«ЛЕСОТРАНСПОРТНЫЕ МАШИНЫ Учебно-методическое пособие по курсовому и дипломному проектированию для студентов специальностей 1-46 01 01 Лесоинженерное дело, 1-36 05 01 Машины и оборудование лесного комплекса специализации ...»

А. Р. ГОРОНОВСКИЙ, В. Н. ЛОЙ, С. П. МОХОВ

ЛЕСОТРАНСПОРТНЫЕ

МАШИНЫ

Учебно-методическое пособие по курсовому и дипломному

проектированию для студентов специальностей

1-46 01 01 «Лесоинженерное дело», 1-36 05 01 «Машины

и оборудование лесного комплекса» специализации

1-36 05 01 01 «Машины и механизмы

лесной промышленности»

Минск БГТУ 2006 Учреждение образования

«БЕЛОРУССКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЙ

УНИВЕРСИТЕТ»

А. Р. ГОРОНОВСКИЙ, В. Н. ЛОЙ, С. П. МОХОВ

ЛЕСОТРАНСПОРТНЫЕ

МАШИНЫ

Учебно-методическое пособие по курсовому и дипломному проектированию для студентов специальностей 1-46 01 01 «Лесоинженерное дело», 1-36 05 01 «Машины и оборудование лесного комплекса» специализации 1-36 05 01 01 «Машины и механизмы лесной промышленности»

Минск УДК 630*36 (075.8) ББК 43.90я Г Рассмотрено и рекомендовано к изданию редакционно-издательским советом университета Рецензенты:

профессор кафедры «Тракторы» БНТУ, доктор технических наук В. В. Гуськов;

профессор кафедры транспорта леса БГТУ, доктор технических наук Н. П. Вырко Гороновский, А. Р.

Г 70 Лесотранспортные машины : учеб.-метод. пособие по курсовому и дипломному проектированию для студентов специальностей 1-46 01 01 «Лесоинженерное дело», 1-36 05 01 «Машины и оборудование лесного комплекса» специализации 1-36 05 01 01 «Машины и механизмы лесной промышленности» / А. Р. Гороновский, В. Н. Лой, С. П. Мохов. – Мн. : БГТУ, 2006. – 104 с.

ISBN 985-434-608- В пособии рассмотрены вопросы обоснования выбора мощности и типа двигателя, параметров технологического оборудования трелевочных тракторов и лесовозных автопоездов. Приведены кинематические схемы основных агрегатов трансмиссии лесотранспортных машин, методики тягово-скоростных расчетов и анализа тяговых свойств, а также основы теории компоновки лесных машин. Дана методика определения сменной и годовой производительности машин на вывозке и трелевке древесины.

Предназначено для студентов лесного профиля.

УДК 630*36 (075.8) ББК 43.90я © УО «Белорусский государственный технологический университет», ISBN 985-434-608-

ПРЕДИСЛОВИЕ

Учебной программой дисциплины «Лесотранспортные машины»

для студентов специальности 1-36-05 01 «Машины и оборудование лесного комплекса» специализации 1-36 05 01 01 «Машины и оборудование лесной промышленности» предусмотрено выполнение курсового проекта, а для студентов специальности 1-46 01 01 «Лесоинженерное дело» – курсовой работы. Курсовое проектирование, как заключительный этап изучения дисциплины, способствует углублению и обобщению знаний и применению приобретенных навыков в инженерной практике.

В настоящем учебно-методическом пособии, предназначенном для помощи студентам при курсовом проектировании, даны указания по выбору и расчету механизмов и систем лесотранспортных машин, приведены справочные материалы. Пособие будет полезным и для дипломного проектирования, однако не исключает необходимость изучения специальной литературы, перечень которой приведен в списке рекомендуемых источников.

Курсовой проект (работа) включает расчетно-пояснительную записку и графический материал. В пояснительной записке необходимо в соответствии с заданием на курсовое проектирование отразить следующие вопросы:

1. Изложить назначение проектируемой машины и описать условия ее работы, выбрать и обосновать предварительную компоновочную схему проектируемой машины и ее технологического оборудования.

2. Выбрать тип двигателя, определить его максимальную мощность и основные размеры. Выполнить тепловой расчет двигателя и построить его скоростную характеристику.

3. Обосновать и выбрать основные узлы трансмиссии, выполнить расчет передаточных чисел силовой передачи машины.

4. Выполнить расчет тягово-динамической характеристики проектируемой машины и провести анализ ее тяговых свойств.

5. Составить кинематическую схему силовой передачи в соответствии с материалом, приведенным на рис. П.1 – П.26.

6. Студентам специальности 1-36 05 01 «Машины и оборудование лесного комплекса» выполнить компоновочный расчет проектируемой машины, а также разработать в соответствии с заданием на проектирование узел машины и выполнить необходимые расчеты.

7. Студентам специальности 1-46 01 01 «Лесоинженерное дело»

рассчитать производительность лесотранспортной машины.

Все разделы курсового проекта, графики, схемы и условные обозначения выполняются в соответствии с требованиями, приведенными в настоящем пособии, указаниях по расчету узлов и агрегатов лесотранспортных машин [1–7], и со стандартом предприятия по оформлению курсовых проектов [8].

Пояснительная записка объемом 35–45 страниц рукописного или печатного текста излагается на листах формата А4. В тексте записки обязательны ссылки на литературные источники. Скоростная характеристика двигателя и тяговая характеристика машины выполняются на компьютере или миллиметровой бумаге в соответствии с ГОСТ 14846-81 «Двигатели автомобильные. Методы стендовых испытаний». Пояснительная записка должна содержать введение, содержание, реферат, заключение и список использованных литературных источников. В заключении приводятся основные выводы по каждому разделу пояснительной записки с указанием конкретных числовых характеристик.

Графический материал выполняется на листах формата А1. На первом листе вычерчивается: кинематическая схема трансмиссии проектируемой машины с нанесением подшипников, сальников и указанием классификационных признаков агрегатов трансмиссии; скоростная характеристика двигателя; тягово-динамическая характеристика проектируемой машины.

На втором листе графического материала приводится компоновочный чертеж проектируемого узла в нескольких проекциях с указанием габаритных размеров и спецификации. На третьем листе выполняется деталировка проектируемого узла с указанием всех необходимых размеров, допусков, посадок и шероховатостей. Студенты специальности 1-46 01 01 «Лесоинженерное дело» выполняют только первый лист графического материала.

1. КОМПОНОВОЧНЫЕ СХЕМЫ ЛЕСНЫХ МАШИН

И ИХ ТЕХНОЛОГИЧЕСКОГО ОБОРУДОВАНИЯ

1.1. Общие указания Первичная транспортировка древесины по трелевочным волокам производится специальными колесными и гусеничными трелевочными тракторами, которые имеют ряд конструктивных особенностей, определяемых условиями их эксплуатации и характеристиками предмета труда.

Вывозка древесины осуществляется лесовозным транспортом на базе автомобилей повышенной проходимости, оснащенных лесовозным технологическим оборудованием. Эффективная работа такой техники в значительной степени зависит от ее рациональных параметров, которые закладываются на этапе проектирования. Поэтому в настоящем учебнометодическом пособии рассматриваются вопросы, посвященные выбору и обоснованию основных параметров лесотранспортных машин.

Интенсивное развитие собственного лесного машиностроения в Республике Беларусь началось в 1990-е годы. В настоящее время лесозаготовительная техника производится на Минском тракторном заводе, Минском автомобильном заводе, АО «Амкодор» и ряде других крупных отечественных машиностроительных предприятий.

В первом разделе курсового проекта необходимо изложить назначение проектируемой машины и описать условия ее работы, выбрать и обосновать предварительную компоновочную схему проектируемой машины в зависимости от заданных условий эксплуатации и вида технологического оборудования.

1.2. Трелевочные тракторы Для трелевки деревьев или хлыстов применяются трелевочные машины с канатно-чокерным и бесчокерным технологическим оборудованием. При сортиментной технологии лесозаготовок для первичной транспортировки сортиментов используются погрузочно-транспортные машины (форвардеры). В последнее время все большее распространение получают колесные трелевочные тракторы, которые обладают большими скоростями движения и оказывают меньшее повреждающее воздействие на лесную среду по сравнению с гусеничными тракторами.

Кроме того, гусеничные тракторы требуют специальной техники для передислокации их с одного участка работ на другой.

Чокерное трелевочное оборудование, как правило, состоит из одно- или двухбарабанной лебедки с тросом, трелевочного щита, устройства привода и навески. Для обеспечения значительного тягового усилия лебедки применяют редуктор с высоким передаточным числом.

Удержание пачки в процессе трелевки осуществляется за счет установки ленточного тормоза на входном валу редуктора. Применение двухбарабанной лебедки обеспечивает более высокую производительность машины. Трелевочное приспособление обычно устанавливается на несущей конструкции в виде сварного щита, который воспринимает основную нагрузку и позволяет разгрузить ходовую часть трактора в процессе выполнения технологических операций трелевки.

Бесчокерные трелевочные машины делятся на машины с пачковым захватом и на машины с гидроманипулятором и гидрозажимным коником.

Оборудование для трелевки заранее подготовленных пачек хлыстов или деревьев включает челюстной захват с гидроприводом, который монтируется сзади на трехточечной навеске трактора либо на специальной арке (пачковый захват). Манипуляторные трелевочные машины оснащаются гидроманипулятором, предназначенным для сбора пачек деревьев или хлыстов, и гидрозажимным коником, который выполняет роль пакетоформирующего устройства и обеспечивает удержание пачки при трелевке.

с канатно-чокерным технологическим оборудованием ТЛТ-100 (ТДТ-55А):

1 – гусеничная ходовая часть; 2 – отвал-торцеватель;

3 – кабина; 4 – трелевочная лебедка; 5 – трелевочный щит Рис. 1.2. Трелевочная машина «Беларус» ТТР-401:

1 – отвал-торцеватель; 2 – защитное ограждение; 3 – канатоведущий блок;

4 – упорный щит трелевочного приспособления;

Трелевочные машины оснащаются толкателем для выполнения штабелевочных работ и окучивания деревьев, а также защитным ограждением кабины, силовой установки и элементов трансмиссии.

Компоновочная схема гусеничного трелевочного трактора с канатно-чокерным технологическим оборудованием приведена на рис. 1.1. На рис. 1.2 представлена компоновочная схема колесного трелевочного трактора.

Колесные специальные лесные машины имеют два – четыре ведущих моста, и их энергетический и технологический модули связаны между собой универсальным вертикально-горизонтальным шарниром (рис. 1.3). Благодаря подобной конструкции поворота полурам вокруг вертикального шарнира при помощи гидроцилиндров машина обладает хорошей маневренностью в тяжелых условиях лесосеки. Горизонтальный шарнир обеспечивает постоянный контакт колес с опорной поверхностью при преодолении препятствий, что повышает устойчивость и проходимость машины. Большой дорожный просвет и специальные лесные шины также способствуют хорошей проходимости.

Конструкция лесной машины обязательно предусматривает защиту оператора, а также двигателя и трансмиссии при работе на лесосеке. Колесный движитель обеспечивает высокие рабочие и транспортные скорости, а также возможность перебазировки с одной лесосеки на другую без применения специальной техники.

Рис. 1.3. Колесная трелевочная машина «Беларус» МЛ-127:

1 – толкатель; 2 – защитное ограждение; 3 – лебедка; 4 – арка;

Краткие технические характеристики трелевочных тракторов представлены в табл. 1.1–1.5.

Техническая характеристика российских гусеничных Техническая характеристика отечественных колесных Техническая характеристика колесных трелевочных машин Техническая характеристика колесных трелевочных машин Скорость движения, км/ч 5,1–23,0 6,3–25,8 7,2–27,0 6,2– Техническая характеристика колесных трелевочных машин Таким образом, собственная масса современных колесных трелевочных машин находится в широком диапазоне – от 4,5 до 18 т. Колесная формула может быть 4К4, 6К6 или 8К8, что диктуется требованиями снижения давления на грунт, величина которого колеблется в пределах 75–150 кПа. Давление может быть снижено до величины 35– 75 кПа за счет применения эластичных пневмогусениц и гусеничных цепей с резинометаллическими шарнирами. Удельная энергоемкость колесных тракторов составляет 8–12 кВт/т и превосходит соответствующий показатель для гусеничных машин, равный 5–7 кВт/т.

1.3. Лесовозный транспорт Для вывозки древесины используются автомобили-тягачи (рис. 1.4), образующие вместе с прицепным составом автопоезда средней и большой грузоподъемности полной массой до 50–70 т. Как правило, это автомобили повышенной проходимости с колесной формулой 44, 66 и 64. Реже используются автомобили ограниченной проходимости с колесной формулой 42 и 62.

Рис. 1.4. Компоновочные схемы лесовозных тягачей Различают лесовозный транспорт для вывозки деревьев и хлыстов (лесовозные автопоезда), а также для вывозки сортиментов (автопоезда-сортиментовозы), которые могут оснащаться гидроманипуляторами для выполнения погрузочно-разгрузочных операций.

Технологическое оборудование лесовозных автопоездов включает устанавливаемую на раме тягача раму лесовозного оборудования с буксирной балкой. На лесовозной раме располагаются ограждение кабины, опорная плита с гнездом шкворня коника, тяговая балка, к которой крепятся тросы крестообразной сцепки управления прицепомроспуском (рис. 1.5). Для погрузки прицепа-роспуска предназначена лебедка и направляющие блоки. Накатные плоскости, служащие опорой для колес прицепа-роспуска при его погрузке на шасси тягача и транспортировке, соединены с рамой поперечными балками и кронштейнами. Два коника, опорно-поворотных устройства для размещения и удержания пачки деревьев, размещаются один на тягаче, другой на прицепе-роспуске.

Для самопогрузки автопоезда на раме тягача устанавливают гидроманипуляторы. На лесовозных тягачах их размещают за кабиной водителя, а на автосортиментовозах, работающих с прицепом, в задней части автомобиля. Это обеспечивает погрузку лесоматериалов как на автомобиль, так и на прицеп.

Гидроманипуляторы включают следующие основные элементы:

основание с механизмом поворота, стрелу, рукоять, захват с поворотным устройством и гидросистему управления. Для погрузки древесины применяются в основном захваты челюстного и грейферного типов. В транспортном положении элементы гидроманипулятора закрепляются в специальных гнездах.

Рис. 1.5. Технологическое оборудование лесовозного тягача:

1 – блок лебедки; 2 – ограждение кабины; 3 – лебедка;

5 – коник; 6 – накатная площадка; 7 – буксирная балка Техническая характеристика лесовозного транспорта приведена в табл. 1.6.

Техническая характеристика лесовозного транспорта Распределение массы, кг Прицепные средства в зависимости от расположения груза и характера связи с тягачом делятся на три основных типа: прицепы, полуприцепы и прицепы-роспуски.

Прицепы соединены с тяговым средством только дышлом и передают всю вертикальную нагрузку от собственной массы и груза на опорную поверхность через свои колеса. Полуприцепы передают часть вертикальной нагрузки от собственной массы и груза на опорную поверхность через свои колеса, а часть – на седельный тягач через опорно-сцепное устройство.

Прицепы-роспуски предназначены для перевозки длинномерных грузов, масса которых передается на опорную поверхность через колеса тягача и колеса прицепа-роспуска. Собственная масса прицепароспуска передается на опорную поверхность через свои колеса. Для соединения с тягачом служит дышло. В настоящее время прицепыроспуски в негрузовом направлении обычно перевозятся на тягаче.

Наиболее часто вывозка хлыстов или деревьев осуществляется однокомплектными лесовозными автопоездами, которые включают в себя двух- или трехосный автомобиль-тягач и двухосный прицеп-роспуск.

Одноосные или двухосные прицепы-роспуски различаются по конструкции, собственной массе и нагрузке на коник. Технические характеристики лесовозных прицепов-роспусков и полуприцепов приведены в приложении (табл. П.5). На рис. 1.6. изображены компоновочные схемы прицепа-роспуска, лесовозного прицепа и полуприцепа-сортиментовоза.

а – прицеп-роспуск МАЗ-9008; б – лесовозный прицеп МАЗ-83781-20;

Прицеп-роспуск состоит из рамы с коником, колесных осей с подвеской, дышла и сцепки. Одноосные роспуски имеют рессорную подвеску. На двухосных роспусках применяется жесткобалансирная или рессорно-балансирная подвеска. Роспуски в обязательном порядке оборудуются тормозной системой. Для соединения роспуска с тягачом используют складывающееся дышло и крестообразную сцепку, которая обеспечивает вписывание автопоезда в кривые при поворотах.

Полуприцепы соединяются с тягачом седельно-сцепным устройством, обеспечивающим шарнирную связь тягача и полуприцепа в вертикальной и горизонтальной плоскостях. Как правило, седельные автопоезда имеют значительную базу, и для обеспечения их высокой маневренности на полуприцепах могут устанавливаться специальные поворотные устройства различной конструкции, в том числе и тросовые. Прицепы и полуприцепы в обязательном порядке оборудуются световой сигнализацией и тормозными системами.

В основу выбора компоновочной схемы лесовозного автопоезда должно быть положено распределение опорных реакций, соответствующее требованиям дорожного законодательства. Полный вес двухосного тягача, включающий его собственный вес и часть веса груза, приходящуюся на тягач, не должен быть больше 160–170 кН, трехосного тягача – 240–250 кН. С учетом собственного веса тягача, указанного в задании на курсовое проектирование, определяется допускаемая на него полезная нагрузка, а затем и часть полезной нагрузки, приходящаяся на прицепное звено. Последним этапом обоснования компоновочной схемы является выбор прицепного звена по уже известной действующей на него части полезной нагрузки.

2.1. Определение мощности двигателя Возможность применения на транспортной машине двигателя того или иного типа определяется ее весовыми, тяговыми, скоростными и эксплуатационными показателями. В качестве силовых агрегатов лесотранспортных машин широкое распространение получили дизельные двигатели, степень совершенства которых к настоящему времени достигла высокого уровня. По сравнению с двигателями других типов (роторно-поршневыми и газотурбинными) они характеризуются наибольшей экономичностью. Однако имеется и существенный недостаток – наличие возвратно-поступательно движущихся частей (кривошипно-шатунного механизма), усложняющих конструкцию и ограничивающих частоту вращения коленчатого вала двигателя. Это, в свою очередь, не позволяет уменьшить габариты и массу двигателя.

Газотурбинные и роторно-поршневые двигатели, имеющие только вращающиеся детали, могут работать при более высоких частотах вращения вала двигателя.

По ряду показателей дизели несколько уступают и бензиновым двигателям. Они имеют большие габариты и массу, пониженную приспособляемость на режимах перегрузки, затрудненный пуск при низких температурах, более высокую стоимость изготовления, трудоемкость обслуживания и ремонта по сравнению с бензиновыми двигателями той же мощности. Однако более высокая, на 25–30, топливная экономичность дизелей предопределила их широкое распространение в качестве силовых агрегатов для лесотранспортных и лесозаготовительных машин.

При выполнении данного раздела курсового проекта необходимо:

– в зависимости от заданных условий эксплуатации определить мощность двигателя проектируемой машины;

– обосновать основные параметры и определить основные размеры двигателя;

– выполнить тепловой расчет;

– построить внешнюю скоростную характеристику двигателя.

Мощность двигателя Ne (кВт) лесной машины, выполняющей транспортные операции, определяется по формуле где Рк – касательная сила тяги на ведущих органах тягача, необходимая для преодоления сил сопротивления движению лесотранспортной системы, Н; Va – скорость движения машины, км/ч; тр – механический КПД трансмиссии; г – коэффициент, учитывающий потери на ведущем участке гусеницы (только для гусеничных машин).

Коэффициент г, учитывающий потери на трение в шарнирах и зацеплении на ведущем участке гусеницы, принимают равным 0,95–0,96. Для колесных машин г = 1.

Значение коэффициента полезного действия трансмиссии тр принимается предварительно по табл. 2.1.

Коэффициент полезного действия трансмиссии тр КПД гидромеханической трансмиссии определяется по формуле где гт – КПД гидротрансформатора (0,85–0,9).

Касательная сила тяги Рк (Н) определяется из уравнения тягового баланса:

где Рсопр – суммарная сила сопротивления движению, Н; Pf, Pi, Pj, Pw – силы тяги, затрачиваемые на преодоление сопротивления качению, уклону, инерции, воздуху, Н; Ркр – крюковая сила тяги, Н (рис. 2.1).

При выполнении курсового проекта мощность двигателя следует определять для режима установившегося движения (j = 0) на подъеме, тогда Рис. 2.1. Схема сил, действующих при движении Для наиболее характерных способов транспортировки древесины расчетные формулы для нахождения Рк будут иметь следующий вид:

– вывозка с полуприцепом или прицепом-роспуском:

– трелевка в полупогруженном состоянии:

где G – вес тягача, Н; Q1 – вес части пакета, размещенной на тягаче, Н;

Q2 – вес части пакета, размещенной на прицепе или волочащейся по земле, Н; Gпр – вес прицепа, Н; f1 – коэффициент сопротивления качению тягача; f2 – коэффициент сопротивления качению прицепа или скольжению волочащейся части пачки; i – уклон дороги (волока); kв – коэффициент обтекаемости (kв = 0,7–0,9); F – лобовая поверхность машины, м2 (F = 7,5–8,5 м2).

Коэффициент f2 сопротивления перемещению волочащейся части пачки деревьев (хлыстов) при трелевке в полупогруженном положении в зимний период года составляет 0,3–0,45, в летний – 0,4–0,8.

При вывозке древесины автопоездом коэффициенты сопротивления качению тягового и прицепного звеньев принимаются равными:

f1 f2.Тогда потребная сила тяги может быть определена по выражению где Ga – общий вес транспортной системы, Н, определяемый по формуле где Q – вес пачки древесины, Н:

Вес тягача, рейсовая нагрузка, коэффициенты сопротивления качению и руководящий уклон указываются в задании на курсовое проектирование.

При трелевке деревьев в полупогруженном положении на трелевочных тракторах в первом приближении можно принять Вес прицепного звена автопоезда выбирается из табл. П.5 по величине потребной его грузоподъемности, равной Коэффициент сопротивления движению f1 в зависимости от типа дороги, способа транспортировки, вида тягача и подвижного состава выбирается из табл. П.1.

Скорости движения Va для лесотранспортной машины находятся в пределах, приведенных в табл. 2.2, и указываются в задании на курсовое проектирование.

Скорости движения лесотранспортных машин, км/ч Гусеничный трелевочный трактор 1,5–2,0 3,5–7,0 9– Условия для определения мощности двигателя. В связи с небольшим диапазоном изменения тр и г мощность двигателя будет предопределяться величинами Pк и Va.

Эксплуатация лесотранспортных машин происходит в сложных условиях, когда значения Pк и Va изменяются в широких пределах изза резкого колебания коэффициентов сопротивления движению, состава, размера и веса транспортируемых пачек. Поэтому мощность двигателя определяется для трех характерных режимов движения в соответствии с табл. 2.3, а для последующих расчетов принимается наибольшая из них.

Условия для определения мощности двигателя Полученное значение мощности двигателя может быть оценено по величине удельной мощности (кВт/т):

где Ne – максимальная расчетная мощность двигателя, кВт; G – масса тягача без груза, т.

В табл. 2.4 приведены рекомендуемые значения удельной мощности Nуд (кВт/т) проектируемых лесотранспортных машин.

При выполнении курсового проекта возможны два варианта выбора двигателя.

Если мощность серийного двигателя (см. табл. П.3 и П.4) практически соответствует (расхождение по Ne не более 5%) мощности проектируемого, для дальнейших расчетов следует принять показатели этого серийного двигателя, выбранного в качестве прототипа.

Если из числа серийных двигателей нет модели, соответствующей по мощности, то следует выбрать в качестве прототипа наиболее близкий по номинальной мощности серийный двигатель. Для дальнейших расчетов необходимо использовать значение мощности двигателя, полученное в результате вычислений, а остальные показатели – двигателя прототипа.

Однако и в первом, и во втором случае следует произвести определение основных размеров проектируемого двигателя – диаметра цилиндра d и хода поршня S.

2.2. Определение основных размеров двигателя На выбор основных размеров двигателя оказывает влияние целый ряд показателей:

– число тактов рабочего цикла. Современные автомобильные и тракторные двигатели четырехтактные. Двухтактные карбюраторные двигатели получили применение только в качестве пусковых для тракторных дизелей. Двухтактные дизельные двигатели, ранее применявшиеся на грузовых автомобилях, в настоящее время заменены четырехтактными, как более надежными и экономичными.

– число цилиндров. В настоящее время наибольшее применение получили двигатели с числом цилиндров: у гусеничных тракторов – 4 и 6; у колесных тракторов – 4, 6 и 8; у грузовых автомобилей – 6, 8 и 12. Четырехцилиндровые двигатели выполняют однорядными, восьми- и двенадцатицилиндровые – с V-образным расположением цилиндров, шестицилиндровые – как однорядными, так и с V-образным расположением цилиндров.

– частота вращения коленчатого вала. Для двигателей лесотранспортных машин наиболее характерные частоты вращения коленчатого вала n (об/мин), соответствующие номинальной мощности, приведены в табл. 2.5.

Значения частот вращения коленчатого вала – среднее эффективное давление. При определении основных размеров двигателя среднее эффективное давление находят на основании теплового расчета. В курсовом проекте его назначают по аналогии с данными существующего двигателя-прототипа, подобного проектируемому по типу, конструкции и параметрам.

Значения среднего эффективного давление ре (МПа), соответствующего максимальной мощности при полной нагрузке, приведены в табл. 2.6.

Значения среднего эффективного давления – отношение хода поршня S к диаметру цилиндра d ( = S/d). Из теории двигателей известно, что понижение за счет уменьшения хода поршня дает ряд преимуществ и считается целесообразным. У современных автотракторных двигателей оно соответствует наиболее характерным значениям, приведенным в табл. 2.7.

Значения отношения хода поршня к диаметру цилиндра Диаметр цилиндра d (мм) определяется по следующей формуле:

где – число тактов рабочего цикла; ре – среднее эффективное давление, МПа; – отношение хода поршня к диаметру цилиндра; i – число цилиндров; n – частота вращения коленчатого вала двигателя, об/мин.

Значения, i, и n выбираются по серийному двигателю, взятому в качестве прототипа. Следует величину условного среднего эффективного давления подставлять в формулу (2.11) увеличенной на 3– 5 относительно значения для двигателя-прототипа и указывать факторы, позволяющие обеспечить это увеличение.

В проекте также необходимо вычислить и оценить следующие основные параметры двигателя:

– литровую мощность Nл (кВт/л):

где Vh – рабочий объем одного цилиндра:

– удельную массу двигателя Gу (кг/кВт):

где Gд – сухая масса двигателя, кг; ее следует принимать на основании данных о двигателе-прототипе;

– среднюю скорость поршня Сm (м/с):

где S – ход поршня, м.

Полученные значения параметров проектируемого двигателя необходимо сравнить с соответствующими показателями у существующих двигателей (табл. 2.8) и дать их оценку.

Основные параметры поршневых двигателей 2.3. Тепловой расчет двигателя Методика теплового расчета приведена для четырехтактного дизельного двигателя.

Давление в конце такта впуска рa (МПа):

где р0 – давление окружающей среды, 0,101 МПа; – степень сжатия;

v – коэффициент наполнения; T0 – температура свежего заряда, 298 К; Т0 – температура окружающей среды, 288 К; рr – давление остаточных газов в начале такта впуска, 0,116 МПа.

Температура в конце такта впуска Та (К):

где Тr – температура остаточных газов в начале такта впуска, 700 К.

Показатель политропического сжатия n1 для дизельных двигателей выбирается исходя из условия: если = 12–15,5, тогда n1 = 1,325;

если = 15,6–22, тогда n1 = 1,355.

Давление в конце такта сжатия ре (МПа):

Температура в конце такта сжатия Тс (К):

Теоретически необходимое количество воздуха, потребное для сгорания 1 кг топлива, l0 (кг воздуха/кг топлива):

где gС – процентное содержание углерода в дизельном топливе, 85,7 ; g H – процентное содержание водорода, 13,3 ; g O – процентное содержание кислорода, 1,0.

Теоретически необходимое количество воздуха, потребное для сгорания 1 кг топлива, L0 (кмоль воздуха/кг топлива):

Действительное количество воздуха в горючей смеси L (кмоль воздуха/кг топлива):

где – коэффициент избытка воздуха, 1,5.

Коэффициент остаточных газов :

Количество киломоль остаточных газов Mr (кмоль/кг топлива):

Количество киломоль газов до сгорания Mс (кмоль/кг топлива):

где 0 – коэффициент избытка воздуха до сгорания (в расчетах принимается 0 = ).

Суммарное количество продуктов сгорания 1 кг топлива при > 1 для дизельного двигателя М2:

Количество киломоль газов после сгорания (кмоль/кг топлива):

Коэффициент молекулярного изменения µ:

Средняя молекулярная теплоемкость свежего заряда (кДж/кг):

где Тс – температура в цилиндре двигателя в процессе сжатия, К (табл. 2.9).

(кДж/кмольK):

где Тz – температура в цилиндре двигателя в процессе сгорания, К (табл. 2.9).

Температура в конце такта сгорания (К):

где – коэффициент использования тепла; hu – низшая теплотворная способность дизельного топлива, 41 700 кДж/кг; – степень повышения давления:

где pz – давление в процессе сгорания, К; рс – давление в процессе сжатия, К (табл. 2.9).

Давление в конце такта сгорания рz (МПа) определяется в том случае, если известна степень повышения давления:

Для дизельных двигателей показатель политропического расширения n2 принимается в зависимости от частоты вращения коленчатого вала двигателя n eн: при n eн = 1400 об/мин n2 = 1,3, а при n eн = 3000 об/мин n2 = 1,15.

Степень расширения р:

Степень последующего расширения :

Давление в конце такта расширения рb (МПа):

Температура в конце такта расширения Tb (К):

Среднее индикаторное давление теоретической диаграммы (МПа):

Действительное среднее индикаторное давление pi (МПа):

Индикаторный КПД двигателя:

Индикаторный удельный расход топлива (г/кВтч):

Среднее давление трения рт (МПа):

– для дизельных двигателей с неразделенными камерами сгорания ( < 0,75):

– для дизельных двигателей с разделенными камерами сгорания ( 0,75):

Среднее эффективное давление ре (МПа):

Механический КПД:

Эффективный КПД:

Эффективный удельный расход топлива ge (г/кВтч):

Часовой расход топлива Gт (кг/ч):

где Ne – эффективная мощность двигателя, кВт.

Средние значения давлений, температур, соответствующих состоянию газов в конце тактов дизельного двигателя, приведены в табл. 2.9. Значения основных индикаторных и эффективных показателей дизельных двигателей содержатся в табл. 2.10.

Средние значения температур (Т) и давлений (р) Процесс Индикаторные и эффективные показатели ДВС Среднее индикаторное давление при полной Механический КПД при максимальной Среднее эффективное давление при полной Удельный эффективный расход топлива при 2.4. Построение внешней скоростной характеристики двигателя Нагрузочные и скоростные режимы лесотранспортных машин изменяются в широких пределах. Поэтому при оценке динамических и экономических свойств их двигателей представляют интерес эффективная мощность и соответствующие ей параметры при различных нагрузках и частотах вращения коленчатого вала.

Зависимость эффективной мощности Ne (кВт), крутящего момента Ме (кНм), часового Gт (кг/ч) и удельного эффективного gе (г/кВтч) расходов топлива от частоты вращения коленчатого вала n (об/мин) называется скоростной характеристикой двигателя. На рис. 2.2 приведена скоростная характеристика двигателя, выполненная в соответствии с требованиями ГОСТ 14846-81 «Двигатели автомобильные. Методы стендовых испытаний».

Скоростная характеристика, полученная при полной нагрузке, т. е.

при положении рейки топливного насоса высокого давления, соответствующем номинальной мощности двигателя, называется внешней. Она показывает, какие наибольшие эффективные мощности и крутящие моменты можно получить от данного двигателя при различных частотах вращения коленчатого вала и минимальных удельных расходах топлива.

Скоростные характеристики, полученные при положении рейки топливного насоса, соответствующем частичной мощности (80, 60, 50 и т. д.), называются частичными. Эти характеристики используются для установления влияния на работу двигателя таких факторов, как состав смеси, частота вращения коленчатого вала и др., что позволяет находить пути улучшения его технических и экономических показателей.

Внешняя скоростная характеристика двигателя с некоторым приближением может быть построена по эмпирическим формулам.

Мощность двигателя рассчитывается следующим образом:

где Neн – номинальная мощность двигателя, кВт; n – текущее значение частоты вращения коленчатого вала двигателя, об/мин; neн – частота вращения коленчатого вала двигателя, соответствующая номинальной мощности, об/мин; a и b – постоянные коэффициенты двигателя, принимаются по табл. П.3 и П.4.

Удельный эффективный расход топлива определяется по формуле где geн – удельный эффективный расход топлива при номинальной мощности, г/кВтч; ст = dт = 1,55, ет = 1,0 – постоянные коэффициенты скоростной характеристики.

Часовой расход топлива Gт и крутящий момент двигателя Ме определяются по следующим формулам:

Скоростная характеристика двигателя строится не менее чем для семи различных значений частоты вращения коленчатого вала двигателя n в диапазоне Скоростные характеристики показывают, что двигатели могут работать в очень широких диапазонах частот вращения коленчатого вала. Однако на высоких скоростных режимах резко снижаются эффективная мощность и крутящий момент, которые обращаются в нуль при частоте вращения, называемой разносной. На кривых скоростной характеристики можно отметить ряд характерных точек (рис. 2.2).

На малых частотах вращения среднее эффективное давление невелико вследствие медленного протекания процесса сгорания топлива и большой теплоотдачи в окружающую среду. Поэтому и мощность двигателя на малых частотах также невелика. По мере увеличения частоты вращения (до точки a) среднее эффективное давление возрастает, так как улучшаются условия сгорания топлива, и кривая мощности более круто поднимается вверх.

Точка а на кривой мощности соответствует максимальному крутящему моменту и минимальной устойчивой частоте вращения коленчатого вала под нагрузкой. В дальнейшем, по мере увеличения частоты вращения, рост мощности несколько замедляется. Это происходит за счет уменьшения среднего эффективного давления, ухудшения наполнения цилиндров и увеличения механических потерь.

При некоторой частоте вращения (точка c), называемой номинальной, мощность достигает максимума, а затем может наблюдаться даже ее падение. Это происходит потому, что уменьшение среднего эффективного давления оказывает большее влияние на падение мощности, чем увеличение частоты вращения коленчатого вала двигателя.

Двигатель наиболее экономичен по расходу топлива при частоте вращения, соответствующей точке b. Удельный расход топлива на малых частотах вращения вала увеличивается вследствие замедленного протекания процесса сгорания и больших тепловых потерь через стенки цилиндров. При больших частотах вращения удельный расход топлива возрастает из-за резкого увеличения механических и насосных потерь.

По скоростной характеристике можно определить коэффициент приспособляемости по крутящему моменту:

где Мmax – максимальное значение крутящего момента; Мен – значение крутящего момента при частоте вращения коленчатого вала, соответствующей номинальной мощности двигателя.

Данный коэффициент оценивает возможности двигателя приспосабливаться к изменению внешней нагрузки и характеризует его способность преодолевать кратковременные перегрузки без увеличения передаточного числа трансмиссии. Средние значения коэффициента приспособляемости KМ для дизельных двигателей составляют 1,05–1,15.

3. ВЫБОР ОСНОВНЫХ УЗЛОВ И ПЕРЕДАТОЧНЫХ ЧИСЕЛ

СИЛОВОЙ ПЕРЕДАЧИ МАШИНЫ

3.1. Общие положения Система деталей и узлов, передающая энергию двигателя ведущим колесам (звездочкам) и другим рабочим органам машин, называется трансмиссией. Назначение трансмиссии заключается также в изменении частоты вращения ведущих органов машин и подводимого к ним момента в заданных пределах по величине и направлению.

В настоящее время лесозаготовительные машины оснащаются как механическими (МТ), так и гидромеханическими трансмиссиями (ГМТ). Механические силовые передачи характеризуются значительной надежностью, высоким КПД, простотой, низкой стоимостью изготовления и ремонта. Однако ГМТ по сравнению с механическими трансмиссиями обладают рядом преимуществ:

– лучшие плавность движения и эргономические показатели в результате уменьшения числа и упрощения переключений передач;

– повышение проходимости по слабым грунтам в результате устранения резких изменений усилий, действующих в контакте между опорными поверхностями движителя и грунтом;

– улучшение динамики тягача вследствие повышения параметров разгона, особенно при трогании с места;

– снижение динамических перегрузок, возникающих в результате резких изменений сопротивления движению, что способствует увеличению срока эксплуатации тягача.

К основным недостаткам ГМТ по сравнению с обычной МТ относят: снижение КПД (гмт = 0,85–0,9); усложнение конструкции; повышение массы и стоимости.

Электрические трансмиссии на лесозаготовительной технике пока не применяются из-за достаточно высокой стоимости, низкой надежности и значительных эксплуатационных затрат.

Компоновочные схемы механических трансмиссий лесных машин с различными колесными формулами и типом движителя приведены на рис. 3.1.

Рис. 3.1. Компоновочные схемы механических силовых передач:

а – колесная формула 42; б – колесная формула 44;

в – колесная формула 66; г – гусеничный трактор;

1 – двигатель; 2 – сцепление; 3 – коробка передач; 4 – карданная передача; 5 – задний ведущий мост; 6 – передний ведущий мост;

Во время работы транспортных машин в разных дорожных условиях требуется маневрировать тяговыми усилиями и скоростями движения для получения возможно большей эффективности (производительности и экономичности). В связи с этим большое значение имеет правильный выбор интервалов между соседними скоростями и тяговыми усилиями, а также число ступеней и состав трансмиссии.

Основные требования к трансмиссии лесотранспортных машин:

– плавное изменение крутящего момента в интервале рабочих скоростей движения;

– простота конструкции агрегатов и надежность в эксплуатации;

– дешевизна изготовления, малый вес и небольшие габариты;

– легкость и удобство управления;

– экономичность работы двигателя в широком интервале изменения оборотов.

При выполнении данного раздела курсового проекта необходимо:

– в зависимости от заданных конкретных условий обосновать выбор основных узлов силовой передачи, ходовой системы и механизмов управления;

– дать четко сформулированное назначение, устройство и классификационные признаки всех узлов и механизмов;

– определить передаточные числа всех агрегатов трансмиссии;

– составить кинематическую схему трансмиссии проектируемой машины с указанием всех подшипников и сальников в соответствии с материалом, приведенным на рис. П.1–П.26.

3.2. Выбор передаточных чисел силовой передачи гусеничных и колесных машин Для определения передаточных чисел необходимо располагать численными значениями максимальной потребной касательной силы тяги на первой передаче Ркmax, номинального крутящего момента двигателя Мен и наибольшей скоростью движения машины Vamax.

Общее передаточное число трансмиссии на низшей (первой) передаче k1д должно обеспечить движение машины в самых трудных условиях (f1,2max, i) с грузом. Значение k1д определяется из условия преодоления груженой машиной максимальных дорожных сопротивлений:

где Ркmax – максимальная касательная сила тяги, принимается по данным расчета, проведенного в п. 2.1; R – радиус ведущей звездочки (гусеничная машина) или динамический радиус колеса (колесная машина); тр – КПД трансмиссии; г – коэффициент, учитывающий потери на ведущем участке гусеницы (только для гусеничных машин).

Радиус ведущей звездочки гусеничной машины принимается по аналогии с существующими моделями: 0,196, 0,235, 0,238, 0,263 м.

Зная число зубьев ведущей звездочки (z = 9–13) и шаг гусеницы (lг = 0,15 м), можно определить радиус звездочки:

Для нахождения динамического радиуса колеса необходимо вычислить нагрузку на одно колесо (шину) машины Zк (кН):

где nш – число колес (шин) машины.

По нагрузке на колесо из табл. П.6 подбирается шина соответствующего размера и вычисляется динамический радиус колеса R (м) по формуле где Н – высота профиля шины, дюйм; d – диаметр обода колеса, дюйм (1 дюйм = 25,4 мм); – коэффициент деформации шины, равный 0,93–0,97.

Основные геометрические параметры автомобильных и тракторных шин приведены на рис. 3.2. Для шин принято следующее численное обозначение: 6,5R20 (180R508) или 11,2–20. Первое число обозначает ширину профиля шины B (дюйм), второе – посадочный диаметр d (дюйм). В скобках может приводиться обозначение шины в миллиметрах. Буква R обозначает шину с радиальным расположением нитей корда в каркасе. В обозначении низкопрофильных шин – 12/80R20 – число после знака дроби указывает на соотношение высоты и ширины профиля шины в процентах.

Для широкопрофильных шин принято обозначение в миллиметрах – (наружный диаметр D ширина профиля B погеометрические параметры садочный диаметр d). Краткие технические автомобильных характеристики автомобильных и тракторных и тракторных шин:

шин приведены в табл. П.6 и П.7.

Вычисленное по формуле (3.1) передаd – посадочный диаметр;

точное число трансмиссии необходимо прове- b – расстояние между рить из условия ограничения по сцеплению бортовыми закраинами;

гусениц или колес с опорной поверхностью: D – наружный диаметр – для гусеничной машины:

– для колесной машины:

где – коэффициент сцепления гусениц или колес с опорной поверхностью (табл. П.2), выбирается исходя из указанных в задании на курсовое проектирование значений коэффициента сопротивления движению f1; – угол уклона волока; Gсц – сцепной вес машины, Н; m – коэффициент перераспределения массы машины.

Коэффициент перераспределения массы m принимается для неполноприводных колесных машин равным 1,1–1,3, для полноприводной машины m = 1. Сцепным весом Gсц называется часть собственного веса машины и веса перевозимого груза, передающаяся на опорную поверхность через ведущие колеса машины.

Окончательный выбор передаточного числа трансмиссии на первой передаче производится при соблюдении следующего условия:

Невыполнение данного условия приводит к невозможности эксплуатации машины. Обычно у гусеничных машин величина k1 принимается ближе к расчетному значению по условиям сцепления.

У полноприводных колесных машин при выборе общего передаточного числа трансмиссии на первой передаче следует учитывать наличие в силовой передаче раздаточной коробки. Наряду с выполнением основного своего назначения – распределения крутящего момента по ведущим мостам – раздаточная коробка используется для увеличения диапазона трансмиссии. Для этого, как правило, в раздаточной коробке предусматривается две передачи – высшая и низшая. На лесовозных тягачах высшая передача имеет передаточное число, близкое к единице (1,0–1,4). Передаточное число низшей передачи раздаточной коробки определяется из условий полного использования сцепной массы или обеспечения минимальной устойчивой скорости движения машины и принимается равным 1,6–2,3.

Поэтому у колесных машин величина k1 при низшей передаче раздаточной коробки принимается ближе к расчетному передаточному числу по условиям сцепления k1с. Тогда, с учетом диапазона раздаточной коробки, равного 1,6–2,1, значение общего передаточного числа трансмиссии k1 при высшей передаче в раздаточной коробке не должно быть ниже k1д. Если данное условие не выполняется, то следует ограничиться одной передачей в раздаточной коробке.

Передаточное число трансмиссии на высшей передаче определяется из условия обеспечения движения машины с максимальной скоростью движения:

Следующим этапом после выбора значений низшего и высшего передаточных чисел трансмиссии k1 и kвыс является выбор и обоснование параметров отдельных агрегатов трансмиссии.

3.3. Сцепления Наибольшее распространение на современных лесных машинах получили одно- или двухдисковые сцепления постоянно замкнутого типа с периферийными нажимными пружинами [3, 6]. Для обеспечения большой плавности при включении и снижения крутильных колебаний в трансмиссии в ступицах ведомых дисков устанавливают упруго-фрикционные демпферы. При значительных нажимных усилиях для облегчения работы водителя в приводе используют пневмо- и гидроусилительные механизмы.

При обосновании выбора конструкции сцепления следует руководствоваться величиной передаваемого крутящего момента и условиями работы машины. Число ведомых дисков, а следовательно поверхностей трения i, зависит от мощности двигателя Nе. Для современных лесных машин i = 4 при Nе 132,5 кВт; i = 2 при Nе 132,5 кВт.

Привод управления подбирается исходя из принятого усилия на педали выключения муфты сцепления: для автомобилей Рп = 150– 200 Н, для тракторов Рп = 200–250 Н. Допустимый полный ход педали сцепления Sп = 0,15–0,2 м.

Муфта сцепления должна обеспечивать надежную передачу крутящего момента двигателя, быстрое и полное отключение его от трансмиссии, а также плавное включение, т. е. постепенное нагружение трансмиссии и увеличение ускорения машины. В процессе работы трущиеся поверхности сцепления изнашиваются, пружины ослабевают и диски сцепления пробуксовывают. Поэтому крутящий момент двигателя полностью не реализуется. Причиной пробуксовывания муфты может быть замасливание дисков, а также неправильная и несвоевременная регулировка сцепления.

В последнее время на грузовых автомобилях большой грузоподъемности начинают использоваться сцепления с диафрагменной нажимной пружиной. Такая конструкция способствует уменьшению размеров и числа деталей сцепления, обеспечению плавного давления на нажимной диск. Основным недостатком диафрагменных сцеплений является большая трудоемкость изготовления.

3.4. Гидромуфты и гидротрансформаторы В трансмиссиях современных лесных машин все более широкое распространение получают гидродинамические передачи. Механическая энергия ведущего вала такой передачи передается ведомому потоком циркулирующей в замкнутом объеме жидкости. Различают два основных типа гидродинамических передач: преобразующие крутящий момент (гидротрансформаторы) и не преобразующие (гидромуфты).

В настоящее время широко используются трехколесные комплексные трансформаторы, сочетающие в себе возможности первого и второго типа передач. Все они являются лопаточными гидравлическими машинами с двойным преобразованием энергии.

Механическая энергия вращения вала двигателя, подведенная к насосному колесу, преобразуется в кинетическую энергию потока жидкости, а затем в турбине энергия потока вновь преобразуется в механическую энергию вращения ведомого вала. После этого жидкость опять поступает в насос.

В отличие от гидромуфты, гидротрансформатор имеет между насосным и турбинным колесом неподвижное лопаточное колесо – реактор. Реактор изменяет направление движения рабочей жидкости и, являясь внешней опорой, обеспечивает изменение крутящего момента, передаваемого турбиной при постоянном крутящем моменте насоса.

3.5. Коробки передач На автомобилях коробки передач выполняются трехвальными, соосными, с косозубыми шестернями постоянного зацепления и включением передач с помощью синхронизаторов. Синхронизаторы исключают торцевой износ зубьев шестерен, облегчают и ускоряют процесс переключения передач. Коробки, устанавливаемые на автомобили со сравнительно малооборотными дизельными двигателями, имеют ускоряющую высшую передачу. Для увеличения диапазона трансмиссии перед основной коробкой передач или после нее устанавливаются дополнительные двухступенчатые редукторы (делители передач). Такие составные коробки передач позволяют значительно улучшить тягово-динамические качества автопоездов [3, 5, 6].

Коробки передач для гусеничных тракторов, имеющие значительно меньшие передаточные числа по сравнению с автомобильными, выполняются двухвальными с прямозубыми шестернями и каретками. Для уменьшения торцевого износа зубьев шестерен тракторные коробки передач всегда снабжаются блокировочным устройством и тормозком для остановки ведущего вала. В сочетании с коробкой может устанавливаться двухступенчатый реверс-редуктор, который удваивает или утраивает число ступеней переднего хода, что позволяет более эффективно использовать машину в зависимости от эксплуатационных условий.

Особенностью коробок передач колесных тракторов является большое количество передач и наличие понижающего редуктора, обеспечивающего большое передаточное число трансмиссии.

На некоторых трелевочных тракторах для реверсивного или двухскоростного привода лебедки устанавливаются дополнительные коробки.

Минимальное число ступеней в коробке передач, обеспечивающее перекрытие кривых силы тяги, определяют по формулам:

где Vamax и Vamin – максимальная и минимальная скорости движения машины, км/ч; nен – номинальная частота вращения коленчатого вала двигателя, об/мин; nм – частота вращения коленчатого вала двигателя, соответствующая максимальному крутящему моменту (принимается по скоростной характеристике двигателя).

Для машин, имеющих синхронизированные коробки с возможностью переключения передач в процессе движения машины, для дальнейших расчетов принимается большее из полученных по обеим формулам (3.9) и (3.10) значений m. Для машин с переключением передач с остановкой машины вычисление значения m проводится только по формуле (3.9). Рассчитанное число ступеней трансмиссии m округляется до большего целого значения.

Значения передаточных чисел трансмиссии на промежуточных передачах распределяются по закону геометрической прогрессии. Это обеспечивает постоянство скорости движения машины в момент перехода на смежную передачу и дает одинаковую степень изменения нагрузки двигателя. При распределении передаточных чисел по геометрической прогрессии справедлива зависимость где k1, …, km – передаточные числа трансмиссии на соответствующих передачах; q – знаменатель прогрессии.

Тогда значение q определяется по формуле У существующих моделей гусеничных трелевочных тракторов величина q находится в пределах 1,17–1,67. Для автомобилей знаменатель прогрессии q не должен превышать 1,4.

Окончательный выбор числа передач m следует сделать на основе определения знаменателя прогрессии q и сравнения полученных результатов расчетов с существующими моделями аналогичных машин. Целесообразно принимать большее число ступеней, так как это позволяет лучше использовать мощность двигателя.

Зная передаточные числа трансмиссии на 1-й и высшей передачах, а также знаменатель прогрессии, переходят к определению передаточных чисел на промежуточных передачах.

Передаточное число трансмиссии гусеничных машин представляет собой произведение передаточных чисел коробки передач im, главной передачи i0, механизма поворота iмп, бортовой передачи iб:

Значения передаточных чисел агрегатов трансмиссии первоначально принимаются по аналогии с выполненными моделями. Следует i0, iмп, iб выбирать в соответствии со следующими данными: главная передача – i0 = 2,5–5,5; планетарный механизм поворота (ПМП) – iмп = 1,35–1,45 (сдвоенный), iмп 3 (раздельный); фрикционный механизм поворота (ФМП) – iмп = 1; бортовая передача – iб = 3,5–5,8 (одинарная), iб 7,5 (двойная).

Подбирая значения i0, iмп, iб, необходимо стремиться к тому, чтобы значения передаточных чисел в коробке передач получались в допустимых пределах. Для тракторной двухвальной коробки передач они должны находиться в пределах диапазона от 0,4 до 3,0. Кроме того, чтобы разгрузить от больших крутящих моментов коробку передач и механизмы поворота, следует большие значения передаточных чисел принимать в планетарном редукторе и бортовой передаче.

Передаточные числа в коробке передач гусеничной машины вычисляются по формулам:

– на 2-й передаче:

– на m-й передаче:

Правильность вычисления передаточных чисел коробки проверяется по зависимости Вычисленные передаточные числа следует сравнить с существующими их величинами на выполненных моделях и при необходимости произвести перерасчет, задавшись новыми значениями i0, iмп, iб.

Для более эффективного использования тяговых качеств гусеничного трактора производится корректирование передаточных чисел в коробке передач. Это производится с помощью зависимости Передаточное число трансмиссии колесных машин представляет собой произведение передаточных чисел коробки передач im, раздаточной коробки на высшей передаче ip2, главной передачи i0:

У автомобилей для получения высокого КПД трансмиссии и скорости движения передаточное число на высшей передаче в коробке передач обычно принимают iвыс = 0,7–0,8, а в раздаточной коробке iр2 = 1,0–1,4. В этом случае передаточное число главной передачи может быть вычислено по формуле Значения передаточных чисел главной передачи у колесных машин находятся в пределах: с одинарной передачей – i0 = 3,7–6,7;

с двойной центральной передачей – i0 = 5,6–10,3; с двойной разнесенной передачей – i0 = 5,0–12,0.

В тех случаях, когда величина i0 выходит за указанные пределы, необходимо увеличивать передаточное число ведущего моста за счет введения конечной передачи в виде дополнительных колесных редукторов.

Передаточное число первой конической ступени двойной главной передачи в первом приближении можно определить по формуле а второй ступени передачи – из зависимости В последние годы в автомобилестроении наблюдается тенденция более широкого использования двойных разнесенных главных передач, что обеспечивает высокую степень унификации ведущих мостов машин различного назначения, увеличение дорожного просвета и способствует резкому снижению поломок полуосей. Распределение передаточного числа i0 рекомендуется проводить, используя формулы (3.21) и (3.22).

Передаточные числа в синхронизированной коробке передач колесной машины вычисляются по формулам:

– на 1-й передаче:

– на 2-й передаче:

– на 3-й передаче:

– на высшей передаче:

Полученные значения i1 у автомобилей с трехвальной коробкой передач должны находиться в пределах 6,1–7,8. В случае установки составной коробки передач максимальное передаточное число на первой передаче i1 может достигать 9,2–18,5.

Полученные в результате вычислений значения передаточных чисел коробки передач у колесной машины обязательно корректируются с соблюдением условия (3.18). При этом основная цель данной корректировки передаточных чисел заключается в обеспечении перекрытия кривых сил тяги на высших передачах, что особенно важно для автомобилей с дизельными двигателями по причине их невысокой приспособляемости по величине крутящего момента.

3.6. Раздаточные коробки Раздаточные коробки устанавливаются на полноприводных автомобилях с двумя или тремя ведущими мостами, что дает возможность распределить крутящий момент между мостами. Для повышения силы тяги, увеличения общего диапазона и числа передач трансмиссии раздаточные коробки могут выполняться двухступенчатыми.

На автомобилях с большой нагрузкой на ось, значительная часть общего пробега которых приходится на дороги с хорошим покрытием, в раздаточных коробках устанавливаются межосевые дифференциалы. Такая конструкция обеспечивает дифференциальный (нежесткий) привод ведущих мостов и способствует исключению появления в трансмиссии циркулирующей мощности. При неодинаковой нагрузке на оси межосевые дифференциалы выполняются несимметричными, т. е. распределяющими крутящий момент по мостам пропорционально нагрузке.

Дифференциальный привод ведущих мостов с балансирной подвеской также может осуществляться через симметричные межосевые дифференциалы. При этом межосевые дифференциалы могут размещаться при индивидуальном приводе мостов в раздаточной коробке либо при проходной конструкции ведущих мостов совместно с редуктором среднего ведущего моста.

Однако наличие в трансмиссии межосевого дифференциала резко повышает склонность автомобиля к буксованию. Для устранения этого недостатка все ведущие мосты машины постоянно включены, а межосевые дифференциалы всегда снабжаются блокировочным устройством.

На колесных машинах, большую часть времени эксплуатирующихся на грунтах со слабой несущей способностью, устанавливаются раздаточные коробки с блокированным (жестким) распределением крутящего момента по ведущим мостам. Они более просты по конструкции, надежны в работе, и при их использовании отсутствует вероятность буксования одного из ведущих мостов машины.

Существенным недостатком блокированного привода является неизбежное рассогласование скоростей движения мостов вследствие различных конструктивных и эксплуатационных факторов. Это приводит к неблагоприятному перераспределению касательной силы тяги между ведущими мостами, а также к циркуляции паразитной мощности в движителе, когда сила тяги одного или нескольких мостов принимает отрицательные значения. Поэтому в целях предохранения конструкции от перегрузок при движении машины на высшей передаче раздаточной коробки с блокированным приводом один из ведущих мостов должен отключаться. Его включение производится только для повышения сцепных качеств машины в плохих условиях эксплуатации при включении низшей передачи раздаточной коробки.

Выбор передаточных чисел раздаточной коробки автомобилей рассмотрен в п. 3.2. В случае использования на колесном тракторе раздаточной коробки в качестве дополнительной коробки передач передаточное число понижающей передачи iр1 может быть выбрано таким образом, чтобы кривые Ра = f(Va) располагались посередине между соседними передачами. Это условие будет обеспечено, если где q – знаменатель прогрессии коробки передач.

Если подбор передаточных чисел в коробке передачи производился при использовании 1-й передачи раздаточной коробки iр2, то В некоторых случаях понижающая передача раздаточной коробки используется для преодоления особенно тяжелых участков пути или как ходоуменьшитель. В этом случае значение iр1 может быть выбрано из условия движения с минимальной скоростью по технологическим причинам (Vamin):

а также из условия реализации максимальной силы тяги по сцеплению:

У существующих колесных машин передаточные числа раздаточной коробки на 1-й (понижающей) передаче лежат в пределах 1,6–2,5.

3.7. Карданные передачи На автомобилях и колесных тягачах применяются карданные передачи с двумя и более шарнирами на игольчатых подшипниках. Для возможности изменения расстояния между агрегатами и сборки карданные передачи всегда имеют шлицевое сочленение. На гусеничных тракторах при малых углах (3–5°) несоосности валов агрегатов применяются шарниры с резиновыми втулками.

Используются также телескопические карданные передачи. Такая передача состоит из резиновых втулок, установленных в двух штампованных головках между крестообразными вилками. Одна вилка расположена на шлицах головной муфты, а вторая – на шлицах усилителя крутящего момента. Таким образом, крутящий момент передается от ведущей вилки через наружные шлицы на ведомую, которая соединена с ведущей внутренними шлицами.

При больших расстояниях между коробкой передач, раздаточной коробкой и ведущими мостами карданная передача состоит из карданов, двух валов и промежуточной опоры. Жесткие карданы с шарнирами неравных угловых скоростей допускают передачу крутящего момента под углом 20–30°.

Для устранения неравномерности вращения применяются двойные карданы, т. е. карданы устанавливаются на обоих концах карданного вала с расположением вилок в одной плоскости. Это особенно важно в случае применения карданной передачи для привода передних управляемых колес.

Для передачи момента на передние ведущие управляемые колеса вместо простого двойного кардана используют специальные шарниры равных угловых скоростей (синхронные шарниры): для машин малой и средней грузоподъемности – шариковые, для большегрузных – кулачковые или типа «двойной кардан».

3.8. Главные передачи Главная передача – наиболее ответственный и сильно нагруженный узел трансмиссии. У автомобилей шестерни главной передачи выполняются со спиральными зубьями. С целью повышения прочности и долговечности в настоящее время получают распространение гипоидные передачи. У тракторов шестерни выполняются с зерольными и, реже, с прямыми и спиральными зубьями.

Для автомобилей при передаточном числе ведущего моста, меньшем 3,7–6,7, применяют одинарные главные передачи, а при большем передаточном числе – двойные.

Главные передачи автомобилей всегда снабжаются межколесным дифференциалом – специальным механизмом, обеспечивающим вращение ведущих колес с различными скоростями движения на поворотах, а также при движении по неровной поверхности и передающим при этом крутящий момент. Корпус дифференциала непосредственно устанавливается на ведомую шестерню главной передачи. В настоящее время применяются симметричные, конические дифференциалы или, для повышения проходимости, кулачковые, повышенного трения.

В последние годы на трехосных автомобилях применяют средние мосты с проходным валом ведущей шестерни главной передачи. Такая конструкция упрощает схему компоновки силовой передачи и обеспечивает почти полную унификацию деталей ведущих мостов.

На некоторых автомобилях в перспективе предполагается установка двухскоростных ведущих мостов с цилиндрическими или планетарными редукторами.

3.9. Полуоси, колесные и бортовые редукторы Полуоси служат для передачи крутящего момента от дифференциала к ведущим колесам. В зависимости от характера нагрузки полуоси бывают полуразгруженные и полностью разгруженные. Полуразгруженная полуось передает крутящий момент и воспринимает нагрузки, приходящиеся на ведущее колесо. Полностью разгруженные полуоси воспринимают только крутящий момент. Ступица колеса устанавливается на кожухе полуоси на двух подшипниках, передающих дополнительные усилия при заносах машины и на поворотах от колеса картеру моста [5–7].

Для автомобилей при большом передаточном числе ведущих мостов применяются колесные редукторы. Цилиндрические колесные редукторы в приводе переднего моста позволяют увеличить клиренс машины и рационально разместить двигатель. Получившие признание планетарные колесные редукторы, помещаемые в ступицах задних колес, резко снизили нагруженность полуосей и повысили их долговечность.

Бортовые передачи тракторов, выполненные в виде цилиндрических редукторов, позволяют реализовать большое передаточное число трансмиссии. Размещение бортовых передач после механизма поворота снижает величину крутящих моментов в механизмах поворота, что облегчает управление трактором и в то же время позволяет увеличить силу тяги на ведущих звездочках.

Планетарные механизмы поворота, применяемые на многих гусеничных тракторах, одновременно выполняют роль понижающих редукторов.

3.10. Ходовая часть Специфика условий эксплуатации лесотранспортных машин предъявляет к ходовым системам следующие требования:

– высокая проходимость;

– повышенная прочность при больших динамических нагрузках;

– надежность и долговечность;

– простота ухода и возможность быстрой смены деталей.

Ходовая часть состоит из несущей системы, подвески и движителя (колес или гусениц). Рама представляет собой клепаную пространственную ферму с балками переменного профиля, для придания жесткости снабженную связями и косынками.

На грузовых автомобилях обычно применяется зависимая подвеска колес на продольных листовых рессорах. Для гашения колебаний в передней (а иногда и в задней) подвеске устанавливают гидравлические телескопические амортизаторы двухстороннего действия.

Подвеска задних мостов трехосных автомобилей выполняется в виде балансирной тележки, а связь мостов с рамой обеспечивается реактивными и толкающими штангами.

В задней подвеске автомобилей кроме основных задних рессор имеются дополнительные рессоры. Они закреплены вместе с основной рессорой стремянками, а их концы находятся против полок опорных кронштейнов. В разгруженном автомобиле дополнительные рессоры не работают, а при нагрузке они упираются концами в кронштейны и несут нагрузку вместе с основными рессорами.

На современных тракторах и автомобилях устанавливают дисковые колеса с пневматическими шинами. На грузовых автомобилях при малой и средней грузоподъемности применяют дисковые, а при большой грузоподъемности – бездисковые колеса с разборным ободом.

Пневматические шины различаются размером профиля и рисунком протектора. На специальных автомобилях высокой проходимости при односкатной ошиновке всех колес применяются шины переменного давления с централизованной системой подкачки или широкопрофильные шины. Для сезонного повышения проходимости иногда используются арочные шины. Шины выбирают в зависимости от области применения и грузоподъемности автомобиля.

У колесных тракторов различают рамные, полурамные и безрамные остовы. Остовом называют основание, соединяющее части трактора в единое целое. Рамный остов представляет собой клепаную или сварную раму из стального проката различного профиля, на которую устанавливают части трактора.

Полурамный остов – это объединенная конструкция отдельных корпусов трансмиссии и балок полурамы. Безрамный остов представляет собой общую жесткую систему, состоящую из корпусов механизмов трансмиссии и двигателя. Полурамный и безрамный остовы применяют на пропашных тракторах.

Подвеска колесного трактора общего назначения установлена лишь в передней его части. К передней полураме на двух полуэллиптических рессорах подвешен передний мост. Рессоры жестко соединены с мостом стремянками и накладками, а с рамой – кронштейнами через резиновые опоры. На раме трактора установлен резиновый буфер, смягчающий удары о раму. Подобная передняя подвеска выполнена на грузовом автомобиле.

Передняя подвеска универсально-пропашного трактора имеет цилиндрическую пружину, установленную внутри полого кулака.

Пружина опирается внизу на опорный шариковый подшипник, сидящий на поворотной цапфе, а вверху – в стенки кулака. Поворотная цапфа помещена во втулках кулака.

Подвеска гусеничных трелевочных тракторов обычно выполняется рессорно-балансирной. Такая подвеска обеспечивает хорошую приспособляемость гусеницы к неровностям почвы и достаточную плавность хода при движении трактора через препятствия. Упругие элементы выполняются в виде цилиндрических пружин. Одногребневая ведущая звездочка и направляющее колесо в сочетании со следящим эффектом опорных катков уменьшают вероятность схода гусеницы.

На трелевочных тракторах применяют литую мелкозвенную гусеницу с открытыми шарнирами, что обеспечивает снижение веса, легкость сборки и разборки.

3.11. Механизмы управления Рулевое управление предназначено для изменения направления движения автомобиля или колесного трактора посредством поворота передних колес или полурамы. Рулевое управление состоит из рулевого механизма (рулевое колесо, рулевой вал, рулевая колонка, рулевой редуктор) и рулевого привода (сошка, продольная рулевая тяга, верхний рычаг левой поворотной цапфы, правый и левый рычаги поворотных цапф, поперечная рулевая тяга).

Рулевой механизм осуществляет передачу усилия от водителя к рулевому приводу и облегчает поворот рулевого колеса. Различают несколько типов рулевого механизма: «червяк – ролик», «червяк – сектор» и «винт – гайка». Рулевой механизм типа «червяк – ролик»

применяют на некоторых автомобилях и колесных тракторах малого класса, имеющих механическое рулевое управление. Рулевой механизм типа «винт – гайка» установлен на некоторых автомобилях и универсально-пропашных тракторах. В таких механизмах силовым цилиндром служит корпус гидравлического усилителя.

Конструкция рулевого привода выполнена так, чтобы при повороте движение всех колес автомобиля или трактора осуществлялось без бокового скольжения, что обеспечивает легкость управления и минимальный износ шин.

На колесных тракторах с шарнирно-сочлененной рамой силовые цилиндры и гидроусилители рулевого управления выполнены отдельно. Они установлены по одному с каждой стороны и соединены с обеими полурамами. При повороте рулевого колеса масло от золотника гидроусилителя направляется в полости силовых цилиндров и они поворачивают заднюю полураму относительно передней. Тяга, соединяющая сошку рулевого механизма с задней полурамой, дает ощущение связи водителя с полурамой при повороте трактора.

В качестве механизмов поворота гусеничных тракторов могут применяться бортовые фрикционы или планетарные механизмы поворота (ПМП).

Бортовые фрикционы, обладающие простотой конструкции и регулировки, устанавливаются на тракторах небольшой мощности.

Планетарные механизмы поворота имеют более высокий КПД, повышенную долговечность, позволяют уменьшать усилия на рычагах управления механизмами поворота.

Для облегчения работы водителя на всех трелевочных тракторах в приводах управления сцеплением и механизмами поворота применяются гидроусилители.

3.12. Тормоза Для снижения скорости движения, остановки и удержания в неподвижном состоянии тракторы и автомобили оборудуют тормозной системой. Различают следующие виды тормозных систем: рабочую, необходимую для регулирования скорости движения машины и ее плавной остановки; стояночную, которая служит для удержания машины на уклоне; вспомогательную, предназначенную для крутых поворотов трактора.

Вспомогательная тормозная система (тормоза) универсальнопропашного трактора действует на правую или левую полуось ведущих колес и тормозит ближнее к центру поворота ведущее колесо.

При необходимости эти тормоза используют как рабочие и стояночные. Тормозная система состоит из тормозного механизма и его привода. Привод тормозов в зависимости от грузоподъемности автомобиля может быть гидравлическим, пневматическим или пневмогидравлическим. Пневматический привод требует небольшого усилия на педали управления, но имеет значительное время срабатывания, что повышает опасность движения на повышенных скоростях.

Тормозной механизм служит для создания искусственного сопротивления движению трактора и автомобиля. Наибольшее распространение получили фрикционные тормоза, принцип действия которых основан на использовании сил трения между неподвижными и вращающимися деталями. Фрикционные тормоза могут быть барабанными, ленточными и дисковыми. В барабанном тормозе силы трения создаются на внутренней цилиндрической поверхности вращения, в ленточном – на наружной, а в дисковом – на боковых поверхностях вращающегося диска.

По месту установки различают тормоза колесные и центральные (трансмиссионные). Первые действуют на ступицу колеса, а вторые – на один из валов трансмиссии. Колесные тормоза используют в рабочей тормозной системе, центральные – в стояночной.

Привод тормозов предназначен для управления тормозными механизмами при торможении. По принципу действия тормозные приводы разделяют на механические, пневматические и гидравлические.

На автомобилях с дизельными двигателями получил распространение моторный тормоз (горный тормоз) компрессионного типа. На гусеничных тракторах тормоза конструктивно объединены с механизмами поворота и представляют собой плавающие ленты, обеспечивающие одинаковый тормозной момент, не зависящий от направления движения.

4. ТЯГОВАЯ И ДИНАМИЧЕСКАЯ ХАРАКТЕРИСТИКИ

МАШИНЫ И ИХ АНАЛИЗ

4.1. Построение характеристик Тяговая характеристика представляет собой графическую зависимость Ра = f(Va) на различных передачах и является основным документом, характеризующим тягово-динамические свойства машины.

Перед расчетом тяговой характеристики, зная состав трансмиссии и передаточные числа ее агрегатов, необходимо вычислить фактический КПД трансмиссии, используя приведенные в табл. 4.1 данные по КПД механизмов силовых передач.

Коробка передач Карданная передача с углом между валами Главная передача двойная (цилиндрическая и коническая) 0, Передача зубчатая Для проведения необходимых вычислений тягово-динамической характеристики удобно воспользоваться табл. 4.2, в которую вначале вносятся значения крутящего момента Mе и частоты вращения коленчатого вала двигателя n, определенные при построении внешней скоростной характеристики двигателя.

Для построения кривых тяговой характеристики необходимо определить на каждой передаче скорость движения и свободную силу тяги при соответствующей частоте вращения коленчатого вала двигателя.

Скорость движения Va (км/ч) машины определяется по формуле где R – радиус ведущей звездочки гусеничной машины или динамический радиус колеса, м; ki – общее передаточное число трансмиссии на i-й передаче.

об/мин об/мин Общее передаточное число трансмиссии определяется как произведение передаточных чисел агрегатов, входящих в трансмиссию, с учетом передаточного числа коробки передач на соответствующей передаче.

Свободная сила тяги Pa (Н) рассчитывается по формуле где Рк – касательная сила тяги, Н, определяемая по зависимости Сопротивление воздушной среды Рw (Н) учитывается при скоростях движения свыше 25 км/ч и может быть определено по формуле Найденные значения вносятся в табл. 4.2, и на ее основе строится тяговая характеристика (см. рис. 4.2).

При анализе тяговых свойств автопоезда удобнее пользоваться динамической характеристикой, выражающей зависимость динамического фактора от скорости движения D = f(Va). Динамический фактор характеризует удельную, отнесенную к общему весу транспортной системы, свободную силу тяги, которую может развить машина на различных передачах:

где Ga – общий вес транспортной системы, Н.

Таким образом, динамическая характеристика представляет собой тяговую характеристику, у которой по оси ординат в соответствующем масштабе отложен динамический фактор D.

Преобразование выражений (4.2) и (4.5) позволяет выразить динамический фактор как сумму удельных сопротивлений движению:

Применение динамической характеристики значительно упрощает решение эксплуатационных задач, так как возможности машины по реализации различных видов и величин сопротивлений на каждой передаче могут быть определены без дополнительных расчетов. Кроме того, динамическая характеристика позволяет проводить сравнительный анализ тяговых свойств различных машин.

В курсовом проекте для лесовозного автопоезда вычерчивается тягово-динамическая характеристика транспортной системы с нанесением масштабов Ра и D (см. рис. 4.1).

4.2. Анализ тяговых свойств машины Возможность движения транспортной системы на той или иной передаче в заданных условиях эксплуатации ограничивается мощностью двигателя и силами сцепления ведущих колес (гусениц) с опорной поверхностью. Следовательно, машина должна развивать на данной передаче силу тяги, равную действующей суммарной силе сопротивления движению или большую, и обеспечить возможность реализации этой силы тяги на ведущих органах без буксования. Эти условия выражаются следующей зависимостью:

где сопр – суммарная сила сопротивления движению, Н.

Очевидно, что при любом режиме движения машины а = сопр.

Сила тяги по сцеплению зависит от состояния дорожного покрытия и типа движителя, определяющих величину коэффициента сцепления, а также от нагрузки, приходящейся на ведущие органы машины, – сцепного веса Gсц:

Анализ зависимости (4.7) показывает, что движение транспортной системы на данной передаче возможно при следующих условиях:

– сумма сил сопротивления сопр не превосходит по своей величине значения свободной силы тяги a, которую машина способна развить на этой передаче;

– сила тяги а, подводимая к ведущим органам, не превышает силы тяги, ограничиваемой по сцеплению;

– при а > сопр и отсутствии ограничений по сцеплению (а > ) обеспечивается ускоренное движение;

– для движения с равномерной скоростью при переменной величине сопр необходимо автоматически или действиями водителя изменять крутящий момент на коленчатом валу двигателя путем изменения подачи топлива в соответствии с изменением сопр так, чтобы а = сопр.

Тяговая характеристика показывает способность машины развивать на различных передачах при полной подаче топлива предельные значения силы тяги или динамического фактора при соответствующей скорости движения.

Однако в условиях эксплуатации использование полной силы тяги и наибольшей скорости на данной передаче не всегда целесообразно и возможно. Поэтому на машинах с дизельными двигателями водитель, воздействуя на всережимный регулятор, устанавливает желаемую частоту вращения коленчатого вала двигателя, обычно не предельную. Регулятор в соответствии с изменением сил сопротивления изменяет подачу топлива, сохраняя Va const.

Таким образом, в реальной эксплуатации дизельные двигатели машин работают обычно на регуляторных ветвях характеристик.

Работа двигателя по внешней характеристике происходит лишь на режимах разгона или перегрузки, при значительном возрастании сил сопротивления.

Тяговая и динамическая характеристики широко используются в практике для решения различных тягово-эксплуатационных задач.

Определяемыми показателями могут быть:

– вес поезда и нагрузка на машину;

– ускорение при трогании с места и разгоне на различных передачах;

– величины допустимых сопротивлений движению;

– предельные значения подъемов на различных типах дорог;

– скорость и время движения с грузом и без.

4.2.1. Анализ тяговых возможностей лесовозного автопоезда.

Автомобиль с колесной формулой 42, весом G = 50 кН и с тяговоскоростными свойствами, характеризуемыми тяговой характеристикой (рис. 4.1), буксирует прицеп весом Gпр = 20 кН. Вес перевозимого груза Q = 80 кН распределен поровну между тягачом и прицепом.

Нагрузка на ведущие колеса составляет 2/3 веса тягача.

Условия движения порожнего автопоезда по грунтовой дороге при = 0,45, f1 = 0,025, i = 0:

Трогание с места на 2-й передаче должно производиться во избежание буксования при неполной подаче топлива так, чтобы аII.

Избыточная сила тяги расходуется на сообщение автопоезду ускорения:

Рис. 4.1. Тяговая и динамическая характеристики Если принять для упрощения расчета, что = 1 и g = 10 м/с2, получим:

На 3-й и последующих передачах разгон может осуществляться нием номера передачи динамические свойства машины (j) понижаются.

Движение порожнего автопоезда при f = 1,75 кН на 5-й передаче возможно со скоростью 30 км/ч и более при неполной подаче топлива, а с максимальной скоростью Va = 90 км/ч – с работающим ограничителем частоты вращения коленчатого вала двигателя, так как аV > f.

При полной подаче топлива без снижения скорости порожний автопоезд может преодолеть затяжной подъем:

а при снижении скорости до Va = 45 км/ч Ga = G + Gпр + Q = 150 кН при = 0,45 и f1 = 0,025 на руководящем подъеме ip = 0,085 с Va = const:

сопр = Pf + Pi + Pкр = Ga f1 + ip = 150 ( 0,085 + 0,025 ) = 16,5 кН ;

Движение на 3-й и последующих передачах невозможно, так как сопр > aIII, aIV и aV.

Наибольшая скорость движения Va = 20 км/ч может быть достигнута на 2-й передаче при аII = сопр = 16,5.

Трогание с места на 2-й передаче практически невозможно, так как j = aII max сопр = 18,5 16,5 = 2,0 кН обеспечивает очень низкое значение j = = 0,133 м/с 2 и приводит к сильному износу муфты сцепления. Трогание на 1-й передаче должно происходить при неполной подаче топлива так, чтобы aI = 27 кН. При этом В средних условиях при снижении дорожных сопротивлений до f1 + 0,2ip = 0,025 + 0,2 0,085 = 0, Движение возможно на 1, 2, 3 и частично на 4-й передачах со скоростью не более 40 км/ч. Самая эффективная в этих условиях 3-я передача.

Аналогично производится анализ тяговых свойств лесовозного автопоезда по динамической характеристике. Условие движения, выраженное через динамический фактор и удельные сопротивления движению, описывается зависимостью В приведенной на рис. 4.1 характеристике масштаб шкалы динамического фактора дан для Ga = 150 кН.

Трогание и разгон при = 0,45, f1 = 0,025 и iр = 0,085 возможны только на 1-й передаче (по суммарному дорожному сопротивлению) при неполной подаче топлива (по условиям сцепления), так как Ускорение при этом составит:

где В средних дорожных условиях при = f1 + 0,2iр = 0,025 + 0,017 = = 0,042 движение возможно на передачах, у которых D, т. е. на 1, 2, 3 и частично 4-й передачах. Максимально возможная по условиям силы тяги скорость движения составит 40 км/ч при D =.

Из рассмотренных примеров видно, что использование динамической характеристики значительно упрощает решение задач, так как исключает дополнительные расчеты. Следует, однако, заметить, что динамическая характеристика справедлива только для определенного веса транспортной системы Ga.

При выполнении курсового проекта на совмещенный график тяговой и динамической характеристик следует нанести:

– ограничения по сцеплению для заданной дороги при сухом и влажном состоянии;

– суммарные силы сопротивления дороги сопр = f + i + кр для всех трех вариантов.

4.2.2. Анализ тяговых возможностей гусеничного трелевочного трактора. Гусеничный трелевочный трактор весом G = 95 кН трелюет в полупогруженном положении пачку деревьев весом Q = 50 кН (Q1 = Q2 = 25 кН) по волоку с f1 = 0,2, f2 = 0,4, i = 0,1. Тяговая характеристика гусеничного трелевочного трактора приведена на рис 4.2. Коэффициент сцепления = 0,6.

Для заданных условий сопр = (G + Q1 )( f1 + i ) + Q2 ( f 2 + i ) = (95 + 25)(0,2 + 0,1) + 25 (0,4 + 0,1) = Ограничение по сцеплению отсутствует, так как Р > Рсопр.

Равномерное движение возможно на 1-й или 2-й передачах при работе двигателя на регуляторе со скоростями, соответственно равными 2,3 или 3,1 км/ч. При снижении коэффициента сцепления до = 0,4 величина уменьшится до 48 кН, и во избежание буксования (Р < Ра = Рсопр) потребуется сбросить пачку, переместиться в порожнем состоянии на участок, где Р > Рсопр, а затем подтянуть пачку лебедкой.

После преодоления подъема и перехода на горизонтальный участок (i = 0) потребная сила тяги уменьшится и будет составлять При таком суммарном сопротивлении появится возможность перехода на 3-ю передачу.

Движение трактора в порожнем состоянии при f1 = 0 и i = 0 возможно на всех передачах, в том числе и на 4-й с максимальной скоростью Va = 11 км/ч.

Переход на 4-ю передачу потребуется при преодолении подъема:

при этом скорость движения упадет до Va = 7 км/ч.

Для тракторов, трелюющих древесину в полупогруженном или полуподвешенном положении, вследствие различия значений коэффициентов f1 и f2 пользоваться динамической характеристикой затруднительно. Поэтому ограничиваются построением только тяговой характеристики (рис. 4.2).

5. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОПОРНЫХ РЕАКЦИЙ

КОЛЕСНЫХ И ГУСЕНИЧНЫХ МАШИН

5.1. Общие положения При движении транспортной машины на оси и колеса действуют реакции, нормальные и параллельные опорной поверхности. Определение нормальных реакций необходимо для выяснения условий устойчивости и управляемости, проходимости, анализа сцепных и тяговых свойств. Суммарные реакции служат исходным материалом для проведения прочностных расчетов деталей подвески и ходовой системы машины.

В целях упрощения расчетов в курсовом проекте рассматривается случай установившегося движения машины с малой скоростью, когда 5.2. Двухосные колесные машины Для колесных машин необходимо определить следующие показатели:

– статические нагрузки на оси и шины порожней и груженой машины на горизонтальном участке пути;

– углы продольной и поперечной статической устойчивости по опрокидыванию, угол сползания для машины с грузом;

– нагрузки на оси и шины машины при движении на руководящем подъеме с заданной нагрузкой.

По результатам расчетов необходимо проанализировать полученные показатели устойчивости машины и распределения нагрузок по осям и шинам.

Для проведения расчетов по определению нагрузок на оси машины необходимо выбрать расчетную схему и геометрические параметры машины (первоначально выбираются по принятому прототипу).

Расчетная схема для определения нагрузок на оси такой машины приведена на рис. 5.1.

Рис. 5.1. Расчетная схема для определения опорных реакций Для нахождения статических нагрузок на переднюю Z1ст и заднюю Z2ст оси машины используются зависимости:

– для порожней машины:

– для груженой машины:

где G – вес машины, Н; b – расстояние от центра тяжести машины до задней оси, м; а – расстояние от центра тяжести машины до передней оси, м; L – продольная база машины, м; Q1 – часть веса пакета, приходящаяся на машину, Н; bг – расстояние от точки приложения силы Q до задней оси, м.

Для оценки распределения нагрузок по колесам необходимо вычислить нагрузки на одну шину переднего и заднего мостов груженой машины в статике. Изменяя плечи b и bг, следует добиться равномерной нагрузки шин двухосного колесного трактора или распределения нагрузки мостов автомобиля-тягача в правильной пропорции (например, 60 : 100).

Потеря продольной устойчивости машины в результате опрокидывания (рис. 5.1) наступит в случае равенства нулю нагрузки на переднюю ось. Тогда предельные углы продольной статической устойчивости по опрокидыванию будут:

– для порожней машины:

– для груженой машины:

где hg – расстояние от центра тяжести машины до опорной поверхности, м; hг – расстояние от точки приложения силы Q1 до опорной поверхности, м.

При движении машины за счет действия сил сопротивления движению, крюковой силы тяги, окружного усилия на ведущих колесах и реактивного момента на балках мостов происходит перераспределение нагрузок на оси.

Для определения реакции Z2 необходимо составить уравнение моментов всех сил, действующих на транспортную систему относительно точки А (рис. 5.1). В результате решения полученного уравнения искомая реакция будет определяться по выражению где f1 – коэффициент сопротивления качению; R – динамический радиус колеса, м; – угол уклона опорной поверхности в продольной плоскости, град.; hкр – расстояние от приложения крюковой силы Ркр до опорной поверхности, м.

Нагрузка на переднюю ось машины:

где – угол, под которым приложено крюковое усилие, град.

Для оценки распределения нагрузок по колесам машины необходимо вычислить нагрузку на одну шину переднего и заднего колеса груженой машины при движении и сравнить с допускаемой.

Рис. 5.2. Расчетная схема углов поперечной устойчивости устойчивости по опрокидыванию Предел поперечной устойчивости наступит тогда, когда Zп = 0, или где В – поперечная база машины, м; – угол уклона опорной поверхности в поперечной плоскости, град.

Откуда статический угол поперечной устойчивости машины по опрокидыванию составит:

Условие бокового сползания машины определяется следующим соотношением:

где – коэффициент сцепления в поперечном направлении.

Статические углы продольной и поперечной устойчивости грузовых автомобилей должны быть не менее 30°. Для лесных колесных машин, работающих в условиях лесосеки, должна обеспечиваться продольная и поперечная устойчивость по опрокидыванию не менее 35°.

5.3. Трехосные машины Расчетная схема для определения нагрузок на оси трехосной машины типа 64 и 66 приведена на рис. 5.3. Для автомобилей с колесной формулой 64 на расчетной схеме будет отсутствовать сила к1.

Рис. 5.3. Расчетная схема для определения опорных реакций Порядок определения нагрузок на оси отличается от методики для двухосной машины из-за наличия балансирной подвески заднего и среднего мостов.

Для того чтобы при движении машины не происходило перераспределения нагрузок на оси балансирной тележки (разгрузка средней и перегрузка задней оси), в ее конструкцию могут быть введены реактивные штанги, а ось тележки располагается примерно на уровне осей колес: hб R, поэтому Z2 Z3 и тогда где с – расстояние от оси балансира до оси среднего или заднего моста, м.

Для того чтобы определить нагрузку на переднюю ось Z1, необходимо составить уравнение моментов всех сил, действующих на транспортную систему относительно точки А (рис. 5.3), с учетом особенности балансирной тележки:

Нормальная нагрузка на ось балансирной тележки Z0 (Н) может быть определена по формуле Нагрузки на задний и средний мосты могут рассчитываться следующим образом:

Статические нагрузки на оси машины могут быть определены по формулам (5.1) и (5.2), а предельные углы продольной и поперечной устойчивости – по выражениям (5.3), (5.4), (5.9), (5.11).

5.4. Гусеничные машины Для гусеничных машин необходимо определить следующие показатели:

– углы продольной и поперечной статической устойчивости, угол сползания для трактора с грузом;

– предельный угол продольной устойчивости по опрокидыванию при движении с заданной нагрузкой в тяжелых условиях (f1 и f2 имеют максимальные значения);

– координату центра динамического давления xд.

Необходимо также сделать анализ продольной и поперечной устойчивости трактора.

Для проведения расчетов по определению нагрузок на оси машины вначале нужно выбрать расчетную схему и геометрические параметры машины (таблица). Расчетная схема для определения нагрузок на оси такой машины приведена на рис. 5.4.

Геометрические параметры гусеничных машин Расстояние от центра тяжести до оси заднего Расстояние от точки приложения силы Q1 до * 4 опорных катка на борт.

** 5 опорных катков на борт.

Рис. 5.4. Расчетная схема для определения опорных реакций Углы статической устойчивости определяются по формулам:

– продольной устойчивости по опрокидыванию:

– поперечной устойчивости по опрокидыванию:

– поперечной устойчивости по сползанию:

где – коэффициент сцепления в поперечном направлении. Для гусеничных машин определяется из пропорции = (0,5–0,7).

При правильной компоновке машины статические углы продольной и поперечной устойчивости должны быть не меньше 35°, а угол сползания – не менее 25°. У существующих современных трелевочных тракторов углы и составляют 40–42°.

При установившемся режиме движения трелевочного трактора с грузом на подъем динамическая реакция почвы Zд (Н) может быть определена по формуле Крюковая сила тяги для этого случая движения вычисляется следующим образом:

Если допустить, что координата центра динамического давления хд равна нулю, составить уравнение моментов всех сил, действующих на трактор с грузом относительно точки контакта заднего опорного катка с дорогой (точка А), и решить его относительно, можно определить предельный угол продольной устойчивости движущегося трактора:

Продольная устойчивость трактора с грузом в движении должна быть обеспечена на подъемах до 20° летом и до 16° зимой.

Решение уравнения равновесия дает следующую формулу для вычисления координаты центра динамического давления: