Теория и конструкция машин и оборудования отрасли

Кинематическая схема 4х4.cdw

Кинематическая схема
Скоростная характеристика двигателя
Тяговая характеристика лесовозного автопоезда
Расчетная схема по общей динамике

Пояснитеная записка.docx

МИНИСТЕРСТВО НАУКИ И ВЫСШЕГО ОБРАЗОВАНИЯ
РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ
федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение
«Санкт-Петербургский государственный лесотехнический университет
Кафедра лесного машиностроения сервиса и ремонта
Теория и конструкция машин и оборудования отрасли
1 Определение максимальной мощности двигателя4
3 Основные размеры двигателя6
4 Определение основных параметров двигателя6
5 Построение внешней скоростной характеристики двигателя7
Выбор передаточных чисел трансмиссии9
Тяговая и динамическая характеристики машины и их анализ12
1Построение характеристик12
2Анализ тяговых свойств машины14
Определение нагрузок на оси и колеса машины18
1Определение размеров дисков сцепления21
2Проверка сцепления на износ21
3Проверка сцепления на нагрев22
4Расчет нажимных пружин23
5Расчет привода управления25
Условия и режимы эксплуатации лесных машин гораздо сложнее и напряженнее чем тех же машин или тракторов но общего назначения.
Свойства трелевочного волока дорожных усов и веток таксационные показатели древостоя атмосферно-климатические и производственные условия изменяются довольно часто и в широком диапазоне. Беспорядочный характер распределения древостоя в зависимости от рельефа местности и свойств лесных почв усложняет задачу систематизации условий эксплуатации лесных машин и их исследование.
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 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 машины в целом.
1 Определение максимальной мощности двигателя
Мощность двигателя (кВт) лесотранспортной машины определяется по формуле:
Pk – касательная сила тяги на ведущих органах тягача потребная для преодоления сил сопротивления движению лесотранспортной системы кН;
Va – скорость движения кмч;
- механический КПД трансмиссии 4х4 (08 085);
г - коэффициент учитывающий потери на ведущем участке гусеницы;
Касательная сила тяги определяется по следующей формуле:
- вес части пачки размещенной на тягаче и увеличивающей его сцепной вес кН;
- вес части пачки размещенной на полуприцепе (роспуске) кН;
- вес полуприцепа (роспуска) кН;
f1 - коэффициент сопротивления качению тягача;
f 2 - коэффициент сопротивления качению полуприцепа (роспуска);
kв - коэффициент обтекаемости;
F- площадь лобовой поверхности машины м2
Вес части пакета Q1 составляет:
Вес полуприцепа (роспуска) выбирается из приложения 1 по величине потребной грузоподъемности полуприцепа равной:
Принимаем прицеп-роспуск ГКБ-9362 грузоподъемностью 140 кН и весом 415 кН.
В связи с небольшим диапазоном изменения мощность двигателя будет предопределяться величинами Pk и Va.
В свою очередь значения Pk и Va изменяются в широких пределах из-за
резкого колебания коэффициентов сопротивления движению состава размера и веса транспортируемых пачек.
Поэтому мощность двигателя определяется для трех следующих вариантов:
Pk = (70+56)(0035+0085) + (415+94)(0035+0085) = 3138(кН)
Для последующих расчетов принимаем наибольшее значение мощности - Ne = 1678 кВт.
Правильность определения мощности проверяется по величине удельной мощности:
где: Ne – максимальная расчетная мощность двигателя кВт; G – масса тягача без груза т.
Nуд = 16787 = 239 (кВтт)
Значения удельной мощности для лесовозных автомобилей должны находиться в следующих пределах:
Nуд = (16 26) кВтт В нашем случае это условие выполнено.
К настоящему времени степень совершенства поршневых карбюраторных и дизельных двигателей достигла высокого уровня. Возможность применения на транспортной машине двигателя того или иного типа должна определяться ее весовыми тяговыми скоростными и эксплуатационными показателями. По ряду показателей дизели несколько уступают карбюраторным двигателям. Они имеют большие габариты и массу пониженную приспособляемость на режимах перегрузки затрудненный запуск при низких температурах более высокую стоимость изготовления трудоемкость обслуживания и ремонта по сравнению с карбюраторными двигателями той же мощности.
Вместе с тем топливная экономичность дизелей на 25 30 % выше чем у карбюраторных двигателей.
Руководствуясь вышеперечисленными факторами принимаем к дальнейшим расчетам дизельный двигатель.
Поскольку тип и мощность серийного двигателя ЯМЗ-238М2 близко соответствуют проектируемому (расхождение по мощности не превышает +5
%) принимаем серийный двигатель.
3 Основные размеры двигателя
Основные характеристики двигателясведены в таблицу:
По своим основным характеристикам выбранный двигатель соответствует параметрам автомобиля и условиям эксплуатации указанным в задании.
4 Определение основных параметров двигателя
В курсовом проекте необходимо определить и оценить следующие параметры двигателя:
-литровую мощность (кВтл)
Nл = 1761486 = 1184 (кВтл) .
-удельную массу двигателя (кгкВт)
Gд = 1075176 = 612 (кгкВт).
-среднюю скорость поршня (мс)
Cm = (012·2100)30 = 84 (мс).
Все полученные значения параметров попали в пределы для дизельных двигателей грузовых автомобилей.
5 Построение внешней скоростной характеристики двигателя
На стадии проектирования когда фактическая внешняя скоростная характеристика поршневого двигателя неизвестна а задана только одна ее точка (gen) расчетную внешнюю характеристику двигателя с некоторым приближением можно построить по эмпирическим формулам С.Р.Лейдермана:
Nen - максимальная мощность двигателя кВт;
n – выбранная частота вращения коленчатого вала обмин;
nen - частота вращения соответствующая максимальной мощности обмин;
Ме – крутящий момент двигателя Н м;
gen - удельный расход топлива при максимальной мощности двигателя г (кВт ч);
ABA0B0C0 – постоянные коэффициенты Лейдермана. Для дизельного двигателя они равны:
А = 087 ;В = 113 ;А0 = В0 = 155 ;С0 = 10.
Значения параметров скоростной характеристики двигателя вычисляются не менее чем в пяти точках в следующем диапазоне частот вращения:
- для дизельных двигателей
Расчет для остальных частот вращения коленчатого вала двигателя производится аналогично. Результаты расчетов сведены в таблице 1.3. На основании полученных данных строим скоростную характеристику двигателя представленную на рис.1.
Выбор передаточных чисел трансмиссии.
Во время работы лесотранспортных машин в различных 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.
Для определения передаточных чисел трансмиссии необходимо знать максимальную потребную касательную силу тяги на первой передаче (Pk max)номинальный крутящий момент двигателя (Меn) и наибольшую скорость движения (Va max).
Общее передаточное число силовой передачи на 1-й скорости вычисляется из условия преодоления груженой машиной максимальных дорожных сопротивлений:
где: Rд – динамический радиус колеса м.
Для нахождения динамического радиуса колеса необходимо вычислить нагрузку на одну шину в кН:
где nш – число шин машины.
Zk = (70+56)6 = 21 (кН)
По вычисленной нагрузке из приложения 6(1) подбираем шину соответствующего размера и грузоподъемности:
- принимаем шину размерности 300-508(1200-20) максимальная допускаемая нагрузка на одну шину – 235 кН Вычисляем динамический радиус колеса (м):
Rд Rст =510 х 095=485мм=0485м
где: - коэффициент деформации шины равный 093 097;
Общее передаточное число трансмиссии на 1-й передаче из условия сцепления колес с дорожным покрытием определяется по формуле:
где: Gсц – вес приходящийся на ведущие колеса машины Н;
m – коэффициент перераспределения массы автомобиля.
Окончательный выбор общего передаточного числа трансмиссии на 1-й передаче производится при соблюдении условия:
Передаточное число трансмиссии на высшей передаче определяется из условия обеспечения движения машины без груза с максимальной скоростью:
У автомобилей для получения высокого КПД трансмиссии и скорости движения передаточное число на высшей передаче в коробке передач обычно принимают равным iвыс = 07 08 (с дизельным двигателем) а в раздаточной коробке iр2 = 10..13. В этом случае передаточное число главной передачи может быть вычислено по формуле:
Данное значение передаточного числа главной передачи может быть получено при применении двойной главной передачи. Минимальное число ступеней обеспечивающее перекрытие кривых силы тяги определяют по формуле:
Окончательно принимаем m = 5.
Знаменатель прогрессии для разбивки передаточных чисел в коробке передач определяется по выражению:
Передаточные числа в коробке передач находятся по формулам:
i3 = i4 x q=1x1828 =1828
i2 = i3 x q=1828x1828 =334
i1 = i2 x q=334x1828 =6105
K12 = i1 x i0 x ip2 =6105 x 938 x 1=5727
K22 = i2 x i0 x ip2 =334 x 938 x 1=3133
K32 = i3 x i0 x ip2 =1828 x 938 x 1=1715
K42 = i4 x i0 x ip2 =1 x 938 x 1=938
K52 = i5 x i0 x ip2 =08 x 938 x 1=75
K11 = i1 x i0 x ip1 =6105 x 938 x 141=807
K21 = i2 x i0 x ip2 =334 x 938 x 141=442
K31 = i3 x i0 x ip2 =1828 x 938 x 141=2417
K41 = i4 x i0 x ip2 =1 x 938 x 141=1323
K51 = i5 x i0 x ip2 =08 x 938 x 141=106
Тяговая и динамическая характеристики машины и их анализ.
1Построение характеристик.
Тяговая характеристика представляет собой графическую зависимость на различных передачах Pa = f(Va) 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 коленчатого вала двигателя.
Скорость движения (кмч) машины определяется по формуле:
где: k – общее передаточное число трансмиссии на соответствующей передаче.
Свободная сила тяги (кН) равна:
Pa = Pk – Pw где: Pk – касательная сила тяги кН.
Pw – сопротивление воздушной среды кН (учитывается при Va ≥ 25 кмч).
Найденные значения вносятся в таблицу 3.1. и на ее основе строится тяговая характеристика (рис.2)
2 Анализ тяговых свойств машины.
Рассмотрим движение лесовозного автопоезда состоящего из автомобиля тягача весом G 70 кН и прицепа весом Gпр 415Н.
Автомобиль имеет колесную формулу 4х4.
Рейсовая нагрузка Q 150 кН.
Часть веса груза приходящаяся на тягач Q1 56 кН.
Часть веса груза приходящаяся на прицеп Q2 94 кН.
Нагрузка на ведущие колеса составляет 23 от веса тягача и груза.
Движение осуществляется по грунтовой дороге.
Коэффициент сопротивления качению тягача и прицепа f f1 f2 лежит в интервале 0025-0035.
Руководящий подъем i р 0085.
Коэффициент сцепления 05 .
Выполним анализ движения груженого автопоезда в тяжелых дорожных условиях при f 0035 и i p 0085.
Вес груженого автопоезда равен:
Gа G Gпр Q 70 415 150 2615 кН.
Сцепной вес автопоезда:
Gсц =23 (G + Q1 ) = 23 × (70 + 56) = 839 кН.
Коэффициент сопротивления дороги:
y f i р 0035 0085 012.
Сумма сил сопротивления движению автопоезда:
Рсопр Р f Pi Ga 2615 012 314 кН.
Максимальная величина свободной силы тяги на первой передаче
Максимальная величина динамического фактора:
Сила тяги по сцеплению:
Р Gсц 839 05 419 кН.
Как следует из рис. 4.1 движение автопоезда в этих условиях на первой передаче не возможно. При полной подаче топлива во всем диапазоне частоты вращения коленчатого вала двигателя соответствующем рабочей ветви внешней скоростной характеристики двигателя поскольку не выполняется условие Рсопр Ра Р . 314756>419.
Двигаться можно на второй передаче при полной нагрузке на двигатель и частоте вращения коленчатого вала соответствующей максимуму крутящего момента.
Рсопр Ра Р314414419.
Максимальная скорость движения автопоезда около 123 кмч может быть достигнута на второй передаче.
Движение автопоезда на третьей четвертой и пятой передачах невозможно так как здесь сила тяги меньше суммы сил сопротивления движению.
Попытка тронуться с места на первой передаче при таком небольшом избытке силы тяги приведет к сильному износу сцепления машины.
При движении с места на второй передаче при полной нагрузке на двигатель имеется избыточная (превышающая сумму сил сопротивления) сила тяги которая может быть использована для сообщения автопоезду ускорения. Величина избыточной силы тяги равна:
Р j Pамакс2 Pсопр 414 314 10 кН.
Полагая здесь и далее для упрощения расчетов что коэффициент учета вращающихся масс автопоезда 1 и ускорение свободного падения g 100
мс2 получим величину максимального ускорения автопоезда которую обеспечивает избыточная сила тяги мс2:
j Pj g 10 10 038 мс2.
При полной подаче топлива автопоезд может на второй передаче без снижения скорости движения 123 кмч преодолеть затяжной подъем:
i Pa2 Pf 414 012 или 112 .
