Гусеничный трелёвочный трактор

Учреждение образования  «БЕЛОРУССКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ 

ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ»

 

Факультет Технологии и техники лесной промышленности  _____

Кафедра Лесотранспортных машин и технологии лесозаготовок   

Специальность Машины и оборудование лесного комплекса   

Специализация Машины и оборудование лесной промышленности  

 

 

Пояснительная записка

            КУРСОВОГО ПРОЕКТА

 

по дисциплине: Лесотранспортные машины 

                                     

Тема: Гусеничный трелёвочный трактор                    

 

                                                                      

                                         

 

 

 

 

 

 

                                           Исполнитель

                              студент  4  курса группы  5                      Хорьков С.В.

               подпись, дата       инициалы  и фамилия

 

                                                       Руководитель

                                                                                                   Пищов С.Н.

                                должность, ученая степень, ученое звание       подпись, дата       инициалы и фамилия

 

 

Курсовой проект защищен с оценкой__________

Руководитель__________________                                     Пищов С.Н.

                                           подпись                                                                   инициалы и фамилия 

 

                                         

 

 

 

 

 

 

                                          Минск 2011

 

 Содержание

 

Введение 5

1 Назначение проектируемой машины и условия ее работы 6

2 Выбор двигателя 8

2.1 Определение мощности двигателя 8

2.2 Определение основных размеров двигателя 10

2.3 Построение внешней скоростной  характеристики двигателя ……..…….12

2.4 Тепловой расчёт двигателя 16

3 Выбор основных узлов и передаточных чисел силовой передачи проекти-руемой машины 20

4 Тяговая и динамическая характеристики проектируемой машины 26

4.1 Построение характеристик 26

4.2 Анализ тяговых свойств машины 28

5 Определение опорных реакций  проектируемой машины 29

6 Расчет бортовой передачи 31

6.1 Проектировочный расчет конической  передачи 31

6.2 Проверочный расчет зубьев  по контактным напряжениям 32

Заключение 34

Литература 35

Приложение 1 36

Приложение 2 37

Приложение 3 38

 

 

Реферат

 

Трактор, трансмиссия, двигатель, сцепление, передача, гусеница, лебёдка, оборудование, чокер, мост.

 

 

Данный курсовой проект представляет собой разработку гусеничного  трелевочного трактора. При выполнении проекта производится:

      -  Описание проектируемой машины и условий ее работы.

       -  Определение максимальной мощности и основных размеров двигателя.

       -  Выбор двигателя.

       -  Выполнение теплового расчета  двигателя.

       -  Построение скоростной характеристики  двигателя.

       -  Обоснование и выбор основных узлов трансмиссии и технологического оборудования

       -  Расчет передаточных чисел силовой передачи.

       -  Построение тяговой характеристики  машины.

       -  Определение устойчивости машины.

Пояснительная записка  размером 34 листа содержит два графика:

       -  Скоростная характеристика двигателя.

       -  Тяговая характеристика трактора.

  

 

ВВЕДЕНИЕ

 

Курсовой проект является заключительным этапом изучения курса «лесотранспортные машины». Он посвящен обоснованию и выбору основных параметров лесотранспортной машины.

Основные задачи проекта:

закрепление теоретических и инженерных основ курса;

накопление навыков самостоятельной  работы, позволяющих наиболее глубоко  изучить курс;

приобретение опыта выполнения инженерных и технико-экономических расчетов, обоснования принятых решений и их анализа;

расширение опыта привлечения  и использования специальной  литературы, гостов, периодических изданий, каталогов, справочников и других пособий.

Каждому студенту выдается индивидуальное задание на проектирование машины. Проект состоит из пояснительной записки и двух листов чертежей

 

2. Выбор двигателя

2.1 Определение мощности двигателя

Мощность двигателя  лесотранспортной машины определяется по формуле [1] c.16׃

                                     

,                                      (1)

где   Рк – касательная сила тяги на ведущих органах тягача, необходимая для преодоления сил сопротивления движению лесотранспортной системы, кН;

        va – скорость движения, км/ч;

        ηтр – механический КПД трансмиссии (принимаем равным 0,85);

       

Касательная сила тяги определяется из уравнения тягового баланса

[1] c.16׃

                                РК=∑РСОПР=Рf ±Рi±Pj+Pw+Pkp                                        (2)

Для наиболее характерных способов транспортировки древесины расчетная формула для нахождения Рк будет иметь следующий вид [1] c.18׃

                             Ркj=(Gм+Q1)(f1+i)+Q2(f2+i), кН                                   (3)

       Gм - вес машины, кН (Gм=125кН из исходных данных);

Q -вес пачки, кН (Q=V g= кН, при , из исходных данных);

Q1-вес части пакета, размещённой на тягаче, кН;

Q2-вес части пакета, размещённой на прицепе или волочащейся по земле, кН; 

f1 -коэффициент сопротивления качению тягача;

f2-коэффициент сопротивления качению прицепа или скольжению волочащейся части пачки;

i – уклон дороги (волока);

 Мощность двигателя будет предопределяться величинами РК и va.

Эксплуатация лесотранспортных машин происходит в сложных условиях, когда значения РК и va изменяются в широких пределах из-за резкого колебания коэффициентов сопротивления движению, состава, размера и силы веса транспортируемых пачек. Поэтому мощность двигателя определяется для трёх следующих вариантов׃

 

 

 

 

 

Условия для определения  мощности двигателя представлены в таблице 1.

Таблица 1

Вариант

f1

f2

Уклон i

v, км/ч

Pk,кH

Nдв,кВт

1

f1=0,14

f2=0,24

0,11

2

48,3

31,6

2

f1=0,105

f2=0,195

0,022

4

25,3

33,07

3

f1=0,07

f2=0,15

0

13

8,75

37,2


 

РК1=(125+40,2)·(0,14+0,11)+20,1(0,24+0,11)= 48,3 кН.

РК2=(125+40,2)·(0,105+0,022)+20,1(0,195+0,022)=25,3 кН.

РК3=125·0,07=8,75 кН.

 

Для последующих расчетов будем принимать наибольшее значение мощности.

кВт

кВт

кВт

 

Двигатель выбираем по наибольшей расчетной мощности из приложения П.4 [1] c.78. Наиболее подходящий двигатель Д-248.1. (Ne=37 кВт).

Предоставим основные характеристики данного двигателя׃

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

 

      2.2 Определение основных размеров и выбор типа двигателя

 

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.

Но топливная экономичность  дизелей на 25—30% выше экономичности  карбюраторных двигателей. На режиме частичных нагрузок экономичность дизелей снижается меньше, чем у карбюраторных ДВС.

При выборе типа двигателя следует  учитывать все факторы, определяющие целесообразность его установки  на машине, а не' обосновывать выбор  только высокой топливной экономичностью, которая в определенных производственных условиях может и не иметь решающего значения.

При выполнении курсового проекта возможны два  варианта выбора двигателя.

1. Если тип  и мощность серийного двигателя  близко соответствуют (расхождение по не более .5%) проектируемому следует принять серийный.

2. Если из  числа серийных двигателей нет  модели соответствующей мощности, то следует выбрать прототип и определить основные размеры нового двигателя.

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

Определение диаметра цилиндра (мм) производится по формуле [1] c.21:

 

                                    

,                                              (4)

 

где    ¾ число тактов рабочего цикла;

— среднее эффективное давление, МПа;

¾ число цилиндров;

¾ отношение хода поршня к диаметру цилиндра;

¾ частота вращения коленчатого вала, об/мин.

По прототипу выбираются t, i, y, n и достигнутое среднее эффективное давление. При определении d  в формулу следует подставлять величину , увеличенную на 3— 5%, с указанием факторов, обеспечивающих это увеличение.

Рассмотрим кратко показатели, влияющие на выбор основных размеров двигателя.

Число тактов рабочего цикла. Подавляющее большинство автомобильных и тракторных двигателей четырехтактные. Двухтактные карбюраторные двигатели получили применение в качестве пусковых для тракторных дизелей. Двухтактные дизельные двигатели, ранее применявшиеся на грузовых автомобилях, в настоящее время заменены четырехтактными, как более экономичными и надежными.

Число цилиндров. В настоящее время  наибольшее применение получили двигатели  с числом цилиндров: у гусеничных тракторов — 4 и 6; у колесных тракторов — 6 и 8; у грузовых автомобилей — 6, 8 и 12.

Четырехцилиндровые двигатели  выполняют однорядными, шести-, восьми и двенадцатицилиндровые — с V-образным расположением цилиндров.

Частота вращения коленчатого вала. Для двигателей лесотранспортных машин наиболее характерными являются следующие частоты вращения (об/мин), соответствующие максимальной мощности:

            карбюраторные автомобильные двигатели                     2800—3600

дизельные автомобильные  двигатели                               2100—2600

дизельные тракторные двигатели                                      1600—2200

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, подобного проектируемому по типу, конструкции и параметрам (по выбранному прототипу).

Среднее эффективное давление, соответствующее  максимальной мощности при полной нагрузке, имеет следующие наиболее характерные  значения (МПа):

карбюраторные двигатели                                                0,70—0,75

дизельные двигатели без наддува                                   0,60—0,70'

дизельные двигатели с наддувом                                       0,75—1,0

Отношение хода поршня к  диаметру цилиндра. Из теории двигателей известно, что понижение отношения за счет уменьшения хода поршня дает ряд преимуществ и считается целесообразным. У автотракторных двигателей выпуска последних лет оно имеет следующие наиболее характерные значения:

карбюраторные двигатели грузовых автомобилей       0,87—0,95

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; vs=4,75 л; ; G=430 кг; geн=220 г/кВт·ч; a=0,781; b=1,219; ;

        По формуле (2.5) производим пересчёт диаметра поршня который будет при мощности двигателя Ne=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)

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.

a, b, ct, dt,, et – 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 = Qе+Qо+Qг+Qн.с.+Qост.;                                        (10)

 

где Q – теплота сгорания топлива (располагаемая теплота);

Qe – теплота, эквивалентная эффективной работе двигателя;

Qo – теплота, отводимая системой охлаждения;

Qг – теплота, уносимая отработавшими газами,

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

Qост – 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=qe+qo+qг+qн.с.+qост

 

где  

;    
и так далее.

 

Теплоту сгорания израсходованного топлива  определяют по низшей удельной теплоте сгорания hи (кДж/кг) и часовому расходу топлива Gт (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 Go – расход теплоносителя (жидкости или воздуха), кг/ч;

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

 

                        Qг=Gт´[Mр´Тr´(µ´ср’’)+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 Qост. При α < 1 количество теплоты, которое теоретически не может быть получено из-за недостатка воздуха, определяется по формуле:

 

                                    Qхим=(Δhи)хим ´GT ;                                                (13)

 

при этом разность между Qн.с. и Qхим включается в остаточный член уравнения теплового баланса. Величина Qост 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 Rд— 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:

Гусеничный трелёвочный трактор 📙 Курсовая → 🆔 67056

Гусеничный трелёвочный трактор 📙 Курсовая → 🆔 67056

Гусеничный трелёвочный трактор