Дипломная (вкр): Проект пожарного аварийно-спасательного автомобиля

Согласно расчетам принимаем с некоторым запасом три баллона.

Окончательный вариант схемы порошковых коммуникаций для сменного модуля, работающего автономно, без отвлечения мощности двигателя базового шасси представлен на рисунке 4.2.

Комплектация модуля включает: три баллона со сжатым воздухом или инертным газом; две катушки с рукавами по 16 м; емкость, рассчитанную на 1,5 м3 и обеспечивающую вывоз 1300 кг порошка.

Таким образом, спроектированный модуль может обеспечивать подачу 30 кг·с-1 порошка в течение 40...45 с, что достаточно для тушения проектной площади пожара.

Рисунок 4.2 - Схема порошковых коммуникаций сменного модуля

4.2 Разработка модуля газового тушения

Аналогично разработанному порошковому модулю может быть использован модуль газового тушения, предназначенный для тушения пожаров в закрытых объемах с большими материальными ценностями (музеи, банки, склады, архивы), в помещениях объектов спиртовой промышленности, а также в электроустановках и кабельных туннелях.

В целях снижения затрат при разработке модуля газового тушения целесообразно использовать стандартное оборудование. Одним из возможных вариантов может оказаться схема, представленная на рисунке 4.3. Модуль газового или углекислотного тушения содержит: 12 баллонов по 40 л, позволяющих транспортировать 300 кг жидкой двуокиси углерода (высшего и первого сортов по ГОСТ 8050-85), две катушки с возможностью подключения ломов пробойников или раструбов-распылителей с рукавом 25 м.

Рисунок 4.3 - Принципиальная схема углекислого тушения

4.3 Гидравлическая схема подъемного крана

Рисунок 4.4 - Схема гидравлическая принципиальная

Одной из особенностей разрабатываемой машины является укомплектованность ее грузоподъемные механизмом с гидроприводом. Принципиальная гидравлическая схема работы крана показана на рисунке 4.4. Кран имеет следующие характеристики: максимальный грузовой момент, кНм (т.м.) - 30 (3), вылет стрелы - 6 м, максимальная высота подъема груза - 6 м, угол поворота ± 120 град. Для обеспечения устойчивости АСА при работе подъемного крана машина снабжена управляемыми с помощью гидравлики двумя выдвижными опорами.

5. КОМПОНОВОЧНЫЙ РАСЧЕТ АВАРИЙНО-СПАСАТЕЛЬНОГО АВТОМОБИЛЯ

5.1 Разработка компоновочной схемы

Разработка компоновочной схемы пожарного автомобиля начинается с определения его собственной (снаряженной) массы без учета массы вывозимого оборудования (надстройки). С учетом коэффициента снаряженной массы, собственная масса снаряженного пожарного автомобиля - mс определяется как:

, (5.1)

где mн - номинальная грузоподъемность, кг (масса перевозимого груза, указанная в технической характеристике автомобиля);

q - коэффициент снаряженной массы.

mс = 8000∙0,65 = 5200 кг.

АСА относится к специальным машинам и требует при определении массы шасси учитывать массу оперения пожарной надстройки. В связи с этим в расчеты вводится поправочный коэффициент (коэффициент надстройки): mс = 8000∙0,65∙1,3 = 6760 кг.

Полная масса ПА - mА (кг) определяется как сумма следующих масс:

mА = mн + mс + 80z = mн(1 + ч) + 80z, (5.2)

где z - число мест в кабине (салоне) боевого расчета, включая водителя.

mА = 8000 + 6760 + 80∙3 = 15000 кг.

При определении числа осей пожарного автомобиля прежде всего следует учесть единые международные нормы весовых ограничений для автотранспортных средств, обусловленные прочностью дорожных покрытий. Для пожарных автомобилей, относящихся к автомобилям группы Б, предназначенным для эксплуатации по всей сети дорог, допустимая нагрузка на одинарную неуправляемую ось должна быть не более 60 кН, на одинарную управляемую ось - 45 кН. Общее число осей определяем по нижеследующей формуле:

к =(GА - куGу) / Gну + ку, (5.3)

где GА - полный вес автомобиля GA = mA∙g, Н;

g - ускорение свободного падения, м·c-2;

ку - число управляемых осей;

Gу - весовая нагрузка на управляемую ось, Н;

Gну - допустимая весовая нагрузка на неуправляемую ось, Н.

k = (15000∙9,8 - 1∙45000) / 60000 + 1 ≈ 3.

Минимальное число осей - кmin определяется из условия возможности установившегося движения ПА с небольшой скоростью в заданных дорожных условиях по сцеплению:

кmin > GA· (1-0,3)/( GНУ · ), (5.4)

где  - максимальное значение коэффициента суммарного сопротивления дороги, для расчетов принимается 0,150;

 - расчетный коэффициент сцепления, принимается равным 0,4.

Кmin = 3 > 15000∙9,8∙0,150 (1 - 0,3∙0,4)/(60000∙0,4) = 0,8.

Колесная база - L является одним из наиболее важных параметров конструкции ПА. Ее значение определяется в соответствии с формулой:

L = Gн(lк + Δ + 0,5·1пл)/(Gн + Gо - G1), (5.5)

где Gн - номинальный вес груза, Н;

lК - расстояние от передней оси автомобиля до задней стенки кабины, мм;

Δ - зазор между задней стенкой кабины и кузовом Δ ≈ 100 мм;

lпл - длина грузовой платформы, выбирается по прототипу или в зависимости от габаритов размещаемого оборудования, мм;

Gо, G1 - весовая нагрузка на переднюю ось автомобиля без груза и с грузом, Н.

L = 8000∙9,8 (360 + 100 + 0,5 ∙ 5840) / (8000∙9,8 + 2700 - 3600) = 3340 мм.

Таким образом, определив основные параметры шасси, предлагаем следующую компоновочную схему пожарного автомобиля: полноприводное повышенной проходимости шасси 6x6, классическая компоновка, кабина над двигателем.

.2 Определение координат центра масс и нагрузок по осям

Для выбранной компоновочной схемы шасси согласно рисунку 5.1:

G2 + G3 = 0,76∙15000 = 11400 => G2 = G3 = 5700 кг.

G1 = GA - (G2 + G3) = 15000 - 11400 = 3600 кг.

G0 = 0,75∙G1 = 0,75∙3600 = 2700 кг.

Координаты центра тяжести ПА (мм) определяем как:

ХGа = ∑(Gi∙хi) / GА; YGа = ∑(Gi∙yi); ZGя = (Gi∙zi) / GА, (5.6)

где хGа, уGа, zGа -координаты Центра тяжести ПА по осям Ох, Оу, Оz;

Gi; - вес отдельных элементов конструкции ПА, Н;

GА- полный вес ПА, равный сумме Gi, Н;

xi, yi, zi - координаты центров тяжести отдельных элементов конструкции ПА по осям Ох, Оу, Оz, мм.

Рисунок 5.1 - Схема весовых нагрузок шасси

а = хGа = ∑(Gi∙хi)/ Gа = 2,57м.

hg = zGа = ∑(Gi∙zi)/ GA = 1,29 м

Так как расстояние от передней оси автомобиля до центра масс по оси координат ОХ а = хGа, то a = 2,57 м. hg = zGа = 1,29 м.

Полученные расчетным путем координаты центра масс проектируемого автомобиля показывают, что компоновка автомобиля осуществлена удачно, весовые нагрузки на отдельные оси соответствуют рекомендациям завода изготовителя шасси, так как около 74 % массы приводится на заднюю тележку и 26 % - на переднюю управляемую ось. Таким образом, принятая компоновка обеспечивает заданные параметры проходимости, управляемости, устойчивости и безопасности.

6. ТЯГОВО-ДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ АВАРИЙНО-СПАСАТЕЛЬНОГО АВТОМОБИЛЯ

Способность ПА в кратчайший срок прибывать к месту вызова оценивается главным образом его тягово-скоростными свойствами. Они предопределяют диапазон скоростей движения и предельные ускорения ПА, возможные на тяговом режиме по техническим характеристикам двигателя и сцеплению ведущих колес с дорогой в различных эксплуатационных условиях.

.1 Выбор параметров тягового расчета

Для проведения тягового расчета необходимо выбрать типоразмер пневматических шин, относительную радиальную деформацию их профиля, механический КПД трансмиссии, коэффициент обтекаемости машины, коэффициент сопротивления движению и предварительно определить динамический и кинематический радиусы колеса, а также площадь Миделя.

.1.1 Типоразмер шин и радиусы колеса

Выбор пневматических шин производится с учетом их номенклатуры по наиболее нагруженным колесам ПА.

Динамический радиус колеса - Rд(м) в первом приближении принимается равным статическому радиусу прототипа - rст, который приводится в ГОСТ на пневматические шины.

При отсутствии данных по статическому радиусу пользуемся для эластичных шин следующим выражением:

rд = 0,5 d + λш*Δ*Вш, (6.1)

где d - посадочный диаметр обода колеса, указанный в маркировке шины в мм или дюймах, м;

λш - относительная радиальная деформация профиля шины (коэффициент смятия шины под нагрузкой), принимаемый λш = 0,89...0,9;

Δ - отношение высоты профиля шины к ее ширине: для обычных автомобильных шин принимается Δ = 1, для широкопрофильных и арочных указывается в маркировке шины;

Вш - ширина профиля шины, указанная в маркировке в мм, м.

Радиус качения колеса (кинематический) - rк определяется экспериментально. При отсутствии экспериментальных данных для диагональных шин принимаем rк = 1,02 rд, для радиальных шин rк = 1,04 rд.

rд = 0,5∙508 + 0,89∙1∙260 = 485,4 м.

rк = 1,04∙485 = 505 м.

.1.2 Коэффициент полезного действия трансмиссии

Коэффициент полезного действия механической трансмиссии (КПД) характеризует потери мощности в механизмах трансмиссии при ее передаче от первичного вала коробки передач до ведущих колес автомобиля.

КПД механической трансмиссии - ηТР равен произведению коэффициентов полезного действия входящих в трансмиссию механизмов:

ηтр = ηкп ·ηдк · ηк · ηГ ·ηкр (6.2)

ηдк - КПД дополнительной коробки (раздаточной, демультипликатора) маркируемый в пределах 0,93.,.0,97;

ηк - КПД карданной передачи, для одного шарнира ηк = 0,995;

ηГ - КПД главной передачи, варьируемый в пределах 0,93...0,97;

ηкр - КПД колесного редуктора, принимаемый ηкр = 0,96...0,98.

ηТР = 0,98∙0,95∙0,995∙0,995∙0,96 = 0,885.

6.1.3 Коэффициент обтекаемости и площадь Миделя

Аэродинамические свойства ПА характеризуются фактором обтекаемости, представляющим собой произведение коэффициента обтекаемости и площади лобового сопротивления (Миделя).

Коэффициент обтекаемости - kв равен силе сопротивления воздуха, действующей на один квадратный метр лобовой площади ПА при скорости его движения 1 м·с-1.

Площадь Миделя - SМ равна площади проекции ПА на плоскость, перпендикулярную его продольной оси. В проектных расчетах она определяется из выражения:

SM = a∙BA∙HA, (6.3)

SМ = 0,65∙2,5∙3,6 = 5,85 м2.

где а - коэффициент заполнения площади:

для грузовых автомобилей и автопоездов а = 0,75...0,90;

ВА - габаритная (наибольшая) ширина ПА, определяемая по компоновочной схеме или принимаемая по прототипу, м в соответствие таблицы 1.1;

НА - габаритная (наибольшая) высота ПА, определяемая по компоновочной схеме или принимаемая по прототипу, м в соответствие таблицы 3.1.

Фактор обтекаемости - Кв определяем как:

КВ = kВ∙SМ. (6.4)

Кв = 0,6∙5,85 = 3,51.

6.2 Расчет параметров двигателя пожарного автомобиля

Требуемая эффективная мощность двигателя определяется из уравнения мощностного баланса при движении ПА с максимальной скоростью:

NEυ = (ψυ∙GA∙υAmax + KВ∙SМ∙υA3max)/1000 ηтр. (6.5)

где NЕυ - эффективная мощность двигателя при максимальной скорости движения ПА (кВт);

ψυ - коэффициент сопротивления движению, соответствующий четвертой категории дорог, принимается ψυ = 0,02.

NЕυ = (0,02∙15000∙9,8∙27,8 + 0,6∙5,85∙27,83)/(1000∙0,885) = 176 кВт.

Максимальная эффективная мощность двигателя - NЕ (кВт) определяется с помощью следующего соотношения:

Для дизельных двигателей

NEmax = NEυ =176 кВт. (6.6)

.2.1 Внешняя скоростная характеристика двигателя

Внешняя скоростная характеристика является основой технического расчета проектируемого двигателя. Ее расчет ведется, как правило, по формуле С.Р. Лейдермана :

NE = NEmax∙(a(n/nN) + b(n/nN)2 - c (n/nN)3), (6.7)

где Nе - текущие значения эффективной мощности;

а, b, с - постоянные для каждого типа двигателя коэффициенты:

для дизельного двигателя а = 0,53, b = 1,56, с =1,09;

n - текущее значение частоты вращения коленчатого вала двигателя, об·мин-1;

nN - частота вращения коленчатого вала при максимальной мощности двигателя, об·мин-1, в соответствии с таблицей 3.1.

NЕ = 176∙(0,81(1000/2200)+0,87(1000/2200)2 - 0,68(1000/2200)3) = 85,4 кВт.

Коэффициенты а, b, с выбраны для турбодизеля.

Эффективный вращающий момент двигателя - МЕ при этом определяем как:

МЕ = 9550 NЕ/n, (6.8)

МЕ = 9550∙85,4/1000 = 815,75 Н·м.

где n - текущее значение частоты вращения коленчатого вала двигателя, об·мин-1.

Результаты расчетов заносим в таблицу 6.1. По полученным значениям строим графики соответствующие внешней скоростной характеристики двигателя, рисунок 6.1.

Таблица 6.1 - Параметры внешней скоростной характеристики двигателя

Рисунок 6.1 - Внешняя скоростная характеристика двигателя

.3 Расчет параметров трансмиссии

Правильный расчет параметров трансмиссии является необходимой предпосылкой получения высоких средних скоростей движения ПА и его хорошей топливной экономичности.

.3.1 Передаточное число главной передачи

Передаточное число главной передачи - iГ определяется из условия обеспечения заданной максимальной скорости движения ПА на высшей ступени в коробке передач по формуле:

iГ = 0,377∙rк∙n9/ (iКПВ∙iДКВ∙υAmax), (6.9)

где rК - кинематический радиус качения колеса, м;

iКПВ - передаточное число высшей ступени основной коробки:

для коробок грузовых автомобилей с числом передач менее шести, iКПВ = 1;

для остальных автомобилей принимается 0,6...1,0;

iДКВ - передаточное число высшей передачи дополнительной коробки передач или демультипликатора, в расчетах принимается 1... 1,44 (1 - при ее отсутствии);

υAmax - максимальная скорость движения ПА на прямой передаче, км·ч-1;

nυ - частота вращения коленчатого вала двигателя, соответствующая максимальной скорости движения ПА, об·мин-1.

Частоту вращения коленчатого вала двигателя определяем через коэффициент его оборотистости:

nυ = υAmax∙ηод, (6.10)

где ηод - коэффициент оборотистости двигателя, принимаемый для легковых автомобилей и грузовых с дизельным двигателем в пределах 30...35, для грузовых автомобилей с бензиновым двигателем - 35...45.

nυ = 100∙35 = 3500 об·мин-1.

iГ = 0,377∙0,508∙3500/(1∙1∙100) = 6,7.