Ирина Эланс

Автор который поможет с любыми образовательными и учебными заданиями

Проектирование лесотранспортной системы

МИНОБРНАУКИ РОССИИ

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования

Ухтинский Государственный Технический Университет

Кафедра лесных деревообрабатывающих машин и материаловедения

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

По дисциплине: «Лесотранспортные машины»

на тему: «Проектирование лесотранспортной системы»

Зачетная книжка № 091106

Выполнил ст.гр. ЛИ-1-09 Патрушева А.А.

Проверил Суранов Г.И.

г. Ухта, 2012

Содержание

1 Задание …………………………………………………………………….. 3

1.1 Введение………………………………………………………………… 3

2 Выбор двигателя……………………………………………………………. 5

2.1 Определение мощности двигателя………………………………………. 5

2.2 Выбор типа двигателя……………………………………………………..7

2.3 Построение скоростной характеристики………………………………8

3 Выбор передаточных чисел силовой передачи…………………………..11

4 Тяговая и динамическая характеристики машины и их анализ…………15

4.1 Построение характеристик………………………………………………15

4.2 Анализ тяговых свойств машины……………………………………….19

5 Производительность лесотранспортных машин…………………………20

5.1 производительность лесовозного автопоезда…………………………. 21

Библиографический список………………………………………………… 23

1 Задание

Дана автомашина с формулой колёс 4 × 4, поднимающаяся по грунтовой дороге на уклон 12˚. Масса тягача G = 7 т., объём пачки древесины Q =20 м³ максимальная скорость с грузом v_max =65 км/ч, минимальная скорость с грузом v_min = 3 км/ч, скорость на холостом ходу v_хх =80 км/ч.

1.1 Введение

Для оценки динамических и экономических свойств, технического состояния, качества ремонта двигателей, эффективности их работы в различных режимах применяются характеристики, представляющие собой графические зависимости основных показателей от эксплуатационных, конструкционных, регулировочных и других факторов. Характеристики двигателя используются для определения тяговых, скоростных и динамических свойств, проходимости и грузоподъемности лесных машин в целом.

Внешняя скоростная характеристика есть зависимость мощности, крутящего момента, часового и удельного эффективного расходов топлива от частоты вращения коленчатого вала при полностью открытой дроссельной заслонке или установке рейки топливного насоса в положение, соответствующее максимальной подаче топлива в дизеле.

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

Однако в условиях эксплуатации использование полной силы тяги и наибольшей скорости на данной передаче не всегда целесообразно и возможно. Поэтому на машинах с карбюраторными двигателями водитель положением дроссельной заслонки устанавливает соответствие между нагрузкой и допустимой скоростью движения, стремясь обеспечить экономичный режим работы двигателя на частичных характеристиках.

На машинах с дизельными двигателями водитель, воздействуя на всережимный регулятор, устанавливает желаемую частоту вращения коленчатого вала двигателя, обычно не предельную. Регулятор в соответствии с измерением сил сопротивления изменяет подачу топлива, сохраняя

Таким образом, в эксплуатации двигатели машин работают обычно на частичных характеристиках по нагрузке (карбюраторные двигатели) или на регуляторных ветвях характеристик (дизельные двигатели).

Работа двигателя по внешней характеристике происходит лишь на режимах разгона или перегрузки (при значительном возрастании сил сопротивления).

Тяговая и динамическая характеристики широко используются в практике для решения различных тягово-эксплуатационных задач. Определяемыми показателями могут быть:

вес поезда и нагрузка на машину;
ускорение при трогании с места и разгоне на различных передачах;
величины допустимых сопротивлений движению;
предельные значения подъемом на различных типах дорог;
скорость и время движения с грузом и порожнем.

2 Выбор двигателя

2.1 Определение мощности двигателя

Мощность двигателя лесотранспортной машины определяется по формуле (1/c.4)

(2.1)

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

v – скорость движения, км/ч;

– КПД трансмиссии;

– коэффициент, учитывающий потери на ведущем участке гусеницы.

Касательная сила тяги Рк (Н) определяется из уравнения тягового баланса(1/c.4):

++; (2.2)

где – сумма сил сопротивления движения, Н;

– силы тяги, затрачиваемые на преодоление сопротивление качению, подъему инерции, воздушной среды;

– крюковая сила тяги;

В условиях установившегося движения (j=0) (1/c.5):

; (2.3)

Для наиболее характерных способов транспортировки древесины тяговый баланс имеет вид (1/c.5):

; (2.4)

где кН - сила веса тягача;

кг – масса пачки (675 кг/м³ – сосна при 30 % влажности);

кН - сила веса пачки;

кН - вес части пачки, размещенной на тягаче и увеличивающей его сцепной вес;

кН - вес части пачки, размещенной на полуприцепе (роспуске) или волочащейся по земле;

кН - сила веса полуприцепа (роспуска);

f – коэффициент сопротивления качению тягача;

f – коэффициент сопротивления полуприцепа (роспуска) или скольжению волочащейся части пачки;

– угол наклона дороги (волока), град;

к – коэффициент обтекаемости машины: к=0,6 … 0,7 /;

F – площадь проекции лобовой поверхности машины на плоскость, перпендикулярную дороге: F = 3,5 … 6,5 м;

При движении на уклонах, наиболее характерных для лесного транспорта, когда <10,

cos

; sin;

где i – угол наклона, исчисляемый в тысячных долях.

Сила тяги, затрачиваемая на преодоление сопротивления воздушной среды при v < 25 км/ч, сравнительно невелика и ее можно не учитывать.

Тогда при вывозке древесины с полуприцепом (роспуском) (1/c.5)

; (2.5)

Учитывая, что ff, получим

; (2.6)

где G = G + G + Q – полный вес автопоезда, кН.

Масса части пачки, размещенной на тягаче, обычно составляет Q₁ = ( 0,7 … 0,8)G;

Выбираем одноосный полуприцеп 1- ПП - 13

G = 68,6 + 63,7+ 132,3 = 264,6 к Н

P_к1 = 264,6(0,035 + 0,12) + кН

P_к2 = 264,6(0,03 + 0,024) + кН

P_к3 = 264,6(0,025 + 0) + Н

Ne = кВт

2.2 Выбор типа двигателя

По наибольшей мощности Ne = 327,76 кВт выбираем прототип нашего двигателя (1/Приложение 1, с. 45):

ЯМЗ – 240Н (дизельный двигатель).

Ne = 500 л.с. = 367,8 кВт;

n = 2100 об/мин;

i = 12V (V – образное, двух расположение цилиндров);

d = 130 мм;

S = 140 мм;

v = 22,3 л;

ε = 16,5;

G = 1670 кг;

g= 238 г/кВт ∙ ч.

2.3 Построение скоростной характеристики

Скоростная характеристика двигателя с некоторым приближением может быть построена по эмпирическим формулам С.Р. Лейдермана (1/с.10):

Ne = Ne; (2.7)

M=9550; (2.8)

g_{е =} g_ен (2.9)

G_т = (2.10)

(2.11)

где N– выбранная максимальная мощность двигателя, кВт;

g– удельный расход топлива при максимальной мощности двигателя, г/кВт ∙ ч;

n – частота вращения коленчатого вала, об/мин;

n– частота вращения, соответствующая максимальной мощности, об/мин;

М_е – крутящий момент двигателя, Н ∙ м;

A, B, A, B, C – постоянные коэффициенты, где А = 0,87, В = 1,13, А_о = 1,55, В_о = 1,55, С_о = 1,0.

2.3.1 Мощность двигателя

2.3.3 Крутящийся момент двигателя

2.3.2 Удельный расход топлива

g_е5 =

2.3.4 Часовой расход

2.3.5 КПД

n, об/мин	N_e,кВт	g_e, г/(кВт∙ч)	M_e, Н∙м	G_т,кг/ч	,%
900	181	253	1921	46	32,3
1200	247	236	1961	58	34,7
1500	302	217	1920	66	37,7
1800	350	226	1854	79	36,2
2100	367,8	238	1673	88	34,3

3 Выбор передаточных чисел силовой передачи

Основной частью колесной и гусеничной машины является трансмиссия, которая осуществляет передачу и изменения крутящего момента двигателя, передаваемого и ведущим органом машины.

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

(1/с.22):

; (3.1)

где R_Д – динамический радиус колеса, м.

Для нахождения динамического радиуса колеса необходимо вычислить нагрузку на одно колесо (шину) машины в кН(1/с.23):

, (3.2)

где n_ш – число колес (шин) машины.

