Автопоезд 6х6

rsrrssrrr.dwg

rrsrrrss-ryirrrrsryer-rr.dwg

rress-srssrss.dwg

rssrrsrryer.dwg

rrsrryirrrr-6s6.docx

Учреждение образования «БЕЛОРУССКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ
ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ»
Кафедра Лесотранспортных машин и технологии лесозаготовок
Специальность Машины и оборудование лесного комплекса
Специализация Машины и оборудование лесной промышленности
ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
по дисциплине: Лесотранспортные машины
Тема: Лесовозный автопоезд 6х6
студент 4 курса группы 5 Радюк И.С.
подпись дата инициалы и фамилия
должность ученая степень ученое звание подпись дата инициалы и фамилия
подпись инициалы и фамилия
Пояснительная записка 34 с. 1 рис. 3 табл.
ЛЕСОВОЗНЫЙ АВТОПОЕЗД ТРАСМИССИЯ ДВИГАТЕЛЬ КОРОБКА ПЕРЕДАЧ РАЗДАТОЧНАЯ КОРОБКА СЦЕПЛЕНИЕ ГЛАВНАЯ ПЕРЕДАЧА ТЯГОВАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА АВТОМОБИЛЯ ДИНАМИЧЕСКАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА ДВИГАТЕЛЯ.
В данной курсовой работе описывается назначение проектируемой машины производится выбор двигателя. Определяется мощность двигателя его основные размеры и строится внешняя скоростная характеристика. Производится выбор основных узлов и передаточных чисел силовой передачи проектируемой машины. Выбирается сцепление коробка передач раздаточная коробка карданная передача главная передача. Строится графическая зависимость тяговой и динамической характеристик машины. По графической зависимости производится анализ тяговых свойств машины.
Графическая часть включает 3 чертежа формата А1 который состоит из скоростной характеристики двигателя тягово-динамической характеристики машины и кинематической схемы трансмиссии разрабатываемого узла( передняя подвеска) деталировка разрабатываемого узла.
Назначение проектируемой машины и условия ее работы6
1 Определение мощности двигателя8
2 Определение основных размеров двигателя10
3 Тепловой расчёт двигателя12
4 Построение внешней скоростной характеристики двигателя13
Выбор основных узлов и передаточных чисел силовой передачи лесовозного автопоезда15
1. Общие положения15
2 Выбор передаточных чисел силовой передачи колёсных машин16
4. Коробки передач18
5. Раздаточные коробки21
6. Карданные передачи22
7. Главные передачи22
8. Полуоси колесные редукторы23
10. Механизмы управления23
Тяговая и динамическая характеристики лесовозного25
автопоезда и их анализ25
1. Построение характеристик25
Параметры тяговой характеристики25
2. Анализ тяговых свойств машины27
Определение опорных реакций колёсных машин30
1. Трёхосные машины30
Разработка передней подвески лесовозного автопоезд33
1. Расчёт и выбор подвески лесной машины33
Лесными машинами называют применяемые в лесной промышленности машины для подвозки и вывозки леса. Лесные машины служат базой для множества лесосечных дорожно-строительных и других машин используемых в лесной промышленности.
Условия эксплуатации лесных машин сложнее и многообразнее чем например тракторов и автомобилей различного назначения. Свойства трелевочного волока дорожных усов и веток таксационные показатели древостоя атмосферно-климатические и производственные условия изменяются в широком диапазоне и довольно часто. Лесная машина состоит из сложных систем и механизмов включающих большое количество масс со многими степенями свободы и связями. Характерные особенности взаимодействия лесной машины с предметом труда приводят к возникновению весьма сложных процессов в ее механизмах и в контакте движителя с опорной поверхностью которые влияют на эксплуатационные свойства и эффективность применения этих машин. Для повышения технического уровня машин и грамотного их использования необходимо иметь представление о законах положенных в основу функционирования отдельных систем механизмов и машин в целом.
