Гусеничный трелёвочный трактор

дизельные двигатели грузовых автомобилей                1,00—1,08

В нашем случае мы отдаём преимущество дизельному двигателю модели

 Д-248.1, который имеет следующие параметры:

n=1800 об/мин; i=4Р; d=110 мм; S=125 мм; v_s=4,75 л; ; G=430 кг; g_eн=220 г/кВт·ч; a=0,781; b=1,219; ;

        По формуле (2.5) производим пересчёт диаметра поршня который будет при мощности двигателя N_e=37 кН , т.е. максимально требуемой в нашем случае:

 

                       

мм                           (5)

2.3 Построение скоростной характеристики

 

Скоростная характеристика двигателя с некоторым приближением может быть построена по эмпирическим формулам С. Р. Лейдермана[1] c.29 ׃

                                                        (6)

                                                                                    (7)

                                                                                     (8)

                                                    (9)

N_eн – максимальная мощность двигателя, кВт.

n – искомая частота вращения коленчатого вала, об/мин.

n_eн– частота вращения, соответствующая максимальной мощности, об/мин

M_e – крутящий момент двигателя, Н·м.

g_eн – удельный расход топлива при максимальной мощности двигателя.

a, b, c_t, d_t,, e_t – постоянные коэффициенты Лейдермана.

         кВт

 Нм

г/кВтч

кг/ч

Все расчеты произведены  на ЭВМ и их результат приведен в таблице 2.

Таблица 2

n, об/мин	Ne, кВт	Ме, Нм	Gt,кг/ч	ge,г/(кВтч)
900	21,09	223,8	4745	225
1000	23,6	225,7	5186	219
1100	26,0	226,2	5597	215
1200	28,3	225,6	5994	211
1300	30,4	223,7	6380	209
1400	32,3	220,7	6757	209
1500	33,9	216,4	7125	210
1600	35,3	210,9	7481	212
1700	36,3	204,2	7822	215
1800	37,0	196,3	8140	220

 

Строим скоростную характеристику       

            2.4 Тепловой расчёт

 

       Согласно второму закону термодинамики в тепловой машине, работающей по замкнутому циклу, подведенная к рабочему телу теплота не может быть полностью превращена в механическую работу, т. е. неизбежны тепловые потери. Внешний тепловой баланс двигателя представляет собой распределение теплоты,  выделившейся при сгорании топлива, на отдельные составляющие (полезно используемую теплоту на различные виды тепловых потерь). Тепловой баланс подсчитывают (или определяют экспериментально) в абсолютных единицах теплоты, выделившейся при сгорании топлива. В наиболее обшей форме,  уравнение внешнего теплового баланса имеет вид:

 

                                       Q = Q_е+Q_о+Q_г+Q_н.с.+Q_ост.;                                        (10)

 

где Q – теплота сгорания топлива (располагаемая теплота);

Q_e – теплота, эквивалентная эффективной работе двигателя;

Q_o – теплота, отводимая системой охлаждения;

Q_г – теплота, уносимая отработавшими газами,

Q_н.с. – потери теплоты вследствие неполного сгорания топлива;

Q_ост – остаточный член уравнения теплового баланса, учитывающий потери теплоты в результате лучистого и конвективного теплообмена нагретых частей ДВС с окружающей средой и другие неучтенные потери теплоты.

Если выразить составляющие теплового баланса в процентах  от количества располагаемой теплоты, то 100=q_e+q_o+q_г+q_н.с.+q_ост

 

где  

;     и так далее.

 

Теплоту сгорания израсходованного топлива  определяют по низшей удельной теплоте сгорания h_и (кДж/кг) и часовому расходу топлива G_т (кг/ч). Теплота эквивалентная эффективной работе двигателя за 1 с равна эффективной мощности, а отношение эффективной теплоты к располагаемой численно равно эффективному КПД двигателя ηe. Количество теплоты, отводимой охлаждающей средой, определяют по уравнению:

 

                                          

;                                              (11)

 

где G_o – расход теплоносителя (жидкости или воздуха), кг/ч;

с_о – теплоёмкость охлаждающего агента, кДж/(кг·К);

 Т₁, Т₂ – температура охлаждающего агента на выходе и входе системы охлаждения, К. Выпускные газы имеют высокую температуру и уносят с собой значительное количество теплоты.

Величину Q_г приближенно определяют как разность энтальпии газа в выпускном трубопроводе и энтальпии поступающего в цилиндр свежего заряда (без включения ее в располагаемую теплоту):

 

                        Q_г=G_т´[M_р´Т_r´(µ´с_р^’’)+М₁´(µ´с)´(Т₀–∆Т)]                             (12)

 

Для определения потерь теплоты из-за неполного сгорания топлива необходимо знать состав продуктов сгорания и теплоту сгорания каждого из продуктов неполного окисления топлива. При α ≥1 эта составляющая теплового баланса отдельно не выделяется, а включается в Q_ост. При α < 1 количество теплоты, которое теоретически не может быть получено из-за недостатка воздуха, определяется по формуле:

 

                                    Q_хим=(Δh_и)_хим ´G_T ;                                                (13)

 

при этом разность между Q_н.с. и Q_хим включается в остаточный член уравнения теплового баланса. Величина Q_ост включает теплоту, соответствующую работе трения, кинетической энергии выпускных газов, и теплоту, теряемую внешними поверхностями двигателя и его агрегатами вследствие излучения.  Производители автотракторных транспортных средств стремятся снизить потери тепловой энергии  и превратить в полезную энергию, т.е. теплота охлаждающей жидкости используется для подогрева горючей смеси во впускной системе карбюраторных двигателей, отопления   кабины, обдува стекол кабины и т.д. В двигателях автотракторного типа наиболее эффективно может быть использована теплота, уносимая с выхлопными газами. Так, в дизелях с газотурбинным наддувом тепловая и частично кинетическая энергия выпускных газов используется при их дальнейшем расширении в лопаточной машине (утилизационной газовой турбине). Получаемая при этом работа расходуется на приведение в действие компрессора, в котором происходит сжатие свежего заряда перед поступлением его в цилиндры двигателя. Таким образом, происходит перераспределение теплоты между составляющими теплового баланса, причем возрастает доля теплоты эффективной эквивалентной работе и снижаются потери теплоты уносимой с выпускными газами.

