Седельный тягач с колесной формулой 4*2 с разработкой дифференциала повышенного трения

Целью данного дипломного проекта является разработка межколесного дифференциала повышенного трения для седельного тягача с колесной формулой 4ґ2.

В данном дипломном проекте проведен тягово-динамический расчет, расчет дифференциала, проверочный расчет конической главной передачи. Также определены нагрузочные режимы для всех элементов редуктора моста.

В технологической части дипломного проекта описан техпроцесс изготовления шестерни полуоси и рассчитаны режимы резания для двух операций.

Использование автопоезда в составе тягача и полуприцепа народном хозяйстве даст экономию за счет снижения себестоимости перевозок, вследствие увеличения грузоподъемности.

ВВЕДЕНИЕ

Концентрация производства, переход к постоянно действующим предприятием с более глубокой переработкой сырья ведут к большему охвату территории с соответствующим увеличением объема транспортной работы и удельного веса транспортных операций в общей стоимости сырья. Транспорт становится решающим звеном производственного процесса.

Глубокие качественные и количественные изменения в области грузоперевозок, характерной чертой которых является концентрация производства, выдвинули ряд новых задач в области грузоперевозок. К современным автопоездам предъявляются следующие требования: при движении по магистралям они должны иметь высокий уровень опорной проходимости и повышенный запас прочности (что снижает транспортные показатели при движении по магистральным дорогам, где особое значение приобретает повышение коэффициента полезной нагрузки, грузоподъемности и скоростного режима).

Кроме общих требований, предъявляемых ко всем механизмам трансмиссии, как-то: высокий КПД и минимальный уровень шума, малые габариты и масса, надежность, технологичность, простота обслуживания и др., дифференциалы должны распределять крутящие моменты между выходными валами в пропорции, обеспечивающей наилучшие эксплуатационные свойства колесной машины (максимальную силу тяги, хорошую устойчивость и управляемость). Однако для увеличения силы тяги колесной машины нужно распределять крутящие моменты по колесам пропорционально их сцепным весам и коэффициентам сцепления, что на дорогах с различными коэффициентами сцепления под колесами левого и правого бортов приведет к разным силам тяги по бортам, появлению момента этих сил относительно вертикальной оси, проходящей через центр масс автомобиля. Это также приведет к возникновению боковых сил, уводу шин, ухудшению устойчивости и управляемости. Для обеспечения же устойчивости необходимо равенство сил тяги на колесах левого и правого бортов, что на дорогах с малой несущей способностью и различными коэффициентами сцепления под колесами левого и правого бортов приведет к недоиспользованию возможностей по сцеплению колес с дорогой из-за ограничения сил тяги на всех колесах силой тяги на колесе, имеющем минимальные сцепные возможности, и, как результат, - к ухудшению проходимости колесной машины.

Обычно это противоречие разрешается в пользу увеличения максимальной силы тяги и улучшения проходимости автомобиля.

1. Технико-экономическое обоснование проекта

Анализ типов автомобилей для перевозки грузов.

Грузовой автомобиль общетранспортного назначения предназначен для перевозки широкой номенклатуры грузов.

Такой автомобиль, по сравнению с автопоездами, обладает лучшей проходимостью, так как имеет большую сцепную массу. Это качество важно на дорогах с низким коэффициентом сцепления. Одиночный автомобиль обладает хорошей маневренностью из-за небольшого радиуса поворота, что очень важно в стесненных условиях. Однако, у автомобиля общетранспортного назначения существуют и недостатки:

- неполное использование грузоподъемности;

- невозможность перевозки длинномерного груза;

- необходимость дополнительного погрузочно-разгрузочного оборудования;

- сложность разгрузки;

- отсутствие приспособлений для крепления груза

- возможность распирания бортов платформы;

- в случае перевозки длинномерных грузов, выходящих за габариты платформы, ухудшается управляемость автомобиля, тем самым снижается безопасность дорожного движения.

Применение автопоезда общетранспортного назначения (тягач + полуприцеп) для грузоперевозок позволит:

- увеличить порционность груза;

- перевозить длинномерный груз;

- обеспечить временное хранение у грузополучателя на полуприцепе в случае отсутствия складских помещений;

- повысить производительность перевозок, снизить трудоемкость и энергоемкость перевозок, снизить приведенные затраты в эксплуатации по сравнению с одиночным автомобилем.

Но есть и ряд отрицательных моментов применения автопоезда общего назначения для грузоперевозок. У него хуже маневренность из-за увеличения радиуса поворота по сравнению с одиночным автомобилем. Это проявляется при движении задним ходом, особенно в стесненных условиях. Проходимость так же хуже, чем у одиночных транспортных средств, кроме этого наблюдается:

- неполное использование грузоподъемности;

- необходимость дополнительного погрузочно-разгрузочного оборудования;

- сложность разгрузки;

- возможность распирания бортов платформы сортиментами;

- отсутствие приспособлений крепления груза;

- невозможность перевозки грузов большой длинны, что снижает управляемость автопоездом и тем самым снижает безопасность дорожного движения.

Повышение грузоподъемности подвижного состава при строгой регламентации осевой нагрузки может быть достигнуто только путем увеличения числа осей. Автопоезд, состоящий из тягача, оборудованного седельно-сцепным устройством и полуприцепа позволяет значительно повысить грузоподъемность автопоезда за счет увеличения общего количества осей автопоезда при сохранении регламентированной нагрузки на одну ось.

Преимущества такого автопоезда:

- возможность работы автомобиля-тягача со сменным прицепным составом;

- перевозить длинномерный груз;

- увеличить порционность груза;

- повысить производительность перевозок, снизить трудоемкость и энергоемкость перевозок и за счет этого снизить приведенные затраты при эксплуатации автопоезда.

Недостатки такой транспортной схемы:

- ухудшение маневренности;

- увеличение опасности складывания автопоезда, особенно на спусках;

- снижение удельной мощности;

- уменьшение коэффициента сцепного веса;

- необходимость специальной погрузочной техники.

Выбор схемы

На основании приведенного анализа типов автомобилей для перевозки грузов общего назначения, для дипломного проекта выбрана схема автопоезда, состоящего из автомобиля – тягача и полуприцепа. Выбранная схема в большей мере отвечает требованиям предъявленным потребителями.

Он имеет более высокую среднегодовую производительность, небольшую трудоемкость и энергоемкость перевозок, небольшие приведенные затраты.

Применение автопоезда с полуприцепом позволит:

- перевозить груз различной длинны (до 14 м);

- повышенная скорость движения автопоезда при движении по магистральным дорогам;

- улучшить условия работы водителя;

- уменьшить время и материальные затраты на техническое обслуживание за счет увеличения надежности автопоезда.

2 Конструкторская часть

2.1 Общие вопросы проектирования трансмиссии

2.1.1 Выбор двигателя

Современные ДВС не обладают достаточным диапазоном крутящих моментов и угловых скоростей. В то же время для движения автомобиля в различных условиях необходимо, чтобы усилие на ведущих колесах и частоты их вращения изменялись в значительных пределах. Эту роль выполняют агрегаты трансмиссии.

Определим требуемую максимальную мощность ДВС, исходя из энергетического обеспечения максимальной скорости (по балансу мощности) [11.c.213] :

,

где Р_y - сила сопротивления дороги;

Р_W – сила сопротивления воздуха;

V_max – максимальная скорость, м/с, V_max = 85 км/ч;

h_{тр в} – КПД трансмиссии на режиме движения с максимальной скоростью, h_трв= 0,855;

К_с – коэффициент, учитывающий потери мощности в воздухоочистителе, глушителе, радиаторе, компрессоре и вспомогательных агрегатах, К_с = 0,96.

В свою очередь, силы сопротивления дороги и воздуха равны:

[13.c.214]

Где m_a – масса автопоезда, m_a = 40000 кг;

g – ускорение свободного падения, g = 9,81 м/с²;

y - коэффициент сопротивления движению, y = 0,018; [13.c.219]

С_х – коэффициент обтекаемости, С_х = 0,86; [13.c.214]

К_лоб – коэффициент заполнения площади лобового сечения, К_лоб = 0.92 [13.c.214]

В – колея передних колес автопоезда, В = 2,03 м,

Н – габаритная высота автопоезда, Н = 4 м,

r_v – плотность воздуха, r_v = 1,25 кг/м³;

V_max – максимальная скорость автопоезда, V_max = 85 км/ч.

Тогда,

Р_y = 40000*9,81*0,018 = 7063 Н,

Р_w = 0,138*0,86*0,92*2,03*4*1,25*85² = 2205 Н.

Исходя из этого следует,

Вт.

Выбираем двигатель жидкостного охлаждения – 8210.42К

- число цилиндров – шесть в ряд,

- номинальная мощность при 1900 об/мин, кВт (л.с.) – 272 (370),

- максимальный крутящий момент при 1100об/мин, Нм (кГс м)– 1720 (175).

2.1.2 Определение параметров шин

По аналогии с базовой моделью выбираем шины 13.00-R20.

Радиус качения определяем по формуле Зимелева:

,[13.c.215]

где r_ст – статический радиус колеса, r_ст = 0,525 м] ,[8.c.403

r_св – свободный радиус колеса, r_св = 0,560 м.

м.

2.1.3 Определение передаточных чисел трансмиссии

Расчет минимального передаточного числа трансмиссии u_min ведем, исходя из кинематического обеспечения максимальной скорости V_max:

u_min = w_{дв N} r_к / V_max = 3,6pn_{дв N}r_к/(30V_max), [13.c.216]

где n_{дв N} в об/мин; V_max в км/ч,

u_min = 3,6*3,1415*1900*0,547/(30*85) = 4,6.

В настоящее время стремятся несколько уменьшить u_min по сравнению со значением, полученным по приведенному выше выражению. Тем самым как бы увеличивают V_max. Энергетически увеличение максимальной скорости может быть реализовано при уменьшении суммарного коэффициента сопротивления движению y по сравнению с его расчетным значением (например, при движении под гору) или при снижении полной массы m_а автопоезда (например, при движении в недогруженном состоянии). Это обеспечивает увеличение производительности автопоезда из-за движения с большей скоростью либо, при движении с прежней скоростью, экономию топлива и уменьшение износа двигателя вследствие уменьшения частоты вращения коленчатого вала двигателя и приближения значения этой частоты к зоне с минимальным удельным расходом топлива.

Принимаем u_min = 3,9 , что соответствует V_max = 100 км/ч.

Максимальное передаточное число u_max трансмиссии выбирают на основании сравнения трех величин:

1) максимального передаточного числа u_{max j} , обеспечивающего реализацию максимально возможной силы тяги по условию сцепления колес с дорогой:

,[13.c.216]

где j - коэффициент сцепления колеса с дорогой, j = 0,8;

G_сц – сцепной вес, G_сц = 113815 Н (при нагрузке на ведущий мост 11500кг);

Т_me – максимальный крутящий момент двигателя, Т_me = 1720 Нм;

h_{тр н} – КПД трансмиссии при движении на низшей передаче, h_тр = 0,826.

.

2) максимального передаточного числа u_maxy , обеспечивающего преодоление автопоездом заданного дорожного сопротивления y_max при равномерном движении и пренебрежением сопротивления воздуха (ввиду малой скорости движения)

,[13.c.217]

где y_max – максимальное дорожное сопротивление, y_max = 0,25;

.

3) максимального передаточного числа u_{max v} , обеспечивающего устойчивое движение автопоезда с требуемой минимальной скоростью V_min = 5 км/ч:

,[13.c.217]

.

Для неполноприводных автомобилей неравенство u_maxy > u_maxj свидетельствует о том, что преодоление заданного дорожного сопротивления невозможно без увеличения сцепного веса (т.е. увеличения числа ведущих осей). В этом случае необходимо отвергнуть u_maxy и принять u_{max j} . Так как u_{max j} > u_{max v} , то принимая u_max = u_{max j} , полностью используется сцепной вес, а минимальная скорость будет даже меньше требуемой.

Определяем передаточные числа други агрегатов трансмиссии при условии обеспечения найденных выше максимального u_max и минимального u_min передаточных чисел трансмиссии. При этом необходимо стремиться обеспечить наибольшее передаточное число в агрегатах трансмиссии, расположенных ближе к колесам, что позволяет уменьшить передаваемый крутящий момент, большей частью валов и деталей трансмиссии, и снизить их массу. Наиболее эффективно это можно сделать благодаря введению колесных редукторов с достаточно большим (до u_кр = 5…6) передаточным числом.

Передаваемый крутящий момент и массу трансмиссии можно уменьшить и установкой в начале силового потока ускоряющего редуктора. Также вместо установки ускоряющего редуктора крутящий момент можно уменьшить сдвигом всех передаточных чисел коробки передач в сторону меньших передаточных чисел. При этом в коробке появляется несколько ускоряющих передач.

Передаточное число главной передачи можно определить по формуле:

, [13.c.225]

где u_пкп.в–минимальное передаточное число в передней коробке, u_пкп.в=0,75;

u_зкп.в–минимальное передаточное число в задней коробке передач, u_зкп.в= 1;

Определяем передаточные числа в коробке передач.

Уменьшение знаменателя геометрической прогрессии q и соответствующее увеличение числа передач n_S , дает возможность при различных дорожных условиях и нагрузке выбрать нужную передачу, которая обеспечивает работу двигателя в зоне минимального удельного расхода топлива g_e при условии движения автопоезда с максимально возможной скоростью. Чтобы обеспечить выбранное таким образом число передач n_S трансмиссии есть два пути: реализовать все n_S в одном агрегате трансмиссии либо распределить передачи по различным агрегатам.

Первый путь используют в основном при создании трансмиссий для неполноприводных машин, сосредотачивая все передачи в одной коробке передач. Это приводит к уменьшению q и следовательно к появлению многоступенчатых коробок передач с числом передач 10, 14, 16 и 20, что характерно для большегрузных магистральных автопоездов. Тем самым в зоне минимума g_e добиваются уменьшения до 200 мин ^-1 разницы в частотах вращения коленчатого вала двигателя при движении с одной и той же скоростью на смежных передачах. Это соответствует значению:

.[13.c.227]

Следует заметить, что такие многоступенчатые коробки передач лишь условно можно считать одним агрегатом трансмиссии, так как для уменьшения массы их обычно выполняют в виде последовательно соединенных между собой или объединенных одним картером двух или трех коробок передач.

Второй путь используют обычно в полноприводных машинах при наличии раздаточных коробок, а также дополнительных и бортовых раздаточных коробок.

Определение общего числа передач выполняется по формуле:

,[13.c.226]

где D – диапазон трансмиссии, D = u_max/u_min = 34,7 / 3,9 = 8,9. [13.c.226]

,

но так как число передач не может быть дробным, то принимаем n_S = 14.

Передаточное число на i-ой передаче определяется по формуле:

, [13.c.230]

где u_кп.в – минимальное передаточное число коробки передач;

.

2.2 Расчет элементов передач трансмиссии

2.2.1 Нагрузочные режимы

Для определения характеристик нагрузочных режимов деталей трансмиссий автомобиля используют три способа: экспериментально-статистический, расчетный и экспериментальный.

Экспериментально-статистический способ основан на использовании результатов анализа экспериментальных исследований нагрузочных режимов в деталях трансмиссии автомобиля в различных условиях эксплуатации и нахождении общих закономерностей, присущих определенным классам автомобилей.

В основе расчетного способа лежит моделирование процессов нагружения трансмиссии в условиях эксплуатации при различных режимах движения автомобиля и различных воздействиях на трансмиссию.

Экспериментальный способ основан на схематизации кривых нагружения деталей трансмиссии, полученных