Лесотранспортные машины

F – лобовая поверхность машины, м² (F = 7,5 – 8,5 м²).

Эксплуатация лесотранспортных машин происходит в сложных условиях, когда касательная сила тяги и скорость 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 табл. 2.1, а для последующих расчетов принимается наибольшая из них.

Таблица 2.1

Условие для определения  мощности двигателя

 

Вариант	f		i	Va	Pk	Ne
1	мин.	0,017	0	60	6,4	125,49
2	сред.	0,022	0,024	40	13,3	173,82
3	макс.	0,027	0,012	4	39,9	52,16

 

При условии, что вес проектируемой машины равен G_м = 80000 Н, Q_гр= 19 м³, i = 0,12 , f₁ = 0,017– 0,027,а скорости движения: V_xx = 60км/ч, V_px=40км/ч без груза и в грузовом направлении соответственно, то:

 

1) Для первого варианта условий определения мощности двигателя (табл. 2.1):

Касательная сила тяги:

P_k1=271570∙(0,017+0)+ 0,8∙8∙60²/13=6389 Н.

Мощность двигателя:

N_e1=6400∙60/3600∙0,83=125,49 кВт.

2) Для второго варианта условий определения мощности двигателя:

Касательная сила тяги:

P_k2=271570∙(0,022+0,024)+ 0,8∙8∙40²/13=13279 Н.

Мощность двигателя:

N_e2=13300∙40/3600∙0,83=173,82Вт.

 

3) Для третьего варианта условий  определения мощности двигателя:

Касательная сила тяги:

P_k3=271570∙(0,027+0,12)+ 0,8∙8∙60²/13=13279,9 Н;

Мощность двигателя:

N_e3=6400∙60/3600∙0,83=136,6  кВт.

 

Удельная мощность:

N_уд = N_e/G,

где N_е – максимальная расчетная мощность двигателя, кВт;

G – масса тягача без груза, т.

N_уд = 173,82/8,0=21,7 кВт/т.

Исходя из полученных результатов выбираем в качестве прототипа двигатель марки ЯМЗ-236БЕ2 мощностью 175,4 кВт.

 

Краткая техническая  характеристика двигателя ЯМЗ-236НЕ2

 

Таблица 2.2

Мощность  Ne, кВт	Частота nе, об/мин	Число и расположение цилиндров	Диаметр цилиндра d, мм	Ход S, мм	Рабочий объем Vh, см3	Степень сжатия, e	Масса G, кг	Расход топлива gen, г/кВт∙ч	коэф-т а	коэф-т b
175,4	2000	6 V	130	140	11150	16,5	885	227	0,916	1,084

 

 

2.2. Определение основных размеров  двигателя

 

На выбор  основных размеров двигателя оказывает  влияние целый ряд показателей:

- число тактов рабочего цикла. Современные автомобильные и тракторные двигатели четырехтактные.

- число цилиндров. В настоящее время наибольшее применение получили двигатели с числом цилиндров у грузовых автомобилей – 6, 8 и 12. В качестве прототипа – шестицилиндровый двигатель ЯМЗ-236БЕ2.

- частота вращения коленчатого вала. Для двигателей лесотранспортных машин наиболее характерные частоты вращения коленчатого вала п (об/мин), соответствующие номинальной мощности равны от 1600 до 2400 об/мин, что соответствует выбранному двигателю с номинальной частотой 2000 об/мин.

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

Значения среднего эффективного давление р, (МПа), соответствующего максимальной мощности при полной нагрузке, составляют от 0,75 до 1 у двигателя с наддува.

- отношение хода поршня S  к диаметру цилиндра d (Ψ = S/d). Из теории двигателей известно, что понижение Ψ  за счет уменьшения хода поршня дает ряд преимуществ и считается целесообразным. У современных автомобильных двигателей оно соответствует наиболее характерным значениям 1 – 1,08.

Диаметр цилиндра d (мм) определяется по следующей формуле:

 

где τ – число тактов рабочего цикла;

р_е – среднее эффективное давление, МПа (р_е = 0,75 – 1 МПа);

ψ – отношение хода поршня к диаметру цилиндра (Ψ = S/d = 140/130 =1,08);

i – число цилиндров (табл. 2.2);

n – частота вращения коленчатого вала двигателя, об/мин (табл. 2.2).

Значения  τ, ψ, i и n выбираются по серийному двигателю, взятому в качестве прототипа.

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

– литровая мощность (кВт/л):

 

где – рабочий объем одного цилиндра:

– удельная масса двигателя (кг/кВт):

где – сухая масса двигателя, кг; (табл. 2.2);

– средняя скорость поршня (м/с):

 

где – ход поршня, м.

 

 

2.3. Построение внешней скоростной  характеристики двигателя

 

Нагрузочные и  скоростные режимы лесотранспортных машин  изменяются в широких пределах. Поэтому при оценке динамических и экономических свойств их двигателей представляют интерес эффективная мощность и соответствующие ей параметры при различных нагрузках и частотах вращения коленчатого вала.

Зависимость эффективной  мощности N_e (кВт), крутящего момента M_e (кН∙м), часового G_T (кг/ч) и удельного эффективного g_e (г/кВт∙ч) расходов топлива от частоты вращения коленчатого вала п (об/мин) называется скоростной характеристикой двигателя. Выполняем скоростную характеристику двигателя, в соответствии с требованиями ГОСТ 14846-81 «Двигатели автомобильные. Методы стендовых испытаний».

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

Мощность двигателя  рассчитывается следующим образом:

,

где N_e – номинальная мощность двигателя, кВт;

п – текущее значение частоты вращения коленчатого вала двигателя, об/мин;

n_eh – частота вращения коленчатого вала двигателя, соответствующая номинальной мощности, об/мин;

а и b – постоянные коэффициенты двигателя (табл. 2.2).

        Удельный эффективный расход топлива определяется по формуле:

 ,

где g_eh – удельный эффективный расход топлива при номинальной мощности, г/кВт∙ч;

c_T = d_T = 1,55, е_T = 1,0 – постоянные коэффициенты скоростной характеристики.              

        Часовой расход топлива G_T и крутящий момент двигателя М_е определяются по следующим формулам:

;

.

Скоростная  характеристика двигателя строится не менее чем для семи различных  значений частоты вращения коленчатого  вала двигателя п в диапазоне

n = (0,5 – 1,0)∙n_eн

Результаты  расчетов приведены в таблице 2.3.

 

 

Зависимости эффективных параметров двигателя от частоты

вращения  коленчатого вала

 

Таблица 2.3

Частоты вращения коленчатого вала n, об/мин	Эффективная мощность Ne, кВт	Крутящий момент Me , Н∙м	Часовой расход GT , кг/ч	Удельный эффективный расход ge , г/кВт∙ч
1000	105,9	1011	24,64	232,68
1167	123,5	1019	27,64	223,82
1337	140,1	1001	30,44	217,24
1501	153,5	977	33,07	215,42
1667	164,5	943	35,55	216,10
1833	172,1	897	37,86	219,96
2000	175,4	838	39,82	227,10

 

 

 

3. Выбор основных узлов и передаточных чисел силовой

передачи лесовозного автопоезда

 

 

3.1. Общие положения

 

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

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 4х4): 1 – двигатель; 2 – сцепление; 3 – коробка передач; 4 – карданная передача; 5 – задний ведущий мост; 6 – передний ведущий мост.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

3.2. Выбор передаточных чисел силовой передачи проектируемой 

машины

 

Общее передаточное число трансмиссии на низшей (первой) передаче k₁^Д должно обеспечить движение машины в самых трудных условиях с грузом. Значение k₁^Д определяется из условия преодоления груженой машиной максимальных дорожных сопротивлений:

  ,

где – максимальная касательная сила тяги, принимается по данным расчета, проведенного в п. 2.1;

R – динамический радиус колеса;

 – КПД трансмиссии.

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

,

где n_ш – число колес (шин) машины.

По нагрузке на колесо подбирается  шина соответствующего размера и вычисляется динамический радиус колеса R (м) по формуле

,

где Н – высота профиля шины, дюйм;

d – диаметр обода колеса, дюйм (1 дюйм = 25,4 мм);

 – коэффициент деформации шины, равный 0,93 – 0,97.

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 = 39930 Н (п.2.1), номинального крутящего момента М_ен=838 Н∙м (табл. 2.3), наибольшей скорости движения = 60 км/ч, вес машины G_м=80 кН, Q₁ = 76 кН

Тогда нагрузка на одно колесо равна:

Z_k =(80+76)/6=26 кН;

Подбираем шину обычного профиля, размерностью 10,00R20 (280R508). Ее основные параметры:  диаметр D = 1052 мм, ширина профиля В = 275 мм, статический радиус равен 488 мм.

      Тогда динамический радиус колеса равен:

R = (2·10,7+20)·0,0254·0,97/2=0,51 м;

      Зная динамический радиус, можем определить k₁^Д: