САНКТ-ПЕТЕРБУРГ

Санкт-Петербургский государственный лесотехнический университет

им.С.М.Кирова

Кафедра лесных гусеничных и колесных машин

_______________________________________

Конструкция, расчет и потребительские свойства изделия

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ:

Выполнил: студент курса группы

Проверил: Пушков Ю.Л.

САНКТ-ПЕТЕРБУРГ

Содержание.

Задание……………………………………………………………………3

1.Выбор двигателя……………………………………………………….4

1.1 Расчет мощности двигателя………………………………………4

1.2 Обоснование типа двигателя……………………………………..8

1.3 Определение основных параметров двигателя………………….8

1.4 Построение скоростной характеристики двигателя…………….10

2.Выбор передаточных чисел трансмиссии. Построение и анализ

тяговой и динамической характеристик машины. Выбор основных

узлов трансмиссии…………………………………………………….14

2.1 Выбор передаточных чисел трансмиссии………………………14

2.2 Построение и анализ тяговой и динамической характеристики

машины…………………………………………………………….19

2.3 Анализ тяговой характеристики трактора………………………24

3.Общая динамика………………………………………………………..28

3.1 Определение углов статической устойчивости при движении

с грузом и без груза……………………………………………….28

4.Рассчет сцепления……………………………………………………...32

4.1 Определение размеров диска сцепления......................................32

4.2 Проверка сцепления на износ……………………………………33

4.3 Проверка сцепления на нагрев…………………………………..35

4.4 Расчет нажимных пружин………………………………………..36

4.5 Приводы управления……………………………………………..39

1. Выбор двигателя

1.1. Расчет мощности двигателя

Мощность двигателя транспортной машины определяется по следующей формуле, кВт:

.

(1.1)

где Р_к - касательная сила тяги на ведущих органах машины, необходимая для преодоления сил сопротивления движению, кН;

V_а - скорость движения машины, км/ч;

η _тр - коэффициент полезного действия (кпд) трансмиссии;

η _г - коэффициент учета потерь на трение в сочленениях траков и в зацеплении на ведущем участке гусениц (только для гусеничных машин)

Касательная сила тяги Р_к, кН, определяется из уравнения тягового баланса машины:

(1.2)

где Σ Р_сопр - суммарная сила сопротивления движению, кН;

- силы сопротивления качению, подъема, инерции, воздуха, кН;

Р_кр - крюковая сила тяги, кН.

При выполнении курсового проекта мощность двигателя следует определять для режима равномерного движения машины (Р_j = 0) на подъеме, тогда:

(1.3)

Расчетные формулы для нахождения Р_к имеют следующий вид.

Трелевка в полупогруженном состоянии:

(1.4)

где - сила веса тягача, кН;

- сила веса части груза, размещенной на тягаче, кН;

- коэффициент сопротивления качению тягача;

- руководящий подъем дороги (волока);

- сила веса части груза, волочащейся по земле, кН;

- коэффициент сопротивления скольжению волочащейся части

пачки.

Сила веса тягача, рейсовая нагрузка, тип дороги (волока), руководящий подъем, скорость движения указываются в задании на курсовой проект.

Сила веса части пакета, размещенной на тягаче обычно составляет:

При трелевке деревьев в полупогруженном состоянии трелевочными тракторами:

(1.5)

Коэффициенты сопротивления качению и выбираются из справочной литературы и будут равны:

=

=

Коэффициент полезного действия трансмиссии лежит в следующих пределах:

гусеничные трелевочные тракторы 0, 80 - 0, 85

Коэффициент учета потерь в гусеницах принимается равным 0, 95-0, 96.

Условия для определения мощности двигателя. Мощность двигателя лесотранспортной машины в основном определяется величинами Р_к и V_а, которые при работе машины изменяются в широких пределах из-за значительного колебания коэффициента сопротивления движению, размера и веса транспортируемых пачек. Поэтому мощность двигателя необходимо найти для трех различных условий движения машины, и для последующих расчетов принять наибольшее значение.

Каждое условие движения характеризуется своей величиной коэффициентов сопротивления качению и , руководящего подъема и скорости движения машины V_а. Значения этих параметров для трех условий движения приведены в таблице 1.1.

Таблица 1.1.

Условия для определения мощности двигателя

Условие	Коэффициенты сопротивления качению и	Руководящий подъем	Скорость движения Vа
	= =
	= =
	= =

Необходимо обратить внимание на то, что для первых двух условий рассматривается движение груженой машины с минимальной и рабочей скоростями. В этом случае для трелевочного трактора .

Для третьего условия расчет ведется при движении порожней машины с максимальной скоростью. В этом случае рейсовая нагрузка отсутствует, т.е. , и для трелевочного трактора .

Определим касательную силу тяги для 1 условия:

кН

Определим касательную силу тяги для 2 условия:

кН

Определим касательную силу тяги для 3 условия:

Определим мощность двигателя для 1 условия:

кВт

Определим мощность двигателя для 2 условия:

кВт

Определим мощность двигателя для 3 условия:

кВт

Для последующих расчетов принимаем наибольшее значение мощности:

кВт

1.2 Обоснование типа двигателя.

Краткая техническая характеристика ДВС ММЗ-Д245:

N_e=77.1 кВт –мощность двигателя

n_e= 2200 мин ^-1 = частота вращения коленчатого вала

i = 4P – число и расположение цилиндров

d=110 мм

S= 125 мм

V_H=4, 75 л

g=16, 0

G=430 кг

G_ен=250 г/кВт*ч

1.3 Определение основных параметров двигателя.

В результате выполненных расчетов и подбора двигателя-прототипа определены необходимая мощность двигателя, которая в дальнейших расчетах рассматривается как номинальная мощность N_ен, и соответствующая ей частота вращения коленчатого вала, называемая номинальной частотой вращения n_н.

Крутящий момент на номинальной мощности (номинальный крутящий момент двигателя), определяется по соотношению, Н*м:

М_ен

Удельный расход топлива g_ен на номинальной мощности принимается из приложения и равен 220

Основными размерами двигателя являеются диаметр цилиндра d и ход поршня S.

Диаметр цилиндра определяется по формуле, мм:

d=337³ √ ((τ *N_ен)/ψ *p_e*i*n_н))

где: τ -число тактов рабочего цикла

ψ -отношение хода поршня к диаметру цилиндра

p_e-эффективное давление, МПа

i-число цилиндров двигателя.

Отношение Хода поршня к диаметру цилиндра

Ψ =

Далее необходимо рассчитать и оценить следующие основные параметры двигателя:

S=ψ *d

Рабочий обьем одного цилиндра, л

V_h=

Рабочий обьем двигателя, л

V_h=v_h* i

Литровая мощность двигателя, кВт/л

N_л=N_ен/V_h

Удельная масса двигателя, кг/кВт

G_y=G_d/N_ен

Среднюю скорость поршня, м/c

С_м=(S*n_н)/30

М_ен=9550*(77.1/2200)=382 Н*м

d=337* ³ √ (4*77.1)/(1.15*1*4*2200)=33.7 мм

S=1.15*33.7=38.76 мм

V_h=(3.14* 33.7^2*38.76)/4*10^6=0.03 л

V_h=0.03*4= 0.12 л

N_л=77, 1/0, 12=642, 50 кВт/л

G_y=430/77.1=5.58 кг/кВт

C_m=(0.04*2200)/30=2.93 м.с

1.4 Построение скоростной характеристики двигателя.

Скоростную характеристику реальных двигателей получают опытным путем, испытывая двигатель в лабораторных условиях на специальных тормозных стендах. На стадии проектирования скоростная характеристика двигателя с некоторым приближением может быть построена расчетным путем на основании единственной полученной в результате предыдущих вычислений режимной точки N _ем , М_ем, g_ен, n_e c использованием эмпирических формул С.Р.Лейдермана:

N_e=N_ен*(A*(n/n_н)+B*((n² /n² _н) – (n³ /n³ _н)), кВт

М_е=9550 * (N_e/n), Н* м

g_e=g_ен*(A₀ -B₀ *(n/n_н)+C₀ *(n² /n² _н)), г/(кВт/ч)

G_t=(g_e*N_e)/1000, кг/ч

Здесь N_e= искомая мощность двигателя, кВт

n- частота вращения коленчатого вала, соответствующая искомой мощности, мин^-1

М_е- искомый крутящий момент двигателя, Н*м

g_e- искомый удельный расход топлива, г / (кВт*ч)

g_ен- удельный расход топлива при номинальной мощности двигателя, берется из технической характеристики двигателя-прототипа.

А, В, А₀, В₀, С₀ - Коэффициенты Лейдермана принимаются из таблицы 1.3

Минимальная частота вращения определяется по соотношению

n_min= 0.4* n _н

Из этого интервала выбирается 5-6 равномерно отстоющих друг от друга значений частоты вращения коленчатого вала. Крайними являются n_min и n _н. Для каждой полученной частоты вращения по уравнениям(1.18-1.21) рассчитываются значения N_e М_е g_e G_t. Результаты расчетов сводятся в таблицу 1.4.

Таблица 1.3

Значения коэффициентов формул Лейдермана

Расчет искомой мощности

1)N_e=77.1(0.87*(880/2200)+1.13*(880² /2200²)-(880³ /2200³))=35.8 кВт

2) N_e=47.59 кВт

3) N_e=58, 40 кВт

4) N_e=67, 45 кВт

5) N_e=73, 95

6) N_e=77, 1

Расчет искомого крутящего момента

1)М_е=9550*(35, 8/880)=388, 5 Н*м

2) М_е=397.3 Н*м

3) М_е=396.107 Н*м

4) М_е=385.25 Н*м

5) М_е=364.78 Н*м

6) М_е=334.684 Н*м

Расчет искомого удельного расчета топлива

1)g_e=250*(1.55-1.55*(880/2200)+1*(880² /2200²))=272.5 г/(кВт/ч)

2) g_e=253.6 г/(кВт/ч)

3) g_e=241.9 г/(кВт/ч)

4) g_e=237.4 г/(кВт/ч)

5) g_e=240.1 г/(кВт/ч)

6) g_e=250 г/(кВт/ч)

Расчет искомого часового расхода топлива

1)G_t=(272.5*35.8)/1000=9.76 кг/ч

2) G_t=12.07 кг/ч

3) G_t=14.13 кг/ч

4) G_t=16.01 кг/ч

5) Gt=17.76 кг/ч

6) G_t=19.28 кг/ч

Таблица 1.4

Расчет скоростной характеристики двигателя

По кривой крутящих моментов скоростной характеристики необходимо определить максимальную велечину крутящего момента и соответствующую ей частоту вращения коленчатого вала и занести в строку **.

Рис.1.1 Скоростная характеристика двигателя.

2. Выбор передаточных чисел трансмиссии. Построение и анализ тяговой и динамической характеристик машины. Выбор основных узлов трансмиссии.

2.1 Выбор передаточных чисел трансмиссии.

Расчет передаточных чисел трансмиссии гусеничных машин производится после выбора состава агрегатов трансмиссии, и начинается с определения общего передаточного числа трансмиссии на низжей(первой) и высшей передачах коробки передач.Общее передаточное число механической трансмиссии трактора представляет собой произведение передаточных числе всех ее агрегатов

К_n=i_n*i₀ * i_пмп*i_бп

Где n-номер передачи коробки передач

i_n- передаточное число коробки передач на включенной n-й передаче

i₀ -передаточное число главное передачи

i_пмп- передаточное число планетарного механизма поворота

i_бп-передаточное число бортовой передачи

Для определения общего передаточного числа трансмиссии на низжей и высшей передачах коробки передач используются следующие ранее рассчитанные параметры:

Максимальная сила тяги P_k^max, кН

Номинальный крутящий момент М_ен, Н*м

Максимальный крутящий момент двигателя М_ем (берется из скоростной характеристики)

Номинальная частота вращения коленчатого вала n_ен, мин ^-1

Частота вращения коленчатого вала n_м, соответствующая максимальному крутящему моменту двигателя мин^-1

Заданная максимальная скорость движения трактора V_a^max , км/ч

Общее передаточное число трансмиссии К₁^д на низжей передаче коробки передач должно обеспечивать движение машины в наиболее тяжелых условиях с грузом на режиме максимальной мощности двигателя. Поэтому К₁^д определяется из условий преодоления машиной сопротевления движению по зависимости

К₁^д=((P_k^max*R_з)/ (М_ен* μ _тр*μ _г))*10³

Где R_з-радиус ведущей звездочки, м

R_з принимаем 0, 235 м

Вычисление по формуле (3.2) передаточное число трансмиссии необходимо проверитбь на условие ограничения максимально возможной силы тяги сцеплением гусениц с опорной поверхностью. Максимальное значение передаточного числа трансмиссии в соответствии с этим условием определяется по формуле:

К₁^с=((G_сц*φ * R_з)/ (М_ен* μ _тр*μ _г))*10³

Где G_сц- сцепной вес груженой машины, кН

φ -коэффициент сцепления гусениц с опорной поверхностью.

Сцепной вес для трелевочного трактора определяется по соотношению, кН

G_сц=G+Q₁

Окончательное передаточное число трансмиссии на первой передаче коробки передач выбирается из условия

К₁^д < =К₁ < =К₁^с

Обычно для гусенечных машин велечина К₁ принимается ближе к значению, рассчитанному по условию ограничения силы тяги по сцеплению

Общее передаточное число трансмиссии на высшей передаче коробки передач определяется из условия обеспечения движения порожней машины с заданной скоростью:

К_высш=0, 377*((R_з*n_н)/ V_a^max)

Знаминатель прогрессии определяется по соотношению

q= M_ем/M_ен

Корректировка знаменателя прогрессии

q= ^m-1√ (К₁/К_высш)

Из соотношений определяют минимальное число ступеней m коробки передач

m=(Lg(К₁/К_высш))/(Lg(M_ем/M_ен))+1

Число ступеней вычисленное по формуле округляется до целого значения. Рассчитав передаточные числа трансмиссии на первой и высшей передачах коробки передач, переходят к определению передаточных числе агрегатов, входящих в состав трансмиссии машины: коробки передач, главной передачи, планетарного механизма поворота, бортовой передачи. Значения передаточных числе трансмиссии принимаются по аналогии с существующими моделями тракторов, и должны лежать в следующих пределах:

Главная передача i₀ =2, 5…….5, 5

Планетарный механизм поворота сдвоенный i_пмп=1, 35…..1, 45

Бортовая передача двойная i_бп > 5.8

Подбирая велечину передаточных чисел агрегатов трансмиссии, следует наиболее значения принимать для планетарного механизма поворота и бортовой передачи. Это необходимо, для того, чтобы разгрузить от больших крутящих моментов главную передачу.

Передаточное число коробки передач на первой передаче определяется по формуле:

i₁=K₁/ i₀ * i_пмп*i_бп

Передаточное число коробки передач на второй передаче определяется по формуле:

i₂=i₁/q

здесь q – корректированное значение знаменателя прогрессии вычесленное по формуле

на третьей передаче по формуле

i₃=i₂/q

на m-й (высшей) передаче по формуле

i_m=i_m-1/q

Велечина передаточного числа коробки передач на высшей передаче должна быть не менее 0, 4.

После определения передаточных чисел отдельных агрегатов трансмиссии необходимо рассчитать общее передаточное число трансмиссии на всех передачах по отношению.

Рассчитываем общее передаточное число трансмиссии на низжей передаче

К₁^д=((61, 675*0, 235)/ (382*0, 85*0, 95))*10³ =46, 97

Рассчитываем сцепной вес трактора

G_сц=145+21, 5=166, 5

Рассчитываем максимальное значение передаточного числа трансмиссии

К₁^с=((166, 5*0, 7* 0, 235)/ (382* 0, 85*0, 95*10³ =88, 79

46, 97< = К₁ < =88, 79

Принимаем К₁=75

Рассчитываем знаминатель прогрессии

q= 397, 3/382=1, 04

Рассчитываем общее передаточное число трансмиссии на высшей передаче

К_высш=0, 377*((0, 235*2200)/12)=16, 24

определяем минимальное число ступеней m коробки передач

m=(Lg(75/16, 24))/(Lg(397, 3/382))+1=3, 9+1=4, 9

принимаем m=5

Корректировка знаменателя прогрессии

q= ^5-1√ (75/16, 24)=1, 466

Выбираем значение главное передачи i₀ =2.5

Значение планетарного механизма поворота i_пмп= 1, 35

Значение бортовой передачи i_бп=5, 9

Передаточное число коробки передач на первой передаче:

i₁=75/2, 5*1, 35*5, 9=3, 766

Передаточное число коробки передач на второй передаче:

i₂=3, 766/1, 466=2, 568

Передаточное число коробки передач на третьей передаче:

i₃=2, 568/1, 466=1, 752

Передаточное число коробки передач на четвертой передаче:

i₄=1, 752/1, 466=1, 195

Передаточное число коробки передач на пятой передаче:

i₅=1, 195/1, 466=0, 815

2.2 Построение анализ тяговой и динамической характеристики машины.

После выбора состава агрегатов трансмиссии и расчета передаточных чисел выполняется расчет и построение тяговой и динамической характеристики, которые являеются основными документами, характерезующими тягово-динамические качества машины.

Тяговой характеристикой машины называют графическую зависимость касательной P_k (для гусенечных машин), кН, от скорости движения машины V_а км/ч. Эта зависимость рассчитывается для каждой передачи коробки, и все кривые наносятся на общий график. При расчетах применяется таблица 4.1.

Для расчета тяговой характеристики используется рассчитанная ранее скоростная характеристика двигателя, из которой берутся значения величин n и M_e. При этом рассматривается правая рабочая ветвь скоростной характеристики, лежащая в интервале между частотой вращения коленчатого вала n_м, соответствующей максимальному крутящему моменту двигателя M_ем и номинальной частотой вращения n_н.

Этот интервал равномерно берется и разбивается на 5-6 точек. Частота вращения для каждой точки и соответствующий ей кртящий момент, который берется по кривой M _е, заносятся в первый и второй столбцы таблицы 4.1.

Дополнительно берется еще одно значение частоты вращения, лежащее на один шаг левее точки n_м, и соответствующее значение крутящего момента.В таблице это первая строка, обозначенная n_м-1 и M_ем-1. Всего для построения каждой кривой нужно не менее шести расчетных точек.

Общие передаточные числа трансмиссии вычисляются по формуле

К_n=i_n*i₀ * i_пмп*i_бп

Параметры тяговой характеристики рассчитываются по следующим соотношениям.

Скорость движения для гусенечного трактора, км/ч

V_a=0.377*((R_з*n)/К_n))

Где R_з- радиус ведущей звездочки, м

К_n- общее передаточное число трансмиссии на соответствующей передаче коробки передач.

Касательная сила тяги для гусеничного трактора, кН

P_к=((М_е*К_n*μ _тр*μ _г)/ R_д)*10^-3

Общие передаточные числа трансмиссии на 1 передаче

К₁₂=3, 766*5, 5*1, 4*5=144, 991

Общие передаточные числа трансмиссии на 2 передаче

К₂₂=2, 568*5, 5*1, 4*5=98, 868

Общие передаточные числа трансмиссии на 3 передаче

К₃₃=1, 752*5, 5*1, 4*5=67, 452

Общие передаточные числа трансмиссии на 4 передаче

К₄₄=1, 195*5, 5*1, 4*5=46, 0075

Общие передаточные числа трансмиссии на 5 передаче

К₅₅=0, 815*5, 5*1, 4*5=31, 3775

Скорость движения для гусеничного трактора на 1 передаче, км/ч

1)V_a=0.377*((0, 235*1144)/144, 991))=0, 699 км/ч

2) V_a=0.739 км/ч

3) V_a=0.860 км/ч

4) V_a=1.022 км/ч

5) V_a=1.183 км/ч

6) V_a=1.344 км/ч

Касательная сила тяги для гусеничного трактора на 1 передаче, кН

1)P_к=((397*144, 991*0, 85*0, 95)/ 0, 235)*10^-3=198 кН

2) P_к=198 кН

3) P_к=197 кН

4) P_к=192 кН

5) P_к=182 кН

6) P_к=166 кН

Скорость движения для гусеничного трактора на 2 передаче, км/ч

1)V_a=0.377*((0, 235*1144)/98.868))=1.025 км/ч

2) V_a=1.084 км/ч

3) V_a=1.262 км/ч

4) V_a=1.498 км/ч

5) V_a=1.735 км/ч

6) V_a=1.971 км/ч

Касательная сила тяги для гусеничного трактора на 2 передаче, кН

1)P_к=((397*98.868*0, 85*0, 95)/ 0, 235)*10^-3=135 кН

2) P_к=135 кН

3) P_к=134 кН

4) P_к=131 кН

5) P_к=124 кН

6) P_к=114 кН

Скорость движения для гусеничного трактора на 3 передаче, км/ч

1)V_a=0.377*((0, 235*1144)/67.452))=1.503 км/ч

2) V_a=1.589 км/ч

3) V_a=1.849 км/ч

4) V_a=2.196 км/ч

5) V_a=2.543 км/ч

6) V_a=2.890 км/ч

Касательная сила тяги для гусеничного трактора на 3 передаче, кН

1)P_к=((397*67.452*0, 85*0, 95)/ 0, 235)*10^-3=92 кН

2) P_к=92 кН

3) P_к=91 кН

4) P_к=89 кН

5) P_к=85 кН

6) P_к=77 кН

Скорость движения для гусеничного трактора на 4 передаче, км/ч

1)V_a=0.377*((0, 235*1144)/46.0075))=2.203 км/ч

2) V_a=2.330км/ч

3) V_a=2.711 км/ч

4) V_a=3.220 км/ч

5) V_a=3.728 км/ч

6) V_a=4.236 км/ч

Касательная сила тяги для гусеничного трактора на 4 передаче, кН

1)P_к=((397*46.0075*0, 85*0, 95)/ 0, 235)*10^-3=63 кН

2) P_к=63 кН

3) P_к=62 кН

4) P_к=61 кН

5) P_к=58 кН

6) P_к=53 кН

Скорость движения для гусеничного трактора на 5 передаче, км/ч

1)V_a=0.377*((0, 235*1144)/31.3775))=3.230 км/ч

2) V_a=3.416км/ч

3) V_a=3.976 км/ч

4) V_a=4.720 км/ч

5) V_a=5.466 км/ч

6) V_a=6.212 км/ч

Касательная сила тяги для гусеничного трактора на 5 передаче, кН

1)P_к=((397*31.3775*0, 85*0, 95)/ 0, 235)*10^-3=43 кН

2) P_к=43 кН

3) P_к=42 кН

4) P_к=41 кН

5) P_к=39 кН

6) P_к=36 кН

Таблица 4.1

Параметры тяговой характеристики трактора.

2.3 Анализ тяговой характеристики трактора.

Рассмотрим движение гусенечного трелевочного трактора весом G=145 кН

Трелевка осуществляется в полупогруженном состоянии

Рейсовая нагрузка Q равна 43 кН

На раму трактора приходится половина рейсовой нагрузки, вес второй половины приходится на грунт, т.е. Q₁=Q₂=21.5 кН

Коэффициент сопротивления качению трактора f₁ лежит в интервале 0, 07-0, 16

Коэффициент сопротивления волочащейся по грунту части пачки f₂ лежит в интервале 0, 30-0, 45

Руководящий подьем i_p=0.08

Коэффициент сцепления φ =0, 7

Трактор имеет тягово-скоростные качества, соответствующие тяговой характеристики, представленной на рис. 4.2.

Рис 4.2.Тяговая характеристика гусеничного трактора.

Выполним анализ движения груженого трактора в тяжелых дорожных условиях при f₁=0, 16 и f₂=0, 45 i_p=0, 08

Сцепной вес трактора равен:

G_сц= G+Q₁=145+21.5=166.5 кН

Сумма сил сопротивления движению:

∑ P_сопр=P_f+P_i=(G+Q₁)*(f₁+ i_p)+Q₂*(f₂+ i_p)=(145+21.5)*(0.16+0.08)+21.5*(0.45+0.08)=51.355 кН

Сила тяги по сцеплению:

P_φ = G_сц*φ =166.5*0.7=116.55 кН

Как следует из рис. 4.2. движение трактора возможно на 1, 2 3 и 4 передаче. Максимальная скорость движения достигается на 4 передаче составляет 4, 2 км/ч.

На 5 передаче передачах движение невозможно так как P_k< ∑ P_сопр

Максимальная величина подьема которую может преодолеть груженый трактор на 1 передаче при скорости 1, 3 км/ч определяется по соотношению

i=(P_k1- (G+Q₁)* f₁- (Q_2* f₂))/G_a=166-(145+21.5)*0.16-(21.5*0.45)/188=0.689 или 689‰

Выполним анализ движения груженого трактора при средних дорожных условиях f₁=0, 115 и f₂=0, 375 i_p=0, 016

Сумма сил сопротивлению движению

∑ P_сопр=P_f+P_i=(G+Q₁)*(f₁+ i_p)+Q₂*(f₂+ i_p)=(145+21.5)*(0.115+0.016)+21.5*(0.375+0.016)=30, 218 кН

При движении на первой передаче со скоростью 1.3 км/ч трактор может преодолеть подьем

i=(P_k1- (G+Q₁)* f₁- (Q_2* f₂))/G_a=166-(145+21.5)*0.115-(21.5*0.375)/188=0.738 или 738‰

Выполним анализ движения порожнего трактора при легких дорожных условиях

f₁=0, 07 i_p=0

Вес транспортной системы

G_a=G=145 кН

Сцепной вес трактора

G_сц= G=145 кН

Сумма сил сопротивления движению

∑ P_сопр=P_f+P_i=G*(f₁+ i_p)=145*(0.07+0)=10.15 кН

Сила тяги по сцеплению

P_φ = G_сц*φ =145*0, 7=101, 5 кН

Как следует из рис 4.2 движение трактора возможно на 3, 4 и 5 передаче

На первой и второй передаче движение невозможно из-за ограничения по сцеплению, так как для этой передачи P_k1 и P_k2 > P_φ

Максимальная скорость движения трактора достигается на 5 передаче

При движении на второй передаче трактор со скоростью 1, 9 км.ч может преодолеть максимальный подьем порожний

i=(P_k2макс- G* f₁)/G_a=(135-145*0, 07)/145=0.861 или 861‰

При движении на пятой передаче порожний трактор может преодолеть подьем

i=(P_k5- G* f₁)/G_a=(36-145*0, 07)/145=0.178 или 178‰

Для трелевочных тракторов, транспортирующих деревья или хлысты в полупогруженном состоянии, вследствие различия значений коэффициентов f₁ и f₂ использование динамической характеристики затруднено. Поэтому для траторов обычно ограничиваются построением только тяговых характеристик.

3. Общая Динамика.

3.1 Определение углов статической устойчивости при движении с грузом и без груза.

Разрабатывая в курсовом проекте вопросы общей динамики гусенечных трелевочных тракторов, требуется определить:

-углы продольной и поперечной статической устойчивости, угол сползания трактора с грузом.

- предельный угол продольной устойчивости при движении с заданной нагрузкой в тяжелых условиях

-координату центра динамического давления x_д

-проанализировать продольную и поперечную устойчивость машины.

Для проведения расчетов по общей динамике гусеничной машины необходимо выбрать геометрические параметры трактора из таблицы 5.3.В таблице буквой В обозначена колея машины.

Таблица 5.3 Геометрические параметры гусеничных машин

Предельные углы статической устойчивости груженого трактора определяются по следующим формулам.

Угол продольной статической устойчивости по опрокидыванию

Tgα ^max=(G*b+Q₁*b_r)/(G*h_g+ Q₁*h_r)

Угол поперечной статической устойчивости по опрокидыванию

Tgγ _опр=((G+Q₁)*B)/2*(G*h_g+ Q₁*h_r)

Угол бокового сползания машины

Tgγ _СП=φ

Где φ – коэффициент сцепления

Для гусеничных машин принимается

φ =(0, 5-0, 7)* φ

При движении трелевочного трактора с грузом выражение для предельног угла продольной статической устойчивости по опрокидыванию имеет более сложный вид

Tgα _д^макс=(G*b+Q₁*b_r-Q₂*f₂*(h_r*cosβ -b_r*sinβ))/(G*h_g+ Q₁*h_r+Q₂*(h_r*cosβ -b_r*sinβ))

Динамическая реакция опорной поверхности z_д при движении трактора определяется по формуле

Z_д=(G+Q₁)*cosα +P_кр*sinβ

Где α - максимальный заданный угол уклона опорной поверхности, град.

