Kursovi / Курсова.Тягачи / Tyagachi_B.Semenyck
.docx
1 ВИЗНАЧЕННЯ ОСНОВНИХ ПОКАЗНИКІВ ХОДОВОГО ОБЛАДНАННЯ
Експлуатаційна масса тягача М складається з маси машини з наповненими баками, маси комплекту інструменту, водія та допоміжного обладнання, маси баласту.
Для колісних машин;
кг ( 1 )
де Ркр мах - найбільше крюкове зусилля, Н;
φдоп , f - допустимий по буксуванню коефіцієнт зчеплення рушія з полотном дороги та коефіцієнт опору кочення;
К2 - коефіцієнт, який враховує перерозподіл навантажень на ведучі колеса. Для машин з колісною форцулою 2x2 і 4x4 = 1;
Для визначення φдоп потрібно знайти найбільше значення коефіцієнта зчеплення φmax що може бути реалізовано рушієм за заданих грунтових умов. За умов, повʼязаних з буксуванням та зносом елементів рушія, коефіцієнт зчеплення треба обмежувати, для колісного рушія φдоп ≤ (0,72., ..0,73) ∙φmax.
Коефіцієнт f визначається залежно від грунтових умов та
тиску в шинах з табл. Д. 2. Тиск у шинах беруть р =0,08... ...0,15 МПа для пухких незвʼязних грунтів та р = 0,15...0,25 МПа - для звʼязних і щільних грунтів.
Значення коефіцієнта зчеплення для тягачів промислового призначення визначається емпіричним рівнянням :
( 2 )
де С - кількість ударів ударника ДорНДІ в процесі визначення категорії грунту;
А = 11,08 + 0,03∙Wn = 11,08 + 0,03∙8=13,48 ;
В = 0,56 + 0,0225∙ Wn = 0,56 + 0,0225∙ 8;
Wn = 8 - число пластичності грунту.
Динамічний радіус пневмоколісного ходового обладнання обчислюється у такий спосіб.
Нормальна реакція на одне з ведучих коліс:
, т ( 3 )
де n = 6 – кількість ведучих коліс.
За значенням z, користуючись даними табл. Д.З, підібрати тип і розміри пневматичних шин для коліс тягача.Вибрано шини типу 430-610(16-24).
Динамічний радіус колеса приблизно можна визначити з рівняння:
мм ( 4 )
де λ = 0,15...0,2 - коефіцієнт радіальної дефомації шини;
d0 = 1490 мм – номінальний радіус шини;
B = 430 мм – ширина профілю шини.
ККД пневмоколісного ходового обладнання на номінальному тяговому режимі
( 5 )
де ζS, ζf - ККД, що враховує витрати енергії відповідно на буксування і подолання сил опору кочення коліс.
ККД, що враховує витрати енергії на буксування:
( 6 )
де δн = 0.2 - коефіцієнт буксування на номінальному тяговому режимі. Для колісного ходового обладнання за руху по поверхні грунту.
ККД, що враховує витрати енергії на подолання сил опору коченню:
( 7 )
2 ВИЗНАЧЕННЯ КОЕФІЦІЄНТА КОРИСНОЇ ДІЇ ТРАНСМІСІЇ І ТЯГАЧА В ЦІЛОМУ
Відповідно до вказаних у завданні типу трансмісії, кількості ступенів коробки передач, типу кінцевої передачі необхідно скласти повну кінематичну схему трансмісії тягача та накреслити її на аркуші формату згідно з позначеннями, обумовленими стандартами,. За наявності гідротрансформатора в трансмісії остання має забезпечити ефективну роботу тягача в транспортному та тяговому режимах, тобто мати не менше двох ступенів. При електричній або гідрообʼємній трансмісії вали гідро- або електродвигуна з'єднуються з ведучими колесами через колісний бортовий редуктор, а вал гідронасоса чи генератора з'єднаний з валом двигуна внутрішнього згоряння через муфту, витратами енергії в якій можна знехтувати.
Для гідрообʼємної та електричної трансмісії:
( 8 )
де ζн(г) = 0,93 – ККД гідронасоса;
ζД = 0,95 – ККД гідравлічного двигуна;
ζц = 0,97 – ККД пари циліндричних зубчатих коліс разом з підшипниками їх валів;
ζкп = 1- ККД карданної передачі;
ζцп = 1 – ККД центральної передачі.
Загальний ККД тягача
( 9 )
3. ВИЗНАЧИШ ОСНОВНИХ ХАРАКТЕРИСТИК ДВИГУНА ВНУТРІШНЬОГО ЗГОРЯННЯ ТЯГАЧА
Ефективна потужність двигуна тягача, кВт:
кВт ( 10 )
де Ркрmax =160 - найбільше крюкове зусилля, кН;
Vmin =2,12- найменша робоча швидкість тягача, м/с;
NВВП =25 - потужність, що знімається з вала відбирання потужності для приводі причіпного знаряддя, кВт.
Підбираємо для проектованого тягача двигун, що має потужність, близьку до визначеної:
Двигун марки: М-7556А;
Номінальна потужність Neh =603,0 кВт;
Частота обертання колінчатого вала ne=1400 об/хв;
Питома витрата палива за номінальної потужності ge=225 кг/кВт∙год.
Побудувати зовнішню характеристику двигуна. Якщо студент не зможе відшукати в довідковій літературі зовнішню характеристику вибраного двигуна, цю характеристику можна побудувати за приблизними рівняннями:
кВт ( 11 )
кН∙м ( 12 )
кг/кВт∙год ( 13 )
кг/год ( 14 )
де Ne , ωe , Me , ge , GT - поточне значення відповідно потужності, кутової швидкості колінчастого вала, крутного моменту, питомої та годинної витрати палива;
Neh , ωeh ,geh - номінальні значення відповідно потужності, кутової швидкості колінчастого вала, питомої витрати палива.
Слід враховувати, що в характеристиках двигуна наводиться частота обертання колінчастого вала ne , а нe кутова швидкість ω=П∙п/30;
Результати обчислень Ne , ωe , Me , ge , GT за рівняннями відхиляються від дійсних значень не більше як на 2%. Для полегшення користування ними їх доцільно звести до табл. 1.
Таблиця 1. Зовнішня характеристика двигуна внутрішнього згоряння.
ne/neh |
Ne, кВт |
ge, кг/Кв∙год |
Gr, кг/Кв∙год |
ne, об/хв |
Me, кН∙м |
ωe, рад/хв |
0,2 |
127,4 |
288,0 |
36,7 |
280,0 |
4,3 |
29,3 |
0,3 |
164,3 |
275,6 |
45,3 |
350,0 |
4,5 |
36,6 |
0,3 |
202,4 |
264,4 |
53,5 |
420,0 |
4,6 |
44,0 |
0,4 |
241,2 |
254,3 |
61,3 |
490,0 |
4,7 |
51,3 |
0,4 |
280,3 |
245,3 |
68,7 |
560,0 |
4,8 |
58,6 |
0,5 |
319,1 |
237,4 |
75,7 |
630,0 |
4,8 |
65,9 |
0,5 |
357,3 |
230,6 |
82,4 |
700,0 |
4,9 |
73,3 |
0,6 |
394,3 |
225,0 |
88,7 |
770,0 |
4,9 |
80,6 |
0,6 |
429,8 |
220,5 |
94,8 |
840,0 |
4,9 |
87,9 |
0,7 |
463,3 |
217,1 |
100,6 |
910,0 |
4,9 |
95,2 |
0,7 |
494,3 |
214,9 |
106,2 |
980,0 |
4,8 |
102,6 |
0,8 |
522,3 |
213,8 |
111,7 |
1050,0 |
4,8 |
109,9 |
0,8 |
547,0 |
213,8 |
116,9 |
1120,0 |
4,7 |
117,2 |
0,9 |
567,9 |
214,9 |
122,0 |
1190,0 |
4,6 |
124,6 |
0,9 |
584,5 |
217,1 |
126,9 |
1260,0 |
4,4 |
131,9 |
1,0 |
596,3 |
220,5 |
131,5 |
1330,0 |
4,3 |
139,2 |
1,0 |
603,0 |
225,0 |
135,6 |
1400,0 |
4116,0 |
146,5 |
Регуляторну вітку характеристики беруть прямолінійною. Кут її нахилу визначається статизмом регулятора. Згідно з технічними умовами статизм регулятора транспортних дизелів має бути в межах 10 ±2, тому найбільшу частоту обертання колінчастого вала на холостому ході можна взяти:
рад/хв. ( 15 )
На графіку значення Меh та Neh з точкою ωxx слід зʼєднати прямою лінією. Годинна витрата палива на холостих обертах.орієнтовно визначається рівнянням:
( 16 )
де ζм= 0,7...0,8 - механічний ККД дизеля
Приклад побудови зовнішньої характеристики двигуна наведено на рис.3, а обчислень - у табл. 5.
4. ВИЗНАЧЕННЯ ПАРАМЕТРІВ ТРАНСМІСІЇ
4.1. Визначення опору коченню тягача
Для визначених грунтових умов опір коченню тягача визначають з рівняння:
кН ( 17 )
де f =0,06 - коефіцієнт опору коченню;
М =33,970 - експлуатаційна маса тягача, т.
4.2. Визначення параметрів гідростатичної трансмісії.
При побудові зовнішньої характеристики трансмісій припускається, що двигун внутрішнього згоряння весь час працює на номінальному режимі, коли з колінчастого вала за номінальної швидкості його обертання знімається номінальна потужність. Вихідні параметри трансмісії регулюються автоматично зміною продуктивності насосу та гідродвигуна. Зовнішня характеристика у цьому випадку описується рівнянням:
( 18 )
Тобто за постійних значень ККД агрегатів трансмісії та за номінальної потужності характеристика буде мати форму гіперболи. Обчислення за рівнянням ( 18 ) доцільно виконати в інтервалі:
Мя = (2...20)∙ Мен=2∙4,1=8,2 ( 19 )
Зовнішня характеристика будується в другому квадранті системи координат. Значення Мд відкласти по осі ординат, а ωд - вліво по осі абсцис. Приклад побудови наведено на рис.4.
Визначити передаточне число механічної частини електричної чи гідростатичної трансмісій:
( 20 )
де ωдтах=260…420 - найбільша допустима кутова швидкість вала двигуна рад/с.;
Vmax=8,8 – максимальна швидкість тягача м/с.
5. ПОБУДОВА ТЯГОВОЇ ХАРАКТЕРИСТИКИ ТЯГАЧА
Вихідними даними для побудови тягової характеристики с параметрі зовнішньої характеристики силового устаткування, побудованої раніше у другому квадранті системи координат.
Визначити крутний момент на валу відбирання потужності ВВП. Відбирання потужності через ВВП мас вплив на показники тягачів з механічною трансмісією. Для гідростатичної трансмісії ВВП з'єднується з двигуном через механічні пристрої і на вихідні характеристики трансмісії ВВП істотно не впливає.
Для гідростатичної трансмісії кутовий коефіцієнт лінії Рк визначається рівнянням:
кН ( 21 )
Кутовий коефіцієнт лінії Рк:
( 22 )
5.1 Узгодження режимів роботи двигуна і тягача
Вибираємо на інтервалі абсцис (0... Ркрmаx ) декілька, не менш як 10 значень. Через знайдені точки осі абсцис першого квадранта проводимо ординати до перетину їх з лініями Рк . Через точки перетину проводимо горизонталі до їх перетину з кривими характеристики силового устаткування в другому квадранті. Отримані точки визначають параметри силового устаткування, які слід занести в графи 1-4 табл. 2. Для гідростатичних трансмісій потужність двигуна та витрата палива будуть постійними і дорівнюватимуть номінальним значенням.
5.2. Побудова кривої коефіцієнта буксування
Підставляючи значення Ркр з першої графи табл. 2, обчислити значення коефіцієнта буксування за рівняннями:
( 23 )
де
( 24 )
К2 - коефіцієнт, який враховує перерозподіл навантажень на ведучі колеса. Для машин з колісною форцулою 2x2 і 4x4 = 1.
Обчислені значення коефіцієнта буксування заносять до табл. 2.
Визначення дійсної швидкості тягача:
м/с; ( 25 )
Тягова потужність тягача, кВт:
NT =Pkp ∙VD = 10 ∙ 8,31= 83,1 кВт; ( 26 )
ККд тягача:
ζТ = NT / Ne = 83,1/603 = 0,13 ( 27 )
Для гідростатичної трансмісії потужність двигуна внутрішнього згоряння беруть постійною і такою, щo дорівнює номінальній.
Питома витрата палива, кг/ кВт∙год :
G = Gr ∙ NT = 45,3 ∙83,1= 1,63 ( 28 )
За даними обчислень, занесеними в табл. 2, будують графіки залежності від крюкового зусилля: коефіцієнта буксування дійсної швидкості, тягової потужності, ККД тягача, питомої витрати палива.
Таблиця 2. Тягова характеристика тягача з гідрообʼємною трансмісією.
