Щеповоз

moy_6kh4.dwg

Кинематическая схема трансмиссии щеповоза с колёсной формулой 6
-задний ведущий мост с двойной разнесенной
-средний ведущий мост с двойной разнесенной
Кинематическая схема
-карданная передача;
-трёхвальная 8-и ступеньчатая коробка передач;
-двухдисковая муфта сцепления;

3_Vybor_osnovnykh_uzlov_i_peredatochnykh_chisel_sil.docx

3 Выбор основных узлов и передаточных чисел силовой передачи проектируемой машины
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.
Основной частью колесной машин является трансмиссия которая осуществляет передачу и изменение крутящего момента двигателя передаваемого к ведущим органам машины.
Основные требования к трансмиссии лесотранспортных машин таковы:
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.
Для определения передаточных чисел необходимо располагать численными значениями максимальной потребной касательной силы тяги на первой передачи Ркmaxноминального крутящего момента двигателя Meн и наибольшей скорости движения машины Vаmax.
Общее передаточное число трансмиссии на низшей (первой) передачи k1д должно обеспечить движение машины в самых трудных условиях (f1max i) с грузом. Значение k1д определяется из условия преодоления груженой машиной максимальных дорожных сопротивлений по [1] формула (3.1):
где R – динамический радиус колеса м.
Для нахождения динамического радиуса колеса необходимо вычислить нагрузку на одно колесо (шину) машины Zк кН по[1] формула (3.3):
где nш – число шин (колес) машины nш = 10.
По нагрузке на колесо по [1] таблица П.6 подбираем шину типоразмером 1200R20 (320R508) норма слойности равной 14 при нагрузке на шину Zк = 4049 кН внешний диаметр D = 1122 мм ширина профиля B = 313 мм статический радиус 525 мм.
Рисунок 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.
Высчитываем динамический радиус колеса R (м) по[1] формула (3.4):
где H – высота профиля шины дюйм;
d – диаметр обода колеса дюйм (1 дюйм = 254 мм);
Δ – коэффициент деформации шины равный 093-097 принимаем Δ = 095.
Вычисленное по[1] формула (3.1) передаточное число трансмиссии необходимо проверить из условия ограничения по сцеплению колес с опорной поверхностью по[1] формула (3.6):
где φ – коэффициент сцепления колеса с опорной поверхностью (табл. П.2) выбирается исходя из указанных в задании на курсовое проектирование значений коэффициентов сопротивления движению f1 в моем случае φ=05;
α – угол уклона волока α=arctg(
Gсц – сцепной вес машины Н Gсц=3282 кН;
m – коэффициент перераспределения массы машины для неполноприводной машины m=11 – 13. Принимаем m=12.
Сцепным весом называется часть собственного веса машины и веса перевозимого груза на опорную поверхность через ведущие колеса машины.
Окончательный выбор передаточного числа трансмиссии на первой передаче производится по [1] при соблюдении следующего условия (3.7):
Передаточное число трансмиссии на высшей передаче определяется из условия обеспечения движения машины с максимальной скоростью по [1] формула (3.8):
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.
По рекомендациям приведенным в [1] страница 37 так как Nе> 1325 кВт выбираем сцепление с двумя ведомыми дисками следовательно поверхностями трения i= 4.
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.
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[1]формулам(3.9) (3.10):
nен – номинальная частота вращения коленчатого вала двигателя обмин;
nм– 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 по [1] формула (3.11):
где k1 km – передаточные числа трансмиссии на соответствующих передачах;
q –знаменатель прогрессии.
Тогда значение q определяется по [1] формула (3.12):
Условие не выполняется
По рекомендации [1] стр. 40 у автомобилей знаменатель прогрессии не должен превышать 14.
Требуется повысить число ступеней
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 колесных машин представляет собой произведение передаточных чисел коробки передач im раздаточной коробки на высшей передаче ip2 главной передачи io определяется по [1] формула (3.19):
У автомобилей для получения высокого КПД трансмиссии и скорости движения передаточное число на высшей передаче в коробке передач обычно принимают iвыс=07-08 принимаем iвыс=07 а в раздаточной коробке iр2= 10-14 iр2 = 10. В этом случае передаточное число главной передачи может быть вычислено по[1] формула (3.20):
Значения передаточных чисел главной передачи у колесных машин находятся в пределах: с двойной центральной передачей – iо = 56-103.
Передаточные числа в синхронизированной коробке передач колесной машины вычисляются по [1] формулы (3.23)(3.24):
– на последующих передачах:
Полученные в результате вычислений передаточных чисел коробки передач у колесной машины корректируем с соблюдением условия (3.9):
В результате определения числа ступеней в коробке передач мы выбираем 8-ступенчатую коробку передач.
Благодаря коробке передач автомобиль может двигаться и с малой скоростью и с максимальной. Она позволяет регулировать скорость в гораздо большем диапазоне чем тот который может обеспечить двигатель. Заметим также что именно коробка передач дает возможность автомобилю двигаться задним ходом и она же отсоединяет от ведущих колес двигатель при его пуске на стоянке или при движении накатом.
На автомобилях коробки передач выполняются трёхвальными 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 и после неё устанавливаются дополнительные двухступенчатые редукторы (делители передач). Такие составные коробки передач позволяют значительно улучшить тягово-динамические качества щеповозов [3 5 6].
Коробки передач грузовых автомобилей стараются разрабатывать так чтобы они гарантировали машине необходимые динамические и экономические свойства работали бесшумно с высоким КПД отличались надежностью простотой обслуживания имели по возможности малые габариты и массу а также невысокую стоимость.
По способу изменения передаточных чисел коробки передач делятся на ступенчатые и бесступенчатые. Бесступенчатое изменение передаточного числа как правило достигается за счет гидротрансформатора хотя на легких машинах могут использоваться и вариаторы а на специальных шасси встречается объемный гидропривод. На концептуальных машинах можно найти и вовсе экзотические конструкции но в эксплуатацию они естественно не попадают. Кроме того коробки передач могут иметь неподвижные или вращающиеся (планетарные) оси валов а также их комбинацию.
В последние годы изготовители грузовиков все больше внимания уделяют автоматизации процесса переключения передач. На грузовых автомобилях работающих в городе это кардинально улучшает условия труда водителя и соответственно положительно сказывается на безопасности движения. На магистральном транспорте автоматизация переключения передач еще и повышает эффективность перевозок поскольку позволяет оптимизировать взаимодействие двигателя и трансмиссии.
Выбираем 8-ступенчатую коробку передач с синхронизаторами на всех передачах переднего хода. Коробка передач изображена на рисунке 3.3
Рисунок 3.3 – Коробка передач

1_Naznachenie_lesovoznogo_avtopoezda_i_uslovia_e.docx

1Назначение проектируемой машины и условия её работы
Основное назначения щеповоза – это транспортировка щепы от места её заготовки до потребителя на большие расстояния. При этом для вывозки щепы используются саморазгружающиеся сомосвальные щеповозы так же щеповозы с системой «мультилифт»
Автомобиль щеповоз оборудованный механизмом смены кузова типа «мультилифт» предназначен для работы с несколькими съемными контейнерами которые он транспортирует к месту загрузки (образования древесной щепы) выполняет выгрузку на землю (площадку расположенную на уровне земли) а после наполнения контейнера осуществляет его погрузку с земли транспортировку потребителю и самосвальную выгрузку щепы
Мультилифт— крюковая система представляющая собой погрузочно-разгрузочный механизм с гидравлическим приводом и крюковым захватным устройством. Система часто устанавливается на автомобильное шасси и применяется для перевозки щепы.
Мультилифт может быть установлен на любое автомобильное шасси. В зависимости от размера и грузоподъемности самой системы подбирается необходимое автомобильное шасси. Автомобиль оснащенный такой системой называется автомобилем-мультилифтом. Данная система значительно упрощает и ускоряет работу сокращая время загрузки и разгрузки и является универсальной: на одном автомобиле могут перевозиться кузова различного назначения бортовая платформа платформаи другое специализированное оборудование).
Автомобиль щеповоз может быть использован на перевозке щепы по лесовозным профилированным дорогам с гравийным или усовершенствованным покрытием с заездом на лесные дороги лесосек а также по автомобильным дорогам общего пользования. Остальная же часть приходится на лесные дороги (усы ветки) которые отличаются от первых более сложными дорожными условиями. Кроме того эти условия довольно изменчивы под влиянием целого ряда факторов. Так физико-механические свойства грунта существенно зависят от погодных условий (температуры влажности). Переувлажнение грунта например может привести к снижению его несущей способности что в свою очередь может затруднить движение щеповоза (полное или частичное буксование). Обледенение поверхности грунта может вызвать потерю управляемости.
Рельеф местности сложность трасы в плане макронеровности оказывают интенсивное вредное воздействие на элементы ходовой части щеповоза вызывают резкие изменения им сопротивления движению что сказывается на работе двигателя.
В связи с указанными выше особенностями работы большое значение приобретает следующие требования:
– высокая надёжность и топливная экономичность;
– хорошие динамические свойства и приспособляемость к неустановившимся режимам работы;
– быстрый и надёжный запуск двигателя при низких температурах окружающего воздуха;
– необходимы тягово-степные и скоростные свойства обеспечивающие эффективную работу в тяжёлых условиях эксплуатации;
– высокая проходимость и устойчивость;
– экологическая совместимость системы «машина - лесная среда».
В лесной промышленности для транспортировки щепы обычно используются автомобили по дорогам общего пользования без ограничения могут быть с колесной формулой 4x2. Применение автомобилей повышенной проходимости с колесной формулой 4X4 6X6 или 6x4 эффективно при вывозке щепы из лесосек.
Компоновочная схема щеповоза представлена на рис. 1.1.
Рисунок - 1.1. Компоновочная схема щеповоза «мультилифт» 6х4
Технологическое оборудование щеповозов с системой «мультилифт» включает : подъёмную раму в виде Г-образной балки крюковой захват фиксаторы.
Конструкция подъемной рамы выполнена в форме Г-образной подъемной балки с крюковым захватом. На конце короткой стороны Г-образной подвижной балки смонтирован крюк который захватывает кузов за специальное дышло. Г-образная балка выполняет полукруговое движение относительно конца длинной стороны шарнирно закрепленного с подрамником. Уникальная кинематика механизма позволяет поднимать и загружать на автомобиль кузов. После загрузки кузов фиксируется двумя фиксаторами в задней части установки имеющими гидравлический привод. В транспортном положении крюк также используется в качестве дополнительного фиксатора.

2_Vybor_dvigatelya.docx

1 Определение мощности двигателя
Возможность применения на транспортную машину двигателя того или иного типа определяется его весовыми тяговыми скоростными и эксплуатационными показателями. В качестве силового агрегатов лесотранспортных машин широкое распространение получили дизельные двигатели степень совершенства которых к настоящему времени достигли высокого уровня. Топливная экономичность дизелей предопределила их широкое распространение в качестве силовых агрегатов для лесотранспортных и лесозаготовительных машин.
Мощность двигателя Ne (кВт) лесной машины выполняющей транспортные операции определяется по[1] формула (2.1):
где Pк– касательная сила тяги на ведущих органах тягача необходимая для преодоления сил сопротивления движения лесотранспортной системы Н;
Vа – скорость движения машины кмч;
тр – механический КПД трансмиссии из[1] таблица 2.1 для лесовозного автопоезда 6×4 тр = 08-085 принимаем для расчетов тр = 080.
Касательная сила тяги Pк (Н) определяется из уравнения тягового баланса по [1] формула (2.2):
Pк=ΣРсопр=Pf±Pi+Pw (2.2)
где ΣPсопр – суммарная сила сопротивления движения Н;
Pf Pi Pj Pw – сила тяги затрачиваемая на преодоление сопротивления качению уклону инерции воздуху Н.
Так как мощность двигателя определяем в курсовом проекте для режима установившегося движения (j= 0) на подъем тогда
Сопротивление от воздушной среды (Pw) находится когда автопоезд движется со скоростью Vа ≥ 25 кмч.
При вывозке древесины автопоездом расчетная формула для нахождения Pк будет иметь вид из [1] выражение (2.3):
где G – вес тягача Н;
Q1 – вес части пакета размещенной на тягаче Н;
Q2 – вес части пакета размещенной на прицепе Н;
Gпр – вес прицепа Н;
f1 – коэффициент сопротивления качению тягача;
f2 – коэффициент сопротивления качению прицепа;
kв– коэффициент обтекаемости (kв = 07-09) для расчетов принимаем kв = 07; F– лобовая поверхность машины м2 (F = 75-85) принимаем F = 75 м2.
Так как вывозка древесины производится автопоездом коэффициенты сопротивления качению тягового и прицепного звеньев принимаются равными: f1f2. Тогда потребная сила тяги может быть определена по[1] выражение(2.5):
где Gа – общий вес транспортной системы Н определяемый по [1] формула (2.6):
где Q – вес груза Н.
В курсовой работе дан объем (Vп м3) перевозимой щепы то необходимо объем пачки перевести в вес Н по формуле:
где ρ – плотность древесиныкгм3 (ρ = 850 кгм3)
Эксплуатация лесотранспортных машин происходит в сложных условиях когда значения Pк и Vа изменяются в широких пределах из-за резкого колебания коэффициентов сопротивления движению состава размера и веса транспортируемых пачек. Поэтому мощность двигателя определяется для трех характерных режимов движения в соответствии с[1] таблица 2.3 для последующих расчетов принимается наибольшая из них. Представим условия для определения требуемой мощности двигателя в виде таблицы 2.1.
Таблица 2.1 – Условия для определения мощности двигателя
Максимальные значения
Минимальная в грузовом направлении
Рабочая в грузовом направлении
Минимальные значения
Максимальная в порожнем направлении
Результаты расчетов для трех режимов движения приведем в виде таблицы 2.2.
Таблица 2.2 – Результат определения мощности двигателя
Касательная сила тяги:
Определяем мощность двигателя:
Для последующих расчетов принимается наибольшая полученная мощность из них Ne = Ne2 = 31711 кВт.
По полученной мощности из[1] таблицы П.3 выбираем наиболее близкий по номинальной мощности серийный двигатель ЯМЗ-240Н с Ne = 3678 кВт и представим характеристику в виде таблицы 2.3.
Таблица 2.3 – Краткая техническая характеристика двигателя ЯМЗ-240Н
Число и расположение цилиндров
Диаметр цилиндра d мм
Расход топлива gen гкВтч
Найдем расхождение по мощности:
Для дальнейших расчетов Ne = Ne2 = 31711 кВт а остальные показатели – двигателя прототипа.
Полученное значение мощности двигателя оценим по величине удельной мощности Nуд(кВтт) по [1] формула (2.10) и сравниваем с значением в источнике [1]таблица 2.4:
Полученная удельная мощность Nуд = 137 кВтт находится в интервале [100;230].
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. В качестве прототипа – двенадцати двигатель ЯМЗ-240Н .
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 2100 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 цилиндраd ( = Sd). Из теории двигателей известно что понижение за счет уменьшения хода поршня дает ряд преимуществ и считаетсяцелесообразным. У современных автомобильных двигателей оносоответствует наиболее характерным значениям 1-108.
Диаметр цилиндра d (мм) определяется по формуле (2.11) [1]:
где – число тактов рабочего цикла = 4;
pe – среднее эффективное давление МПа принимаем из[1] таблица 2.6для двигателя с наддувом pe = 075- 1 для расчета принимаем pe= 08 МПа;
– отношение хода поршня к диаметру цилиндра ( =1 - 108) принимаем = 106;
n – частота вращения коленчатого вала n = 1900 обмин.
К расчётам принимаем d=154 мм.
Ход поршня (S) определим из условия:
К расчётам принимаем S=165 мм.
Литровая мощность Nл (кВтл) определяется по[1] формула (2.12):
где Vh = =307 л. (285)
Удельную массу двигателя Gу (кгкВт) определим из[1] условие (2.14):
где Gд – сухая масса двигателя кг принимаем равной массе двигателя – прототипа Gд= 1670 кг.
Средняя скорость поршня Cm (мс) определяется по [1] формула (2.15):
3 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[1]формула (2.49):
гдеNен – номинальная мощность двигателя кВт;
n – текущее значение частоты вращения коленчатого вала двигателя соответствующая номинальной мощности обмин;
aи b – постоянные коэффициенты двигателя принимаются по[1] таблица. П.3 для выбранного двигателя a = 0.931 b = 1.069.
Удельный эффективный расход топлива определяется по[1] формула (2.50):
гдеgен– 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 определяются по[1] следующим формулам (2.51) и (2.52):
Скоростная характеристика двигателя строится не менее чем для семи различных значений частоты вращения коленчатого вала двигателя n в диапазоне
Расчет внешней скоростной характеристики двигателя выполним на ЭВМ и полученные данные сведем в виде таблицы 2.4.
Таблица 2.4 – Внешняя скоростная характеристика двигателя
По скоростной характеристике можно определить коэффициент приспособляемости по крутящему моменту из[1] формула (2.53):
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.

