực cắt, mômen uốn,… của dầm phẳng khi
biết tải trọng tác dụng lên dầm, môđun đàn hồi, kiểu liên kết, tiết diện của dầm.
Các ký hiệu trong sơ đồ được giả thiết như sau:
q1 - Tải trọng phân bố đều suốt chiều dài 1500 (mm) của cabin.
q1 = G1 / (2x1500)
Với: G1 = Gcb + Gng + Ggh
Gcb –Trọng lượng cabin. Gcb = 450 (KG)

Gng - Trọng lượng người. Gng = 195 (KG)
Ggh – Trọng lượng ghế. Ggh = 80 (KG)
Do đó: G1 = 450 + 195 + 80 = 725 (KG)
Suy ra q1 = 725/(2x1500) = 0.2417 (KG/mm) = 2417 (N/m)
q2 – Tải trọng phan bố đều trong suốt chiều dài 1511 (mm) của cụm động cơ hộp số.
q2 = G2 / (2x1511)
Với: G2 = Gđc + Ghs
Gđc – Trọng lượng động cơ. Gđc = 450 (KG)
Ghs – Trọng lượng hộp số. Ghs = 150 (KG)
Do đó G2 = 450 +150 = 600 (KG)
Suy ra: q2 = 600 / (2x1511) = 0.1985 (KG/mm) = 1985 (N/mm)
q3 –Tải trọng phân bố đều trong suốt chiều dài 3745 (mm) của cụm thùng tự đổ khi có
tải.
q3 = G3 / (2x3745)
Với: G3 = Ghh + Gsx + Gb + Gt
Ghh –Trọng lượng hàng hóa. Ghh = 2500 (KG)
Gsx – Trọng lựong sát xi nâng thùng. Gsx = 170 (KG)
Gb – Trọng lượng cơ cấu nâng thùng. Gb = 250(KG)
Gt – Trọng lượng thùng. Gt = 950 (KG)
Do đó: G3 = 2500 +170 + 250 + 950 = 3870 (KG)
Suy ra: q3 = 3870 / (2x3745) = 0.5167 (KG/mm) = 5167 (N/m)
q4 – Tải trọng phân bố đều trên suốt chiều dài 5311 (mm) của khung dầm.

q4 = G4 /(2x5311)
G4 –Trọng lượng khung dầm. G4 = 480 (KG)
Suy ra: q4 = 480 / (2x5311) = 0.0452 (KG/mm) = 452 (N/m)
Hình 4.9 Sơ đồ lực tác dụng lên khung dầm
Trong quá trình chuyển động, dưới tác dụng của tải trọng sẽ làm cho khung xe chịu
uốn và xoắn, nhưng khung chịu xoắn không đáng kể, vì thế ta chỉ kiểm tra khung theo
uốn.
4.3.2. Kiểm nghiệm khung dầm trong các trường hợp nguy hiểm.
4.3.2.1. Trường hợp xe phanh gấp trên đường bằng, đầy tải.
Khi xe phanh gấp lực cản không khí là không đáng kể, có thể bỏ qua. Lúc này sẽ sinh
ra lực quán tính cùng chiều với chiều chuyển động, lực này được xác định bằng công
thức:
Fqt = m x jmax
Trong đó:

m – Khối lượng của phần đang xét đến. m = G/g
jmax – Gia tốc chậm dần cực đại khi phanh, theo lý thuyết ôtô:
jmax = φ x g/δi
với φ – Hệ số bám của lốp và đường, với đường nhựa tốt φ = 0.7 ÷ 0.8. Chọn φ =
0.7
g -Gia tốc trọng trường, g = 9.81 (m/s2
)
δi -Hệ số tính đến ảnh hưởng của các khối lượng chuyển động tịnh tiến và quay
của bánh xe. δi = 1.
Do đó: jmax = 0.7 x9.81/1 = 6.867 (m/s2
)
Lực quán tính này đặt tại trọng tâm của phần trọng lượng đang xét đến khi tác dụng lên
khung xe và cách khung xe khoảng cách là h. Để thuận tiện cho việc tính toán ta đổi
lực quán tính thành mômen quán tính.
Mqt = h x Fqt
Trong đó:
h – Khoảng cách từ trọng tâm đến đường tâm của khung dầm dọc. Và được tính theo
công thức sau: h = hg - hđ
hg – Chiều cao trọng tâm của phần trọng lượng đang xét đến so vớI mặt đường,được
tính theo công thức: hg = (∑ Gi x h)/G
hđ –Chiều cao từ đường tâm của khung xe đến mặt đất, được tính như sau (xem trong
bảng vẽ 1 và 2): hđ =
( ) ( ) ( )mm790150750
2
150750980
=-+
--
= 0.79 (m)

Hình 4.10 Sơ đồ lực tác dụng lên khung xe khi phanh
Từ đó ta lập được bảng tính h
Các thành phần trọng lượng Gi (KG) hi (m) Gi x hi h (m)
Cabin
Ghế
Người
450
80
195
1.4
0.85
1.1
630
68
214.5
G1 725 1.259 912.5 0.469
Động cơ
Hộp số
450
150
0.9
0.56
405
84
G2 600 0.185 489 0.025
Satxi nâng thùng
Cơ cấu nâng thùng
170
250
0.8
0.8
136
200

Hàng hóa
Thùng tải
2500
950
1.1
1
2750
950
G3 3870 1.043 4036 0.253
G4 480 0.65 312 -0.14
Bảng 4.7 Bảng tính h tương ứng với các thành phần trọng lượng.
Từ đó ta lập được bảng giá trị lực quán tính và mômen quán tính ứng với các phần
trọng lượng tác dụng lên khung gầm.
Thành phần trọng lượng
tác dụng lên khung gầm
G (KG) m(KGs2
/m) Fqt (KG) h (m) Mqt (N/m)
G1 725 73.9 507.47 0.469 2380
G2 600 61.16 420 0.025 105
G3 3870 394.5 2709 0.253 6854
G4 480 48.93 336 -0.14 -470.5
Bảng 4.8 Giá trị lực quán tính và mômen quán tính ứng với các phần trọng lượng tác
dụng lên khung gầm.
Kiểm tra bền tại tiết diện nguy hiểm:
Tiết diện U 200x60x6, có diện tích mặt cắt là: 18.48x10-6
(m2
)
Mômen chống uốn của dầm dọc tại mặt cắt nguy hiểm là
Wu =
( ) ( ) 112000
6
6062002006
6
b6hh
=
´+´´
=
´+´´d
(mm3
) = 112x10-6
(m3
)
Dầm làm bằng thép có môđun đàn hồi 220000 Mpa
Từ các số liệu trên ta lập được biểu đồ mômen uốn nhờ phần mền RDM6:

Hình 4.11 Biểu đồ mômen uốncủa dầm khi xe phanh gấp trên đường bằng, đầy tải.
Từ biểu đồ mômen uốn ta thấy Mumax = 5090 Nm, tại gần gối nhíp sau cách gối nhíp
một đoạn là 145.5 mm
Ứng suất phát sinh tại mặt cắt có momen uốn lớn nhất là
σu = Mu / Wu = 5090/112x10-6
= 45x106
(N/m2
)
Trên đây ta tính ứng suất σu trong trường hợp khung dầm chịu tải trọng tĩnh. Để tính
bền trong trường hợp khung dầm chịu tải trọng động, ta nhân σu với hệ số động kđ. Khi
xe chạy trên đường nhựa, hệ số kđ = 1.7. Vậy ứng suất sinh ra khi khung dầm chịu tải
trọng động là:
σuđ = σu x kđ = 45x106
x 1.7 = 76.5x106
(N/m2
)
Ứng suất uốn cho phép của dầm dọc là:

[σu] =
( )1K5.1 d
c
+´
s
Trong đó σc –giới hạn chảy của thép hợp kim titan 30T, σc = 38 (KG/mm2
)
Do đó [σu] =
( )17.15.1
38
+
= 9.383 (KG/mm2
) = 93.83x106
(N/m2
)
So sánh ta thấy: σu < [σu].Như vậy khung xe đủ bền.
Trường hợp khi xe tăng tốc, lúc này sẽ sinh ra các lực quán tính ngược chiều chuyển
động của xe nhưng có gia trị bé hơn nhiều so với trường hợp khi phanh gấp do có gia
tốc sinh ra bé hơn. Vì thế mômen uốn sinh ra nhỏ hơn so với trường hợp phanh gấp,
chính vì vậy, trường hợp này không cần kiểm tra.
Trường hợp xe đi trên đường bằng đầy tải, mômen uốn sinh ra bé hơn trường hợp
phanh gấp nên không cần kiểm tra.
4.3.2.2. Trường hợp xe xuống dốc, đầy tải.
Khi xe xuống dốc mỗi thành phần phân bố của tải trọng q1, q2, q3, q4 được phân ra
thành hai thành phần:
-Thành phần lực q1 x sinα, q2 x sinα, q3 x sinα, q4 x sinα sẽ tác dụng lên dầm theo
phương song song với mặt đường, lực này sẽ làm nén khung. Tuy nhiên thành phần lực
này không gây nguy hiểm nhiều cho khung nên ta không cần xét đến.
- Thành phần lực q1 x cosα, q2 x cosα, q3 x cosα, q4 x cosα có phương thẳng đứng sẽ
làm uốn khung và đây là thành phần nguy hiểm nhất ta cần xét đến.
Mặt khác khi xe chuyển động xuống dốc sẽ sinh ra lực quán tính có chiều cùng chiều
chuyển động của xe. Lực quán tính này được xác định theo công thức:
Fqt = m x j

Khi xe chuyển động xuống dốc hầu như các lái xe đều gài số 2,3,4 với tốc độ chậm
nên lực cản gió xem như không đáng kể nên bỏ qua, gia tốc j lúc này đạt khoảng từ
0.183 đến 0.953 (theo bảng 4.6) chọn j = 0.5 (m/s2
)
Góc dốc, chọn α = 15º do khả năng vượt dốc của xe là 15.87º, mặt khác với điều kiện
đèo dốc ở Việt Nam hiện nay rất ít đèo dốc nào có góc dốc vượt quá 15º.
Từ đó ta lặp được bảng giá trị lực quán tính và mômen quán tính ứng với các phần
trọng lượng tác dụng lên khung gầm.
Bảng 4.9 Giá trị lực quán tính và mômen quán tính ứng với các phần trọng lượng tác
dụng lên khung gầm.
Tương tự ta lập được biểu đồ mômen uốn.Từ biểu đồ ta thấy Mumax = 1352 N.m tại
ngay gối nhíp sau.
G (KG) m (KGs2
/m) Fqt (KG) h (m) Mqt (N/m)
G1 725 73.9 36.95 0.469 173.3
G2 600 61.11 30.56 0.025 7.6
G3 3870 394.5 197.25 0.253 499
G4 480 48.93 24.465 -0.14 -34.25

Hình 4.12 Biểu đồ mômen uốncủa dầm khi xe xuống dốc, đầy tải.
Ứng suất phát sinh tại mặt cắt có momen uốn lớn nhất là
σu = Mu / Wu = 1352/112x10-6
= 12.1x106
(N/m2
)
Trên đây ta tính ứng suất σu trong trường hợp khung dầm chịu tải trọng tĩnh. Để tính
bền trong trường hợp khung dầm chịu tải trọng động, ta nhân σu với hệ số động kđ. Khi
xe chạy trên đường nhựa, hệ số kđ = 1.7. Vậy ứng suất sinh ra khi khung dầm chịu tải
trọng động là:
σuđ = σu x kđ = 12.1x106
x 1.7 = 20.57 x106
(N/m2
)
So sánh ta thấy: σu < [σu] = 93.83x106
(N/m2
). Như vậy khung xe vẫn đủ bền trong
trường hợp này.

Đề tài: Thiết kế kỹ thuật lắp đặt hệ thống thủy lực nâng thùng

Đề tài: Thiết kế kỹ thuật lắp đặt hệ thống thủy lực nâng thùng

Recommended

Recommended

More Related Content

What's hot

What's hot (20)

Similar to Đề tài: Thiết kế kỹ thuật lắp đặt hệ thống thủy lực nâng thùng

Similar to Đề tài: Thiết kế kỹ thuật lắp đặt hệ thống thủy lực nâng thùng (20)

More from Dịch Vụ Viết Bài Trọn Gói ZALO 0917193864

More from Dịch Vụ Viết Bài Trọn Gói ZALO 0917193864 (20)

Recently uploaded

Recently uploaded (20)

Đề tài: Thiết kế kỹ thuật lắp đặt hệ thống thủy lực nâng thùng