Pкр, kH |
nе, об/хв |
Ne, кВт |
Gr, кг/год |
δ |
VД, м/с |
Nt, кВт |
ζТ |
gt, кг/ кВт∙год |
0 |
5800 |
603 |
135,6 |
0 |
12,6 |
0 |
0 |
2,25 |
10 |
4000 |
|
|
0,043 |
8,3 |
83 |
0,138 |
1,63 |
20 |
2900 |
|
|
0,089 |
5,7 |
114 |
0,19 |
1,18 |
30 |
2350 |
|
|
0,138 |
4,4 |
132 |
0,219 |
1,03 |
40 |
2000 |
|
|
0,189 |
3,5 |
140 |
0,234 |
0,96 |
50 |
1700 |
|
|
0,243 |
2,8 |
139 |
0,232 |
0,97 |
60 |
1480 |
|
|
0,298 |
2,3 |
135 |
0,225 |
1,00 |
70 |
1300 |
|
|
0,355 |
1,8 |
127 |
0,212 |
1,06 |
80 |
1200 |
|
|
0,412 |
1,5 |
122 |
0,203 |
1,11 |
90 |
1100 |
|
|
0,47 |
1,3 |
114 |
0,189 |
1,19 |
100 |
980 |
|
|
0,527 |
1 |
100 |
0,167 |
1,35 |
110 |
900 |
|
|
0,584 |
0,8 |
89 |
0,148 |
1,52 |
120 |
850 |
|
|
0,639 |
0,7 |
80 |
0,133 |
1,70 |
130 |
800 |
|
|
0,692 |
0,5 |
69 |
0,115 |
1,95 |
140 |
750 |
|
|
0,742 |
0,4 |
58 |
0,098 |
2,31 |
150 |
720 |
|
|
0,789 |
0,3 |
49 |
0,082 |
2,74 |
160 |
680 |
|
|
0,832 |
0,2 |
39 |
0,066 |
3,42 |
6. ВИЗНАЧЕННЯ ДИНАМІЧНИХ ПОКАЗНИКІВ ТЯГАЧА В ТРАНСПОРНОМУ РЕЖИМІ.
Припустити, що проектований тягач агрегатується причепом загальнотранспортного призначення. Вал відбору потужності відключений. Загальна маса такого поїзду визначиться рівнянням:
( 29 )
де М = 33,9 - маса тягача;
g = 0,85 - коефіцієнт маси тягача.
Розбити діапазон значень кутової швидкості вала гідродвигуна на кілька ділянок. Ці дані слід занести до граф 1 та 2 табл. 3.
Для знайдених значень кутової швидкості визначити швидкість руху поїзда, м/с:
м/с ( 30 )
Для гідродинамічної трансмісії в рівняння підставляти значення кутової швидкості гідродвигуна колеса ωв та передаточне число Uтр для транспортного режиму.
Для вибраних значень крутного момента гідродвигуна визначити динамічний фактор:
( 31 )
де Кw = 0,75 – коефіцієнт опору повітря взяти.
F - площа лобової поверхні, м2;
F=B∙H = 2∙2 = 4, м2 ( 32 )
де В = 1,5…2,5 – колія тягача, м;
Н = 1,8…4 – габаритна висота, м.
Результати обчислень занести до табл. 5 і побудувати по них динамічну характеристику поїзда. Приклад такої побудови наведено на рис. 5.
Передбачити, що тягач рухається по ущільненому грунту (грунтова дорога). Для цих дорожніх умов побудувати графік прискорення поїзду на горизонтальній ділянці. Обчислення провести за рівнянням:
( 33 )
де δоб = 1,05…1,07 - коефіцієнт, що враховує вплив обертових мас (двигуна, трансмісії, коліс) на прискорення поїзда.
Приклад побудови графіка прискорень зображено на рис. 6.
ne, об/хв |
Me, кН∙м |
Vп, м/с |
D, кН/кг |
j, м/с |
0 |
6 |
0 |
0,324 |
2,471 |
191 |
5,5 |
0,423 |
0,297 |
2,211 |
382 |
5 |
0,846 |
0,267 |
1,938 |
525 |
4,5 |
1,163 |
0,238 |
1,661 |
636 |
4 |
1,408 |
0,208 |
1,384 |
727 |
3,5 |
1,609 |
0,179 |
1,108 |
848 |
3 |
1,877 |
0,148 |
0,819 |
1018 |
2,5 |
2,253 |
0,114 |
0,507 |
1272 |
2 |
2,816 |
0,075 |
0,144 |
1697 |
1,5 |
3,755 |
0,023 |
-0,347 |
2545 |
1 |
5,632 |
-0,077 |
-1,28 |