MỤC LỤC
MỤC LỤC…………………………………………………………………………..1
LỜI NÓI ĐẦU…………………………………………………………………….3
CHƯƠNG 1. KHÁI QUÁT CHUNG VỀ CỨU HỘ GIAO THÔNG………........5
1.1. Giao thông và cứu hộ giao thông………………………………………….6
1.2. Tình hình giao thông ở Việt Nam và sự cần thiết của xe cứu hộ giao thông……7
1.3. Tình hình về xe cứu hộ giao thông ở Hà Nội……………………………...9
CHƯƠNG 2: PHÂN TÍCH, LỰA CHỌN PHƯƠNG ÁN…………………........11
2.1. Phân tích, lựa chọn xe cơ sở………………………………………………...12
2.2. Phân tích, lựa chọn phương án………..........................................................13
CHƯƠNG 3: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC, ĐỘNG LỰC HỌC CỦA CƠ CẤU CÔNG TÁC………………18
3.1. Tính toán các phản lực và lực cần thiết để kéo xe bị nạn khi đầu xe được nâng lên một đoạn là hx………20
3.1.1. Tính toạ độ trọng tâm của xe bị kéo…………………………………...20
3.1.2. Tính lực tác dụng lên đầu ngàm xe kéo và lực cần thiết để kéo xe…….21
3.2. Tính ổn định của xe kéo……………………………………..…………..23
3.2.1. Tính ổn định dọc tĩnh của xe kéo………………………………………24
3.2.2. Tính ổn định dọc động của xe kéo……………………………………..26
3.3. Tính toán hệ thống thuỷ lực……………………………...………………27
3.3.1. Chọn bơm thuỷ lực……………………………………………………..27
3.3.2. Tính xi lanh nâng hạ cần………………………………………………28
3.3.3. Kiểm tra độ bền của kết cấu……………………………………………30
3.3.4. Kiểm bền chốt xi lanh………………….……………………………….42
CHƯƠNG 4: TÍNH TOÁN CỤM TỜI KÉO…………………………………...44
4.1. Tính toán tang tời………………………..…………………...…………..45
4.1.1. Tính toán các thông số cơ bản của tang tời………………...………….45
4.1.2. Tính toán trục tang……………………………………………...……..46
4.2. Tính chọn động cơ thuỷ lực………………………………………..…….50
4.3. Tính toán hộp giảm tốc……………………………………………..……51
4.3.1. Tính toán các thông số của hộp giảm tốc……………...………………51
4.3.2. Tính toán cặp truyền trục vít- bánh vít………………...………………53
4.3.3. Tính toán trục……………………………...…………………………..59
4.3.4. Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi………………………….………67
4.3.5. Tính chọn ổ lăn…………………………………………………...……70
CHƯƠNG 5: LẬP QUY TRÌNH GIA CÔNG CHI TIẾT TRỤC TANG…………74
5.1. Phân tích chức năng làm việc của chi tiết………………………………..75
5.2. Phân tích tính công nghệ trong kết cấu của chi tiết……………………...75
5.3. Xác định dạng sản xuất…………………………………..……………....76
5.4. Xác định phương pháp chế tạo phôi…………………….………………..76
5.5. Thiết kế nguyên công…………………………………….………………76
KẾT LUẬN………………………………………………………………………83
TÀI LIỆU THAM KHẢO……………………..………………………………...84
LỜI NÓI ĐẦU
Ngay từ khi mới ra đời đến nay, ngành công nghiệp ô tô ở nước ta đã không ngừng có những bước phát triển. Các liên doanh ô tô liên tục đưa vào thị trường các kiểu xe, các dịch vụ mới nhằm tăng số lượng xe bán ra.
Số lượng xe ô tô lắp rắp trong nước và nhập khẩu không ngừng tăng lên, cùng với lượng xe đang lưa hành đã làm mật độ lưu thông xe ở một số thành phố lớn trở nên quá tải.
Mặc dù sự phát triển của các phương tiện giao thông nói chung và ô tô nói riêng là rất nhanh nhưng chất lượng đường giao thông thì không phát triển kịp, ngược lại có nhiều con đường đang xuống cấp không kịp thời tu bổ. Bên cạnh đó ý thức lái xe và chấp hành luật giao thông của người điều khiển phương tiện chưa cao, do đó không tránh khỏi những hư hỏng và rủi ro có thể bất ngờ xảy ra làm ách tắc giao thông gây ảnh hưởng đến lưu thông trên đường. Do số lượng xe gặp nạn trên đường nhiều nên xe cứu hộ của cảnh sát giao thông, các gara tư nhân chưa đủ để ngay lập tức có thể đưa xe gặp nạn về gara, xưởng sửa chữa, giải phóng đường giao thông.
Vì vậy để nhanh chóng đưa xe hư hỏng về xưởng, tạo lưu thông trên đường cho các phương tiện khác, bên cạnh việc nhập khẩu những xe cứu hộ chuyên dùng, cần phải nghiên cứu chế tạo ra những phương tiện cứu hộ chuyên dùng để đưa xe hư hỏng về nơi sửa chữa với chất lượng tốt mà giá thành lại rẻ hơn so với xe cứu hộ nhập khẩu của nước ngoài.
Căn cứ vào yêu cầu thực tế đó và dựa trên những kiến thức cơ bản đã được học của sinh viên chuyên ngành ô tô, em được nhận đề tài tốt nghiệp “ Thiết kế xe cứu hộ giao thông loại nhỏ ”. Nội dung trình bày thuyết minh của đồ án bao gồm các phần chính sau:
- Chương 1: Khái quát chung về cứu hộ giao thông
- Chương 2: Phân tích, lựa chọn phương án
- Chương 3: Tính toán động học, động lực học của cơ cấu công tác
- Chương4: Tính toán cụm tời kéo
- Chương 5: Thiết kế quy trình công nghệ gia công chi tiết trục tang.
Đây là một đề tài mới, vừa được đưa vào nghiên cứu trong vài năm gần đây nên tài liệu tham khảo còn hạn chế, bên cạnh đó với thời gian và trình độ có hạn nên đồ án của em không thể tránh khỏi những thiếu sót. Em rất mong được sự góp ý của các thầy giáo trong Bộ môn và các bạn.
Em xin chân thành cảm ơn các thầy giáo trong Bộ môn cùng các bạn đã giúp đỡ em hoàn thành đồ án này, đặc biệt em xin gửi lòng biết ơn sâu sắc tới thầy giáo: PGS.TS……………….. - người đã trực tiếp hướng dẫn em hoàn thành đồ án này.
Hà nội, ngày … tháng … năm 20…
Sinh viên thực hiện
……………….
CHƯƠNG 1
KHÁI QUÁT CHUNG VỀ CỨU HỘ GIAO THÔNG
1.1. GIAO THÔNG VÀ CỨU HỘ GIAO THÔNG
Giao thông vận tải là một ngành kinh tế quan trọng trong nền kinh tế quốc dân. Có thể coi rằng mạng lưới giao thông vận tải là mạch máu của một quốc gia, một quốc gia muốn phát triển nhất thiết phải phát triển mạng lưới giao thông vận tải.
Giao thông vận tải là một ngành được hình thành từ hai ngành là giao thông và vận tải. Giao thông là nói đến việc lưu thông của các phương tiện khác nhau, còn vận tải là nói đến việc vận chuyển hành khách, hàng hoá trên các phương tiện giao thông.
1.2. TÌNH HÌNH GIAO THÔNG Ở VIỆT NAM VÀ SỰ CẦN THIẾT CỦA XE CỨU HỘ GIAO THÔNG
Hiện nay, nền kinh tế nước ta đang có những bước tiến mạnh mẽ, tốc độ tăng trưởng kinh tế là khá cao so với các nước trong khu vực và trên thế giới. Cùng với sự phát triển kinh tế, ngành giao thông vận tải cũng phát triển mạnh mẽ, nhu cầu đi lại, vận chuyển hàng hoá của con người ngày càng cao. Bên cạnh đó, chính sách của Nhà nước về công nghiệp hoá - hiện đại hoá đất nước đã thúc đẩy sự phát triển của nền công nghiệp ôtô ở Việt Nam.
1.3. TÌNH HÌNH VỀ XE CỨU HỘ GIAO THÔNG Ở HÀ NỘI
Đáp ứng các yêu cầu về cứu hộ giao thông, ở Hà Nội hiện nay đang có một số gara có trang bị các xe cứu hộ giao thông để có thể đưa xe bị nạn từ hiện trường về xưởng sửa chữa, mặc dù vậy số gara có trang bị xe cứu hộ như vậy không nhiều, chưa đáp ứng được tất cả các yêu cầu về cứu hộ trên địa bàn Hà Nội.
Từ những ưu điểm trên, phương án cải tiến xe tải thành xe cứu hộ đang là hướng đi đúng đắn, góp phần giải quyết tình trạng xe tai nạn gây ùn tắc giao thông.
CHƯƠNG 2
PHÂN TÍCH, LỰA CHỌN PHƯƠNG ÁN
2.1. PHÂN TÍCH, LỰA CHỌN XE CƠ SỞ
Việc trước tiên của thiết kế xe cứu hộ giao thông là lựa chọn một chiếc xe cơ sở sau đó thiết kế các bộ phận công tác cứu hộ lắp trên xe cơ sở đó. Việc lựa chọn xe cơ sở phải đáp ứng các điều kiện kĩ thuật, chất lượng công tác cứu hộ và điều kiện kinh tế.
Điều kiện đầu tiên để xét chọn xe cơ sở là các thông số và tiêu chuẩn kĩ thuật, yêu cầu sau đó phải kể đến giá thành của xe.
Xe cứu hộ phải đảm bảo đủ khả năng tải để có thể đưa được các xe cần cứu hộ về xưởng sửa chữa, xe phải gọn để không làm cản trở giao thông và dễ dàng di chuyển trên những đoạn đường khó đi.
Do yêu cầu của đề tài là cứu hộ cho các loại xe trung bình và nhỏ nên ta chọn loại xe cơ sở là loại xe trung bình. Trên thị trường nước ta hiện nay có khá nhiều loại xe có trọng tải đáp ứng yêu cầu như xe tải cuả các hãng HYUNDAI, DAIHATSU, KIA. Qua đánh giá của những người sử dụng, ta thấy hãng xe HYUNDAI của Hàn Quốc có sản xuất loại xe HYUNDAI Mighty rất phù hợp với đề tài. Ta sẽ chọn loại xe này để tính toán thiết kế.
Các thông số kĩ thuật của xe HYUNDAI Mighty như bảng 2.1.
2.2. PHÂN TÍCH, LỰA CHỌN PHƯƠNG ÁN
2.2.1. Phương án 1
a. Sơ đồ chung:
Sơ đồ bố trí phương án 1 như hình 2.1.
b. Nguyên lý làm việc:
Sử dụng xe có tải trọng đủ yêu cầu, dùng thanh kéo được chế tạo sẵn móc vào đầu xe bị nạn để kéo xe hỏng về cơ sở sửa chữa.
2.2.2. Phương án 2
a. Sơ đồ chung:
Sơ đồ bố trí phương án 2 như hình 2.2.
b. Nguyên lý làm việc:
Dùng tang tời nâng đầu xe lên khỏi mặt đường và kéo xe bị nạn đặt lên một chiếc xe lăn. Xe này được kéo bởi xe cứu hộ thông qua hệ thống đòn và chốt kéo.
2.2.3. Phương án 3
a. Sơ đồ chung:
Sơ đồ bố trí phương án 3 như hình 2.3.
Khi xe gặp nạn, xe cứu hộ đến và người làm công tác cứu hộ móc cáp vào đầu xe bị nạn, hệ thống tang tời dùng cáp kéo xe lên thùng thông qua ván xoay quanh bản lề ở đuôi xe. Sau đó đưa xe về trạm sửa chữa.
2.2.4. Phương án 4
a. Sơ đồ chung:
Sơ đồ bố trí phương án 4 như hính 2.4.
b.Nguyên lý làm việc:
Hạ ngàm nâng 5 xuống sát với mặt đường, dùng cáp và tang tời kéo xe bị nạn về gần phía xe cứu hộ. Ngàm nâng 5 đi vào gầm xe bị nạn, điều chỉnh để ngàm nâng ôm lấy hai bánh xe trước của xe bị nạn, rồi dùng dây đai 6 níu chặt bánh xe với ngàm nâng để tránh dao động tương đối giữa bánh xe và ngàm. Xy lanh nâng cần thông qua hệ thống ngàm sẽ nâng đầu xe lên khỏi mặt đất một khoảng nhất định và kéo về cơ sở sửa chữa.
=> Kết luận:
Qua việc phân tích ưu nhược điểm của từng phương án, em thấy phương án 4 có nhiều ưu điểm hơn, nhược điểm về kết cấu có thể khắc phục bằng việc lựa chọn và thiết kế hệ thống nâng thuỷ lực sẵn có. Vì vậy ta chọn phương án này để thiết kế.
CHƯƠNG 3
TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC, ĐỘNG LỰC HỌC CỦA CƠ CẤU CÔNG TÁC
Căn cứ vào bảng số liệu ở trên, ta thấy xe Toyota LANCRUISER có tải trọng lớn hơn. Vì vậy ta lấy xe này để tính toán.
Các thông số kĩ thuật của xe Toyota LANCRUISER như sau:
* Số chỗ ngồi : 5
* Chiều dài cơ sở : L0 = 2600 mm
* Chiều dài toàn bộ : L = 4350 mm
* Chiều cao toàn bộ : L = 1910 mm
* Trọng lượng bản thân : G0 = 1780 kG
* Tải trọng phân bố lên cầu trước: G1 = 1246 kG
* Tải trọng phân bố lên cầu sau : G2 = 534kG
3.1. TÍNH TOÁN CÁC PHẢN LỰC VÀ LỰC CẦN THIẾT ĐỂ KÉO XE BỊ NẠN KHI ĐẦU XE ĐƯỢC NÂNG LÊN MỘT ĐOẠN LÀ hx
3.1.1. Tính toạ độ trọng tâm của xe bị kéo
Khi xe không tải thì tải trọng phân bố ra cầu trước là Z1 = 1246 kG
Xe du lịch cỡ nhỏ có chiều cao trọng tâm: hg= 0,4 ¸ 0,8 (m), ta chọn hg= 0,7 (m) = 700 (mm). Vậy xe bị kéo có toạ độ trọng tâm như sau:
a=780(mm); b=1820(mm); hg=700(mm).
3.1.2. Tính lực tác dụng lên đầu ngàm xe kéo và lực cần thiết để kéo xe
Khi đầu xe bị kéo được nâng lên một đoạn hx=25(mm). Trong tính toán cần thiết phải cho xe kéo làm việc trong trường hợp nặng nhọc nhất tức là trong trường hợp kéo xe bị nạn lên dốc.
Với các thông số tính toán:
* G = 1780kG; L= 2600(mm); a = 780(mm); b =1820(mm); hg =700(mm).
* Góc nghiêng lên dốc a1 = 130.
a. Tính Z’2
Từ (3.1) Þ Fk= G.sina1+ f. Z’2.
Từ (3.2) Þ Z’1= G.cosa1- Z’2.
Thay vào (3.3) ta được phương trình: (G.cosa1- Z’2).L.cosa2- G.[cos(a1+ a2).b - sin(a1+ a2).hg] + rb.f.Z’2 -(G.sina1+f.Z’2).hx= 0
<=> G.[ L.cosa1. cosa2+ sin(a1+a2).hg- cos(a1+a2).b- sina1.hx]- (L.cosa2+ hx.f -rb.f).Z’2= 0
<=> Z’2 =662.
Vậy Z’2 =662(kG).
c. Tính Fk
Theo (3.1) ta có: Fk = G.sina1+ f. Z’2= 1780.sin130+ 0,02.662 = 414.
