При коченні еластичного (деформованого) колеса під дією силових факторів відбувається тангенціальна деформація шини, за якої дійсна відстань від осі обертання колеса до опорної поверхні зменшується. Цю відстань називають динамічним радіусом r дколеса. Його величина залежить від ряду конструктивних та експлуатаційних факторів, таких, наприклад, як жорсткість шини та внутрішній тиск у ній, вага автомобіля, що припадає на колесо, швидкість руху, прискорення, опір коченню та ін.

Динамічний радіус зменшується зі збільшенням моменту, що крутить, і зі зменшенням тиску повітря в шині. Величина r ддещо зростає зі збільшенням швидкості руху автомобіля внаслідок зростання відцентрових сил. Динамічний радіус колеса є плечем застосування штовхаючої сили. Тому його називають ще силовим радіусом.

Кочення еластичного колеса твердою опорною поверхнею (наприклад, асфальтовим або бетонним шосе) супроводжується деяким прослизанням елементів протектора колеса в зоні його контакту з дорогою. Це пояснюється різницею довжин ділянок колеса та дороги, що вступають у контакт. Це явище називають пружним ковзаннямшини, на відміну від ковзання(буксування), коли всі елементи протектора зміщуються щодо опорної поверхні. Пружного прослизання не було б за умови абсолютної рівності цих ділянок. Але це можливо лише в тому випадку, коли колесо та дорога мають контакт по дузі. Насправді, опорний контур деформованого колеса вступає в контакт з плоскою поверхнею недеформованої дороги, і прослизання стає неминучим.

Для врахування цього явища у розрахунках використовують поняття кінематичного радіусуколеса ( радіуса кочення) r до. Таким чином, розрахунковий радіус кочення rдо являє собою такий фіктивний радіус недеформованогоколеса, яке за відсутності прослизання має з реальним (деформованим) колесом однакові лінійні (поступальні) швидкості кочення vта кутового обертання ω до. Тобто величина r дохарактеризує умовнийрадіус, який служить для вираження розрахункової кінематичної залежності між швидкістю руху vавтомобіля та кутовою швидкістю обертання колеса ω до:

Особливістю радіуса кочення колеса є те, що він не може бути виміряний безпосередньо, а визначений лише теоретично. Якщо переписати наведену вище формулу:

, (τ - Час)

то з отриманого виразу видно, що визначити величину rможна розрахунком. Для цього необхідно виміряти шлях S, що проходить колесом за nоборотів, і розділити його на кут повороту колеса ( φ до = 2πn).

Величина пружного прослизання зростає при одночасному збільшенні еластичності (податливості) шини та жорсткості дороги або, навпаки, зі збільшенням жорсткості шини та м'якості дороги. На м'якій ґрунтовій дорозі підвищений тиск у шині збільшує втрати на деформацію ґрунту. Зниження внутрішнього тиску в шині дозволяє на м'яких ґрунтах зменшити переміщення частинок ґрунту та деформації його шарів, що зумовлює зниження опору коченню та підвищення прохідності.

Однак, на твердій опорній поверхні при малому тиску відбувається надмірний прогин шин із збільшенням плеча тертя кочення а. Компромісним вирішення цієї проблеми є використання шин з регульованим внутрішнім тиском.

У практичних розрахунках радіус кочення колеса оцінюється за наближеною формулою:

rдо = (0,85 ... 0,9) r 0 (тут r 0 – вільний радіус колеса).

Для доріг з твердим покриттям (рух колеса з мінімальним ковзанням) приймають: rдо = r d.

У коліс автомобіля (рис. 3.4) розрізняють такі радіуси: статичний r с,динамічний r Дта радіус кочення r кач.

Статичним радіусомназивається відстань від осі нерухомого колеса до поверхні дороги. Він залежить від навантаження, що припадає на колесо, та тиску повітря у шині. Статичний радіус зменшується при зростанні навантаження та зниженні тиску повітря в шині, і навпаки.

Динамічним радіусомназивається відстань від осі колеса, що котиться до поверхні дороги. Він залежить від навантаження, тиску повітря в шині, швидкості руху та моменту, що передається через колесо. Динамічний радіус зростає зі збільшенням швидкості руху і зменшення переданого моменту, і навпаки.

Радіусом коченняназивається відношення лінійної швидкості осі колеса до його кутової швидкості:

Радіус кочення, що залежить від навантаження, тиску повітря в шині, моменту, що продається, пробуксовування і прослизання колеса, визначається експериментально або обчислюється за формулою

(3.13.)

де n до -число повних обертів колеса; S К - шлях, пройдений колесом за повну кількість обертів.

З виразу (3.13) випливає, що при повному буксуванні колеса (S k = 0) радіус кочення r кач= 0, а за повного ковзання (n до = 0) г кач → оз.

Як показали дослідження, на дорогах з твердим покриттям та гарним зчепленням радіус кочення, статичний та динамічний радіуси відрізняються один від одного незначно. Тому можна

При виконанні розрахунків надалі використовуватимемо це наближене значення. Відповідну величину назвемо радіусом колеса та позначимо r k .

Для різних типів шин радіус колеса може бути визначений за ГОСТ, в якому регламентовані статичні радіуси для ряду значень навантаження.

ки та тиску повітря в шинах. Крім того, радіус колеса, м, можна розрахувати за номінальними розмірами шини, використовуючи вираз

(3.14)

Мал. 3.4. Радіуси колеса

Для підбору шин і визначення їх розмірів радіусів кочення колеса необхідно знати розподіл навантаження мостами.

У легкових автомобілів розподіл навантаження від повної маси мостами залежить в основному від компонування. При класичному компонуванні на задній міст припадає 52-55% навантаження від повної маси, для передньопривідних автомобілів 48%.

Радіус кочення колеса вибирається в залежності від навантаження на одне колесо. Найбільше навантаження на колесо визначається положенням центру мас автомобіля, яке встановлюється за попереднім ескізом або прототипом автомобіля.

Отже, навантаження на кожне колесо передньої та задньої осі автомобіля відповідно можна визначити за формулами:

P 1 = G 1/2, (6)

P 2 = G 2 / 2. (7)

де G 1 G 2 - навантаження від повної маси на передню і задню вісь автомобіля відповідно.

Відстань від передньої осі до центру мас знайдемо за такою формулою:

a=G 2 *L/G a , (8)

де Ga – модуль сил тяжіння автомобіля (Н);

L – база автомобіля.

Відстань від центру мас до задньої осі

Вибираємо шини, виходячи з навантаження на кожне колесо по Таблиці 1.

Таблиця 1 – Шини автомобілів

Позначення шини	Позначення шини

155-13/6,45-13		240-508 (8,15-20)
165-13/6,45-13		260-508P (9,00P-20)
5,90-13		280-508 (10,00-20)
155/80 R13		300-508 (11,00R-20)
155/82 R13		320-508 (12,00-20)
175/70 R13		370-508 (14,00-20)
175-13/6,95-13		430-610 (16,00-24)
165/80 R13		500-610 (18,00-25)
6,40-13		500-635 (18,00-25)
185-14/7,35-14		570-711 (21,00-78)

175-16/6,95-16		570-838 (21,00-33)
205/70 R14		760-838 (27,00-33)
6,50-16
8,40-15
185/80 R15
220-508P (7,50R-20)
240-508 (8,25-20)
240-381 (8,25-20)

Наприклад: 165-13/6,45-13 з максимальним навантаженням 4250 Н, 165 і 6,45 - ширина профілю мм і дюймах відповідно, посадковий діаметр обода 13 дюймів. За цими розмірами можна визначити радіус колеса, що у вільному стані

r c = + b, (10)

де b - Ширина профілю шини (мм);

d – діаметр обода шини (мм), (1 дюйм = 25,4 мм)

Радіус кочення колеса r до визначається з урахуванням деформації, яка залежить від навантаження

r до = 0,5 * d + (1 - k) * b, (11)

де k - Коефіцієнт радіальної деформації. Для стандартних та широкопрофільних шин k приймають 0,1…0,16.

Розрахунок зовнішньої характеристики двигуна

Розрахунок починається з визначення потужності N ev , необхідної для забезпечення руху із заданою максимальною швидкістю V max .

При встановленому русі автомобіля потужність двигуна в залежності від дорожніх умов може бути виражена наступною формулою (кВт):

N ev = V max * (G a * + K * F * V ) / (1000 * * K p), (12)

де - Коефіцієнт сумарного дорожнього опору для легкових автомобілів визначається за формулою:

0,01 +5 * 10 -6 * V. (13)

K в - коефіцієнт обтічності, K в = 0,3 Н * з 2 * м -4;

F - лобова площа автомобіля, м 2;

ККД трансмісії;

K p - Коефіцієнт корекції.

Коефіцієнт сумарного дорожнього опору для вантажних автомобілів та автопоїздів

= (0,015 +0,02) +6 * 10 -6 * V. (14)

Лобову площу для легкових автомобілів знаходимо з формули:

F A = 0,8 * B г * H г, (15)

де B г – габаритна ширина;

H г – габаритна висота.

Лобова площа для вантажних автомобілів

F A = B * H г, (16)

Частота обертання колінчастого валу двигуна

Частота обертання колінчастого валу двигуна n v , що відповідає максимальній швидкості автомобіля, визначається з рівняння (хв -1) :

n v = Vmax * , (17)

де - коефіцієнт спритності двигуна.

У існуючих легкових автомобілів коефіцієнт обертальності двигуна лежить у межах 30...35, у вантажних з карбюраторним двигуном - 35...45; у вантажних з дизельним двигуном - 30 ... 35.

Автомобіль (трактор) рухається в результаті дії на нього різних сил, які поділяються на рушійні сили та сили опору руху. Основною рушійною силою є тягова сила, прикладена до провідних колес. Тягова сила виникає внаслідок роботи двигуна та викликана взаємодією провідних коліс із дорогою. Тягову силу P визначають як відношення моменту на півосях до радіусу провідних коліс при рівномірному русі автомобіля. Отже, визначення тягової сили необхідно знати величину радіуса провідного колеса. Оскільки колеса автомобіля встановлюються еластичні пневматичні шини, то величина радіуса колеса під час руху змінюється. У зв'язку з цим розрізняють такі радіуси коліс:

1.Номінальний – радіус колеса у вільному стані: r н =d/2+H, (6)

де d - Діаметр обода, м;

H – повна висота профілю шини, м.

2.Статичний r с - відстань від поверхні дороги до осі навантаженого нерухомого колеса.

r =(d/2+H)∙λ , (7)

де λ-коефіцієнт радіальної деформації шини.

3.Динамічний r д -відстань від поверхні дороги до осі навантаженого колеса, що котиться. Цей радіус збільшується зі зменшенням навантаження колесом G до, що сприймається, і збільшенням внутрішнього тиску повітря в шині p ш.

При збільшенні швидкості автомобіля під дією відцентрових сил шина розтягується в радіальному напрямку, внаслідок чого радіус r д збільшується. При коченні колеса змінюється деформація поверхні кочення порівняно з нерухомим колесом. Тому плече застосування рівнодіючих дотичних реакцій дороги r д відрізняється від r с. Однак, як показали експерименти, для практичних тягових розрахунків можна приймати r з ~r д.

4 Кінематичний радіус (качення) колеса r до – радіус такого умовного кільця, що не деформується, яке має з даним еластичним колесом однакову кутову і лінійну швидкості.

У колеса, що котиться під дією моменту, що крутить, елементи протектора, що входять в контакт з дорогою, стиснуті, і колесо при рівних частотах обертання проходить менший шлях, ніж під час вільного кочення; у колеса ж, навантаженого гальмівним моментом, елементи протектора, що входять в контакт з дорогою, розтягнуті. Тому гальмівне колесо проходить при рівних числах оборотів дещо більший шлях, ніж колесо, що вільно котиться. Таким чином, під дією моменту, що крутить, радіус r до - зменшується, а під дією гальмівного моменту - збільшується. Для визначення величини r до методу "крейдових відбитків" на дорозі крейдою або фарбою наносять поперечну лінію, на яку колесо автомобіля накочується, а потім залишає на дорозі відбитки.

Вимірявши відстань lміж крайніми відбитками визначають радіус кочення за формулою: r до = l / 2π∙n , (8)

де n – частота обертання колеса, що відповідає відстані l .

У разі повного буксування колеса відстань l = 0 і радіус r до = 0. Під час ковзання коліс, що не обертаються (“ЮЗ”) частота обертання n=0 і r до .

П І Т Р О З А В О Д С К ІЙ

ДЕРЖАВНИЙ УНІВЕРСИТЕТ

ЛІСОІНЖЕНЕРНИЙ ФАКУЛЬТЕТ

Кафедра «Тягові машини»

ЛІСОВІ МАШИНИ

(Конспект лекцій. Частина 2)

Даний конспект лекцій не претендує на повноту матеріалу, що викладається, тому для повного вивчення окремих питань необхідно використовувати рекомендовану літературу (докладно кожне питання розглядається в процесі аудиторних занять).

У конспекті викладено призначення та місце лісових (мобільних) машин у лісозаготівельному виробництві, загальна та тягова динаміка колісних та гусеничних машин (тяговий баланс автомобілів та тракторів, тягово – швидкісні характеристики та потужнісний баланс, прохідність, стійкість та загальна динаміка лісових машин.). Розглянуто типи трансмісій, їх будову та принцип дії (гідності та недоліки), вимоги до них; розглянуто елементи схем механічних та гідравлічних трансмісій (зчеплення, коробки передач, роздавальні коробки, карданні та головні передачі, диференціал та його кінематика та статика, механізми повороту гусеничних машин, основи теорії повороту гусеничних (трелювальних) машин, визначення основних параметрів повороту та оздоблення елементи рульового управління, встановлення керованих коліс та ін., схеми гідромуфти та гідротрансформатора, їх характеристики).

На закінчення наведено короткі відомості про ходові системи колісних машин, підвіски колісних та гусеничних машин.

Конспект може бути використаний при вивченні таких дисциплін:

«Теорія та конструкція колісних та гусеничних машин»,

«Трансмісії мобільних машин»,

«Трансмісії та механізми управління лісових машин»,

«Лісотранспортні машини»,

«Лісозаготівельні машини»

і може бути корисним студентам та аспірантам, які займаються тяговими розрахунками колісних та гусеничних машин при курсовому та дипломному проектуванні, дослідженням тягово-зчіпних якостей, основ теорії повороту та ін. лісових та машин загального призначення.

Конспект розроблений професором кафедри «Тягові машини»

М. І. Куликовим

ВСТУП

Чільне місце в механізації лісопромислових робіт дедалі більше займають лісові машини. Лісові машини – машини, що застосовуються в лісовій промисловості для транспортування лісу, що включає підвезення (трелювання) та вивезення лісу (колісні та гусеничні трактори, лісовозні автомобілі та ін.). Базою для більшості лісових машин служать автомобілі та трактори загального призначення (ЗІЛ, МАЗ, Урал, КамАЗ, КРАЗ, Т-130, МТЗ-82 та ін). До лісових машин пред'являється ряд вимог, основними з яких є:

1.Відповідність конструкції машини умовам експлуатації та забезпечення високопродуктивної роботи.

2.Високі тягово-динамічні якості, висока прохідність, хороше зчеплення рушія з ґрунтом, висока маневреність, хороша пристосовність для експлуатації в різних кліматичних умовах та ін.

3.Перспективність конструкції, що дає можливість тривалий час модернізувати початкову базову модель.

4.Висока надійність та зносостійкість деталей, вузлів та агрегатів, їх уніфікація.

5.Висока економічність - мінімальні витрати на ПММ, запчастини, техобслуговування та ін.

Крім того, до лісовозних автомобілів пред'являються додаткові вимоги: збільшення рейсового навантаження, підвищення швидкості руху та покращення прохідності.

Виконання цих вимог зазвичай досягається збільшенням потужності двигуна, що припадає на тонну маси автопоїзда та збільшенням його загальної вантажопідйомності. З року в рік зростають потужності автомобільних двигунів та вантажопідйомність автопоїздів (ЗІЛ-131-110 кВт-12.0 т; МАЗ-509-132 кВт-17.0 т; КРАЗ-255 – 176 кВт-23.0 т; КРАЗ-260-220 кВт-29 0 т).

Удосконалення трансмісії та ходових систем відіграють провідну роль у збільшенні середньої швидкості руху автомобіля та підвищення його прохідності. Трелювання лісу проводиться спеціальними тракторами - трелювальними, що транспортують деревину в напівзануреному положенні. Останніми роками ведеться інтенсивна розробка нових конструкцій спеціальних машин.

Вперше трелювальні трактори були створені в СРСР - 1946 р. В основному на лісосічних роботах застосовуються гусеничні машини, що мають кращу прохідність, ніж колісні (більшість лісозаготівель виробляється в районах з малою несучою здатністю грунтів). Однак, переваги колісного рушія – високі швидкості руху, плавність ходу та ін. змусили конструкторів піти шляхом розробки нових колісних машин з підвищеною прохідністю (ТЛК-4, ТЛК-6, ШЛК та ін.).

Підвищення продуктивності та тягово-зчіпних якостей гусеничних тракторів досягається збільшенням вантажопідйомності та потужності двигунів.

ПЕРЕДАЧА МУМЕНТА ДВИГУНА, Що КРУТИТЬ, ВЕДУЧИМ

КОЛІСАМ ЛІСОВОЇ МАШИНИ. ККД ТРАНСМІСІЇ

На сучасних автомобілях і тракторах як зарубіжних, так і вітчизняних застосовуються поршневі двигуни внутрішнього згоряння, в розвитку яких встановилася тенденція до збільшення їх швидкохідності. Це призводить до їх компактності та малої ваги. Однак, з іншого боку це призводить до того, що момент, що крутить, на валу цих двигунів значно менше моменту, який повинен бути підведений до провідних колес машини, незважаючи на порівняно велику потужність цих двигунів. Отже, для отримання на провідних колесах необхідного для руху моменту, що крутить, потрібно в систему - "двигун - провідні колеса", ввести додатковий пристрій, що забезпечує не тільки передачу моменту двигуна, але і його збільшення. Роль цього пристрою на сучасних автомобілях та тракторах виконує трансмісія. У трансмісію входить цілий ряд механізмів: зчеплення, коробка передач, карданна, головна, кінцева (бортова) передачі, механізми повороту і додаткові редуктори (роздавальні коробки), що встановлюють постійне передатне число. Момент від двигуна передається коробці за допомогою муфт зчеплення. На сучасних машинах основного поширення набули фрикційні муфти зчеплення. Відношення моменту тертя муфти М м до номінального моменту двигуна Ме називається коефіцієнтом запасу муфти зчеплення β:

β=М м / М е (1)

Величина цього коефіцієнта змінюється у широкому діапазоні (1.5 - 3.8) для вантажних автомобілів та тракторів і вибирається з умов величини роботи тертя при буксуванні в період розгону тракторного агрегату, а також запобігання поломкам деталей двигуна та трансмісії при можливих перевантаженнях.

При виборі коефіцієнта враховують також можливу зміну коефіцієнта тертя дисків муфти, зменшення сили тиску пружин через знос поверхонь тертя та ін. Від муфти зчеплення крутний момент через коробку передач та інші елементи трансмісії передається провідним колесам. За відсутності буксування між провідними і веденими дисками муфти зчеплення (δ зчіп =0) передавальне число трансмісії в загальному вигляді визначиться:

де ω е і n е - відповідно кутова швидкість і частота обертання колінчастого валу двигуна;

ω до і n до - відповідно кутова швидкість та частота обертання провідних коліс.

Рівність (2) можна представити у вигляді:

i тр =i до ∙i рк ∙i гл ∙ii кп = i до ∙i рк ∙i о, (2΄)

де i до - передавальне число коробки;

i рк - передавальне число роздавальної коробки;

i гл – передатне число головної (центральної) передачі;

i - передатне число механізму повороту;

i кп - передавальне число кінцевої (бортової) передачі;

i про -постійне передатне число здійснене в головній, механізмі повороту, і кінцевої передачі, а також в інших редукторах трансмісії.

Крутний момент на провідних колесах машини визначається:

М к =М е ∙i тр ∙η тр, (3)

η тр – ККД трансмісії, який визначається із співвідношення:

η тр =N до /N e =(N e - N тр)/N e =1-(N тр / N e) , (4)

де N до - Потужність, що підводиться до провідних колес;

N тр - Потужність, що втрачається в трансмісії.

ККД трансмісії η тр враховує механічні втрати, які мають місце в підшипниках, зубчастих сполученнях коробки передач, центральній та кінцевій передачах та втрати при збовтуванні масла. ККД трансмісії зазвичай визначається експериментально. Він залежить від типу конструкції трансмісії, якості виготовлення та її збирання, від ступеня завантаження, в'язкості олії тощо. ККД сучасних автомобільних та тракторних трансмісій при номінальному режимі роботи знаходиться в межах 0.8..0.93 і залежить від числа пар шестерень, включених послідовно η кп =0.97..0.98; η ц.п. =0.975..0.990.

Відповідно до цього величина η тр приблизно може підраховуватися:

η тр = η ц.п. ∙η кп (4)

Без урахування втрат при неодруженому ході:

η хол =1-М хол / М е, (5)

де М хол - приведений до первинного валу трансмісії момент опору, що виникає при холостому прокручуванні трансмісії.

m ц, m до - число пар відповідно циліндричних та конічних шестерень.

Радіуси кочення колеса

Автомобіль (трактор) рухається в результаті дії на нього різних сил, які поділяються на рушійні сили та сили опору руху. Основною рушійною силою є тягова сила, прикладена до провідних колес. Тягова сила виникає внаслідок роботи двигуна та викликана взаємодією провідних коліс із дорогою. Тягову силу P визначають як відношення крутного моменту на півосях до радіусу провідних коліс при рівномірному русі автомобіля. Отже, визначення тягової сили необхідно знати величину радіуса провідного колеса. Оскільки колеса автомобіля встановлюються еластичні пневматичні шини, то величина радіуса колеса під час руху змінюється. У зв'язку з цим розрізняють такі радіуси коліс:

1.Номінальний – радіус колеса у вільному стані: r н =d/2+H, (6)

де d - Діаметр обода (посадковий діаметр шини), м;

H – повна висота профілю шини, м.

2.Статичний r с - відстань від поверхні дороги до осі навантаженого нерухомого колеса.

r =(d/2+H)∙λ , (7)

де λ-коефіцієнт радіальної деформації шини.

3. Динамічний r д -відстань від поверхні дороги до осі навантаженого колеса, що котиться. Цей радіус збільшується зі зменшенням навантаження колесом G до, що сприймається, і збільшенням внутрішнього тиску повітря в шині p ш.

При збільшенні швидкості автомобіля під дією відцентрових сил шина розтягується у радіальному напрямку, внаслідок чого радіус r д збільшується. При коченні колеса змінюється деформація поверхні кочення порівняно з нерухомим колесом. Тому плече застосування рівнодіючих дотичних реакцій дороги r д відрізняється від r с.

Однак, як показали експерименти, для практичних тягових розрахунків можна приймати r з ~r д.

Кінематичний радіус (качення) колеса r до - радіус такого умовного кільця, що не деформується, яке має з даним еластичним колесом однакову кутову і лінійну швидкості.

/ 2π∙n , (8) l .

де n – частота обертання колеса, що відповідає відстані l У разі повного буксування колеса відстань
.

Радіуси кочення колеса

Тістечка картопля за Дюканом для етапу «Чередування Тістечка картопля за рецептом дюкана