5_Opredelenie_proizvoditelnosti_proektiruemoy.docx

5 Определение производительности проектируемой машины.
Под производительностью лесотранспортных машин понимается количество кубических метров вывезенной древесины за смену или за год. В соответствии с этим производительность различают сменную или годовую.
Сменная производительность (Псм м3) на вывозке в общем виде определяется по[1]формула (6.1):
гдеТ– продолжительность смены (420 мин);
Тпз– время на подготовительно-заключительную работу мин;
Тц– время цикла мин (рассчитывается дифференцированно длятрелевки и вывозки);
Q – рейсовая нагрузка м3 (указывается в задании).
2 Расчет сменной производительности лесовозного автомобиля.
Сменная производительность машин занятых на вывозке лесоматериалов определяется также по формуле (5.1).
Время на подготовительно-заключительные работы (Тпз) для лесовозных автомобилей складывается из нормируемого времени равного 20 мин и времени нулевого пробега. Для автомобилей Тпз в среднем следует принимать равным 30 мин.
Время цикла Тц для лесовозных автомобилей определяется по[1] формула(6.2):
где L – расстояние вывозки км принимаем L = 40 км;
Т1 – время пробега 1 км в обоих направлениях по дороге минкм;
Т2 – время на погрузочно-разгрузочные работы мин
Время пробега 1 км в обоих направлениях определяется по формуле:
где Vгр – скорость движения машины с грузом (рабочая) кмч;
Vп – порожняя скорость кмч (указываются в задании).
Время на погрузочно-разгрузочные работы Т2 находится по[1]формула (6.4):
t2– время пребывания машины на нижнем складе под разгрузкой (9 минрейс);
tз– время ожидания погрузки на верхнем складе (12 минрейс);
t– время затрачиваемое рубительной машиной на погрузку на погрузку 1 м3 щепы
Q– рейсовая нагрузка м3.
3 Расчет годовой производительности.
Годовая производительность лесотранспортных машин определяется по[1] формула (6.5):
где 365 – число календарных дней в году;
Ксм – коэффициент сменности по режиму работы машины (на вывозке по грунтовым и смежным дорогам – 1-2 по гравийным и колейным железобетонным дорогам – 2-3) принимаем Ксм = 1;
Ктг– коэффициент технической готовности машин (Ктг = 08-09) принимаем Ктг = 085
Кпер– коэффициент учитывающий возможный рост производительности машины (Кпер= 105-115) принимаем Кпер = 11;
Кисп - коэффициент использования исправных машин данного вида по режиму работы (Кисп= 075-085) принимаем Кисп = 08.

4_Tyagovaya_i_dinamicheskaya_kharakteristiki_pr.docx

4 Тяговая и динамическая характеристики проектируемой машины
1 Построение характеристик
Тяговая характеристика представляет собой графическую зависимость Pa = f(Va) на различных передачах и является основным документом характеризующим тягово-динамические качества машины.
Расчет тяговой характеристики производится в следующем порядке.
В таблице 4.1 вносятся значения крутящего момента Me и частоты вращения вала двигателя n найденные при построении внешней характеристики двигателя.
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 [1] формула (4.1):
Свободная сила тяги (Н) равна определяется по[1] формула (4.2):
где Рк – касательная сила тяги Н определяемая по[1] формулой (4.3):
Сопротивление воздушной средыPw(Н) учитывается при скоростях движения свыше 25кмч и определяется по[1] формула (4.4):
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 определяется по [1] формула (4.5):
где Gа – 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.
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.
Расчет динамической характеристики двигателя выполним на ЭВМ и полученные данные сведем в виде таблицы.4.1 и на ее основе строится тяговая и динамическая характеристика лесовозного автопоезда.
Таблица 4.1 – Параметры тяговой характеристики
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 из [1] следующей зависимостью (4.7):
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.
Исходные данные. Автомобиль с колесной формулой 64 весом G = 230 кН и тягово-скоростными качествами характеризуемыми тяговой характеристикой перевозит на себе бункер со щепойвесом перевозимого груза Q = 17493. Нагрузка на ведущие колеса составляет 23 веса тягача и половина веса перевозимого груза.
Условия движения порожнего щеповоза по грунтовой дороге при =040 f1=003 i=002:
Трогание с места на 2-й передаче должно производиться во избежание буксования при неполной подаче топлива так чтобы PаII ≤ Pφ = 613 кН. Избыточная сила тяги расходуется сообщение автопоезду ускорения (кН):
Если принять для упрощения расчета что =1 и g=10 мс2 получим (мс2):
На второй и последующих передачах разгон может осуществляться на полном дросселе(Pφ > PаII) однако с повышением номера передачи динамические свойства машины (j) понижаются.
Движение порожнего автопоезда при f = 2176 кН на 4-ой передаче возможно со скоростью 20 и более кмч на прикрытом дросселе а с максимальной скоростью Va= 43 кмч – на ограничителе частоты вращения так как аV > f и частично на шестой передачи до скорости VaVI = 42 кмч.
Условия движения груженого автопоезда весом Ga =40493 кН при =04 и f1=003 на руководящем подъеме ip= 002 с Va = const.
Трогание с места на 1-й передаче должно производиться во избежание буксования при неполном открытии дросселя так чтобы PаI ≤ Pφ = 10798 кН.
Наибольшая скорость движения Va=45 кмч может быть достигнута на 6-й передаче.
В средних условиях при снижении дорожных сопротивлений до
Движение возможно на 1 2 3 4 5 6 7 передачах со скоростью не более 65 кмч.
Тягово-динамическая характеристика