Q₁ – грузоподъемность.

Тип шины: 370-508 (14,00-20) ПП- повышенной проходимости

По нагрузке на колесо подбирается шина соответствующего размера и вычисляется динамический радиус колеса по формуле (1/с. 23):

, (3.3)

где – коэффициент деформации шины, равный 0,93 … 0,97;

d – наружный диаметр, мм.

Общее передаточное число трансмиссии на 1 – й передачи из условия сцепления колес с дорожным покрытием определяется по формуле (1/с. 23)

; (3.4)

где G– вес, приходящийся на ведущие колеса машины, Н;

m – Коэффициент перераспределения массы автомобиля (m = 1,2).

Окончательный выбор общего передаточного числа трансмиссии на первой передаче производится при соблюдении условия, что

. (3.5)

16,6 ≤ k₁ ≤ 54,22.

Примем k₁=50.

Передаточное число трансмиссии на высшей передаче определяется из условия обеспечения движения машины без груза с максимальной скоростью (1/с.23):

(3.6)

Примем i_выс =0,7; i_р2 = 1.

Передаточное число главной передачи определяется по формуле (1/с. 24):

; (3.7)

Значение передаточных чисел главной передачи у выполненных моделей автомобилей колеблется в пределах: 6,5 - 9,8.

Минимальное число ступеней в коробке передач, обеспечивающее перекрытие кривых силы тяги, определяют по формуле (1/с. 24)

=4 (3.8)

Число ступеней округляются до большего целого значения. В нашем случае принимаем число ступеней m = 5.

Знаменатель прогрессии для разбивки передаточных чисел в коробке передач определяется по выражению (1/с.24):

; (3.9)

Передаточные числа в коробке передач находится по формулам (1/с.25):

на первой передаче ;

на второй передаче

на третьей передаче ;

на четвёртой передаче ;

Расчетные значения передаточных чисел коробки передач обязательно корректируются с соблюдением условия.

. (3.10)

При наличии в силовой передаче автомобиля раздаточной коробки передаточное число последней на высшей передаче i_p2 принималось. Передаточное число понижающей передачи i_p1 целесообразно выбрать таким, чтобы кривые располагались на середине между соседними передачами. Это условие будет обеспечено, если

;

Передаточное число трансмиссии транспортных машин представляет собой произведение передаточных чисел коробки передач, i раздаточной коробки на высшей передаче i, главной передачи i, то есть

. (3.11)

k₁ = 7,6*2,1*9,8=156 k₁ = 7,6*1*9,8=80

k₂ = 69 k₂ = 35

k₃ =30 k₃ = 14,4

k₄ =13 k₄ = 6

4 Тяговая и динамическая характеристики машины и их анализ

4.1 Построение характеристик

Тяговая характеристика представляет собой графическую зависимость Р на различных передачах и является основным документом, характеризующим тягово-динамические качества машины.

Расчет тяговой характеристики производится в следующем порядке:

Для построения кривых Р необходимо определить на каждой передаче скорость движения и свободную силу тяги при соответствующей частоте вращения вала двигателя.

Скорость движения (км/ч) машины определяется по формуле (1/с.27)

, (4.1)

где R_Д – динамический радиус колеса или звездочки, м;

k_тр – общее передаточное число трансмиссии на соответствующей передаче.

Свободная сила тяги (Н) равна (1/с.27) , (4.2)

где – касательная сила тяги, кН (1/с.27), ; (4.3)

– сопротивление воздушной среды, кН (учитывается при км/ч) (1/с.27)

. (4.4)

Найденные значения вносятся в таблицу и на ее основе строится тяговая характеристика.

n, об/мин	Me, H·м	I_p1 = 2,1
		k₁ = 156				k₂ = 69				k₃ = 30				k₄ = 13
		v_а, км/ч	Р_к, кН	Р_w, кН	Р_а, кН	v_а, км/ч	Р_к, кН	Р_w, кН	Р_а, кН	v_а, км/ч	Р_к, кН	Р_w, кН	Р_а, кН	v_а, км/ч	Р_к, кН	Р_w, кН	Р_а, кН
900	1921	1,28	507925,4	0	507925,4	2,9	224659,3	0	224659,3	6,67	97678,00	0	97678,00	15,4	42327,12	0	42327,12
1200	1961	1,70	518501,7	0	518501,7	3,9	229337,3	0	229337,3	8,90	99711,90	0	99711,90	20,5	43208,48	0	43208,48
1500	1920	2,14	507661,0	0	507661,0	4,8	224542,4	0	224542,4	11,11	97627,12	0	97627,12	25,6	42305,01	176,5	42128,51
1800	1854	2,57	490210,2	0	490210,2	5,8	216823,7	0	216823,7	13,34	94271,19	0	94271,19	30,8	40850,84	255,4	40595,44
2100	1673	3,00	442352,6	0	442352,6	6,8	195656,0	0	195656,0	15,57	85067,80	0	85067,80	35,9	36862,71	347,0	36515,71