При повышении температуры охлаждающего агента в системе охлаждения до пределов, обеспечивающих надежную работу двигателя, при прочих равных условиях доля теплоты q₀ уменьшается. Это объясняется снижением теплообмена между газом и нагретыми до более высокой температуры стенками цилиндра. С повышением температуры масляного слоя между поршнем и цилиндром снижается работа трения вследствие уменьшении вязкостью масла, что приводит к росту механического КПД двигателя. С другой стороны, повышение температуры стенок цилиндра, головки цилиндров и впускных клапанов влечет за собой снижение коэффициента наполнения. В результате взаимодействия перечисленных факторов при повышении температурного режима работы двигателя наблюдается некоторое увеличение эффективной мощности и снижение эффективного удельного расхода топлива.

 

 

3. Выбор основных узлов и передаточных чисел машины

        Силовые передачи

         Лесные машины имеют механическую силовую передачу, обладающую целым рядом преимуществ׃ надежностью, высоким КПД, простотой и низкой стоимостью изготовления и ремонта.

В зависимости от типа лесотранспортной машины и схемы  ее компоновки, силовая передача может включать в себя следующие узлы.

Сцепление. Наибольшее распространение получили одно- или двухдисковые сцепления постоянно замкнутого типа с несколькими пружинами. Для обеспечения большой плавности при включении и снижения крутильных моментов в трансмиссии обычно устанавливают упруго-фрикционные демпферы. При значительных нажимных усилиях для облегчения работы водителя в приводе муфт используют пневмо- и гидроусилительные механизмы.

Наиболее часто встречаются  однодисковые сцепления фрикционного типа, которые способны передавать крутящий момент равный 800-850 Н·м. Для передачи большего момента используют двухдисковые сцепления. Для нашего случая наиболее подходящее однодисковое сцепление.

Коробка передач. Предназначены для возможности изменения передаточного числа трансмиссии, длительного разделения двигателя и ведущих колес на звездочке, обеспечение реверсивного движения.

Тракторные коробки  передач, имеющие значительно меньшее передаточное число 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 тормозом для остановки ведущего вала.

В нашем случае принимаем тракторную 2-режимную 4-ступенчатую коробку передач.

Карданная передача. Для компенсации изменения расстояния между агрегатами и возможности сборки карданные передачи всегда имеют шлицевое сочленение. На гусеничных тракторах при малых углах несоосности (3…5˚) валов агрегатов принимаются шарниры с резиновыми втулками, что мы и принимаем для нашего трактора.

Главная передача – наиболее ответственный и сильно нагруженный узел трансмиссии. У тракторов шестерни главной передачи выполняются с шевронными и реже прямыми и спиральными зубьями.

 В нашем случае принимаем двойную разнесенную передачу

 

 

 

 

 

 

 

Бортовой редуктор. 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.

На нашем тракторе установлен планетарный механизм поворота, одновременно выполняющий роль понижающего редуктора.

Колесная передача. Применение колесных передач позволяет разгрузить дифференциал и полуоси, уменьшить габаритные размеры моста и увеличить дорожный просвет. Колесная передача состоит из цилиндрических шестерен. На нашем тракторе установлена цилиндрическая зубчатая пара (на каждую гусеницу).

Выбор передаточных чисел

Основной частью гусеничной машины является трансмиссия, которая осуществляет передачу и изменение крутящего момента двигателя, передаваемого к ведущим органам 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.

Основные требования к трансмиссии лесотранспортных машин таковы:

1) плавное изменение крутящего  момента в интервале рабочих  скоростей движения;

2) простота конструкции агрегатов  и надежность в эксплуатации;

3) дешевизна изготовления, малый  вес и небольшие габариты;

4) легкость и удобство управления;

5) экономичность работы двигателя  в широком интервале изменения оборотов.

Из-за специфики условий работы методы выбора передаточных чисел трансмиссии колесных и гусеничных машин имеют некоторые особенности, рассмотренные ниже.

Определение передаточных чисел трансмиссии колесных машин проводится в той же последовательности, что и у гусеничных.

Общее передаточное число силовой  передачи на 1-й скорости вычисляется из условия преодоления груженой машиной максимальных дорожных сопротивлений

[1] c.34:

 

                                               (1)

 

где R_д— динамический радиус колеса, м.

Радиус ведущей звёздочки гусеничной машины принимается по аналогии с  существующими моделями: 0,196, 0,235, 0,238, 0,263 м. Принимая число зубьев ведущей звёздочки z=10 и шаг гусеницы lг=0,15 м определяем радиус звёздочки:

м.

Общее передаточное число трансмиссии  на 1-й передаче из условия сцепления гусениц с дорожным покрытием определяется по формуле [1] c.36:

 

                                        (2)

 

где — вес, приходящаяся на ведущие колеса машины, Н;

 

Окончательный выбор общего передаточного  числа трансмиссии на 1-й передаче производится при соблюдении следующего условия [1] c.36: