Расчёт редуктора переднего ведущего колеса лесовозного автомобиля МАЗ-509А

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

Введение

1. Конструктивно-эксплуатационный анализ и направление модернизации базовой машины

1.1 Назначение лесовозного автомобиля МАЗ-509А

1.2 Техническая характеристика автомобиля МАЗ-509А

1.3 Аналоги лесовоза МАЗ-509А

2. Выбор двигателя

2.1 Определение веса лесотранспортной машины и мощности двигателя

2.2 Построение скоростной характеристики двигателя

3. Тяговый расчет машины

3.1 Выбор кинематической схемы трансмиссии и описание основных узлов машины

3.2 Определение передаточных чисел трансмиссии

лесовозного автомобиля

3.3 Построение тяговой и динамической характеристики автомобиля

4. Расчёт редуктора переднего ведущего колеса

5. Патентно-литературный анализ конструкции редуктора переднего колеса

Заключение

Список литературы



Введение

Современный этап развития лесозаготовок характеризуется широкими и интенсивными поисками в области создания машин, предназначенных для перевозки сортиментов и хлыстов с нижних складов предприятий. Таковыми являются лесовозные поезда в основном зарубежного производства, так как современные отечественные машиностроительные предприятия сильно отстают от зарубежных производителей, по тем или иным причинам.

Целью курсового проекта является проведение глубокого анализа машины, выбранной в качестве прототипа, его сравнения с зарубежными аналогами, для модернизации одного из его узлов, а именно колесного планетарного редуктора.

Для этого необходимо:

- провести конструктивно - эксплуатационный анализ прототипа;

- сравнить его с отечественными и зарубежными аналогами, для выявления достоинств и недостатков;

- на основе сравнительного анализа выбрать направление модернизации базовой машины;

- для достижения требуемых тяговых и скоростных показателей автомобиля необходимо рассчитать вес машины и мощность двигателя;

- с учетом выбранного двигателя построить скоростную характеристику двигателя;

- провести тяговый расчет машины с учетом выбранной кинематической схемы трансмиссии;

- провести патентный анализ по выбранному направлению модернизации машины;

- провести расчет модернизируемого узла машины.

В качестве прототипа выбираем лесовоз МАЗ-509А.



1. Конструктивно-эксплуатационный анализ и направление модернизации базовой машины

1.1 Назначение лесовозного автомобиля МАЗ-509А

МАЗ-509А (рисунок 1) представляет собой двухосный автомобиль-лесовоз с двумя ведущими мостами. Совместно с прицепом-роспуском он образует лесовозный автопоезд, предназначенный для перевозки хлыстов и сортиментов по профилированным дорогам с гравийным и усовершенствованным покрытием, с заходом на лесосеки, а также по дорогам, укрепленным щитовыми колейными покрытиями.

На автомобилях МАЗ-509А, так же как и на автомобилях МАЗ-509, устанавливают четырехтактные дизели, усовершенствованные сцепления и коробки передач, ведущие мосты и раздаточные коробки, рулевые управления с гидравлическими усилителями, эффективные колесные тормоза с пневматическим приводом, специальное оборудование для погрузки и перевозки прицепа-роспуска со складывающимся дышлом.

Переднее расположение кабины у лесовозных автомобилей МАЗ позволило более равномерно загрузить ведущие мосты, создать хорошую обзорность и маневренность.

Рисунок 1 - Автомобиль-лесовоз МАЗ-509А

1.2 Техническая характеристика автомобиля МАЗ-509А

Техническая характеристика автомобиля МАЗ-509А представлена в таблице 1.

Таблица 1 - Техническая характеристика автомобиля МАЗ-509А

Наименование параметра	Ед. измерения	Значение
1	2	3
Масса буксируемого прицепа-роспуска с грузом	кН	210000
Масса автопоезда с грузом	кг	300000
Нагрузка на коник автомобиля	кН	550
Допустимая нагрузка на коник в зимних условиях при промерзании грунта	кН	6000
Распределение массы автомобиля без груза: на передний мост на задний мост	кН	44100 43900
Распределение массы автомобиля с грузом: на передний мост на задний мост	кН	49500 95000
База автомобиля	мм	3950
Колея задних колес (между серединами сдвоенных колес)	мм	1900
Колея передних колес	мм	1950
Дорожные просветы: под передним мостом под задним мостом под картером раздаточной коробки	мм	310 300 450
Наименьший радиус поворотов в обе стороны по оси следа внешнего переднего колеса	м	11,5
Угол свеса (с полной нагрузкой): передний задний	град	35 40
Габаритные размеры автомобиля: длина ширина высота но ограждению без нагрузки высота с роспуском на шасси	мм	6770 2600 3000 3660
Наибольшая скорость при полной нагрузке	км/ч	60
Путь торможения с полной нагрузкой при скорости 40 км/ч на горизонтальном участке сухой дороги с твердым покрытием (не более)	м	21
Максимальный подъем преодолеваемый автопоездом	град.	12
Контрольный расход топлива на 100	км, л	48

1.3 Аналоги лесовоза МАЗ-509А

Отечественными аналогами лесовоза МАЗ-509А (рисунок 2) являются лесовозы МАЗ-509 и МАЗ-509П, который отличается повышенной грузоподъемностью (158 кН.), надежностью, плавностью хода, общей комфортабельностью, тормозной системой с раздельным торможением мостов и новой светотехнической аппаратурой для обеспечения требований безопасности движения, а также более мощным двигателем ЯМЗ-236 с номинальной мощностью 133 кВт., двухдисковым сцеплением (сухое, фрикционного типа с периферийными цилиндрическими пружинами). На лесовоз МАЗ-509А устанавливается лебедка барабанного типа с червячным редуктором, которая предназначена для погрузки-прицепа роспуска на шасси тягача.

Рисунок 2 - Общий вид лесовоза МАЗ-509А

В настоящее время зарубежные производители практически перестали выпускать автомобили-лесовозы с колесной формулой 4*4, так как современный, быстро развивающийся, лесной комплекс требует использование лесовозов, обладающих большей грузоподъемностью и мощностью. В связи с этим широкое распространение получили лесовозы с колесными формулами 6*4,6*6, типичными представителями которых являются Volvo, MAN, Mack, Scania, Howo. Основные технические характеристики зарубежных лесовозов представлены в таблице 2.

Подробней рассмотрим лесовоз Volvo А25Е, в отличие от моделей конкурентов его рама состоит из двух частей (секций). На передней расположена кабина и двигатель с агрегатами трансмиссии, а на задней - лесовозное оборудование. Между собой секции соединены специальным шарниром, который позволяет им поворачиваться в горизонтальной плоскости на угол 45є. Благодаря такому решению существенно повысились управляемость и проходимость машины.

Турбодизельный двигатель лесовозов Volvo D9 объемом 9,4 л и мощностью 225 кВт оснащен комплексом V-ACT, включающем новейшую схему впрыска топлива под высоким давлением, усовершенствованную систему электронного управления и устройство рециркуляции отработавших газов. Неудивительно, что мотор легко выполняет европейские экологические нормы Stage 3a и американский стандарт Tier III.

С двигателем агрегатируется автоматическая планетарная коробка передач Volvo Powertronic с блокируемым гидротрансформатором. Для движения вперед используются 6 ступеней, для движения назад - 2. Раздаточная коробка оборудована блокируемым межосевым дифференциалом, а ведущие мосты - планетарными колесными редукторами и механизмом блокировки дифференциалов.

Плавность хода лесовозов на бездорожье повышает оригинальная подвеска. Трехточечное крепление направляющего аппарата обеспечивает независимое перемещение передних колес, а балансирная конструкция второго и третьего мостов увеличивает ход колес и снижает нагрузки на раму.

Таблица 2 - Основные технические характеристики зарубежных и отечественного лесовозов

Параметры	Volvo А25Е	MAN TGA 33.480	HOWO ZZ4252S3446F	Scania R144GB	МАЗ-509А
Мощность, кВт	225	353	276	390	133
Максимальная скорость, км/ч	53	85	65	85	60
Колесная формула	6*6	6*4	6*4	6*4	4*4
Число передач	6	16	14	14	5
Полная масса автопоезда, кН	460	330	300	290	200
Габаритные размеры, мм	13603*3400*3400	7538*2500*3050	7035*2480*3088	6905*2565*3000	6770*2600*3000

Проанализируем технические характеристики приведённых лесовозов. Сравнивая эти автомобили по мощности двигателя, приходим к выводу, что у лесовоза МАЗ- 509А двигатель недостаточно мощный. Также у коробки переключения передач МАЗ-509А малое количество передач. Это может создавать неудобства в эксплуатации. Рассматривая трансмиссию можно заявить, что она оказывается неудовлетворительной в ряде случаев, а именно: недостаток повышенных передач и недостаточный ресурс ведущих мостов.

Таким образом, ознакомившись с техническими характеристиками автомобиля МАЗ-509А и сравнив его с зарубежными аналогами, с его достоинствами и недостатками, а также исходя из требования обеспечения скоростных и тягово-сцепных качеств автомобиля, в связи с его специфическими условиями работы, можно сказать однозначно- автомобиль МАЗ 509А устарел и требует модернизации. В связи со спецификой работы данного автомобиля целесообразнее будет выбрать в качестве объекта модернизации - редуктор переднего ведущего моста.



2. Выбор двигателя

2.1 Определение веса лесотранспортной машины и мощности двигателя

Достижение необходимых тяговых и скоростных показателей лесотранспортной машины возможно только при правильном выборе основных ее параметров. Такими параметрами являются: вес лесотранспортной машины, скорости движения (передаточные числа трансмиссии) и мощность двигателя.

Исходные данные:

Грузоподъёмность автопоезда Q=168 кН;

Тип и состояние дороги: бетон;

Вес прицепа =41,5 кН;

Угол преодолеваемого подъема б = 12°;

Коэффициент сцепления движителя с дорогой =0,5;

Коэффициент сопротивления движению тягача =0,03;

Коэффициент сопротивления движению прицепа =

Колея колес автомобиля В=1,95 м;

Высота автомобиля Н=3 м;

Коэффициент обтекаемости кv =0,7 Нс2/м2.

Вес лесотранспортной машины, и мощность ее двигателя зависят от схемы транспортировки груза (рисунок 3).



Рисунок 3- Функциональная схема транспортировки груза

Вес машины определяется из формулы:

где - вес прицепа, принимается по прототипу и равен =41,5 кН;

Q - грузоподъёмность автопоезда, которая определяется по формуле:

Q = Q₁+ Q₂, и равна Q=168 кН. (берется в соответствии с заданием);

-вес части груза, размещенного на тягаче, который определяется по формуле для автомобилей:

4К4: Q₁ = (0,7... 0,8) G*=;

Где G*- собственная масса тягача, G*=53,9 кН.

Тогда вес части груза размещенного на прицепе равен:



- коэффициент сопротивления движению тягача, =0,03;

- коэффициент сопротивления движению прицепа, =0,03, так как для автомобиля с прицепом можно принять =

- угол преодолеваемого подъема. Максимальный угол подъема для автомобилей б = 12°;

- коэффициент сцепления движителя с дорогой =0,5,так как тип и состояние дороги - бетон;

- коэффициент загрузки ведущих колес. Для полноприводных автомобилей со всеми ведущими колесами при блокированном приводе лк = 1.

Мощность двигателя лесовозного автомобиля определяется для трёх случаев: при полной нагрузке и максимальном сопротивлении движению; при полной нагрузке и среднем сопротивлении движению; при максимальной скорости движения без нагрузки и минимальном сопротивлении движению по формуле:

где - касательная сила тяги на ведущих колесах:

;

где - сила сопротивления воздуха:



;

где F - лобовая поверхность машины:

,

где В - колея колес автомобиля, м.

Принимается по прототипу, В=1,95 м;

H - высота автомобиля, м. Принимается по прототипу, Н=3 м;

к_v - коэффициент обтекаемости, кv =0,7 Нс2/м2;

V - скорость автомобиля. Принимается по прототипу и равна - 60км/ч;

- к.п.д. трансмиссии принимается по прототипу и равен ;

- коэффициент использования мощности двигателя;

Мощность двигателя при движении в тяжёлых дорожных условиях и минимальной скорости движения с грузом V=0,85 м/с [5] определяется:

Мощность двигателя при движении в средних дорожных условиях и рабочей скорости движения с грузом V=4 м/с [5] определяется:



Мощность двигателя при движении порожнего автомобиля на максимальной скорости (V=16,7 м/с - максимальная скорость по прототипу) определяется:

Правильность принятия мощности двигателя проверяется по величине удельной мощности, (кВт/т):

кВт/т ,

где N_е - максимальная расчетная мощность двигателя, кВт;

G - вес лесовозного автомобиля без груза, т.

Значения удельных мощностей N_уд лесотранспортных машин находятся в пределах (кВт/т):

- лесовозные автомобили с дизельным двигателем: 14,0….23.0.

Значение удельной мощности попадает в указанный предел.

Таким образом, на основе проведенных расчетов можно сделать вывод о том, что мощность проектируемого автомобиля практически совпадает с мощностью прототипа. Следовательно, выбираем двигатель аналогичный прототипу, а именно ЯМЗ-236, техническая характеристика которого приведена в таблице 3.



Таблица 3- Техническая характеристика двигателя ЯМЗ-236

Показатели	Характеристики
Модель двигателя	ЯМЗ-236
Номинальная мощность (при 2100 мин-1), кВт	132,3
Обороты, мин-1	2100
Тип	4-тактный с воспламенением от сжатия
Число цилиндров	6
Расположение цилиндров	V-образное с углом развала 900
Порядок работы цилиндров	1-4-2-5-3-6
Способ смесеобразования	непосредственный впрыск

2.2 Построение скоростной характеристики двигателя

Значения параметров скоростной характеристики вычисляются для шести точек с равным интервалом в диапазоне частот вращения 600< n <2100 мин-1. Скоростная характеристика двигателя приближенно может быть построена по эмпирическим формулам.

Исходные данные:

Частоты вращения коленчатого вала: n_e1=600 мин^-1; n_e2=900 мин^-1; n_e3=1200 мин^-1; n_e4=1500 мин^-1; n_e5=1800 мин^-1; n_e6=2100 мин^-1;

Максимальная мощность двигателя N_{e max}=132,3 кВт;

Постоянные коэффициенты: А=0,87; В=1,13; А₀=1,55; В₀=1,55; С₀=1;

Удельный расход топлива при максимальной мощности двигателя g_ен =245 г/(квтч).

Мощность двигателя определяется по формуле:

где N_emax - выбранная максимальная мощность двигателя, N_emax=132,3кВт;

n_е1 - частота вращения коленчатого вала, nе1=600 мин^-1;

n_н - частота вращения, соответствующая максимальной мощности, n_н=2100 мин^-1;

А, В, - постоянные коэффициенты, значения которых приведены в таблице 4.

Таблица 4 - Значения постоянных коэффициентов формул характеристик двигателей

Тип двигателя	А	В	А0	В0	С0
Дизель с непосредственным впрыском	0,87	1,13	1,55	1,55	1

Значения остальных мощностей при частоте вращения коленчатого вала n_e2=900 мин^-1; n_e3=1200 мин^-1; n_e4=1500 мин^-1; n_e5=1800 мин^-1; n_e6=2100 мин^-1 занесены в таблицу 5.

Крутящий момент двигателя определяется по следующей формуле:

Значения остальных крутящих моментов занесены в таблицу 5.

Удельный расход топлива рассчитывается по формуле:

где g_ен - удельный расход топлива при максимальной мощности двигателя,

g_ен =245 г/(квтч), (берется из характеристики прототипа);

А₀, В₀, С₀ - постоянные коэффициенты, значение которых приведены в таблице 4.

Значения остальных удельных расходов топлива занесены в таблицу 5.

Часовой расход топлива рассчитывается по формуле:

Значения остальных часовых расходов топлива занесены в таблицу 5.

Таблица 5 - Параметры скоростной характеристики двигателя

Ni, об/мин	Nеi, кВт	Мei, Нм	gei, г/кВтч	Gei, кг/ч
600	42,004	668,56	291,25	12,23
900	66,45	705,11	262	17,41
1200	89,9	715,45	242,75	21,82
1500	110,276	702,09	233,75	25,78
1800	125,18	664,15	234,25	29,32
2100	132.3	601.65	245	32.41

Скоростная характеристика двигателя представлена на рисунке 4

Рисунок 4 - Скоростная характеристика двигателя



M_n = 0,95

M_m = 0,79

M_g = 0,88

M_q = 0,88



3. Тяговый расчет машины

лесовоз трансмиссия редуктор колесо

3.1 Выбор кинематической схемы трансмиссии и описание основных узлов машины

Кинематическая схема во многом определяет конструкцию узлов и соответствие машины конструкторским условиям эксплуатации. В современном автомобильном строении для каждого типа машины уже отработаны определенные схемы трансмиссии. Поэтому принимаем за основу рассматриваемого автомобиля схему трансмиссии прототипа, т.е. МАЗ-509А.

Так как автомобиль является грузовым и работает в тяжелых условиях, то целесообразнее использовать двухдисковое, сухое сцепление, фрикционного типа с периферийными цилиндрическими пружинами, предназначенное для плавного отсоединения работающего двигателя от трансмиссии, безударного включения передач, плавного трогания с места, торможения и остановки автомобиля. Двухдисковое сцепление при сравнительно небольших размерах позволяет передавать значительный крутящий момент.

Для лучшей загрузки двигателя по мощности целесообразнее использовать трехвальную, пятиступенчатую, с синхронизаторами и с неавтоматическим дистанционным управлением коробку передач. Высшая 5 передача в коробке передач - повышающая, а 4 передача - прямая. Повышающая передача используется при движении по хорошим дорогам, а также при движении автомобиля с неполной нагрузкой. При этом уменьшается расход топлива и увеличивается долговечность двигателя, так как на повышающей передаче обеспечивается работа двигателя с меньшей частотой вращения коленчатого вала двигателя.

Для повышения проходимости машины передний и задний мосты принимаем ведущими, для чего используем раздаточную коробку. Причем передний ведущий мост имеет центральный редуктор и бортовые передачи, а также две полуоси с шарнирами, а задний ведущий мост имеет центральный редуктор и колесные цилиндрические передачи. Раздаточная коробка - механическая, двухступенчатая, с межосевым цилиндрическим дифференциалом. Она позволяет увеличить диапазон передаточных чисел коробки передач и эффективнее использовать автомобиль в различных дорожных условиях.

На автомобиле повышенной проходимости с колесной формулой 4*4 используются три одновальных карданных передачи, шарниры неравных угловых скоростей с игольчатыми подшипниками для соединения соответственно коробки передач с раздаточной коробкой, а также раздаточной коробки и с задним и передним ведущими мостами.

Рулевое управление целесообразнее применить левое, с передними управляемыми колесами и с усилителем. Рулевой механизм - винтореечный и выполнен в виде винта, шариковой гайки - рейки и сектора. Передаточное число рулевого механизма 23,6. Рулевой привод - с задней неразрезной трапецией. Усилитель гидравлический. Гидрораспределитель и гидроцилиндр объединены в одном блоке отдельно от рулевого механизма.

Тормозная система автомобиля должна быть представлена несколькими типами. Рабочая (ножная) тормозная система автомобиля предназначена для снижения скорости движения вплоть до полной его остановки. Рабочий тормоз - ножной, колодочный на все колеса с пневматическим раздельным приводом передней и задней тормозных осей. Стояночная тормозная система служит для удержания на месте неподвижного автомобиля. Стояночный тормоз - ручной, центральный, колодочный, расположен на фланце ведущей шестерни редуктора заднего моста, привод механический. Вспомогательная тормозная система служит для ограничении скорости движения автомобиля на длинных и затяжных спусках.



3.2 Определение передаточных чисел трансмиссии лесовозного автомобиля

Исходные данные:

Передаточное число к.п.п. на высшей передаче

Передаточное число раздаточной коробки на высшей передаче

Максимальная скорость движения автомобиля на высшей передаче

Радиус ведущего колеса автомобиля

Максимальная частота вращения коленчатого вала двигателя =2100 с^-1;

Коэффициент сцепления движителя с дорогой =0,6;

Коэффициент загрузки ведущих колес л_к = 1;

Максимальный крутящий момент двигателя =715,45 Нм;

Расчетная схема трансмиссии автомобиля-лесовоза представлена на рисунке 5.

Рисунок 5 - Расчетная схема трансмиссии лесовоза

Общее передаточное число трансмиссии автомобиля рассчитывается по формуле:

где передаточное число коробки перемены передач;

передаточное число главной передачи;

передаточное число дополнительной коробки передач (раздаточной коробки).

Передаточное число главной передачи автомобиля определятся исходя из обеспечения максимальной скорости движения автомобиля, и может быть рассчитано по следующей формуле:

где - радиус ведущего колеса автомобиля, принимается по прототипу и равен ;

- максимальная частота вращения коленчатого вала двигателя, =2100 с^-1;

- передаточное число к.п.п. на высшей передаче. У автомобилей с дизельным двигателем ;

- передаточное число дополнительной (раздаточной) коробки на высшей передаче. Принимается по прототипу и равно ;

- максимальная скорость движения автомобиля на высшей передаче, принимается по прототипу и равна .

Передаточное число к.п.п. на первой передаче определяется исходя из условия преодоления автомобилем максимального дорожного сопротивления при использовании максимального динамического фактора по сцеплению, выражаемого равенством:

где - коэффициент сцепления движителя с дорогой =0,6;

- коэффициент загрузки ведущих колес. Для полноприводных автомобилей со всеми ведущими колесами при блокированном приводе лк = 1.

Исходя из условия получения максимальной величины динамического фактора передаточное число к.п.п. на первой передаче определяется по формуле:

где - максимальный крутящий момент двигателя, определяемый по внешней скоростной характеристике двигателя и равный =715,45 Нм.

Для обеспечения наибольшей интенсивности разгона структура передач строится по геометрической прогрессии. Знаменатель прогрессии для автомобиля с дизельным двигателем равен:



где - передаточное число передачи к.п.п., предшествующей высшей. Для автомобиля с дизельным двигателем .

Передаточные числа промежуточных передач будут равны:

Общее передаточное число трансмиссии на первой передаче определяется по формуле:

Остальные передаточные числа трансмиссии определяются по формуле:



Результаты расчетов занесены в таблицу 6.

Таблица 6 - Передаточные числа трансмиссии

Передача	Uр	Uк(Uк прототипа)	Uтр
I	1,18	5,91(5,26)	87,93
II	1,18	3,26(2,9)	48,58
III	1,18	1,81(1,52)	26,84
IV	1,18	1(1)	14,83
V	1,18	0,56(0,66)	8,1

Сопоставив рассчитанное передаточное число главной передачи с прототипом u₀*= [5], можно сделать вывод, что рассчитанное передаточное число главной передачи попадает в указанный интервал, следовательно, для принятой схемы трансмиссии обеспечивается максимальная скорость движения автомобиля.

Сопоставив рассчитанные передаточные числа к.п.п с прототипом, делаем вывод о том, что рассчитанные передаточные числа к.п.п практически совпадают с прототипом, следовательно расчет передаточных чисел трансмиссии произведен верно.

3.3 Построение тяговой и динамической характеристики автомобиля

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

Расчет тяговой характеристики производится в следующем порядке:

- определяются скорости движения машины при разных частотах вращения коленчатого вала двигателя ;

- определяется касательная сила тяги ;

- определяется сила сопротивления воздуха ;

- определяется свободная сила тяги ;

- определяется динамический фактор автомобиля .

Исходные данные:

Передаточные числа трансмиссии: Uтр1 =87,93; Uтр2 =87,93; Uтр3=87,93; Uтр4=87,93; Uтр5 =87,93.

Частоты вращения коленчатого вала двигателя: n_e1=900 мин^-1; n_e2=1200 мин^-1; n_e3=1500 мин^-1; n_e4=1800 мин^-1; n_e5=2100 мин^-1.

Крутящие моменты двигателя при указанных выше частотах вращения коленчатого вала двигателя: М_e1=705.11 Нм; М_e2=715,45 Нм; М_e3=702,09 Нм; М_e4=664,15 Нм; М_e5=602,65 Нм.

К.П.Д. трансмиссии з_тр=0,78;

Радиус ведущего колеса автомобиля

Коэффициент обтекаемости кv =0,7 Нс²/м².

Скорости движения машины, при передаточном числе трансмиссии на первой передаче , определяются по следующей формуле, м/с:



Остальные скорости движения, при передаточных числах трансмиссии на последующих передачах, считаются аналогичным образом и занесены в таблицу 7.

Касательная сила тяги на первой передаче определяется по формуле, Н:

Сила сопротивления воздуха на первой передаче определяется по формуле:



Свободная сила тяги на первой передаче определяется по формуле:

Динамический фактор автомобиля на первой передаче определяется по формуле:

Все значения расчетов определенных на последующих передачах (2,3,4,5 соответственно) занесены в таблицу 7.



Таблица 7 - Параметры тягово-динамической характеристики автомобиля

Передача	V, м/с	Pк, Н	Рw, Н	Ра, Н	D
1	2	3	4	5	6
I	0,58	89225,6	1,38	89224,22	0,79
	0,774	90533,9	2,45	90531,45	0,801
	0,9677	88843,4	3,84	88839,56	0,786
	1,16	84042,42	5,51	84036,91	0,74
	1,35	76133,59	7,46	76126,13	0,67
II	1,05	49295,78	4,52	49291,26	0,436
	1,4	50018,67	8,03	50010,64	0,44
	1,75	49084,64	12,54	49072,1	0,42
	2,1	46432,17	18,06	46414,11	0,399
	2,45	42062,66	24,58	42038,08	0,372
III	1,9	27235,46	14,78	27220,68	0,24
	2,54	27634,85	26,42	27608,43	0,244
	3,17	27188,81	41,15	27147,66	0,232
	3,81	25635,35	59,44	25575,91	0,22
	4,44	23239,23	80,73	23158,5	0,204
IV	3,44	15048,51	48,46	15000,05	0,133
	4,59	15269,18	86,27	15182,91	0,134
	5,74	14984,05	134,92	14849,13	0,127
	6,89	14174,33	194,39	13979,94	0,12
	8,03	12840,45	264,05	12576,4	0,109
V	6,3	8219,35	162,53	8053,82	0,071
	8,4	8339,88	288,94	8050,94	0,07
	10,5	8184,14	451,47	7732,67	0,065
	12,61	7741,88	651,15	7090,73	0,06
	14,7	7013,33	884,89	6128,44	0,053

Тягово-динамическая характеристика автомобиля представлена на рисунке 6.



Рисунок 6 - Тягово-динамическая характеристика лесовоза

M v = 0.44

M = 0.59 кН/мм

Из рисунка 6 видно, что на первых трех передачах обеспечивается необходимая сила тяги проектируемого лесовоза, а на последующих передачах - необходимые скоростные и динамические показатели, следовательно, выбранный двигатель ЯМЗ-236 соответствует всем необходимым требованиям.



4. Расчёт редуктора переднего ведущего колеса

Исходные данные: максимальный крутящий момент двигателя М_е=715.8 Нм, обороты двигателя n=2100 об/мин, материал шестерён - сталь 20ХНМ, цементация, закалка, НRC 56-63.

Крутящий момент на ведущей шестерне редуктора

где передаточное число коробки передач на первой передаче. 7,85;

передаточное число раздаточной коробки. 1.18;

передаточное число центральной передачи переднего моста.

Напряжение изгиба на зубьях шестерён

где Р - окружное усилие;

ширина зуба;

комплексный коэффициент;

модуль зацепления. м;



угол зацепления;

число зубьев ведущей шестерни.

Допустимое напряжение изгиба для принятой стали []=438 МПа.

Контактные напряжения в зацеплении:

,

где модуль упругости, МПа;

угол зацепления;

радиусы кривизны поверхностей зубьев шестерён;

м;

м.

=0,954 МПа

Зубчатое зацепление редуктора работоспособно.

В редукторе используются радиальные подшипники 213, 216.

Максимальная нагрузка на одну опору ведущей шестерни



.

Частота вращения шестерни

об/мин.

Эквивалентная нагрузка

,

где коэффициент вращения. При вращении внутреннего кольца ;

коэффициент безопасности. Принимаем .

температурный коэффициент.

Долговечность подшипника в часах

где с - коэффициент работоспособности. Для подшипника 213 с=68000.

Максимальная нагрузка на одну из опор ведомой шестерни

Частота вращения ведомой шестерни

об/мин.

Эквивалентная нагрузка

Н.

Коэффициент работоспособности подшипника 216 с=84000.

Долговечность подшипника в часах



5. Патентно-литературный анализ конструкции редуктора переднего колеса

Рассмотренные патентные документы приведены в таблице 8

Табл.8

Код авторского свидетельства или патента РФ по рубрикатору; Авторы	№ авторского свидетельства или патента	Формула изобретения
1	2	3
F16D13/64 Осепашвили З.З., Бочаров И.В., Ванин А.А., Зулувов Р.Х.	№ 2224661	Изобретение относится к автомобильной промышленности. Устройство ступичного узла содержит вал привода, корпус поворотного кулака, конусную втулку, ступицу, гайку крепления ступицы, подшипники качения. Подшипники установлены шариковые радиально-упорные с распределением посадок в соединениях по кольцам, начиная от наружного торца ступицы, причем внутреннее кольцо первого от наружного торца ступицы подшипника установлено на вращающейся ступице с натягом, а наружное кольцо этого подшипника в невращающийся корпус поворотного кулака - с зазором. Внутреннее кольцо второго от наружного торца ступицы подшипника установлено на вращающейся ступице с зазором, а наружное кольцо этого подшипника в невращающийся корпус поворотного кулака - с натягом и зафиксировано от осевого смещения стопорным кольцом. Внутренние кольца обоих подшипников и промежуточная распорная втулка посредством гайки крепления ступицы и конусной втулки закреплены на валу. В результате повышается надежность ступицы и снижается трудоемкость монтажных работ.
F16D43/18, Гнусов Юрий Васильевич	№ 2176756	Изобретение предназначено для герметизации кольцевого зазора в подвижных соединениях с возвратно-поступательным движением. Манжета состоит из пропитанного эластичным связующим трикотажного материала, выполненного из крученой комбинированной пряжи, содержащей комплексную политетрафторэтиленовую нить линейной плотности 30-50 текс в сочетании с хлопчатобумажной, углеродной, стеклянной или синтетической комплексной нитью с линейной плотностью 30-50 текс и имеющей 1 - 6 сложений. Внешний слой манжеты дополнительно содержит твердые смазки, например графит, в количестве 4-10 мас.%. Манжету изготавливают путем приготовления заготовки из трикотажного материала, выполненного в виде бесшовной трубчатой заготовки сворачиванием ее на оправке в кольцо, площадь поперечного сечения которого на 25-45% больше площади поперечного сечения манжеты, с последующим формованием и спеканием в пресс-форме по технологическим режимам, присущим эластичному связующему. Часть трубчатой заготовки, идущая на образование внешнего слоя манжеты, содержит твердые смазки. Изобретение повышает надежность уплотнения.
F16J15/32 Едемский В.С., Нейман В.И.	№ 2191307	Изобретение предназначено для использования в поршневых машинах, насосах, двигателях и компрессорах для герметизации поршневых штоков. Уплотнительная манжета для уплотнения штока поршневой машины выполнена в виде втулки из пластичного материала, образованной продольной уплотнительной частью с внешней и внутренней коническими поверхностями, объединенной с радиальной уплотнительной частью. Последняя выполнена в виде расположенного над основанием манжеты наружного кольца с цилиндрической наружной поверхностью. Причем вершины внешней и внутренней конических поверхностей продольной уплотнительной части расположены над основанием манжеты. Введена центрирующая часть, объединенная с радиальной уплотнительной частью, причем центрирующая часть выполнена в виде расположенного над основанием манжеты внутреннего цилиндрического кольца, внутренний радиус которого меньше радиуса внутренней конической поверхности на уровне основания манжеты. Изобретение повышает герметичность, эксплуатационную надежность и долговечность уплотнительной манжеты за счет обеспечения разгрузки продольной уплотнительной части манжеты от воздействия нагрузки при радиальном перемещении штока.

(19) RU

(11) 2224661(13)

C1

(51) МПК 7 B60B27/02

Статус: по данным на 17.04.2012 - прекратил действие

Пошлина:

(21), (22) Заявка: 2002122492/11, 19.08.2002

(24) Дата начала отсчета срока действия патента: 19.08.2002

(45) Опубликовано: 27.02.2004

(56) Список документов, цитированных в отчете о поиске:

ВЕРШИГОРА В.А. и др. Автомобиль ВАЗ-2121. - М.: Машиностроение, 1982.

БУТУСОВ А.М. и др. Атлас конструкций автомобилей ГАЗ-53А, ГАЗ-66, ГАЗ-53-04. - М.: Транспорт, 1979. SU 774976 А, 30.10.1980. DE 19926786 А, 21.12.2000.

Адрес для переписки: 346428, Ростовская обл., г. Новочеркасск, ГСП-1, ул. Просвещения, 132, ЮРГТУ, отдел интеллектуальной собственности

(72) Автор(ы): Осепашвили З.З., Бочаров И.В., Ванин А.А., Зулувов Р.Х.

(73) Патентообладатель(и): Осепашвили Заза Заурович

(54) УСТРОЙСТВО СТУПИЧНОГО УЗЛА ВЕДУЩЕГО КОЛЕСА НЕЗАВИСИМОЙ ПОДВЕСКИ ТРАНСПОРТНОГО СРЕДСТВА

(57) Реферат:

Изобретение относится к автомобильной промышленности. Устройство ступичного узла содержит вал привода, корпус поворотного кулака, конусную втулку, ступицу, гайку крепления ступицы, подшипники качения. Подшипники установлены шариковые радиально-упорные с распределением посадок в соединениях по кольцам, начиная от наружного торца ступицы, причем внутреннее кольцо первого от наружного торца ступицы подшипника установлено на вращающейся ступице с натягом, а наружное кольцо этого подшипника в не вращающийся корпус поворотного кулака - с зазором. Внутреннее кольцо второго от наружного торца ступицы подшипника установлено на вращающейся ступице с зазором, а наружное кольцо этого подшипника в не вращающийся корпус поворотного кулака - с натягом и зафиксировано от осевого смещения стопорным кольцом. Внутренние кольца обоих подшипников и промежуточная распорная втулка посредством гайки крепления ступицы и конусной втулки закреплены на валу. В результате повышается надежность ступицы и снижается трудоемкость монтажных работ. 1 ил.

Изобретение относится к автомобилестроению и транспортному машиностроению, преимущественно к легковым автомобилям и транспортным средствам высокой проходимости.

Известно устройство ступичного узла ведущего колеса подвески, включающее стопорное кольцо, роликовые конические радиально-упорные подшипники, наружные кольца которых установлены в корпусе ступицы колеса с натягом, а внутренние кольца установлены в корпус неподвижной оси с зазором, который обеспечивает осевое смещение при регулировании зазоров в соединении ступицы колеса с неподвижной осью / Бутусов А.М. и др. Атлас конструкций автомобилей ГАЗ-53А, ГАЗ-66, ГАЗ-53-04. М., Транспорт, 1979/.

Многолетней практикой применения роликовых конических радиально-упорных подшипников установлено, что в этих более грузоподъемных подшипниках, обеспечивающих большую жесткость опор, при повышении частоты вращения снижается точность вращения и возрастают механические потери по сравнению с шариковыми радиально-упорными подшипниками / Дунаев П.Ф. , Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. М.: Высшая школа, 1985/.

Известно также устройство ступичного узла ведущего колеса независимой подвески транспортного средства, при этом наружные кольца роликовых конических радиально-упорных подшипников установлены в невращающемся корпусе поворотного кулака с натягом, а внутренние кольца подшипников установлены на вращающейся ступице привода с зазором, который обеспечивает осевые смещения при регулировании зазоров посредством гайки и конусной втулки в соединении ступицы колеса на вращающемся валу привода / Вершигора В.А. и др. Автомобиль ВАЗ-2121. М.: Машиностроение, 1982/.

При такой установке ступицы колеса сохраняется высокая жесткость опор, а при форсировании привода по частоте вращения также снижается точность вращения ступицы, возрастают механические потери, основная вертикальная нагрузка передается на колесо через вращающиеся внутренние кольца подшипников и вал привода, причем касательные скорости на поверхностях сопряжения колец и вала могут не совпадать вследствие избыточной подвижности в этом соединении и разных условий трения внутри подшипника и на поверхности приводного вала. Это приводит к относительным проскальзываниям поверхностей внутренних колец подшипников и приводного вала, появлению натиров, задиров и развальцовкам более мягких посадочных поверхностей на приводном валу. Кроме того, монтаж, демонтаж и регулировка зазоров в ступице колеса являются весьма ответственными, трудоемкими и недостаточно надежными.

Задачей настоящего изобретения является повышение надежности и снижение трудоемкости монтажно-демонтажных работ.

Задача решается таким образом, что ступичный узел ведущего колеса независимой подвески транспортного средства, содержащий вал привода с гайкой крепления, конусную втулку, корпус поворотного кулака, ступицу, роликовые конические подшипники качения, изменен на ступичный узел, содержащий распорную втулку, стопорное кольцо и радиально-упорные шариковые подшипники с распределением посадок в соединениях по кольцам, начиная от наружного торца ступицы, причем внутреннее кольцо подшипника первой опоры на вращающийся ступице - с натягом, а наружное кольцо этого подшипника в не вращающийся корпус поворотного кулака - с зазором, внутреннее кольцо подшипника второй опоры на вращающейся ступице - с зазором, а наружное кольцо этого подшипника в не вращающийся корпус поворотного кулака - с натягом и положение этого кольца в корпусе поворотного кулака зафиксировано от осевых смещений стопорным кольцом, при этом внутренние кольца обоих подшипников и промежуточную распорную втулку на ступице закрепляют гайкой для установки ступицы на шлицевом хвостике вала привода.

На чертеже изображена общая схема нового ступичного узла ведущего колеса независимой подвески транспортного средства.

Устройство ступичного узла ведущего колеса независимой подвески транспортного средства состоит из вала 1 привода, корпуса 2 поворотного кулака, ступицы 3 колеса, гайки 4 крепления ступицы 3, конусной втулки 5, подшипника 6 первой опоры, распорной втулки 7, стопорного кольца 8, подшипника 9 второй опоры.

Рабочая сборка ступичного узла ведущего колеса осуществляется следующим образом.

Подшипник 9 установлен до упора в заплечики корпуса 2 поворотного кулака с натягом по наружному кольцу и зафиксирован от осевых смещений в корпусе 2 стопорным кольцом 8, а подшипник 6 по внутреннему кольцу установлен до упора в торец хвостика ступицы 3 с натягом по внутреннему кольцу. После этого на ступицу 3 установлена с гарантированным зазором распорная втулка 7 и ступица 3 установлена во внутреннее кольцо подшипника 9 с зазором и в корпус 2 поворотного кулака наружным кольцом подшипника 6 с зазором. Шлицевой хвостик вала 1 привода установлен в ступицу 3 до упора в торец внутреннего кольца подшипника 9, все элементы закреплены на валу 1 привода посредством гайки 4 и конусной втулки 5.

Такая установка ступицы ведущего колеса независимой подвески транспортного средства позволяет создавать наиболее благоприятные условия в соединениях элементов для достижения самоустанавливаемости подшипников и точности вращения ступицы при осевых смещениях в пределах внутренних зазоров в подшипниках, исключая влияния тепловых смещений в опорах.

В подшипниках узла новой подвески создаются благоприятные условия взаимодействия вертикальной нагрузки и зазоров в сопряжениях элементов, что снижает вероятность проскальзывания вращающихся колец подшипников относительно посадочных поверхностей. Это снижает вероятность натиров и развальцовок этих поверхностей, повышает надежность ступицы ведущего колеса независимой подвески.

Формула изобретения

Устройство ступичного узла ведущего колеса независимой подвески транспортного средства, содержащее вал привода, корпус поворотного кулака, конусную втулку, ступицу, гайку крепления ступицы, подшипники качения, отличающееся тем, что подшипники установлены шариковые радиально-упорные с распределением посадок в соединениях по кольцам, начиная от наружного торца ступицы, причем внутреннее кольцо первого от наружного торца ступицы подшипника установлено на вращающейся ступице с натягом, а наружное кольцо этого подшипника в невращающийся корпус поворотного кулака - с зазором, внутреннее кольцо второго от наружного торца ступицы подшипника установлено на вращающейся ступице с зазором, а наружное кольцо этого подшипника в невращающийся корпус поворотного кулака - с натягом и зафиксировано от осевого смещения стопорным кольцом, при этом внутренние кольца обоих подшипников и промежуточная распорная втулка посредством гайки крепления ступицы и конусной втулки закреплены на валу.



Заключение

В результате выполнения курсового проекта был проведен конструктивно-эксплуатационный и сравнительный анализ прототипа проектируемой машины и его зарубежных аналогов для выявления его достоинств и недостатков.

Были выявлены следующие недостатки лесовоза МАЗ-509А: малая мощность двигателя; малая грузоподъемность; большой расход топлива; отсутствие электронных систем безопасности; отсутствие электронных систем управления; двигатель не выполняет европейские экологические нормы; низкое качество отделки рабочего места оператора; плохая шумоизоляция.

К достоинствам же можно отнести: стоимость лесовоза; неприхотливость двигателя к качеству топлива; сервисное обслуживание; взаимозаменяемость многих деталей и узлов с лесовозами своего семейства; низкая стоимость деталей, узлов, рабочих жидкостей.

В соответствии с заданием были рассчитаны основные параметры машины, определен вес машины грузоподъемностью 168 кН, выбран двигатель мощностью 132,3 кВт, исходя из требования обеспечения необходимых тягово-динамических и скоростных качеств автомобиля. Построены скоростная и тягово-динамическая характеристики машины для заданных дорожных условий.

На основе конструктивно-эксплуатационного и сравнительного анализа прототипа было определено направление модернизации проектируемой машины, а именно модернизация колесного планетарного редуктора.

Проработана конструкция колёсного планетарного редуктора, проведен кинематический и прочностной расчёты, подтверждающий его работоспособность и надёжность. С помощью литературно-патентного анализа было предложено использовать конструктивное решение, разработанное в патенте №2325287 упрощение стыкуемых поверхностей и одновременное увеличение прочности корпуса редуктора.



Список литературы

1. Основы теории и расчета трактора и автомобиля./ В.Н. Скотников, А.А. Машенский, А.С. Солонский. Под ред. В.А. Скотникова. - М.:Агропром-издат, 1986.- 383 с.

2. Краткий автомобильный справочник /- М.:Транспорт, 1984. 224с.

3. Тихонов А.Ф., Жуков А.В. Лесные машины /А.Ф. Тихонов, А.В. Жуков. - Мн : В.ш. 1984,-283с.

3. Проектирование и расчет специальных лесных машин / М.И. Зайчик, С.Ф. Орлов, А.М. Гольдберг и др. Под общ. ред. М.И. Зайчика. - М.: Лесная промышленность, 1976,- 208с.

4. Смирнов Г.А. Теория движения колесных машин / Г.А. Смирнов. - М.: Машиностроение, 1961.- 271с.

5. Конструирование и расчет колесных машин высокой проходимости.- М.:1983,- 303 с.

6. Проектирование трансмиссий автомобилей.- М.: Машиностроение, 1984.-286с.

Размещено на Allbest.ru

...