P_кр- максимальная крюковая сила тяги, кН

Максимальный заданный угол уклона опорной поверхности определяется по формуле, град

α = arctg(i_макс)

Максимальная крюковая сила тяги определяется по формуле, кН

P_кр=Q₂*(f^макс+i)

Продольная координата X_д точки приложения динамической реакции опорной поверхности Z_д (координата центра динамического давления)

Определяется по формуле, м

X_д=((G*b+Q₁*b_r)*cosα -(G*h_g+Q₁*h_r)*sinα - P_кр*(h_rcosβ -b_rsinβ))/Z_д

Угол продольной статической устойчивости по опрокидыванию

Tgλ ^max=(145*1, 8+21, 5*1, 5)/(145*1, 2+ 21, 5*1, 8)=1, 378=54⁰

Угол поперечной статической устойчивости по опрокидыванию

Tgγ _опр=((145+21, 5)*2)/2*(145*1, 2+ 21, 5*1, 8)=0, 782= 38⁰

Угол бокового сползания машины

Tgγ _СП=0, 7*0, 7=0, 49= 26⁰

При движении трелевочного трактора с грузом выражение для предельног угла продольной статической устойчивости по опрокидыванию имеет более сложный вид

Tgλ _д^макс=(145*1, 8+21, 5*1, 5-21, 5*0, 45*(1, 8*cos7-1, 5*sin7))/(145*1, 2+ 21, 5*1, 8+21, 5*(1, 8*cos7-1, 5*sin7))=1, 1236=48⁰

Sin7⁰=0.1219

cos7⁰=0.9925

cos40⁰=0.766

sin40⁰=0.7102

Максимальный заданный угол уклона опорной поверхности, град

λ = arctg(0, 86)=0, 7102=40⁰

Максимальная крюковая сила тяги, кН

P_кр=21, 5*(0, 45+0, 86)=28, 16 кН

Динамическая реакция опорной поверхности z_д при движении трактора

Z_д=(145+21, 5)*cos40⁰+P_кр*sin7⁰=130, 97

Продольная координата X_д точки приложения динамической реакции опорной поверхности Z_д (координата центра динамического давления)

, м

X_д=((145*1, 8+21, 5*1, 5)*cos40-(145*1, 2+21, 5*1, 8)*sin40- 28, 16*(1, 8cos7-1, 5sin7))/130, 97=0, 2169

4.Рассчет сцепления

Сцепление должно обеспечивать передачу максимального крутящего момента двигателя и одновременно предохранять трансмиссию от перегрузок большими динамическими моментами. Поэтому рассчитывая его, необходимо обосновать выбор коэффициентов запаса β велечина которого лежит в пределах от 1.5…..2.0.

4.1 Определение размеров диска сцепления

Рассчетный момент трения в сцеплении, Н*м

М_р=М_е^макс * β

Где М_е^макс- максимальный крутящий момент двигателя, Н*м

Число поверхностей трения n выбирается в зависимости от велечины передаваемого момента обычно для тракторов принимается n=4

Внешний радиус ведомого диска, см

R=0.86* ³ √ М_р/(p₀*μ *n(1+c-c²-c³)

Где p₀- удельное давление по поверхности трения 0, 20 МПа

μ - коэффициент трения дисков 0.25

с- отношение внутреннего радиуса фрикционной накладки к внешнему 0.6

Рассчетный момент трения в сцеплении, Н*м

М_р=397, 3 *2=794, 6

Внешний радиус ведомого диска, см

R=0.86* ³ √ 794, 6/(0, 20*0, 25*4(1+0, 6-0, 6²-0, 6³)=13, 51 см

4.2 Проверка сцепления на износ

Износ сцепления в основном зависит от удельной работы сил трения, Дж/см²

γ =А/ F*n

где А – полная работа сил трения при однократном включении муфты, ДЖ

F – площадь фрикционной накладки ведомого диска, см³

Полная работа сил трения определяется по формуле

А=ώ ²_ен/(2*(1-1/β)*(1/I₀+1/I_m)

Где ώ _ен – угловая скорость вращения коленчатого вала двигателя при номинальной частоте вращения, с^-1

I₀ –момент инерции вращающихся деталей двигателя, лежит в пределах 1, 5….3, 0 н * м²

I_m-приведенный к коленчатому валу момент инерции машины Н * м ²,

I_m= 1.1*((G₀*R_з)/(g*k²_высш))

Где G₀- вес транспортной системы Н

g- ускорение силы тяжести, м/ с²

R_з- радиус ведущей звездочки

Площадь фрикционной накладеи ведомого диска определяется по формуле, см²

F=3, 14*13, 51²*(1-0, 6²)=366, 792

Допустимая удельная работа сил трения за одно включение сцепления у трелевочных тракторов не должна превышать 50 Дж/см²

G₀=188 кН

приведенный к коленчатому валу момент инерции машины Н * м ²

I_m= 1.1*((188*0, 055225)/(9, 8*263, 73))=4, 4

угловая скорость вращения коленчатого вала двигателя при номинальной частоте вращения, с^-1

ώ _ен=(2200*3, 14)/30=230, 26

Полная работа сил трения Дж

А=230, 26²/(2*(1-1/2)*(1/2+1/4, 4)=72909, 2 Дж

Износ сцепления Дж/см²

γ =72909, 2/ 366, 792*4=49, 69

4.3 Проверка сцепления на нагрев

Работа сил трения, преобразуясь в тепло, разогревает детали сцепления, вследствие чего ускоряется разрушение фрикционных накладок на ведомых дисков.

Повышение температуры одного ведущего диска при однократном включении сцепления составляет, град

t=(α *A)/(G_t*q)

где α коэффициент определяющий долю работы сил трения

α =2/n

G_t-удельная теплоемкость материала ведущих дисков (482 Дж/кг*град)

q-масса нагреваемой детали (среднего или нажимного диска), (10 кг)

Допустимое повышение температуры при однократном включении не должно превышать 10⁰

коэффициент определяющий долю работы сил трения

α =2/4=0.5

Повышение температуры одного ведущего диска при однократном включении сцепления, град

t=(0, 5*72909, 2)/(482*10)=7, 56⁰

4.4 Расчет нажимных пружин

Обычно число пружин z их средним диаметром D _ср задаются ориентируясь на существующие конструкции сцепление гусенечных тракторов z=12

D ср =25

Нажимное усилие одной пружины, Н

P=(М_р/ 0.85*n*μ *R_ср*z)

Где 0.85 коэффициент учитывающий неравномерность действия нескольких пружин

R_ср-средний радиус ведомого диска м

R_ср= R/2*(1+c)

Расчетное усилие пружины при выключенном сцеплении, Н

P_p=1.2P

Диаметр проволки пружины из расчета на прочность, мм

d=³ √ (8* P_p* D ср)/π *τ

где τ -допускаемое напряжение на кручение 500 МПа

Dср=D_н-d

Рабочее число витков пружины

m_p=(∆ f*d⁴*G)/(1.6 * P * D ср ³)

∆ f-дополнительная деформация пружины при выключенном сцеплении

∆ f=∆ S*n

Общее число витков

m= m_p+2

Рабочая деформация пружины при которой обеспечивается необходимое нажимное усилие определяется из соотношения, мм

f=(8*P*Dср³ * m_p)/G*d⁴

Жесткость пружины Н / мм

δ =P/f

Минимальная длина пружины в сжатом состоянии, мм

l_сж=(m_p*1)+(m_p+2)*d

Свободная длина пружины

L= l_сж+f+∆ f

средний радиус ведомого диска м

R_ср= 0, 135/2*(1+0, 6)=0, 108 м

Нажимное усилие одной пружины, Н

P=(794.6/ 0.85*4*0.25*0.108*12)=721.31 Н

Расчетное усилие пружины при выключенном сцеплении, Н

P_p=1.2*721, 31=865, 572 Н

Диаметр проволки пружины из расчета на прочность, мм

d=³ √ (8* 865, 572* 25)/3, 14*500=4, 794=4, 8 мм

D_н=25+4, 8=29, 8=30

D ср=30-4, 8=25, 2 мм

∆ f-дополнительная деформация пружины при выключенном сцеплении

∆ f=0, 60*4=2, 4 мм

Рабочее число витков пружины

m_p=(2, 4*4, 8⁴*80000)/(1.6 * 721, 31 * 25, 2 ³)=5, 518

Общее число витков

m= 5, 518+2=7, 518

Рабочая деформация пружины при которой обеспечивается необходимое нажимное усилие, мм

f=(8*721, 31*25, 2³ * 5, 518)/80000*4, 8⁴=11, 99 мм

Жесткость пружины Н / мм

δ =721, 31/11, 99=60, 159

Минимальная длина пружины в сжатом состоянии, мм

l_сж=(5, 518*1)+(5, 518+2)*4, 8=41, 6044

Свободная длина пружины

L= 41, 6044+11, 99+2, 4=55, 9944 мм

4.5 Приводы управления

Общее передаточной число привода

i=(P_p*z)/P_n

P_n=220 Н

Рабочий ход выжимного подшипника, мм

∆ S=∆ f*i_p

i_p=5

Полный ход выжимного подшипника

S_пш=∆ S+(2.5….4.0)

Передаточное число привода

i_пр=i/i_p

Ход педали управления сцеплением

Рабочий S_p=∆ S* i_пр

Свободный S_c=(2.5…..4.0)* i_пр

Полный S_п= S_пш* i_пр

Общее передаточной число привода

i=(865, 572*12)/220=47, 213

Рабочий ход выжимного подшипника, мм

∆ S=2, 4*5=12 мм

Полный ход выжимного подшипника

S_пш=12+3=15 мм

Передаточное число привода

i_пр=47, 213/5=9, 4426

Ход педали управления сцеплением

Рабочий S_p=12*9, 4426=113, 3112 мм

Свободный S_c=3*9, 4426=28, 3278 мм

Полный S_п=15*9, 4426=144, 639 мм