Трелевочные трактора

Курсовая работа
Содержание скрыть

Лесными машинами, в соответствии с типовой учебной программой дисциплины “Лесные машины”, называются применяемые в лесной промышленности машины для подвозки и вывозки леса. Лесные машины служат базой для большого семейства лесосечных, дорожно-строительных и других машин, используемых в лесной промышленности.

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 и специальные машины, созданные на их базе, а для вывозки — лесовозные автомобили, тракторы, тепловозы.

Режимы работы трелевочного трактора во многом определяются технологическим процессом лесозаготовок. Рабочий цикл трелевочного трактора с чекерной оснасткой включает следующие фазы: холостой ход, маневры перед сбором пачки, сбор пачки, грузовой ход, разгрузка пачки.

В связи с этим особенностями работы лесных машин большое значение приобретают следующие требования: высокая надежность и топливная экономичность, хорошие динамические свойства и приспособляемость к неустановившимся режимам работы; быстрый и надежный запуск двигателя при низких температурах окружающего воздуха; необходимые тягово-сцепные и скоростные свойства, обеспечивающие эффективную работу в тяжелых условиях эксплуатации.

1. НАЗНАЧЕНИЯ И УСЛОВИЯ РАБОТЫ ПРОЕКТИРУЕМОЙ МАШИНЫ

В курсовом проекте необходимо разработать трелевочный трактор, у которого рейсовая нагрузка составляет 2 м3 при скорости рабочего хода 8 км/ч и ограничении по весу до 60 кН.

Трелевочные трактора необходимы для трелевки деревьев, хлыстов или сортиментов от места валки к погрузочному пункту в соответствии с технологической картой разработки лесосеки.

Трелевка древесины осуществляется по специально подготовленному волоку, расположенным определенным образом на лесосеке. При трелевке трелевочная машина движется в различных дорожных и климатических условиях при больших перегрузках двигателя и должны обладать хорошей маневренностью.

В настоящее время наибольшее распространение при трелевке получили трелевочные трактора с канатно-чокерным технологическим оборудованием, что связано с простотой конструкции и возможностью сбора пачки и трелевки древесины через участки с плохой несущей способностью грунтов( заболоченные участки волока, различные водные препятствия и др.).

Исходя из условий охраны окружающей среды наиболее перспективными являются колесные трактора с шарнирно-сочлененной рамой. Они меньше повреждают грунт, чем гусеничные трактора, и более маневренные, чем трелевочные трактора с управляемыми передними колесами.

4 стр., 1532 слов

Машины для подготовительных работ

... Для всех этих подготовительных работ применяются специальные машины – древовалы, кусторезы, корчеватели, рыхлители. Обычно это машины, созданные на базе гусеничных тракторов, оснащенных специальным ... корчеватели-собиратели ДП-25. Корчеватель-собиратель МП-2Б, базовой машиной которого является трактор Т-130.1.Г-1, может эксплуатироваться только на минеральных грунтах; корчеватель-собиратель МП-7А ...

Проанализировав все преимущества и недостатки различных типов трелевочных тракторов и их технологического оборудования я принял решение спроектировать трелевочный трактор на базе трактора МТЗ-82Л схема которого приведена на рис. 1.1., техническая характеристика в таблице 1.1

Рис. 1.1. Трелевочная машина МТЗ-82Л

1 — гидроцилиндр; Защитные ограждения: 2, 3 — капота; 5 — боковых стекол кабины; 6 — крыши кабины; 7 — задних и боковых фар; 9 — трелевочного приспособления; 10 — заднего стекла кабины; 16 — задних габа-ритных фонарей; 17 — передних габаритных фонарей; 18 — нижней части трактора; 4 — искрогаситель системы выпуска; 8 — боковые фары; 11 — канатонаправляющий блок; 12 — упорный щит трелевочного приспособления; 13- канатонаправляющий блок; 14 — откидывающая опора; 15 — карданный вал; 19 — рама толкателя; 20 — базовый трактор; 21 — отвал; 22 — выключатель боковых фар

Таблица 1.1

Наименование показателя

МТЗ-82Л

Двигатель

Д-243

Мощность, кВт

60

масса, кг

4700

Скорость, км/ч

2,5-33,38

Длина, мм

3930

Ширина, м

1970

Высота, м

2805

Колея, мм:

2100

Дорожный просвет, мм

470

Тяговое усилие лебедки, кН

60

Объем пачки, м3

5

2. ВЫБОР ДВИГАТЕЛЯ

2 .1 Определение мощности двигателя

Мощность двигателя лесотранспортной машины определяется по формулеУ

, где

Рк — касательная сила тяги на ведущих органах тягача, потребная для преодоления силы сопротивления движению лесотранспортной машины, Н?

va — скорость движения, км/ч?

зтр — механический КПД трансмиссии?

Касательная сила тяги определяется из уравнения тягового балансаУ

РК=?РСОПР=Рf ±Рi±Pj+Pw+Pkp

трелевочный трактор двигатель передача

Для наиболее характерных способов транспортировки древесины расчетная формула для нахождения Рк будет иметь следующий вид (трелевка в полупогруженном состоянии)У

Рк=(G+)·(f1+i)+ ·(f2+i), где

G — сила веса тягача, Н?

f1 — коэффициент сопротивления качению тягача?

i — уклон дороги (волока)?

— сила веса части пакета волочащейся по земле, Н?

f2- коэффициент сопротивления скольжению волочащейся части пачки.

При трелевке деревьев в полупогруженном состоянии на колесных тракторахУ

,где

Q-вес трелюемой пачки, Н

с -плотность древесины, кг/,

V-объем трелюемой пачки, .

Коэффициенты сопротивления движению f1 и f2 в зависимости от типа дороги, способа транспортировки, вида тягача и подвижного состава выбираем из приложения.

Эксплуатация лесотранспортных машин происходит в сложных условиях, когда значения РК и va изменяются в широких пределах из-за резкого колебания коэффициентов сопротивления движению, размера и силы веса транспортируемых пачек. Поэтому мощность двигателя определяется для трех следующих случаев ( таблица 2.1).

Вариант

f1 и f2

Уклон i

Скорость движения

1

f1=0,2 и f2=0,2

0,06

5 м/с

2

f1=0,15 и f2=0,175

0,012

6,5 м/с

3

f1=0,1 и f2=0,15

0

8 м/с

Для определения веса трелюемой пачки примем плотность свежесрубленной древесины с=900 кг/.

Н

РК1=(60+11,772)·(0,2+0,06)+5,886·(0,2+0,06)=20,19 кН.

РК2=(60+11,772)·(0,15+0,012)+5,886·(0,175+0,012)=12,73 кН.

РК3=(60+11,772)·0,1+5,886·0,15=8,06 кН.

Для последующих расчетов будем принимать наибольшее значение мощности.

Правильность определения мощности двигателя проверяется по величине удельной мощности (кВт/т)У

Ne — максимальная мощность двигателя, кВт

G — масса тягача без груза, т.

Значения удельной мощности Nуд проектируемых лесотранспортных машин должны находиться в следующих пределахУ колесные трелевочные машины — 13…17.

Т.о. мощность определена правильно.

2 .2 Выбор двигателя. Определение основных размеров и параметров двигателя

Двигатель выбираем по наибольшей расчетной мощности из методического пособия [1].

Наиболее подходящий двигатель — Д-248.1 (Ne=37 кВт).

Предоставим основные характеристики данного двигателяУ

Дизельный двигатель с наддувом? n=1800 об/мин? i=4Р? d=110 мм? S=125 мм? vs=4,75 л? е=15? GД=750 кг? geн=220 г/кВт·ч.

Поскольку мощность серийного двигателя отличается от мощности необходимого двигателя, то определим основные размеры двигателя.

Определение диаметра цилиндра (мм) производится по формуле:

где ф- число тактов рабочего цикла( примем 4);

pe- среднее эффективное давления, МПа( примем 0,8);

ш- отношение хода поршня к диаметру цилиндра( примем 1,136);

n- частота вращения коленчатого вала, об/мин( примем 1800).

мм,

Определим литровую мощность:

где Vs-рабочий объем цилиндра, л

кВт/л

Определим удельную массу двигателя:

л/кВт,

Средняя скорость поршня:

м/с,

Полученные значения параметров соответствуют дизельному тракторному двигателю без наддува.

2 .3 Построение скоростной характеристики

Скоростная характеристика двигателя с некоторым приближением может быть построена по эмпирическим формулам С. Р. ЛейдерманаУ

Neн- максимальная мощность двигателя, кВт.

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

neн- частота вращения, соответствующая максимальной мощности, об/мин.

Me- крутящий момент двигателя, Н·м.

geн — удельный расход топлива при максимальной мощности двигателя г/(кВтМч).

Gт- часовой расход топлива.

А, В, Ао, Во, Со — постоянные коэффициенты Лейдермана.

Принимаем значения А=0,781; В=1,219;

gен=220 г/кВт.

Значения необходимые для построения скоростной характеристики вычислены с помочью ЭВМ и приведены в таблице 1.2

Таблица 2.2

n

Ne

Me

ge

900

21,09925

223,8865

225,5

4,757881

1050

24,8598032

226,1058

216,9444444

5,393196

1200

28,3474815

225,5987

211,4444444

5,993917

1350

31,4338125

222,3651

209

6,569667

1500

33,9903241

216,4051

209,6111111

7,12475

1650

35,888544

207,7185

213,2777778

7,654229

1800

37

196,3056

220

8,14

3 .1 Силовые передачи

Преобладающее количество трелевочных тракторов имеют механическую силовую передачу, обладающую целым рядом преимуществУ высокой надежностью, высоким КПД, простотой и низкой стоимостью изготовления и ремонта.

В проектируемом трелевочном тракторе силовая передача включает в себя следующие узлы.

Сцепление. Сухое однодисковое сцепления постоянно замкнутого типа.

Коробка передач. Предназначены для возможности изменения передаточного числа трансмиссии, длительного разделения двигателя и ведущих колес, 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 тормозком для остановки ведущего вала.

В нашем случае принимаем пятиступенчатую двухвальную коробку передач с переключением передач с остановкой трактора.

Раздаточная коробка. Раздаточные коробки устанавливаются на полноприводных лесных машинах с двумя и более ведущими мостами, что дает возможность распределения крутящего момента между мостами. В раздаточной коробке устанавливаем межосевой дифференциал, обеспечивающий нежесткий привод ведущих мостов. Наличие в трансмиссии межосевого дифференциала резко повышает склонность трактора к буксованию. Для устранения этого недостатка межосевой дифференциал снабжают блокировочным устройством.

Карданная передача. Служат для компенсации изменения расстояния между задним и передним мостами и возможности сборки карданные передачи всегда имеют шлицевое сочленение.

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

Бортовая передача. Бортовые передачи тракторов, выполненные в виде цилиндрических редукторов, позволяют реализовать большое передаточное число трансмиссии. Размещение бортовой передачи, в нашем случае, непосредственно у приводных колес позволяет увеличить силу тяги на ведущих колесах и увеличить клиренс, что повышает проходимость. Бортовая передача: сдвоенная и состоит из цилиндрической и планетарной ступеней.

3 .2 Ходовая система

Специфика условий эксплуатации трелевочных тракторов предъявляет к ходовым системам следующие требования:

Высокая проходимость;

Повышенная прочность при больших динамических нагрузках;

Надежность и долговечность;

Простота ухода и возможность быстрой смены деталей.

3.3 Механизм управления

Рулевое управление на трелевочных тракторах должно обеспечивать легкость и удобство управления, предотвращать передачу толчков от ударов управляемых колес о неровности дороги на рулевое колесо.

В связи с этим на проектируемом трелевочном тракторе рулевое управление будет осуществляться за счет складывания полурам при помощи гидроцилиндров.

3 .4 Тормоза

На трелевочном тракторе установим независимо действующие друг от друга ножной и ручной тормоза.

На проектируемом тракторе будут использоваться дисковые тормоза с механическим приводам.

3 .5 Технологическое оборудование

Трелевочное оборудование проектируемого трактора состоит изУ однобарабанной лебедки, собирающего каната, защитно-опорного щита, чокеров и гидросистемы, бульдозерного отвала.

Защитно-опорный щит — не откидной, предназначен для поднятия передней части пачки и транспортированию ее в полуподвешенном состоянии.

Чокеры служат для зацепки деревьев, а собирающий канат — для сбора зачокерованных деревьев и подтаскиванию их к трактору.

Собирающий канат имеет длину 50-65 м и диаметр 12 мм. Одним концом он крепится к барабану лебедки, а второй конец снабжен стопорным разрезным кольцом.

4 .1 Общие положения

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

Во время работы транспортных машин в различных дорожных условиях требуется маневрировать тяговыми усилиями и скоростями движения для получения большей эффективности. 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 машинУ

1. Плавное изменение крутящего момента в интервале рабочих скоростей.

2. Простота конструкции агрегатов и надежность в эксплуатации.

3. Дешевизна изготовления, малый вес и небольшие габаритные размеры.

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.

4 .2 Колесный трелевочный трактор

Для определения передаточных чисел необходимо знать максимальную потребную касательную силу тяги на первой передаче (Рк.max), номинальный крутящий момент двигателя (Мен) и наибольшую скорость движения порожнего трактора (vmax).

Общее передаточное число трансмиссии на первой передаче () должно обеспечить движение машины в самых трудных условиях (fmax, ip) с грузом. Значения определяется их условия преодоления наибольшего дорожного сопротивления по зависимостиУ

где Rк — радиус ведущего колеса, м.

Для нахождения динамического радиуса колеса определим нагрузку на одно колесо трактора в кН:

где nк- число колес машины.

Н

По нагрузке на колесо из методического пособия [1] подбирается шина соответствующего размера. Принимаем шины 16,00-20 с максимальной допустимой нагрузкой 17.5 кН. Вычисляем динамический радиус колеса (м) по формуле:

где Rст- статический радиус колеса, м

Д- радиальная деформация колеса, м

Rк=490-47,5=442,5мм

Общее передаточное число трансмиссии на 1-й передаче из условия сцепления колес с дорожным покрытием определяется по формулеУ

где ц — коэффициент сцепления с почвой (ц=0,4).

Окончательный выбор передаточного числа трансмиссии на первой передаче производится из условияУ

Примем величину к1=42.

Передаточное число на высшей передаче определяется из условия обеспечения движения порожней машины с максимальной скоростьюУ

Также выбирают передаточное число на высшей передаче из условия движения трактора по дороге с f1=0,15-0,2. Тогда передаточное число будет равноУ

Поскольку к?выс> к?выс, то расчеты ведем по к?выс уточняя максимальную скоростьУ

Минимальное число ступеней в коробке передач m определяем из следующей зависимостиУ

Проанализировав полученный результат вычисления и существующие аналоговые модели трелевочных тракторов( МЛ-127 и МЛ-127С) примем m=5, т.к. более целесообразно принимать большее число ступеней, что позволяет лучше использовать мощность двигателя.

Значение передаточных чисел трансмиссии на промежуточных передачах распределяются по закону геометрической прогрессии, что 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 зависимостьУ

к1, …,кm — передаточные числа трансмиссии на соответствующих передачах?

q — знаменатель прогрессии.

ТогдаУ

Определим передаточные числа на 2, 3, 4, 5 передачахУ

Зная передаточные числа трансмиссии, переходим к определению передаточных чисел других агрегатовУ главной передачи io, конечной передачи iб. Их значения обычно принимаются по аналогии с выполненными моделями. Чтобы значения передаточных чисел в коробке передач получились в допустимых пределах, следует io, iб выбирать в соответствии со следующими даннымиУ главная передача- io=2,5…5,5? двойная бортовая передача- iб ?7,5.

Принимаем io=3,41; iб=8,89.

Передаточные числа в коробке передач вычисляются по следующим формуламУ

Правильность вычисления передаточных чисел коробки передач проверяется по зависимостиУ

Вычисленные передаточные числа коробки передач были определены исходя из условия, что на проектируемом трелевочном тракторе главную и бортовую передачи установим от трелевочного трактора МЛ-127.

В связи с полученными результатами можно сделать вывод о том, что на проектируемом тракторе установим трансмиссию от трелевочного трактора МЛ-127, кроме коробки передач, которую можно разработать по аналогичной компоновочной схеме.

5 .1 Построение характеристик

Тяговая характеристика представляет собой зависимость на различных передачах Ра=f(va) и является основным документом, характеризующим тягово-динамические качества машины.

Расчет тяговой характеристики производится в следующем порядке. В таблицу вносим все значения крутящего момента Ме и частоты вращения вала двигателя n, найденные при построении внешней характеристики. Для построения кривых Ра=f(va) необходимо определить на каждой передаче скорость движения и свободную силу тяги при соответствующей частоте вращения вала двигателя.

Скорость движения (км/ч) определяется по формулеУ

Rд — динамический радиус колеса, м?

к — общее передаточное число трансмиссии на соответствующей передаче.

Свободная сила тяги (Н) равнаУ

Ра=Рк-Рщ, где

Рк — касательная сила тяги, Н?

Параметры тяговой характеристики.

n,

об/мин

Ме,

Н·м

i1=1,39

i2=1,02

i3=0,75

i4=0,55

i5=0,40

k1=42

k2=30,88

k3=22,71

k4=16,70

k5=12,28

va,

км/ч

Рк=Ра, Н

Рщ,

Н

va,

км/ч

Рк=Ра, Н

Рщ,

Н

va,

км/ч

Рк=Ра, Н

Рщ,

Н

va,

км/ч

Рк=Ра, Н

Рщ,

Н

va,

км/ч

Рк=Ра, Н

Рщ,

Н

880

388,40

3,50

29491,95

4,75

21683,61

6,46

15946,72

8,79

11726,56

11,95

8622,89

1100

396,09

4,37

30075,7

5,94

22112,8

8,08

16262,36

10,99

11958,67

14,94

8793,56

1320

397,09

5,24

30151,84

7,13

22168,78

9,70

16303,53

13,19

11988,95

17,93

8815,82

1540

391,41

6,12

29720,38

8,32

21851,55

11,31

16070,23

15,38

11817,39

20,93

8689,67

1760

379,04

6,99

28781,3

9,51

21161,11

12,93

15562,46

17,58

11443,99

23,91

8415,11

1980

359,99

7,86

27334,63

10,70

20097,46

14,54

14780,22

19,78

10868,77

26,90

7992,12

2200

334,25

8,74

25380,34

11,89

18660,59

16,16

13723,51

21,98

10091,71

29,89

7420,73

Рщ — сопротивление воздушной среды, Н.

В данном курсовом проекте сопротивление воздушной среды не учитывается т.к. максимальная скорость трактора при трелевке менее 25 км/ч.

5 .2 Анализ тяговых свойств машины

В условиях эксплуатации возможности движения транспортной системы на той или иной передаче ограничиваются мощностью двигателя (т.е. способностью машины развить на данной передаче силу тяги, равную или большую действующей силы сопротивления) и силами сцепления (т.е. возможностью машины реализовать эту силу тяги на ведущих органах без буксования).

Эта возможность может быть выражена следующей зависимостьюУ

Ра ? ?Рсопр ? Рц

где ?Рсопр — суммарная сила сопротивления дороги.

Очевидно, при равномерном движении Ра=?Рсопр, а при ускоренном Ра>?Рсопр.

Сила тяги по сцеплению зависит от состояния дорожного покрытия и типа двигателя, определяющих величину коэффициента сцепления ц, а также от нагрузки, приходящейся на ведущие органы машины (сцепной силы веса) GскУ

Рц= Gск

  • ц

Анализ зависимости показывает, что движение транспортной системы на данной передаче возможно при следующих условияхУ

1. Сумма сил сопротивления не превосходит по своей величине значение свободной силы тяги Ра, которую машина способна развить на данной передаче.

2. Сила тяги Ра, подводимая к ведущим органам, не превышает силы тяги Рц ограничиваемой по сцеплению.

3. При Ра>?Рсопр и отсутствии ограничений по сцеплению обеспечивается ускоренное движение.

4. Для движения с равномерной скоростью при переменной величине ?Рсопр, необходимо изменить форсировку двигателя изменением подачи топлива автоматически (с помощью регулятора) или вручную (дроссельной заслонкой) в соответствии с изменением ?Рсопр так, чтобы Ра=?Рсопр.

Тяговая характеристика характеризует способность машины развивать на различных передачах при полной форсировке двигателя предельные значения силы тяги или динамического фактора при соответствующей скорости.

Рассмотрим задачи, решаемые с помощью тяговой характеристики для некоторых условий.

Тяжелые условияУ f2=0,7; f1=0,15; i=0,12; ц=0,4. Для заданных условийУ

?Рсопр=(G+Q1)·(f1+i)+Q2·(f2+i)=(50+16,8732)·(0,15+0,12)+8,4366·(0,7+0,12)=24,97кН

Рц= Gск

  • ц=(G+Q1)·ц=66,8732·0,4=26,75 кН.

Ограничение по сцеплению позволяют сделать вывод о том, что трелевка в наиболее неблагоприятных условиях возможна только на 2-ой передачи( скорость при трелевке колесными тракторами не превышает 12 км/ч).

При снижении коэффициента сцепления до ц=0,2 величина Рц снизится до 13,37 кН и во избежания буксования потребуется сбросить пачку, переместиться порожнем на участок, где Рц>?Рсопр, а затем подтянуть пачку лебедкой.

После преодоления подъема и перехода на горизонтальный участок потребная сила уменьшится и будет составлятьУ

Ра=?Рсопр==(G+Q1)·f1+Q2·f2=(50+16,8732)·0,15+8,4366·0,7=15,94 кН.

При таком суммарном сопротивлении появится возможность перехода на третью передачу.

Движение трактора порожнем при f1=0,15; i=0 (легкие условия) возможно на всех передачах, в том числе и на пятой.

?Рсопр==(G+Q1)·f1=66,8732·0,15=10,03 кН.

Переход на 4-ю передачу потребуется при преодолении подъемаУ

При этом скорость движения упадет до va=13 км/ч.

6. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ДВИГАТЕЛЯ, Методика теплового расчета приведена для четырехтактного дизельного двигателя., Давление в конце такта впуска рa (МПа)

, (2.16)

где р0 — давление окружающей среды, 0,101 МПа;

  • степень сжатия;
  • v — коэффициент наполнения;
  • Т0 — температура свежего заряда, 298 К;
  • Т0 — температура окружающей среды, 288 К;
  • рr — давление остаточных газов в начале такта впуска, 0,116 МПа.

Температура в конце такта впуска Та (К)

, (2.17)

где Тr — температура остаточных газов в начале такта впуска, 700 К.

Показатель политропического сжатия n1 для дизельных двигателей выбирается исходя из условия: если =12-15,5, тогда n1 = 1,325; если =15,6-22, тогда n1 = 1,355.

Давление в конце такта сжатия ре (МПа)

. (2.18)

Температура в конце такта сжатия, Тс (К)

. (2.19)

Теоретически необходимое количество воздуха, потребное для сгорания 1 кг топлива l0 (кг воздуха/кг топлива)

, (2.20)

где gс — процентное содержание углерода в дизельном топливе, 85,7 %;

  • процентное содержание водорода, 13,3 %;
  • процентное содержание кислорода, 1,0 %.

Теоретически необходимое количество воздуха, потребное для сгорания 1 кг топлива L0 (кмоль воздуха/кг топлива)

. (2.21)

Действительное количество воздуха в горючей смеси L (кмоль воздуха/кг топлива)

, (2.22)

где — коэффициент избытка воздуха, 1,5.

Коэффициент остаточных газов

. (2.23)

Количество киломоль остаточных газов Mr (кмоль/кг топлива)

. (2.24)

Количество киломоль газов до сгорания Mс (кмоль/кг топлива)

, (2.25)

где 0 — коэффициент избытка воздуха до сгорания (в расчетах принимается 0 = ).

Суммарное количество продуктов сгорания 1 кг топлива при 1 для дизельного двигателя М2

. (2.26)

Количество киломоль газов после сгорания (кмоль/кг топлива)

. (2.27)

Коэффициент молекулярного изменения

. (2.28)

Средняя молекулярная теплоемкость свежего заряда (кДж/кг)

, (2.29)

где Тс — температура в цилиндре двигателя в процессе сжатия, К (табл. 1)

Средняя молекулярная теплоемкость продуктов сгорания (кДж/кмольград).

, (2.30)

где Тz — температура в цилиндре двигателя в процессе сгорания, К (табл. 1).

Температура в конце такта сгорания (К)

, (2.31)

где — коэффициент использования тепла; hu — низшая теплотворная способность дизельного топлива, 41700 кДж/кг; — степень повышения давлении:

, (2.32)

где pz — давление в процессе сгорания, К; рс — давление в процессе сжатия, К (табл. 2.9).

Давление в конце такта сгорания, рz (МПа)

, (2.33)

Для дизельных двигателей показатель политропического расширения n2 принимается в зависимости от частоты вращения коленчатого вала двигателя nen, исходя из пропорции: при nen=1400 об/мин — n2=1,3, а при nen=3000 об/мин — n2=1,15.

Степень расширения р

. (2.34)

Степень последующего расширения

. (2.35)

Давление в конце такта расширения, рb (МПа)

. (2.36)

Температура в конце такта расширения, Tb (К)

. (2.37)

Среднее индикаторное давление теоретической диаграммы (МПа)

. (2.38)

Действительное среднее индикаторное давление pi (МПа)

. (2.39)

Индикаторный КПД двигателя

. (2.40)

Индикаторный удельный расход топлива (г/кВтч)

. (2.41)

Среднее давление трения рт (МПа):

  • для дизельных двигателей с неразделенными камерами сгорания (0,75)

. (2.42)

  • для дизельных двигателей с разделенными камерами сгорания(0,75)

. (2.43)

Среднее эффективное давление ре (МПа)

. (2.44)

Механический КПД

. (2.45)

Эффективный КПД

. (2.46)

Эффективный удельный расход топлива ge (г/кВтч)

. (2.47)

Часовой расход топлива, Gт, кг/ч

, (2.48)

где Ne — эффективная мощность двигателя, кВт.

Средние значения давлений, температур, соответствующих состоянию газов в конце тактов дизельного двигателя приведены в табл. 2.9. Значения основных индикаторных и эффективных показателей дизельных двигателей приведены в табл. 2.10.

Таблица 2.9. Средние значения температур (Т) и давлений (р)

Процесс

Температура, К

Давление, МПа

Обозначение

Значение

Обозначение

Значение

Впуск

Тa

310—360

рa

0,075—0,095

Сжатие

Тc

750—950

рc

3,0—4,5

Сгорание

Тz

1800—2300

рz

5,0—8,0

Расширение

Тb

900—1400

рb

0,2—0,4

Выпуск

Тr

700—900

рr

0,105—0,120

Таблица 2.10. Индикаторные и эффективные показатели ДВС

Показатель

Обозначение

Значение

Индикаторный КПД

i

0,35—0,5

Среднее индикаторное давление при полной нагрузке, МПа

pi

0,6—1

Механический КПД при максимальной мощности

м

0,7—0,8

Эффективный КПД

е

0,3—0,4

Среднее эффективное давление при полной нагрузке, МПа

ре

0,6—0,8

Удельный эффективный расход топлива при полных нагрузках, г/кВтч

ge

230—280

Расчет по данной методике был произведен на ЭВМ, а результаты приведены в приложении 3.

7. ОПРЕДЕЛЕНИЕ НАГРУЗОК НА ОСИ И КОЛЕСА ТРЕЛЕВОЧНОГО ТРАКТОРА

7.1 Общие положения

При движении транспортной машины на оси и колеса действуют реакции, нормальные и параллельные опорной поверхности. Определение нормальных реакций необходимо для выяснения условий устойчивости и управляемости, анализа сцепных и тяговых свойств. Суммарные реакции служат исходными данными для проведения прочностных расчетов деталей подвески и ходовой системы трактора.

Разрабатывая в курсовом проекте вопросы общей динамики колесных трелевочных тракторов необходимо определить:

1) статические нагрузки на оси и шины груженого и порожнего трактора;

2) углы продольной и поперечной устойчивости, угол сползания для машины с грузом;

3) произвести анализ устойчивости трактора и распределение нагрузок по осям и шинам.

5.2 Двухосный трелевочный трактор с колесной формулой 4Ч4

Для определения нагрузок на оси трактора выбираем расчетную схему( рисунок 7.1) и геометрические параметры трактора( из технической характеристики аналогового трактора МЛ-127).

Наносим на расчетную схему действующие силы и реакции дороги.

Рис. 7.1. Расчетная схема для определения нагрузок на оси трактора

Для нахождения статических нагрузок на переднюю и заднюю оси машины используются известные зависимости:

для порожней машины на равнинной местности

кН кН

для груженой машины при отсутствии уклона

(6.3)

(6.4)

кН

кН

Данный трелевочный трактор обладает хорошей продольной устойчивостью как в груженном, так и в порожнем состоянии.

Потеря продольной устойчивости трактора наступит тогда, когда нагрузка на переднюю ось будет равна нулю.

Тогда предельные углы продольной статической устойчивости будут:

для порожней машины

(6.5)

для груженой машины

(6.6)

При движении трелевочного трактора за счет действия сил сопротивления движению, крюковой силы тяги, окружного усилия на ведущих колесах и реактивного момента мостов происходит перераспределение нагрузок на оси.

Статические углы поперечной устойчивости по опрокидыванию опр и боковому сползанию сп могут быть найдены из расчетной схемы на рис. 7.2.

Предел поперечной устойчивости наступит тогда, когда или

(6.10)

Откуда статический угол поперечной устойчивости машины по опрокидыванию составит:

(6.11)

где В — колея машины, м.

Рис. 7.2. Расчетная схема для определения поперечной устойчивости

Условие бокового сползания машины определяется следующим соотношением

где — коэффициент сцепления в поперечном направлении.

tgсп=, при =0,4, гсп?220

Статические углы продольной и поперечной устойчивости колесных тракторов должны быть не менее 20°.

Для оценки распределения нагрузок по колесам автомобиля необходимо вычислить нагрузку на одну шину переднего и заднего колеса груженой машины в движении и сравнить с допускаемой.

Кроме того, необходимо вычислить коэффициент неравномерности нагрузок на шины, равный

где и — максимальная и минимальная нагрузки на шины груженой машины.

Соответственно нагрузка на переднюю и заднюю оси в груженом состоянии:

кН, кН

6 .1 Расчет сменной производительности трелевочного трактора

Подготовительно-заключительное время (Ппз) при трелевке принимается одинаковым для всех моделей колесных тракторов и равным 32 мин.

Время цикла определяется по формулеУ

Тц=L·Т1+Т2, где

L — расстояние трелевки(0,3км)?

Т1 — время пробега одного км в обоих направлениях по волоку, мин/км?

vгр и vп — рабочие скорости движения машины с грузом и в порожняком соответственно, км/ч?

Т2 — время на погрузочно-разгрузочные работы(15мин).

Тц=0,3·11,5+15=18,45 мин.

Тогда производительность равнаУ

6.2 Расчет годовой производительности

Годовая производительность лесотранспортных машин может быть подсчитана по формулеУ

Пгод=365·Псм·ксм·ктг·кпер·кик, где

ксм — коэффициент сменности по режиму работы машины (1…2)?

ктг — коэффициент технической готовности машин (0,8…0,9)?

кпер — коэффициент, учитывающий возможный рост производительности машины (1,05…1,15)?

кик — коэффициент использования исправных машин данного вида по режиму работы (0,75…0,85).

Пгод=365·63,09·1·0,85·1,1·0,8=17224,83 мі/год.

7 . Расчет сцепления

Надежность передачи крутящего момента и обеспечение требуемого срока службы сцепления достигается правильным выбором коэффициента запаса муфты, размеров и количества трущихся поверхностей и обеспечение их износостойкости и нормального теплового режима. Основными расчетными параметрами сцепления являются наружный и внутренний диаметры фрикционных накладок, коэффициента трения µ, давления на фрикционные накладки q. Коэффициент трения µ и давления на фрикционные накладки q принимаем в соответствии со справочным материалом и для накладок на основе асбеста будут соответственно равны µ=0,3 и q=0,35.

Для расчета внутренних и наружных радиусов фрикционных накладок выразим наружный радиус R2, внутренний радиус примем равным 0,5ЧR2.

Расчетный момент муфты сцепления определяется по формуле:

Мст=вЧМен;

Мст=4Ч335=1340 Нм

где Мен — номинальный момент двигателя;

в — коэффициент запаса муфты сцепления, для трелевочного трактора он находится в диапазоне 2,0 .. 4,0, принимаю равным 3.

Принимаем однодисковое сухое сцепление.

Выражаю наружный радиус фрикционных накладок.

Мст=вЧМе=µЧQЧRстЧi

где µ — коэффициент трения(0,25);

Q — сила нажатия;

i — число пар поверхностей трения(1);

Rср- радиус приложения равнодействующей сил трения.

Радиус приложения равнодействующей сил трения определяется по формуле:

где R2 — наружный диаметр;

R1 — внутренний радиус, равен 0,5ЧR2.

Сила нажатия определяется по формуле:

Q=2ЧрЧRсрЧbЧq

где b — ширина поверхностей трения;

q — допускаемое давление(0,2МПа).

Ширина поверхностей трения определяется по формуле:

;

Произведя преобразования получим:

Rср=0,75ЧR2;

b=0,5ЧR2.

Окончательно получим выражение

вЧМе=2ЧрЧ(0,75ЧR2)2Ч0,5ЧR2ЧqЧiЧµ

Тогда наружный диаметр фрикционной накладки будет равен:

;

принимаю R2=325мм.

Тогда R1=200мм; b=125 мм.