Vậy lực kéo cần thiết để kéo xe di chuyển trên đường là Fk= 414(kG).
3.2. TÍNH ỔN ĐỊNH CỦA XE KÉO
Xe cơ sở mà ta chọn có:
* Trọng lượng toàn tải G = 5225(kG).
* Trọng lượng bản thân G0 = 2200(kG).
* Tải trọng tác dụng lên cầu trước Z1= 1400(kG).
* Tải trọng tác dụng lên cầu sau Z2= 800(kG).
Từ đó ta đi tìm trọng tâm của xe để làm cơ sở tính ổn định của xe kéo.Chọn chiều cao trọng tâm của xe kéo là hg= 700(mm)
Lấy mômen tại O2:
M02= 0 <=> Z1.L- G.b = 0
a = L - b =2760- 1756 =1004(mm).
Như vậy ta có toạ độ trọng tâm của xe là:
* a = 1004(mm);
* b = 1756(mm);
* hg= 700(mm).
3.2.1. Tính ổn định dọc tĩnh của xe kéo
Để tính toán đơn giản hơn ta coi hệ thống nâng và xe là một khối thống nhất, khi hệ thống bắt đầu làm việc xe kéo có thể bị lật quanh điểm O2.
Lấy mômen tại O2: åM02= 0 <=> Z1.L- G.b + P.l = 0
Xe kéo bắt đầu bị lật khi Z1= 0.Thay vào (3.4) ta được: Z1 = 2816(kG).
Như vậy, ở trường hợp này xe thoả mãn được điều kiện ổn định dọc tĩnh.
3.2.2. Tính ổn định dọc động của xe kéo
Trong trường hợp này ta đi kiểm tra tính ổn định của xe kéo khi đặt trong hoàn cảnh xe đang chạy trên dốc nghiêng và làm việc với điều kiện nặng nhọc nhất (tức là đang kéo xe bị nạn).
* Lực cản không khí Pw= 0.
* Lực cản lên dốc (lực cản quán tính) Pj= 0
Xe bị lật quanh O2 nếu như lực Z1= 0.Thay số vào biểu thức trên ta có: Z1= 2356(kG).
Như vậy xe đủ điều kiện ổn định dọc động.
3.3. TÍNH TOÁN HỆ THỐNG THUỶ LỰC
3.3.1. Chọn bơm thuỷ lực
Từ trục trung gian của hộp số cơ khí lắp một bơm thuỷ lực để dẫn động xi lanh thuỷ lực (xi lanh nâng cần) và hệ thống tời.
Chọn bơm thuỷ lực là bơm bánh răng vì hệ thống truyền động thuỷ lực ở đây cần cống suất không lớn và đặc điểm của bơm là cần gọn nhẹ, cấu tạo đơn giản, tuổi thọ cao, làm việc tin cậy.
3.3.2. Tính xi lanh nâng hạ cần
Theo góc đặt quay ban đầu ta có:
Fx1= Fx.cos300;
Fx1= 2.P
Với vận tốc cần đẩy là: v = 4(m/ph) = 400(cm/ph). Ta tính được lưu lượng của xi lanh là: Qlt = .400 = 9847(cm3/ph) = 9,847(l/ph).
Thay số ta được: q = 13,5(cm3/v)
Từ đó ta chọn loại bơm có kí hiệu A16 có các thông số sau: q = 16 cm3/v ; n = 900¸1100 v/ph
3.3.3. Kiểm tra độ bền của kết cấu
Sau khi có các lực tác dụng, ta tiến hành kiểm tra độ bền cho các chi tiết chịu lực, các tiết diện nguy hiểm của chi tiết.
a. Tính toán phần 1
Xác định lực Q: Q =10720 (kG).
Vì Q là lực tập trung do lực phân bố q gây nên, do đó: q = 53,6 (kG/mm).
Phản lực tại chốt O là N0, được tính theo phương trình:
N0 + P - Q = 0
=> N0 = Q - P = 10720 - 1072 = 9648 (kG).
Từ biểu đồ trên ta phải đi kiểm tra độ bền tại mặt cắt A-A tại chốt. Chọn vật liệu chế tạo là thép hộp có kích thước bxhxd = 190x140x8(mm) và có [s] = 240 MPa.
Tại mặt cắt, dầm chịu đồng thời uốn và cắt.
Ở trên ta chỉ mới xét đến lực P, nhưng khi tính bền cho chốt ta phải xét đến cả lực kéo Fk. Tại O chốt sẽ chịu đồng thời hai nội lực N0 và F0 do các lực P và Fk gây nên, với N0 = 9648 kG và F0 = Fk = 414 kG.
b. Tính toán phần II
Ở sơ đồ trên, ta đã qui đổi các lực N0, Q, Fo tác dụng lên đầu chốt O về các thành phần lực N1, N2 và mômen Mu được tính theo công thức:
Mu = Q.100 = 10720.100 =1072000 (kGmm).
Theo tính toán phần trước, ta có lực tác dụng dọc trục xi lanh Fx được phân ra 2 thành phần: Fx1 = 2.P = 2144 (kG);
Fx2 = Fx1.tg300 = 2144.tg300 = 1238 (kG);
Nếu coi cả cơ cấu là một thanh thì ta có: ND1= P = 1072(kG); ND2= Fk= 414(kG).
=> các phản lực tại O được xác định: N1 = Fx1- ND1 = 2144 - 1072 = 1072 (kG);
N2 = Fx2- ND2 = 1238 - 414 = 824 (kG).
Từ biểu đồ trên ta phải kiểm tra bền tại mặt cắt C- C và D-D của dầm.
* Tính bền tại mặt cắt nguy hiểm C- C của dầm:
Dầm được chế tạo từ thép hộp có các kích thước bxhxd = 180x200x10(mm) và có [s] = 360 MPa.
Từ giá trị t và sz ta thay vào công thức để tính ttd:
ttd = 4,72 (kG/mm2).
=> std = 4,72.9,81 = 46,3(MPa) < 240 MPa.
Như vậy ta có std < [s] Þ dầm đang tính đủ điều kiện bền.
* Tính bền tại mặt cắt nguy hiểm D- D (chốt xoay dầm):
Chốt tại điểm D chính là chốt xoay dầm. Ta có mô hình và các lực tác dụng lên chốt như sau:
Với .
dC- đường kính chốt, chọn dC = 40 mm.
l- bề rộng đai giữ chốt, chọn l = 50 mm.
Lực R của chốt sẽ gây ra hai phản lực tại mỗi đầu chốt.
Chọn vật liệu làm chốt là thép 45 với [s] = sch = 360 MPa.
=> [t] = 207,85 (MPa) = 207,85 (N/mm2).
Vậy t < [t] Þ chốt thoả mãn điều kiện bền cắt.
3.3.4. Kiểm bền chốt xilanh
Trường hợp chốt làm việc nặng nhọc nhất khi xilanh bắt đầu nâng, khi đó lực tác dụng lên xilanh có giá trị Fx = 2475 kG. Lực này sẽ gây nên các phản lực tại hai gối đỡ là:
Fxl1 = Fxl2 = Fx/ 2 = 1237,5 (kG).
Đây cũng chính là giá trị lực cắt lớn nhất tại một gối.
Chọn vật liệu làm chốt là thép 45 với [s] = sch = 360 MPa.
=> [t] = 207,85 (MPa).
Vậy t < [t] Þ chốt thoả mãn điều kiện bền cắt.
CHƯƠNG 4
TÍNH TOÁN CỤM TỜI KÉO
4.1. TÍNH TOÁN TANG TỜI
4.1.1. Tính toán các thông số cơ bản của tang tời
Từ điều kiện làm việc của hệ thống ta có vận tốc cáp là vc= 4 - 8 (m/ph). Chọn vc= 6 (m/ph).
Với: Fk- là lực kéo lớn nhất ta phải tính trong trường hợp tời làm việc nặng nhọc nhất ( xe bị bó cứng bốn bánh )
Fk= Gj = G.j
=> Fk= 1780.0,6 = 1068 (kG) = 712.9,81 = 10477 (N).
=> Mtg= 628 (Nm) = 628000 (Nmm).
4.1.2. Tính toán trục tang
Trục tang là chi tiết chịu tải trọng lớn nhưng làm việc không liên tục nên ta chọn vật liệu làm trục tang là thép 45.
Momen trên trục tang: Mtg= 628000 (Nmm).
a. Xác định sơ bộ đường kính trục
Ta có:
* M- momen xoắn, M = 628000 Nmm.
* [t]- ứng suất xoắn cho phép, [t] = 15 ¸ 50 MPa. Lấy [t] = 50MPa.
=> d = 39,7 (mm).. Lấy d = 40 mm.
- Từ đường kính d có thể xác định gần đúng chiều rộng ổ lăn b=23mm (theo bảng 10.2-sách Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí T1).
b. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
- Chiều dài moayơ nửa khớp nối (đối với nối trục vòng đàn hồi):
lm12= (1,4 ¸ 2,5).d = (1,4 ¸ 2,5).40 = 56 - 100 (mm).
Lấy lm12= 65 mm.
- Khoảng côngxôn (khoảng chìa) tính từ moayơ nửa khớp nối đến gối đỡ:
l12= 0,5.(b + lm12) + k3 + hm
=> l12= 0,5.(23 + 65) + 10 +16 = 70 (mm).
Vậy l12= 70 mm.
- Chiều dài moayơ trục tang:
lm= (1,1 - 1,5).d = (1,1 - 1,5).40 =44 ¸ 60 (mm).
Lấy lm= 50 mm.
=> Bề rộng trục tang: l = 2.l12+ lm= 2.70 + 50 = 190 (mm).
d. Xác định đường kính các đoạn trục
Tại tiết diện lắp ổ lăn phải chọn đường kính theo tiêu chuẩn, chọn đường kính tại tiết diện lắp ổ lăn là d = 35 mm.
Tại tiết diện lắp moayơ trục tang, ta tính ứng suất tương đương:
Må = 2130109 (Nmm).
Mtđ = 2198443 (Nmm).
Từ đó ta xác định được đường kính tại tiết diện lắp moayơ: d = 49.8 mm gần bằng 50 mm.
Với: [t]- là ứng suất xoắn cho phép của thép chế tạo trục, [t] = 67 MPa.
4.2. TÍNH CHỌN ĐỘNG CƠ THUỶ LỰC
Trên cơ sở tính toán phần trước, ta sử dụng lại bơm thuỷ lực có các thông số như sau: qb = 16 cm3/v; n = 900 - 1100 v/ph.
Ta chọn động cơ thuỷ lực có thể đáp ứng được yêu cầu, đó là loại động cơ thuỷ lực piston hướng trục của Liên Xô có các thông số sau:
* qd = 28 cm3/v;
* M = 8,5 kGm ở p = 200 kG/cm2.
Ta kiểm tra xem động cơ này có thoả mãn yêu cầu không ?
- Lưu lượng bơm có thể cung cấp được:
Q = qb.n = 16.900 = 14400 (cm3/ph).
- Lưu lượng làm việc của động cơ:
Qdc = Q.hb = 14400.0,9 = 12960 (cm3/ph)
- Momen tại tang tời: Mtg = Md.i = 4,2.30 = 126 (kGm).
Ta thấy Mtg= 126 kGm > 62,8 kGm (giá trị momen cần thiết trên tang tời). Vậy động cơ được chọn thoả mãn yêu cầu.
4.3. TÍNH TOÁN HỘP GIẢM TỐC
4.3.1. Tính toán các thông số của hộp giảm tốc
Chọn hộp giảm tốc là loại hộp trục vít - bánh vít . Loại hộp giảm tốc có:
* Ưu điểm: với khuôn khổ kích thước nhỏ có thể thực hiện được tỉ số truyền lớn, làm việc êm.
* Nhược điểm: hiệu suất thấp, nguy hiểm về dính mòn tăng khi bộ truyền làm việc lâu dài, phải dùng kim loại màu hiếm và đắt để chế tạo bánh vít nên chỉ sử dụng hộp giảm tốc làm việc trong khoảng thời gian ngắn, còn nếu cần phải làm việc lâu dài thì chỉ nên dùng hộp giảm tốc trục vít để truyền công suất dưới 40-50kW.
Đặc điểm trên phù hợp yêu cầu đặt ra nên ta chọn hộp giảm tốc là loại hộp trục vít - bánh vít.
Thay vào công thức ta được:
P1 = 1,41 (kW).
=> M1 = 29083 (Nmm).
Từ các giá trị vừa tính toán ta lập được bảng 4.1.
4.3.2. Tính toán cặp truyền trục vít - bánh vít
a. Chọn vật liệu
Vì trong bộ truyền trục vít xuất hiện vận tốc trượt lớn và điều kiện hình thành màng dầu bôi trơn ma sát ướt không được thuận lợi nên cần phối hợp vật liệu trục vít và bánh vít sao cho cặp vật liệu này có hệ số ma sát thấp, bền mòn và giảm bớt nguy hiểm về dính. Mặt khác do tỉ số truyền u lớn, tần số chịu tải của trục vít lớn hơn nhiều so với bánh vít, do đó vật liệu trục vít phải có cơ tính cao hơn so với vật liệu bánh vít.
Do T2i = const nên T2i = T2max nên NFE = 60.17.19.106 = 102.106.
=> KFL = 0,6.
Thay số vào ta được: [sF] = 96.0,6 = 57,6 (MPa).
c. Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền
* Khoảng cách trục aw:
* q- hệ số đường kính trục vít, chọn theo tiêu chuẩn q = 10.
* M2- mômen xoắn trên trục bánh vít, M2= 628000 Nmm.
* KH- hệ số tải trọng, KH = 1,1¸1,3. Chọn KH = 1,2.
* [sH]- ứng suất tiếp xúc cho phép, [sH] = 260 MPa.
Thay số vào ta được: aw = 131,8 (mm).
Dựa theo tiêu chuẩn SEV 299-75, lấy aw= 140 mm
* Hệ số dịch chỉnh x:
x = aw/m - 0,5.(q + z2) = 140/ 7 - 0,5.(10 + 30) = 0.
=> x thoả mãn điều kiện - 0,7£ x £ 0,7 để tránh cắt chân răng và nhọn răng bánh vít.
e. Kiểm nghiệm răng bánh vít về độ bền uốn
Để đảm bảo độ bền uốn của răng bánh vít, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh vít không được vượt quá một giá trị cho phép:
sF = 1,4.M2.YF.KF/(b2.d2.mn) £ [sF]
Từ đó ta có: sF = 1,4.628000.1,75.1,1/(60.210.6,96) = 19,3 (MPa).
Như vậy sF £ [sF] = 57,6 MPa Þ độ bền uốn của răng bánh vít được thoả mãn.
Từ các giá trị vừa tính toán được ta lập bảng 4.2.
4.3.4. Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi
Khi xác định đường kính trục theo công thức trên, ta chưa xác tới một số yếu tố ảnh hưởng đến độ bền mỏi của trục như đặc tính thay đổi của chu kỳ ứng suất, sự tập trung ứng suất, yếu tố kích thước, chất lượng bề mặt…Vì vậy sau khi xác định được kết cấu trục cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi có kể đến các yếu tố vừa nêu.
Ta có kích thước của then, trị số mômen cản uốn và mômen cản xoắn ứng với các tiết diện trục như sau: (kích thước then tra theo bảng 9.1-SáchTTTK hệ dẫn động cơ khí)
Từ đó ta tính được:
Ksdj = (2,06 + 1,1- 1)/2 = 1,08.
Ktdj = (1,64 + 1,1- 1)/2 = 0,87.
Các giá trị S ³ [S] Þ độ bền mỏi của trục tại các tiết diện được đảm bảo.
4.3.5. Tính chọn ổ lăn
a. Chọn loại ổ lăn
Đặc điểm làm việc của ổ thể hiện ở khả năng tải (lớn hoặc nhỏ, tiếp nhận tải trọng hướng tâm Fr, tải trọng dọc trục Fa hoặc đồng thời cả Fr và Fa, chịu được tải trọng êm hay tải trọng va đập), khả năng quay nhanh, độ cứng và giá thành ổ, đồng thời quan tâm đến vấn đề cố định ổ và các chi tiết lắp với nó, vấn đề đơn giản về kết cấu và chế tạo gối đỡ ổ.
* Trục vít:
Lực dọc trục Fa1 = 5980N.
Lực hướng tâm Fr1 = 2176N.
Ta thấy Fa1/Fr1 = 5980/2176 = 2,75 > 1,5 nên ta dùng loại ổ đũa côn.
* Trục bánh vít:
Lực dọc trục Fa2 = 598N;
Lực hướng tâm Fr2 = 2176N;
Ta thấy Fa2/Fr2 = 598/2176 = 0,27 < 0,3 với lực dọc trục Fa khá nhỏ so với lực hướng tâm Fr nhưng ổ đỡ trục bánh vít cần yêu cầu độ cứng cao nên ta dùng ổ đũa côn để đảm bảo cố định chính xác vị trí trục và chi tiết quay bánh vít theo phương dọc trục.
b. Chọn kích thước ổ lăn
Kích thước ổ lăn được xác định theo 2 chỉ tiêu:
- Khả năng tải động nhằm đề phòng tróc rỗ các bề mặt làm việc.
- Khả năng tải tĩnh nhằm đề phòng biến dạng dư.
* Đối với bánh vít:
Dựa vào kết cấu trục đã thiết kế và đường kính ngõng trục lắp ổ lăn d = 45mm, ta chọn sơ bộ ổ đũa côn cỡ trung có kí hiệu 7309 có:
C = 76,1 kN; C0 = 59,3 kN và góc tiếp xúc a =10,830.
d. Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh
Khả năng tải tĩnh được tính theo công thức:
Qt = X0.Fr + Y0.Fa £ C0.
Trong đó: X0, Y0 - là hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục. Đối với ổ đũa côn thì X0 = 0,5 và Y0 = 0,22.cotga.
* Đối với trục vít:
Qt= 0,5.2176 + 0,22.cotg13,50.5980 = 6567,8(N) = 6,57(kN) < C0 = 20,9 kN.
Vậy điều kiện tải tĩnh được thoả mãn.
* Đối với trục bánh vít:
Qt= 0,5.2176 + 0,22.cotg10,830.598 = 1775,7(N) = 1,77(kN) < C0 = 59,3 kN.
Vậy điều kiện tải tĩnh được thoả mãn.
CHƯƠNG 5
THIẾT KẾ QUY TRÌNH CÔNG NGHỆ GIA CÔNG CHI TIẾT TRỤC TANG
5.1. PHÂN TÍCH CHỨC NĂNG LÀM VIỆC CỦA CHI TIẾT
Đây là chi tiết dạng trục, làm việc với điều kiện tải nặng, nhưng không thường xuyên. Bộ tang tời chỉ làm việc trong các trường hợp như xe được cứu hộ bị lật nghiêng, bị đổ. Do đó đối với chi tiết này ta chỉ cần dùng vật liệu là thép 45. Theo bản vẽ của cơ cấu tang tời và bản vẽ chi tiết, ta thấy chỉ các bề mặt lắp ổ bi và lắp moayơ tang tời là làm việc chủ yếu nên cần độ bóng cao, còn các bề mặt như mặt đầu và phần chi tiết nằm giữa hai moayơ là phần không làm việc nên không cần độ bóng cao mà nó chỉ phụ thuộc nguyên công đầu lúc ta gia công cho phù hợp với kích thước yêu cầu.
5.3. XÁC ĐỊNH DẠNG SẢN XUẤT
Do đây là trục tang dùng trong việc thiết kế xe cứu hộ, mà xe cứu hộ được sản xuất đơn chiếc nên ta coi đây là dạng sản xuất đơn chiếc.
5.5. THIẾT KẾ NGUYÊN CÔNG
5.5.1. Nguyên công 1: Tiện mặt đầu và khoan lỗ chống tâm
- Định vị phôi: sau khi đưa phôi lên mâm cặp, quay tay vặn để các chấu kẹp đi vào. Khi ba chấu vừa tiếp xúc với mặt chuẩn, chúng sẽ đưa tâm chi tiết trùng với tâm trục chính máy.
- Kẹp chặt phôi: khi tiếp tục quay tay vặn để các chấu kẹp ấn vào chi tiết tạo nên lực kẹp sao cho không thể dịch chuyển được trong suốt quá trình gia công dưới tác dụng của lực cắt.
Sau khi định vị, kẹp chặt phôi thì ta tiến hành khoả mặt đầu bằng dao tiện, sau đó dùng mũi khoan để gia công lỗ chống tâm.
a. Tiện mặt đầu
- Chọn dao: dùng dao tiện thép gió P9.
- Lượng dư gia công: tiện một lần zb = 3mm.
- Chiều sâu cắt: t = 3mm.
- Lượng chạy dao: S = 0,2mm/v.
- Số vòng quay của máy: 1250v/ph.
b. Khoan lỗ chống tâm
- Chọn dao: dao tiện thép gió P9.
- Chiều sâu cắt: t = 6,6 mm.
- Lượng chạy dao: S = 0,44 mm/ph.
- Số vòng quay của máy: 1250v/ph.
5.5.3. Nguyên công 3: Tiện các bề mặt trụ
Chọn máy tiện ngang loại 1 A240- 4, có công suất Nm = 13kW.
a. Tiện thô
- Chọn dao: dao tiện thép gió P9.
- Chế độ cắt: chiều sâu cắt t = 2mm, lượng chạy dao S = 1mm/v, số vòng quay của máy n = 1250v/ph.
d. Tiện tinh
- Chọn dao: dao tiện thép gió P9.
- Chế độ cắt: chiều sâu cắt t = 0,15 mm, lượng chạy dao S = 0,12 mm/ph, số vòng quay của máy n = 1250v/ph.
5.5.5. Nguyên công 5: Phay rãnh then
Trong nguyên công này ta chọn máy phay đứng loại 6H11, có công suất là Nm = 13kW.
Định vị và kẹp chặt bằng ống kẹp đàn hồi (là một cơ cấu tự định tâm có khả năng định tâm cao hơn mâm cặp ba chấu) và mũi tâm quay.
a. Phay rãnh then D40
- Chọn dao: dao tiện thép gió P9.
- Chiều sâu cắt: t = 0,25mm.
- Lượng chạy dao: S = 0,2mm/v.
- Số vòng quay của máy: n = 1900v/ph.
b. Phay rãnh then D50
- Chọn dao: dao tiện thép gió P9.
- Chiều sâu cắt: t = 0,25mm.
- Lượng chạy dao: S = 0,2mm/v.
- Số vòng quay của máy: n = 1900v/ph.
5.5.6. Nguyên công 6: Mài các bề mặt trụ
Trong nguyên công này ta chọn máy tròn loại 3A110.
- Chọn đá mài: loại pBK.
- Chiều sâu cắt: t = 0,0025mm.
- Lượng chạy dao: S = 0,2mm/v.
- Số vòng quay của máy: n = 2860 v/ph.
KẾT LUẬN
Trong sự phát triển của giao thông hiện nay thì xe cứu hộ là một loại xe chuyên dùng rất cần thiết, tuy nó không trực tiếp vận tải hàng hoá nhưng nó giúp nhanh chóng giải toả giao thông, đưa các xe hư hỏng về nơi sửa chữa để kịp thời khắc phục hư hỏng và đưa vào lưu thông.
Ngoài các xe cứu hộ được nhập khẩu từ các nước có nền công nghiệp ôtô tiên tiến như Đức, Nhật… thì hiện nay trong nước ta cũng đã nghiên cứu và thiết kế các loại xe cứu hộ từ các xe cơ sở là các loại xe tải.
Ưu điểm của loại xe đóng trong nước là giá thành hạ hơn rất nhiều so với xe nhập khẩu, các thiết kế đa dạng, phù hợp với điều kiện xe ở Việt Nam, đáp ứng được hầu hết các yêu cầu về cứu hộ giao thông.
Trong đồ án “ Thiết kế xe cứu hộ giao thông loại nhỏ ”, em đã tìm hiểu kết cấu của một số loại xe cơ sở và xe cứu hộ trên địa bàn Hà Nội, căn cứ vào kết cấu, thiết kế của từng loại xe để đưa ra phương án thiết kế.
Từ phương án thiết kế đã lựa chọn, dưới sự hướng dẫn tận tình của thầy giáo: PGS.TS……………., em đã tiến hành tính toán động học, động lực học của cơ cấu công tác, đưa ra quy trình công nghệ gia công chi tiết trục tang.. là những thành phần chính của xe cứu hộ.
Mặc dù được sự giúp đỡ của các thầy giáo trong Bộ môn và các bạn cộng với sự hướng dẫn tận tình của thầy giáo : PGS.TS……………., nhưng do thời gian và trình độ có hạn nên đồ án của em không thể tránh khỏi thiếu sót, rất mong được các thầy giáo và các bạn đóng góp ý kiến.
Em xin chân thành cảm ơn các thầy giáo trong Bộ môn, các bạn cùng lớp và đặc biệt là thầy : PGS.TS……………., đã tận tình hướng dẫn, giúp đỡ em hoàn thành đồ án này.
TÀI LIỆU THAM KHẢO
1. Nguyễn Hữu Cẩn, Dư Quốc Thịnh, Phạm Văn Thái, Nguyễn Văn Tài, Lê Thị Vàng - Lý thuyết ôtô máy kéo, NXB Khoa học kỹ thuật 1996.
2. Nguyễn Hữu Cẩn, Trương Minh Chấp, Dương Đình Khuyến, Trần Khang - Thiết kế tính toán ôtô máy kéo, Trường đại học Bách Khoa Hà Nội 1978.
3. Phạm Vỵ - Trang bị thuỷ lực trên ôtô, Tài liệu giảng dạy tại Bộ môn Ôtô, khoa Cơ khí, Trường Đại học Bách khoa Hà Nội.
4. Bùi Trọng Lựu, Nguyễn Văn Vượng- Sức bền vật liệu, tập 1, tập 2, NXB Giáo dục 1999.
5. Trịnh Chất, Lê Văn Uyển- Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1, tập 2, NXB Giáo dục 2000.
"TẢI VỀ ĐỂ XEM ĐẦY ĐỦ ĐỒ ÁN"