n, об/мин	Me, H·м	I_p2 = 1
		k₁ = 80				k₂ = 35				k₃ = 14,4				k₄ = 6
		v_а, км/ч	Р_к, кН	Р_w, кН	Р_а, кН	v_а, км/ч	Р_к, кН	Р_w, кН	Р_а, кН	v_а, км/ч	Р_к, кН	Р_w, кН	Р_а, кН	v_а, км/ч	Р_к, кН	Р_w, кН	Р_а, кН
900	1921	2,5	260474,5	0	260474,5	5,72	113957,62	0	113957,62	13,34	48838,98	0	48838,98	33,36	19535,6	299,63	19235,97
1200	1961	3,3	265898,3	0	265898,3	7,63	116330,5	0	116330,5	17,8	49855,93	0	49855,93	44,49	19942,37	532,9	19409,47
1500	1920	4,17	260339	0	260339	9,53	113898,3	0	113898,3	22,24	48813,56	0	48813,56	55,6	19525,42	832,3	18693,12
1800	1854	5	251389,8	0	251389,8	11,44	109983,05	0	109983,05	26,7	47135,6	191,93	46943,67	66,73	18854,23	1198,85	17655,38
2100	1673	5,84	226847,45	0	226847,45	13,34	99245,76	0	99245,76	31,14	42533,9	261,07	42272,83	80	17013,56	1631,71	15381,85

При анализе тяговых свойств автопоезда удобнее пользоваться динамической характеристикой, выражающей зависимость динамического фактора от скорости движения: D = f(v). Как известно, динамический фактор характеризует удельную свободную силу тяги, которую может развить машина на различных передачах (1/c.27):

, (4.4)

где G – полный вес транспортной системы.

1. при i_p1 = 2,1

1.1 D₁=1,9; D₂=1,96; D₃=1,92

D₄=1,85; D₅=1,67;

1.2 D₁=0,85; D₂ =0,87; D₃ =0,85

D₄=0,82 ; D₅ =0,74;

1.3 D₁ =0,37; D₂ =0,38 ; D₃ =0,37

D₄=0,36; D₅ =0,32;

1.4 D₁ =0,16; D₂ =0,17; D₃ =0,16

D₄ =0,15; D₅ =0,14;

1. при i_p2 = 1

1.1 D₁ =0,99; D₂ =1,0; D₃ 0,98

D₄ =0,95; D₅ =0,85;

1.2 D₁ =0,43; D₂ =0,44; D₃ =0,43

D₄ =0,41; D₅ =0,37;

1.3 D₁ =0,19; D₂ =0,19; D₃ =0,18

D₄ =0,17; D₅ =0,16;

1.4 D₁=0,07; D₂ =0,07; D₃ =0,07

D₄ =0,06; D₅ =0,06;

Анализ тяговых свойств машины.

В условиях эксплуатации возможности движения транспортной системы на той или иной передаче ограничиваются мощностью двигателя (то есть способностью машины развить на данной передаче силу тяги, равную или большую

действующей силы сопротивления) и силами сцепления (то есть возможностью машины реализовать эту силу тяги на ведущих органах без буксования).

Эта взаимосвязь может быть выражена зависимостью (1/c.29):

(4.6)

где суммарная сила сопротивления дороги.

Очевидно, при равномерном движении =, а при ускоренном .

Сила тяги по сцеплению зависит от состояния дорожного покрытия и типа движителя, определяющих величину коэффициента сцепления , а также от нагрузки, приходящейся на ведущие органы машины – сцепной вес машины

(1/c.29):

, (4.7)

Анализ зависимости (4.6) показывает, что движение транспортной системы на данной передаче возможно при следующих условиях: