Р_К1=(141000+39100)·(0,11+0,1)+39100·(0,37+0,1)=56875,8  Н.

     Р_К2=(141000+39100)·(0,02+0,07)+39100 ·(0,02+0,34)=56605,7  Н.

     Р_К3=(141000+39100) ·(0+0,03)+39100·( 0+0,3)=46530 Н. 

     Для последующих расчетов будем принимать  наибольшее значение мощности. 

     

     

     

 

     Максимальная  мощность – Ne = 144,5 кВт

     2.2. Выбор двигателя

        К настоящему времени степень совершенства поршневых карбюраторных и дизельных двигателей достигла высокого уровня. Возможность применения на транспортной машине двигателя того  или иного типа  должна определяться ее весовыми, тяговыми, скоростными, эксплуатационными свойствами. По ряду показателей дизели несколько уступают карбюраторным двигателям. Они имеют большие габариты и массу, пониженную приспособляемость на режимах перегрузки, затрудненный  запуск при низких температурах, более высокую стоимость изготовления и требуют более высокого профессионализма в обслуживании и ремонте. Но дизельный двигатель по сравнению с карбюраторным имеет более высокий крутящий момент  с одинаковыми геометрическими параметрами двигателей. Топливная экономичность дизеля на 20-30% выше карбюраторных ДВС.

        По справочнику из ряда дизельных  тракторных двигателей с учетом  расчетной мощности Ne = 144,5 кВт, выбираем двигатель. 

     Наиболее  подходящий двигатель Д-260.2. Предоставим основные характеристики данного двигателя׃

     Дизельный двигатель с непосредственным впрыском; n=2100 об/мин; i=6р; d=110 мм; S=125 мм; v_h=4750 см³; Е=15; G=750 кг; g_eн=218 г/кВт·ч. N=154 а=0,904 в=1,096 

     2.3 Определение основных размеров двигателя

     Основными параметрами двигателя является диаметр цилиндра d и ход поршня S.

     Определение диаметра цилиндра (мм) производится по формуле: 

     

 

Где: τ- число тактов рабочего цикла, принимаем  τ=4;

Ne- эффективная мощность;

Ψ –отношение хода поршня к диаметру цилиндра, принимаем     Ψ=1.13;

Pe – среднее эффективное давление, для дизеля Pe=0.65;

i – Число цилиндров;

n – Частота вращения коленчатого вала двигателя;

По прототипу  выбирается: τ, I, Ψ, Pe, n;

При определении  d, в формулу следует подставить величину Pe, увеличивают на 3-5%.

Подставляем значение в формулу: 

     

; 

Принимаем d = 175 мм;

Определяем S и Ψ для нашего двигателя:

S = Ψ·d = 1.13· 175 = 197,7;

Принимаем S = 197 мм.

Теперь рассчитываем эффективную мощность двигателя: 

     

; 

     В нашем случае: 

     

кВт; 
 

     2.4 Определение основных параметров двигателя 

Определим литровую мощность двигателя (кВт/л); 

Nл = Ne / Vh · I, где Ne = 154кВт; I = 6; 

Vh =

; 

Nл = 154/3 · 6 = 9 кВт/л; 

Определим удельный вес двигателя: 

Gу = Gд / Ne;

Gд = 750кг; Ne = 154кВт;

Gу = 750 / 154 = 5,2 кг/кВт; 

Определим среднюю  скорость поршня м/c; 

Cм = S · n / 30, где  S = 197 мм; n = 2100 об/мин.;

См = 197,7 · 2100 / 30 = 13,8м/с; 
 
 

     2.5. Построение внешней скоростной характеристики двигателя

 

     Скоростная  характеристика двигателя с некоторым  приближением может быть построена  по эмпирическим формулам С. Р. Лейдермана׃

     Для дизеля: n=0.5neн 

     

;

     

;

     

;

     

; 

N_eн – максимальная мощность двигателя, кВт.;

n – искомая частота вращения коленчатого вала, об/мин.

n_eн– частота вращения, соответствующая максимальной мощности, об/мин

M_e – крутящий момент двигателя, Н·м.

g_eн – удельный расход топлива при максимальной мощности двигателя.

А, В, А_о, В_о, С_о – постоянные коэффициенты Лейдермана. 

            

 

   

 

Данные  расчетов представлены в виде таблицы. 

Зависимости эффективных параметров двигателя от частоты 

вращения  коленчатого вала

Таблица 2.1

 

3. Выбор основных узлов и передаточных чисел силовой передачи проектируемой машины

 

Для трелевки леса применяются трелевочные трактора с тросовым (чокерным) оборудованием.

 

3.1. Общие положения

   Система деталей и узлов, передающая энергию  двигателя ведущим колесам (звездочкам) и другим рабочим органам машин, называется трансмиссией. Назначение трансмиссии заключается также в изменении частоты вращения ведущих органов машин и подводимого к ним момента в заданных пределах по величине и направлению.

         Основные требования к трансмиссии лесотранспортных машин:

   - плавное изменение крутящего момента в интервале рабочих скоростей движения;

   - простота конструкции агрегатов  и надежность в эксплуатации;

   - дешевизна изготовления, малый вес  и небольшие габариты;

   - легкость и удобство управления;

   - экономичность работы двигателя  в широком интервале изменения  оборотов.

 
 
 
 
 
 

     Рис. 3.1. Компоновочная схема механической силовой передачи (1 – двигатель; 2 – сцепление; 3 – коробка передач; 4 – карданная передача; 5 – задний ведущий мост.

                       

3.1. Силовые передачи

     Лесовозные  автомобили и трелевочные тракторы имеют механическую силовую передачу, обладающую целым рядом преимуществ׃ надежностью, высоким КПД, простотой и низкой стоимостью изготовления и ремонта.

     В зависимости от типа лесотранспортной машины и схемы ее компоновки, силовая передача может включать в себя следующие узлы.

     Сцепление. Наибольшее распространение получили одно- или двухдисковые сцепления постоянно замкнутого типа с несколькими пружинами. Для обеспечения большой плавности при включении и снижения крутильных моментов в трансмиссии обычно устанавливают упруго-фрикционные демпферы. При значительных нажимных усилиях для облегчения работы водителя в приводе муфт используют пневмо- и гидроусилительные механизмы.

     Наиболее  часто встречаются однодисковые сцепления фрикционного типа, которые  способны передавать крутящий момент равный 800-850 Н·м. Для передачи большего момента используют двухдисковые сцепления. Для нашего случая наиболее подходящее однодисковое сцепление.

     Коробка передач. Предназначены для возможности  изменения передаточного числа трансмиссии, длительного разделения двигателя и ведущих колес на звездочке, обеспечение реверсивного движения.

     Тракторные  коробки передач, имеющие значительно меньшее передаточное число по сравнению с автомобильными, выполняются двухвальными с прямозубыми шестернями и каретками.

     Для уменьшения торцевого износа зубьев шестерен тракторные коробки передач всегда снабжаются блокировочным устройством и тормозом для остановки ведущего вала.

     В нашем случае принимаем пятиступенчатую  двухвальную коробку передач с переключением передач с остановкой трактора.

     Карданная передача. Для компенсации изменения  расстояния между агрегатами и возможности сборки карданные передачи всегда имеют шлицевое сочленение. На гусеничных тракторах при малых углах несоосности (3…5˚) валов агрегатов принимаются шарниры с резиновыми втулками, что мы и принимаем для нашего трактора.

     Главная передача – наиболее ответственный  и сильно нагруженный узел трансмиссии. У тракторов шестерни главной передачи выполняются с резольными и реже прямыми и спиральными зубьями.

     Бортовой  редуктор. Бортовые передачи тракторов, выполненные в виде цилиндрических редукторов, позволяют реализовать большое передаточное число трансмиссии. Размещение бортовых передач после механизма поворота снижает величину крутящих моментов в механизмах поворота, что облегчает управление трактором и в то же время позволяет увеличить силу тяги на ведущих звездочках.

     На  нашем тракторе установлен планетарный механизм поворота, одновременно выполняющий роль понижающего редуктора.

     Колесная  передача. Применение колесных передач  позволяет разгрузить дифференциал и полуоси, уменьшить габаритные размеры моста и увеличить дорожный просвет. Колесная передача состоит из цилиндрических шестерен. На нашем тракторе установлена цилиндрическая зубчатая пара (на каждую гусеницу).

     3.2. Технологическое оборудование