Если допустить снижение скорости до 74 кмч то можно преодолеть подъем:
Выполним анализ движения груженого автопоезда
При средних дорожных условиях f 003 и руководящем подъеме i 02 i p 02 0085 0017 .
Вэтом случае коэффициент сопротивления дороги:
y f i 003 0017 0047.
Сумма сил сопротивления движению:
Рсопр Ga 2615 0047 123 кН.
Как следует из рис. 4.1 движение автопоезда возможно на первой второй передачи так как здесь выполняется условие Рсопр Ра Р . При этом автопоезд может двигаться с ускорением.
Максимальная скорость движения автопоезда 123 кмч достигается на второй передаче при неполной подаче топлива.
На третей четвертой и пятой передачах движение невозможно так как сила тяги меньше суммы сил сопротивления.
При трогании с места на второй передаче имеется избыток силы тяги:
Рj Pамакс2 Pсопр 414 123 291 кН.
Этот избыток тяги может обеспечить максимальное ускорение автопоезда:
j Pj g 291 10 111 мс2.
На первой второй передачах разгон может осуществляться при полной нагрузке двигателя т.к. здесь везде Ра P однако с увеличением
номера передачи способность машины к разгону ухудшается вследствие уменьшения величины избыточной силы тяги.
i Pa1 Pf 414 45 0123 или 123 .
Если допустить снижение скорости до 6 кмч то можно преодолеть подъем:
Выполним анализ движения порожнего автопоезда при легких дорожных условиях f 0025 и руководящем подъеме i p 0.
Вес порожнего автопоезда равен:
Gа G Gпр 70 415 1115 кН.
Gсц =23 G = 23 × 70 = 4667 кН.
y f i р 0025 0 0025.
Сила сопротивлению качению автопоезда:
Р f = Ga f =1115 ×0025=279 кН
Рсопр Р f Ga 1115 0025 279 кН.
Движение автопоезда возможно на третей передачи (частично при скорости движения 22 кмч при полной нагрузке на двигатель) а так же на четвертой и пятой передаче поскольку выполняется условие Рсопр Р Р .
Максимальная скорость может быт достигнута 51 кмч и может быть достигнута на пятой передаче.
Движение автопоезда на первой передаче а так е на второй передаче при скоростях меньше 22 кмч при полной нагрузке на двигатель невозможно так как здесь сила тяги превышает возможную силу тяги по сцеплению т.е. Р > Р .Попытка двигаться в этих условиях приведет к буксованию ведущих колес.
Определение нагрузок на оси и колеса машины.
При движении транспортной машины на оси и колеса действуют реакции нормальные параллельные опорной поверхности. Определение нормальных реакций необходимо для выяснения условий устойчивости и управляемости анализа сцепных и тяговых качеств. Суммарные реакции служат исходным материалом для проведения прочностных расчетов деталей подвески и ходовой системы машины.
В целях упрощения расчетов рассмотрим лишь случай установившегося движения машины с малой скоростью когда i = 0 и Pw = 0.
Для проведения расчетов по определению нагрузок на оси машины выбираем расчетную схему и геометрические параметры автомобиля (табл.4.1).Расчетная схема приведена в графической части курсового проекта.
Для нахождения статических нагрузок на переднюю и заднюю оси машины используются известные зависимости :
- для порожней машины
- для груженой машины
Для оценки распределения по колесам автомобиля необходимо вычислить нагрузки на одну шину переднего и заднего колеса груженой машины в статике:
При движении автомобиля 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.
Динамическая нагрузка на заднюю ось груженого автомобиля определяется по соотношению:
Для оценки распределения по колесам автомобиля необходимо вычислить нагрузки на одну шину переднего и заднего колеса груженой машины в динамике:
Коэффициент неравномерности нагрузок на шины:
Предельные углы продольной устойчивости:
Поперечная статическая устойчивость машины по опрокидыванию составит:
Условие бокового сползания машины определяется соотношением:
Для колесных машин принимаем
1 Определение размеров дисков сцепления
Расчетный момент трения в сцеплении Н м :
максимальный крутящий момент двигателя Н м ;
– коэффициент запаса (20 23).
Мр 95512 20 191024Н м
Внешний радиус ведомого диска см:
где: р0- удельное давление на поверхности трения (010 020);
- коэффициент трения дисков (025);
с – отношение внутреннего радиуса фрикционной накладки ко внешнему (05 06).
Принимаем n = 4 и R = 225 см.
2 Проверка сцепления на износ.
Износ сцепления в основном зависит от удельной работы сил трения
где: А – полная работа сил трения при однократном включении муфты кДж;
F – площадь фрикционной накладки ведомого диска см2 .
Полная работа сил трения вычисляется по следующим формулам:
- угловая скорость коленчатого вала при
- момент инерции валов и шестерен коробки передач (10 30Н
- приведенный к коленчатому валу момент инерции машины на передаче Н
где k1- передаточное число трансмиссии на первой передаче коробки передач и раздаточной коробки;
Мс - момент сил сопротивления движению при f1 = 0.1 приведенный к
коленчатому валу двигателя на первой передачеН м ;
- коэффициент характеризующий темп включения сцепления (2 4). Площадь фрикционной накладки ведомого диска определяем по формуле:
F 314 2252 (1 052 ) = 119222 ( см2 )
3 Проверка сцепления на нагрев.
Работа сил трения преобразуясь в тепло разогревает детали сцепления вследствие чего ускоряется разрушение фрикционных накладок ведомых дисков.
Повышение температуры одного ведущего диска при однократном включении сцепления составляют град:
где: - коэффициент определяющий долю работы сил трения поглощаемой данным ведущим элементом муфты ( = 1n - для нажимного диска двухдискового сцепления = 2n - для среднего диска двухдискового сцепления
Gт - удельная теплоемкость материала ведущих дисков (482 Дж кг град );
q – масса нагреваемой детали кг.
Повышение температуры не выходит за допустимые пределы (
4 Расчет нажимных пружин.
Обычно числом пружин z и их средним диаметром задаются ориентируясь на существующие конструкции сцеплений. У сцеплений грузовых автомобилей z = 12 28 штук а 25 .28 мм
Нажимное усилие одной пружины Н:
где: 085 – коэффициент учитывающий неравномерность действия несколько пружин;
средний радиус ведомого диска м; рассчитывается по формуле
Расчетное усилие пружины при выключенном сцеплении:
Диаметр проволоки пружины из расчета на прочность мм:
где - допускаемое напряжение на кручение(500 700 МПа).
округляем до d = 50 мм.
Наружный диаметр пружины:
Окончательно принимаем:
Рабочее число витков пружины:
где: f - дополнительная деформация пружины при выключении сцепления(ход нажимного диска) мм:
Здесь S - зазор между поверхностями трения мм (у двухдисковых сцеплений равен 050 075 мм).
G – модуль упругости материала пружин на кручение равен 80 000 МПа.
Рабочая деформация пружины при которой обеспечивается необходимое нажимное усилие определяется из соотношения:
Минимальная длина пружины в сжатом состоянии мм:
Свободная длина пружины:
L 4192 175 3= 6242 (мм).
5 Приводы управления.
При расчете привода управления его передаточное число следует выбирать таким чтобы усилие на педали управления не превышало 150..200 Н. При этом полный ход педали сцепления должен быть не более 170..200 мм.
Общее передаточное число привода:
Рабочий ход выжимного подшипника мм:
ip - передаточное число рычагов выключения сцепления (5 7).
Полный ход выжимного подшипника мм:
S f i = 30·50 = 150 (мм).
Передаточное число привода:
Ход педали управления сцеплением:
Sp S iпр = 150·1606 = 2409 (мм)
Sc (2.54.0) iпр = 25·1606 = 4015 (мм)
Валяжонков В.Д. и др. Лесные тяговые машины. Методические указания по курсовому проектированию. - Л.: ЛТА.1988. - 45 с.
Анисимов Г.М. и др. Расчет элементов лесных машин. Методические указания по курсовому проектированию. – Л.: ЛТА.1988.- 47 с.
Анисимов Г.М. и др. Лесные машины. Учебник для ВУЗов. – М.: Лесная промышленность.1989. - 512 с.
Андронов А.В. Методические указании по курсовому проектированию для подготовки бакалавров по направлению 190400 и 190500специалистов по специальностям 150405 и 190603 магистров по направлению 150400. «теория и конструкция машин Расчет основных параметров лесотранспортной машины». ЛТА 2009 г.

Сцепление 2.cdw

Диск ведущий нажимной
Диск ведущий средний
Вилка оттяжного рычага
Гайка регулировочная
Шланг муфты вкл сцепл.
Муфта выкл сцепления
Вилка выкл сцепления
Кольцо оттяж. рыч. упор.