Транспорт леса является составной наиболее энергоемкой частью производственного процесса лесозаготовительного производства и включает подвозку (трелевку) и вывозку деревьев (хлыстов сортиментов). Для трелевки применяются трелевочные тракторы а для вывозки - лесовозные автомобили.
Именно проектирование лесовозного автомобиля и будет рассмотрено в данной курсовой работе.
Назначение проектируемой машины и условия ее работы
Для вывозки древесины используются автомобили-тягачи образующие вместе с прицепным составом автопоезда средней и большой грузоподъемности массой до 50–70 т. Как правило это автомобили повышенной проходимости с колесной формулой 4×4 6×6 6×4. Реже используются автомобили ограниченной проходимости с колесной формулой 4×2 и 6×2. На рисунке 1.1 показан лесовозный автопоезд с колесной формулой 4×4 представленный в задании на курсовую работу.
Основное назначение лесовозного транспорта – это транспортировка деревьев хлыстов или сортиментов от пункта заготовки древесины (верхнего склада погрузочного пункта) до места переработки древесины (нижнего склада цеха и т.д). Как правило расстояние вывозки достаточно большое при этом лесовозный транспорт используется в различных дорожных условиях. Часть пути он проезжает по дорогам общего пользования часть же движется по лесным дорогам (магистрали усы ветки) которые отличаются от первых более сложными дорожными условиями. Кроме того эти условия довольно изменчивы под влиянием целого ряда факторов. Переувлажнение грунта например может привести к снижению его несущей способности что в свою очередь может затруднить движение автопоезда (полное или частичное буксование). Обледенение поверхности грунта может вызвать потерю управляемости.
Рельеф местности и сложность трасы оказывают интенсивное вредное воздействие на элементы ходовой части автопоезда вызывают резкие изменения им сопротивления движению что сказывается на работе двигателя. Также лесовозный транспорт имеет достаточно большие габариты (ширина длина вес) что вызывает повышенную опасность и трудность движения (управления) особенно на дорогах общего пользования.
В связи с указанными выше особенностями работы лесовозный транспорт для эффективной работы должен удовлетворять следующим требованиям:
высокая надёжность и экономичность;
хорошие динамические свойства и приспособляемость к неустановившимся режимам работы;
необходимы тягово-степные и скоростные свойства обеспечивающие эффективную работу в тяжёлых условиях эксплуатации;
высокая проходимость и устойчивость;
экологическая совместимость системы «машина – лесная среда».
Для эффективной и безопасной работы на автомобиль устанавливают специальное технологическое оборудование: устанавливаемая на тягаче рама с буксирной балкой; коники со стойками размещаемые как на тягаче так и на прицепе-роспуске; ограждение кабины; сцепные приборы и дышло; устройство для погрузки прицепа-роспуска на шасси тягача; лебедку.
Для вывозки хлыстов лесовозные автомобили работают с прицепами-роспусками различных марок в зависимости от грузоподъёмности
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.
1 Определение мощности двигателя
Мощность двигателя лесотранспортной машины определяется по формуле [1] c.16
где – касательная сила тяги на ведущих органах тягача необходимая для преодоления сил сопротивления движению лесотранспортной системы кН
– скорость движения кмч
– механический КПД трансмиссии (принимаем равным 085)
- для колёсных машин (принимаем равным 1)
Касательная сила тяги определяется из уравнения тягового баланса по
Для наиболее характерных способов транспортировки древесины формулы имеют вид [1] c.18:
где - общий вес транспортной системы Н определяемый по формуле
где - вес пачки древесины Н определяемый по формуле [1] c.18:
где - та часть веса приходящаяся на машину
- та часть веса приходящаяся на волок
Gпр= 28175 Н (из таблицы П.5: ТМЗ-803АК)
-коэффициент обтекаемости (07-09)
F- лобовая поверхность машины( 75-85 м2)
Мощность двигателя определяется для трёх характерных условий:
Условия для определения мощности двигателя. В связи с небольшим диапазоном изменения мощность двигателя будет предопределяться величинами Pk и Va.
Эксплуатация лесотранспортных машин происходит в сложных условиях когда значения и изменяются в широких пределах из-за резкого колебания коэффициентов сопротивления движению состава размера и силы веса транспортируемых пачек. Поэтому мощность двигателя определяется для трех следующих вариантов (табл.) а для последующих расчетов принимается наибольшая.
Двигатель выбираем по наибольшей расчетной мощности из приложения П.3 [1] c.77. Наиболее подходящий двигатель Д-260.5C. (Ne=1615 кВт).
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.
число цилиндров. В настоящее время наибольшее применение получили двигатели с числом цилиндров у грузовых автомобилей – 6 8 и 12.
частота вращения коленчатого вала. Для двигателей лесотранспортных машин наиболее характерные частоты вращения коленчатого вала п (обмин) соответствующие номинальной мощности равны от 1600 до 2400 обмин что соответствует выбранному двигателю с номинальной частотой 2300 обмин.
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.
отношение хода поршня S к диаметру цилиндра d ( = Sd). Из теории двигателей известно что понижение за счет уменьшения хода поршня дает ряд преимуществ и считается целесообразным. У современных автомобильных двигателей оно соответствует наиболее характерным значениям 1-108.
Диаметр цилиндра d (мм) определяется по формуле [1] с.22:
где – число тактов рабочего цикла = 4; pe – среднее эффективное давление МПа принимаем из [1] таблица 2.6 для двигателя с наддувом pe = 075- 1 для расчета принимаем pe = 1 МПа; – отношение хода поршня к диаметру цилиндра ( = 1- 108); n – частота вращения коленчатого вала n = 2100 обмин.
-рабочий объём одного цилиндра определяется по формуле [1] с.22
где S ход поршня определяется из условия
Литровая мощность Nл (кВтл) определяется по формуле [1] с.22:
где i – число цилиндров для выбранного двигателя i = 6
Удельную массу двигателя Gу (кгкВт) определяется по формуле [1] с.22:
где Gд – сухая масса двигателя кг принимаем равной массе двигателя прототипа Gд= 490 кг
Средняя скорость поршня Cm (мс) определяется по формуле [1] с.22:
3 Тепловой расчёт двигателя
4 Построение внешней скоростной характеристики двигателя
Зависимость эффективной мощности Ne (кВт) крутящего момента Me (кНм) часового GT (кгч) и удельного эффективного ge (гкВтч) расходов топлива от частоты вращения коленчатого вала n (обмин) называется скоростной характеристикой двигателя выполняемая с требованиями ГОСТ 14846 – 81.
Внешняя скоростная характеристика двигателя с некоторым приближением может быть построена по эмпирическим формулам.
Мощность двигателя рассчитывается по формуле [1]с. 29
где -номинальная мощность двигателя кВт; -номинальная частота вращения коленвала об.мин; a и b – постоянные коэффициенты двигателя: (a=0909 b=1091).
Удельный эффективный расход топлива рассчитывается по формуле [1]с. 29
где gен – удельный эффективный расход топлива при номинальной мощности гкВтч;
cт = dт =155 eт = 10– постоянные коэффициент скоростной характеристики.
Часовой расход топлива Gт и крутящий момент двигателя Me рассчитывается по формуле [1]с. 29:
Скоростная характеристика двигателя строится не менее чем для семи различных значений частоты вращения коленчатого вала двигателя n в диапазоне
Расчет внешней скоростной характеристики двигателя сведем в виде таблицы 2.4.
Таблица 2.4 – Внешняя скоростная характеристика двигателя
По скоростной характеристике можно определить коэффициент приспособляемости по крутящему моменту по [1]с.31 :
Meн – значение крутящего момента при частоте вращения коленчатого вала соответствующей номинальной мощности двигателя.
Данный коэффициент оценивает возможность двигателя приспосабливаться к изменению внешний нагрузки и характеризует его способность преодолевать кратковременные перегрузки без увеличения передаточного числа трансмиссии. Среднее значения коэффициента приспособляемости KM для дизельных двигателей составляют 105-115.
Выбор основных узлов и передаточных чисел силовой передачи лесовозного автопоезда
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.
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.
Рис. 3.1. Компоновочная схема механической силовой передачи (колесная формула 6х6): 1 – двигатель; 2 – сцепление; 3 – коробка передач; 4 – карданная передача; 5 – задний ведущий мост; 6 – передний ведущий мост; 7- средний ведущий мос
2 Выбор передаточных чисел силовой передачи колёсных машин
Общее передаточное число трансмиссии на низшей передаче(первой) k1Ддолжно обеспечить движение машины в самых трудных условиях с грузом.
R- динамический радиус колеса
Для нахождения динамического радиуса колеса необходимо вычислить нагрузку на одно колесо(шину) Zк (кН) по формуле[1]c.34:
По нагрузке на колесо из табл. П.6 выбираем соответствующую шину и вычисляем динамический радиус колеса R(м) по формуле [1]с.35:
где Н – высота профиля шины дюйм; d – диаметр обода колеса дюйм (1 дюйм = 254 мм); – коэффициент деформации шины равный 093 – 097
Рис. 3.2. Основные геометрические параметры автомобильных и тракторных шин:
В - ширина профиля; Н - высота профиля; d — посадочный диаметр; b — расстояние между бортовыми закраинами; D - наружный диаметр.
Значения максимальной касательной силы тяги = номинального крутящего момента Мен=7344405 Нм наибольшей скорости движения = 65 кмч вес машины Gм=85 кН Q1 = 554 кН
Тогда нагрузка на одно колесо равна:
Подбираем шину обычного профиля размерностью 900R20 (260R508). Ее основные параметры: диаметр D = 1018 мм ширина профиля В = 258 мм статический радиус равен 437 мм .
Динамический радиус колеса равен:
Общее передаточное число трансмиссии на низшей передаче:
Вычисленное передаточное число необходимо проверить из условия ограничения по сцеплению колёс с опорной поверхностью по формуле [1]с.36:
где φ – коэффициент сцепления колес с опорной поверхностью (φ= 03);
α – угол уклона волока; Gсц – сцепной вес машины Н; m – коэффициент перераспределения массы машины ( m=1)
Окончательный выбор передаточного числа трансмиссии на первой передаче определяется по формуле [1]с.36 :
Для колёсной машины окончательно принимаем : =282
Передаточное число трансмиссии на высшей передаче определяется из условия обеспечения движения машины с максимальной скоростью по формуле [1]с.37:
Наибольшее распространение на современных лесных машинах получили одно- или двухдисковые сцепления постоянно замкнутого типа с периферийными нажимными пружинами. 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.
Выбираем сцепление с числом ведомых дисков а следовательно поверхностями трения i = 4 так как Nе > 1325 кВт.
Привод управления подбирается исходя из принятого усилия на педали выключения муфты сцепления: для автомобилей Рп = 150 – 200 Н. Допустимый полный ход педали сцепления Sп = 015 – 02 м.
Для проектируемой лесовозной машины выбираем 2-х дисковую муфту сцепления.
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.
Минимальное число ступеней в коробке передач обеспечивающее перекрытие кривых силы тяги определяют по формулам [1]с.39-40:
где Vama nен – номинальная частота вращения коленчатого вала двигателя обмин;
nm – частота вращения коленчатого вала двигателя соответствующая максимальному крутящему моменту (принимается по скоростной характеристике двигателя).
Значения передаточных чисел трансмиссии на промежуточных передачах распределяется 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 [1]с.40:
Передаточное число трансмиссии колесных машин представляет собой произведение передаточных чисел коробки передач im раздаточной коробки на высшей передаче ip2 главной передачи io по формуле [1]с.42:
У автомобилей для получения высокого КПД трансмиссии и скорости движения передаточное число на высшей передаче в коробке передач обычно принимают iвыс = 07 – 08 а в раздаточной коробке iр2 = 10 – 14. случае передаточное число главной передачи может быть вычислено по формуле[1]с.42:
Значения передаточных чисел главной передачи у колесных машин находятся в пределах: с одинарной передачей – iо = 37 – 67
Передаточные числа в синхронизированной коробке передач колесной машины вычисляются по формулам [1]с.43:
Полученные в результате вычислений передаточных чисел коробки передач у колесной машины корректируем с соблюдением условия [1]c.42:
Зная передаточные числа трансмиссии на 1-й и высшей передачах а также знаменатель прогрессии переходят к определению передаточных чисел на промежуточных передачах.
5. 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.
Выбираем раздаточную коробку с дифференциальным приводом ведущих мостов.
6. 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.
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 20-300.
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».
Выбираем карданную передачу с двумя шарнирами на игольчатых подшипниках.
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.
Для автомобилей при передаточном числе ведущего моста меньшем 37 – 67 принимают одинарные главные передачи а при большем передаточном числе – двойные. У проектируемой машины – одинарная передача iо = 59 в которой с целью понижения стоимости шестерни выполнены с прямыми зубьями.
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.
Для данной лесовозной машины используем одинарную главную передачу.
8. Полуоси колесные редукторы
Полуоси служат для передачи крутящего момента от дифференциала к ведущим колесам. В зависимости от характера нагрузки полуоси бывают полуразгруженные и полностью разгруженные.
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.
Выбираем полуразгруженную полуось.
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). Рама представляет собой клепаную пространственную ферму с балками переменного профиля для придания жесткости снабженную связями и косынками.
Для данного лесовозного автомобиля выбираем зависимую подвеску колес на продольных листовых рессорах и дисковые колеса с пневматическими шинами.
10. 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 peдуктор) 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 имеющих механическое рулевое управление. Рулевой механизм типа «винт - гайка» установлен на автомобилях. 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.
Выбираем рулевой механизм типа «винт-гайка».
Различают следующие виды тормозных систем: рабочую необходимую для регулирования скорости движения машины и ее плавной остановки; стояночную которая служит для удержания машины на уклоне.
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 дизельным двигателями получили распространение моторный тормоз (горный) компрессионного типа.
В нашем случае используем фрикционные дисковые тормоза и гидравлический тормозной привод.
Тяговая и динамическая характеристики лесовозного
автопоезда и их анализ
1. Построение характеристик
Тяговая характеристика представляет собой графическую зависимость Pa = f(Va) на различных передачах и является основным документом характеризующим тягово-динамические качества машины. Для построения кривых Pa = f(Va) необходимо определить на каждой передаче скорость движения и свободную силу тяги при соответствующей частоте вращения вала двигателя.
Параметры тяговой характеристики
Скорость движения Vа (кмч) машины определяется по формуле:
где R – динамический радиус колеса м;
ki – общее передаточное число трансмиссии на i-й передаче.
Свободная сила тяги (Н) равна:
где Рк – касательная сила тяги Н определяемая по зависимости
– сопротивление воздушной среды Н (учитывается при кмч) определяется по формуле
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 – 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.
Динамический фактор 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.
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 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 ΣРсопр - суммарная сила сопротивления движению Н.
Очевидно что при любом режиме движения машины Ра=ΣРсопр. Сила тяги по сцеплению зависит от состояния дорожного покрытия и типа движителя определяющих величину коэффициента сцепления φ а также от нагрузки приходящейся на ведущие органы машины сцепного веса Gсц:
Анализ показывает что движение транспортной системы на данной передаче возможно при следующих условиях:
- сумма сил сопротивления ΣРсопр не превосходит по своей величине значения свободной силы тяги Ра которую машина способна развить на этой передаче;
- сила тяги Ра подводимая к ведущим органам не превышает силы тяги Pφ ограничиваемой по сцеплению;
- при Ра>ΣРсопр и отсутствии ограничений по сцеплению (Ра>Рφ) обеспечивается ускоренное движение;
- для движения с равномерной скоростью при переменной величине ΣРсопр необходимо автоматически или действиями водителя изменять крутящий момент на коленчатом валу двигателя путем изменения подачи топлива в соответствии с изменением ΣРсопр так чтобы Ра=ΣРсопр.
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 непредельную. Регулятор в соответствии с изменением сил сопротивления изменяет подачу топлива сохраняя Vа=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.
Условия движения порожнего автопоезда по гравийной дороге при φ=04 f1=0018 i=0:
ΣРсопр=(G+Gпр)f1=(85+28175) 0018=204кН;
Рφ=Gсцφ=140404=5616 кН.
Движение порожнего автопоезда возможно на всех передачах.
Условия движения груженого автопоезда по гравийной дороге при φ=04 f2=0035 i=008:
Движение на 3-й и последующих передачах невозможно и трогание с места груженого автопоезда должно происходить на 1-й передаче так чтобы
В средних условиях движения груженого автопоезда по гравийной дороге при φ=04 f3=00265 i=0016:
Движение возможно на 123456 и частично на 7-й передачах.
Высшая передача раздаточной коробки =12
Определение опорных реакций колёсных машин
Расчетная схема для определения нагрузок на оси трехосной машины типа 6x4 и 6x6 приведена на рис. 5.3. Для автомобилей с колесной формулой 6x4 на расчетной схеме будет отсутствовать сила Рк1
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 (Z3-Z2)c2 = 0
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 (H) может быть определена по формуле:
Z0 = (G + Q1 )cosa + PKpsinb - Z1 = Z2 + Z3 (5.2)
Нагрузки на задний и средний мосты могут рассчитываться следующим образом:
Статистические нагрузки на оси машины могут быть определены по формулам:
Для порожней машины:
Для гружёной 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; Q Ьт - расстояние от точки приложения силы Qi 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 Ьг 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 наступит в случае равенства нулю нагрузки на переднюю ось. Тогда предельные углы продольной статической устойчивости по опрокидыванию будут:
Для гружёной машины:
Статистический угол поперечной устойчивости машины по опрокидыванию :
Z0 = (85 + 554 )cos20 + 437sin10 – 565 = Z2 + Z3
Разработка передней подвески лесовозного автопоезд
1. Расчёт и выбор подвески лесной машины
Статическая расчётная нагрузка на рессору:
Где Ga -вес машины в порожнем состоянии (Ga=113175 Н)
Z0-нагрузка на ось (Z0=Z1ст =641 кН)
Ki-коэффициент неподрессореных масс (Ki=012)
Где bp- коэффициент деформации пружины (135)
Lэ- эффективная длина рессоры
l- полная длина рессоры (15)
l0-расстояние между стремянками (015 )
Е – модуль упругости ( Мпа)
J0- момент инерции рессоры
Где n1 число листов с толщиной h1
n2 число листов с толщиной h2
nm число листов с толщиной hm
Жёсткость рессоры Нм:
Напряжения в коренном листе рессоры Мпа:
При статическом прогибе допускается напряжение в 400 500 Мпа.
В данной курсовой работе согласно заданию были проведены расчеты:
по определению мощности двигателя
по определению основных размеров двигателя
по определению производительности проектируемой машины.
по выбору основных узлов и передаточных чисел силовой передачи проектируемой машины
по построению внешней скоростной характеристики двигателя
по построению тягово-динамических характеристик проектируемой машины.
Данный лесовозный автопоезд имеет двигатель мощностью в 1615 кВт 6-ступенчатую коробку передач и колесную базу повышенной проходимости 6×6.
Гороновский А.Р. Лой В.Н. Мохов С.П. Лесотранспортные машины Мн.:БГТУ2006.
Анисимов Г.М Лесные машины.-.: Лесн. пром. 1989.
Тихонов А.Ф. Жуков А.В. Лесные машины.-Мн.: Выш. шк. 1984.

rsrrsrressres.dwg

-Передний ведущий мост автомобиля
-Шестицилиндровый рядный двигатель
-Двухдисковая муфта сцепления
-Автомобильная 6-ступенчатая коробка передач
-Раздаточная коробка с дифференциальным приводом ведущих мостов
-Средний ведущий мост
-Задний ведущий мост
Внешняя скоростная характеристика двигателя
Тягово-динамичиская характеристика