ДОРОЖНЫЕ МАШИНЫ (Часть 1)
.pdf
71
У дизелей, не имеющих корректора подачи топлива, x = 1,00 ÷ 1,05, а при наличии корректора — x = 1,1 ÷ 1,2. Разница в частоте вращения коленчатого вала пеx и пен определяется степенью нечувствительности регулятора , которая может быть подсчитана следующим образом:
В среднем для тракторных дизелей = 0,08 ÷ 0,10.
Коэффициент приспособляемости двигателя по частоте вращения Ω дает представление о степени снижения угловой скорости вращения коленчатого вала при перегрузке двигателя и находится из отношения
У дизелей, снабженных всережимными регуляторами, Ω = 1,3 ÷ 1,6.
Регуляторные характеристики двигателя принято строить не только в функции частоты вращения коленчатого вала, но и в функции мощности двигателя или его крутящего момента
(рис. 43).
§ 23. ТРАНСМИССИИ
Режим работы двигателя определяется частотой вращения коленчатого вала и соответствующими ей крутящим моментом и мощностью. Если двигатель снабжен всережимным регулятором и работает при максимальной подаче топлива, то при прочих равных условиях частота вращения коленчатого вала будет зависеть от момента сопротивления вращению коленчатого вала. Таким образом, если передаточное число трансмиссии будет оставаться постоянным, а режим работы машины будут меняться, то это, в свою очередь, приведет к изменению частоты вращения коленчатого вала, т. е. режимов работы двигателя.
Для обеспечения работы двигателя на наивыгоднейшем режиме применяются трансмиссии, которые позволяют изменять передаточное число. Например, необходимо, чтобы машина обеспечивала наиболее высокие тяговые качества при различной скорости движения. Для этого следует изменять передаточное число трансмиссии таким образом, чтобы двигатель всегда работал на постоянном режиме, соответствующем режиму максимальной мощности.
Из числа трансмиссий, применяемых на машинах для земляных работ, будут рассмотрены только два типа — механическая и гидромеханическая, как получившие наиболее широкое
72
применение.
Механическая трансмиссия. Основным положительным качеством механической трансмиссии является сравнительная простота конструкции и надежность в работе.
Однако, чтобы эффективно использовать мощность двигателя при переменных тяговых или скоростных режимах работы машин, необходимо часто переключать соответствующие ступени коробки передач. Из-за ограниченного числа ступеней нет возможности постоянно рационально загружать двигатель машины. Это является существенным недостатком механической трансмиссии. Чем чаще изменяются режимы работы машины, тем в большей степени проявляются эти недостатки.
Передачи коробки передач машин для земляных работ по назначению разделяются на рабочие, транспортные и ползучие. На рабочих передачах машины работают при копании грунта или перемещении его рабочими органами. Эти передачи в значительной степени определяют тяговые качества, а следовательно, и эффективность работы машин при выполнении главной операции рабочего цикла — копании грунта.
Транспортные передачи используют при перевозке грунта или холостых пробегах машин. Транспортные передачи, как известно, характеризуют скоростные качества машин для земляных работ.
Ползучие передачи необходимы для работы некоторых видов навесного оборудования, агрегатируемого на машинах для земляных работ и колесных тягачах (например, трамбующие плиты, вибраторы, фрезы, роторные снегоочистители). Скорости этих передач весьма низкие и определяются особенностями технологического процесса навесного оборудования.
Рабочие и транспортные передачи машин для земляных работ являются основными, ползучие — вспомогательными.
При выполнении тягового расчета этих машин в числе прочих основных параметров устанавливаются минимальная расчетная скорость vp min на первой передаче и максимальная расчетная транспортная скорость на высшей передаче vр тах.
Следовательно, общие передаточные числа трансмиссии привода колесного движителя, соответствующие указанным скоростям движения iм1 и iмn будут;
где
rс — силовой радиус колесного движителя в м;
пен — номинальная частота вращения коленчатого вала двигателя в об/мин. Напомним, что в этих формулах значения vp min и vp max нужно подставлять в км/ч.
Ряды передаточных чисел тяговых машин чаще всего подбираются по геометрической прогрессии:
где iмII, iмIII — соответственно общие передаточные числа трансмиссии привода колесного движителя на второй и третьей передачах; q — знаменатель геометрической прогрессии. Поскольку окружная сила колесного движителя Рк и расчетная скорость движения ир могут быть определены из выражений:
73
где
Ме — крутящий момент двигателя;
iм — общее передаточное число трансмиссии привода колесного движителя на данной передаче;
ηм — механический к. п. д. трансмиссии привода колесного движителя,
то
где
РкI, РкII — окружные силы колесного движителя на первой и второй передачах (РкI = Рк
mах);
Ркп — окружная сила на высшей передаче (Рпп = Рк min);
vpI, vpII — расчетные скорости движения на первой и второй передачах;
vpn — расчетная скорость движения на высшей передаче (vpn = vр mах); п — число передач.
Знаменатель геометрической прогрессии будет
Располагая значением i м I , можно рассчитать ряд общих передаточных чисел трансмиссии привода колесного движителя
а также значения расчетных теоретических скоростей движения на разных передачах:
Гидромеханическая трансмиссия. Применение гидромеханических трансмиссий на машинах для земляных работ повышает их долговечность, облегчает управление и в большинстве случаев повышает производительность.
Так, при наличии в трансмиссии гидродинаминического трансформатора автоматически изменяется скорость движения в зависимости от сопротивления на рабочем органе на тяговом режиме работы или в зависимости от сопротивления движению на транспортном режиме. В результате этого машина всегда работает на наивыгоднейшем режиме.
Указанные качества гидромеханических трансмиссий обусловливают целый ряд преимуществ машин для земляных работ.
В настоящее время гидромеханические трансмиссии получили широкое распространение на экскаваторах, машинах для земляных работ — самоходных скреперах, колесных бульдозерах, колесных погрузчиках.
На автогрейдерах гидромеханические трансмиссии применяются реже вследствие того, что они работают на более установившихся режимах и поэтому преимущества гидромеханических трансмиссий проявляются в меньшей степени, чем, например, на колесных тягачах.
74
§ 24. ПАРАМЕТРЫ И ХАРАКТЕРИСТИКИ ГИДРОДИНАМИЧЕСКИХ ПЕРЕДАЧ
Гидродинамическая муфта. Основными ее параметрами являются: крутящий момент вала насосного колеса, к. п. д. и коэффициент проскальзывания.
Крутящий момент вала насосного колеса Мп определяется по уравнению
где
λн — коэффициент крутящего момента насосного колеса в
1 |
|
м об / мин |
2 |
|
;
γж — удельный вес рабочей жидкости в кГ/м3(γж = 820 кГ/м3); nн — частота вращения вала насосного колеса в об/мин;
Dг — активный диаметр гидродинамической муфты (наибольший диаметр рабочей камеры) в м.
При работе гидродинамической муфты крутящие моменты валов насосного Мн и турбинного Мт колес практически одинаковы, а трансформируется только их частота вращений. Поэтому гидродинамическая муфта является вариатором скорости, кинематическое передаточное отношение 1 которого устанавливается автоматически в зависимости от степени загрузки вала турбинного колеса. Следовательно, если Мн = Мт, то к. п. д. гидродинамической муфты ηгм, определяемый отношением снимаемой и подводимой мощностей, будет равен ее кинематическому передаточному отношению iгм, поскольку
где пт и пн — частота вращения валов турбинного и насосного колес. Коэффициент проскальзывания гидродинамической муфты определяется уравнением
Для оценки преобразующих свойств гидродинамических муфт широкое применение получили внешние безразмерные характеристики, определяемые экспериментальным путем и представляющие собой графическую зависимость коэффициента крутящего момента насосного колеса λн и к. п. д. ηгм от кинематического передаточного отношения iгм (рис. 44).
75
Достоинством таких характеристик является то, что они справедливы не только для одной гидродинамической муфты, но и для целого семейства геометрически подобных ей гидродинамических муфт.
На основе безразмерной характеристики можно весьма просто построить внешнюю размерную характеристику конкретной гидродинамической муфты, если известен ее активный диаметр Dг, удельный вес рабочей жидкости γж и частота вращения насосного колеса пн. Для этого необходимо воспользоваться зависимостями внешней безразмерной характеристики λн = λн (iгм), ηгм = ηгм (iгм) и формулами (38) и (39). Таким образом, внешняя размерная характеристика гидродинамической муфты выражает в графической форме зависимость крутящего момента на валу турбинного колеса Мт и к. п. д. ηгм от частоты вращения вала турбинного колеса пт.
Гидродинамический трансформатор. Основными его параметрами являются: крутящий момент вала насосного колеса, коэффициент трансформации крутящего момента, кинематическое передаточное отношение, к. п. д.
Крутящий момент вала насосного колеса Мн определяется по уравнению (38), а крутящий момент вала турбинного колеса Мт — по формуле
где
λт — коэффициент крутящего момента турбинного колеса в
1 |
|
м об / мин |
2 |
|
;
пт — частота вращения вала турбинного колеса в об/мин. |
|
|
|
В связи с тем, что |
гидродинамический трансформатор |
является |
автоматическим |
преобразователем энергии, |
при оценке его преобразующих |
свойств |
пользуются |
коэффициентом трансформации крутящего момента kТ, определяемым из уравнения
и кинематическим передаточным отношением iгm, равным
К. п. д. гидродинамического трансформатора определяется по формуле
Для оценки преобразующих свойств гидродинамических трансформаторов также нашли широкое применение внешние безразмерные характеристики, определяемые экспериментальным способом. Последние представляются графической зависимостью коэффициента крутящего момента насосного колеса λн, коэффициента трансформации kT и к. п. д. λгт от кинематического передаточного отношения iгт (рис. 45).
Внешние безразмерные характеристики гидродинамических трансформаторов, так же как и гидродинамических муфт, являются справедливыми для целого семейства геометрически подобных трансформаторов.
При наличии внешней безразмерной характеристики можно построить внешнюю размерную характеристику, которая представляет собой зависимость крутящего момента вала насосного колеса Мн, крутящего момента вала турбинного колеса Мт, коэффициента трансформации kТ и к. п. д. ηгт от частоты вращения вала турбинного колеса пт, если известны значения γж, Dг и пт.
76
Для этого следует воспользоваться зависимостями безразмерной характеристики λн = λн
(iгm), kT = kт (iгт) и формулами (38), (41), (42), (44).
На рис. 46 в качестве примера показана внешняя размерная характеристика непрозрачного гидродинамического трансформатора.
Автоматичность работы гидродинамического трансформатора, заключающаяся в его способности автоматически изменять в некоторых пределах крутящий момент и частоту вращения вала турбинного колеса в зависимости от внешнего сопротивления, является одним из наиболее важных достоинств гидродинамических передач.
Из внешней размерной характеристики гидродинамического трансформатора видно, что крутящий момент вала насосного колеса Мн практически остается постоянным во всем диапазоне частоты вращения вала турбинного колеса пт, а Мт изменяется в широких пределах.
При увеличении внешнего сопротивления возрастает момент Mm, а частота вращения пт при этом снижается.
Наибольшее значение момента Мт соответствует заторможенному состоянию вала турбинного колеса. Если внешнее сопротивление, а следовательно, и момент Мт будут снижаться, то частота вращения пт будет возрастать. Рассмотренные свойства гидродинамического трансформатора, определяемые с помощью его внешней размерной характеристики, позволяют машине с гидромеханической трансмиссией автоматически приспосабливаться к условиям работы.
Так, например, при работе машины на тяговом режиме при постоянной подаче топлива в двигатель возрастающее сопротивление грунта копанию будет автоматически увеличивать силу тяги колесного движителя и снижать действительную скорость движения машины. При уменьшении сопротивления грунта копанию будет происходить обратное явление — сила тяги будет снижаться, а действительная скорость движения землеройно-транспортной машины возрастать. В результате этого при изменении силы тяги колесного движителя в сравнительно широком диапазоне снижение тяговой мощности, а следовательно, и теоретической производительности у машин будет значительно меньше, чем, например, у такой же машины с механической трансмиссией при прочих равных условиях.
Под нагружающими свойствами гидродинамического трансформатора принято понимать его способность изменять степень загрузки двигателя. Они оцениваются зависимостью внешней безразмерной характеристики λн = λн (iгт).
У гидродинамического трансформатора, который называют непрозрачным (рис. 45, б), изменение крутящего момента вала турбинного колеса Мт не вызывает изменения крутящего
момента вала насосного колеса Мн. В этом случае λн = const или
77
|
0 |
|
н |
||
|
||
i |
|
|
гт |
|
Вследствие этого двигатель будет работать на постоянном режиме при любой степени загрузки вала турбинного колеса. Режим работы двигателя, приводящего непрозрачный гидродинамический трансформатор, может быть изменен только за счет изменения подачи топлива.
У гидродинамического трансформатора, называемого прозрачным (рис. 45, а), изменение крутящего момента вала турбинного колеса Мт вызывает изменение крутящего момента вала
насосного колеса Мн, а следовательно, и двигателя. В этом случае λн ≠ const или |
н |
0 |
||
iгт |
||||
|
|
|
||
Следует отметить, |
что гидродинамические трансформаторы могут иметь |
прямую, |
||
обратную и смешанную |
прозрачность. |
|
|
|
Угидродинамического трансформатора, обладающего прямой прозрачностью, с увеличением момента Мт, приводящим к снижению частоты вращения пт, момент Мн уменьшается. Из этого следует, что у гидродинамического трансформатора с прямой прозрачностью ординаты кривой внешней безразмерной характеристики λн = λн (iгт) уменьшаются с увеличением передаточного отношения iгт. Это условие может быть записано следующим образом:
Угидродинамических трансформаторов, обладающих обратной прозрачностью, нагружающие свойства будут другими. Увеличение Мm, приводящее к снижению пт, будет вызывать увеличение Мн. Вследствие этого у гидродинамического трансформатора с обратной прозрачностью ординаты кривой λн = λн (iгт) увеличиваются с увеличением передаточного отношения iгт. Это условие может быть записано так:
Необходимо обратить внимание, что кривые внешней безразмерной характеристики kТ = kT (iгт), ηгт = ηгт (iгт) для гидродинамических трансформаторов с разной прозрачностью будут различны.
У гидродинамических трансформаторов со смешанной прозрачностью имеются участки внешней безразмерной характеристики с различной прозрачностью: например начальный участок непрозрачный, а далее прямая прозрачность, или начальный участок с обратной прозрачностью с дальнейшим переходом в прямую прозрачность. Такие характеристики имеют комплексные гидродинамические трансформаторы (рис. 45, в).
Степень прозрачности гидродинамических трансформаторов принято оценивать коэффициентом прозрачности Пг, который определяется отношением
где
λнкmах — коэффициент крутящего момента насосного колеса при работе гидродинамического трансформатора на режиме трогания, т. е. при iгт = 0 и kТ = kТmax; λнк - 1 — коэффициент крутящего момента насосного колеса при работе гидродинамического
трансформатора на режиме гидродинамической муфты, т. е. при kТ = 1.
78
Гидродинамические трансформаторы, у которых Пг ≥ 1,6, принято относить к категории прозрачных. При Пг = 1,0 гидродинамические трансформаторы являются совершенно непрозрачными. Когда Пг = 1,0 ÷ 1,2, то гидродинамический трансформатор является практически непрозрачным. Наконец, если Пг < 1,0, гидродинамический трансформатор обладает обратной прозрачностью, которой можно пренебречь при Пг ≥ 0,9 ÷ 0,85.
§ 25. СОВМЕСТНАЯ РАБОТА ДВИГАТЕЛЯ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ С ГИДРОДИНАМИЧЕСКИМИ ПЕРЕДАЧАМИ
Агрегат двигатель — гидродинамическая передача можно условно рассматривать как некоторую самостоятельную силовую установку, обладающую своими выходными параметрами. Тогда характеристики двигателя и гидродинамической передачи, взятые отдельно друг от друга, можно считать внутренними характеристиками агрегата, а результаты совместной работы двигателя и гидродинамической передачи следует оценивать выходной характеристикой. Последняя представляет собой графическую зависимость крутящего момента вала турбинного колеса Мт, мощности гидродинамической передачи Nm, часового Ge и удельного ge расхода топлива двигателем, а также к. п. д. гидродинамической передачи ηгп от частоты вращения вала турбинного колеса пт. Зависимости выходной характеристики Мт = Мт (nm ), Ge = Ge (nm), ηгп — ηгп(nm) являются основными, а зависимости Nm = Nm (nm), ge = ge (nm) — производными.
Все возможные схемы соединений коленчатого вала двигателя с валом насосного колеса гидродинамической передачи можно разделить на схемы с последовательным и с параллельным включением.
При компоновке гидромеханической передачи по схемам с последовательным включением гидродинамической передачи вся мощность, подводимая от двигателя к колесному движителю, передается через гидродинамическую передачу. Поэтому такие схемы соединения часто называют схемами с последовательным потоком мощности.
В гидромеханических передачах, выполненных по схеме с параллельным включением, мощность двигателя к колесному движителю подводится минимум двумя или несколькими потоками, в один из которых вводится гидродинамическая передача. В связи с этим, через гидродинамическую передачу к колес ному движителю передается только часть мощности двигателя, так как ее другая часть подводится к колесному движителю через механические звенья, минуя гидродинамическую передачу. Схемы второго вида, по указанным особенностям передачи мощности, принято называть схемами с параллельным потоком мощности.
Рассмотрим наиболее характерные структурные схемы последовательного включения в связи с тем, что они получили наиболее широкое распространение в гидромеханических трансмиссиях машин для земляных работ (рис. 47).
При таких схемах соединения не всегда вся мощность, развиваемая двигателем, расходуется на привод колесного движителя.
Часть мощности двигателя может использоваться для привода вспомогательных механизмов (рис. 47, в и г). Кроме того, в этих схемах вал двигателя и вал насосного колеса гидродинамической передачи могут соединяться непосредственно (рис. 47, в), если их параметры удовлетворяют условиям совместной работы. В том случае, когда это требование не соблюдается, между двигателем и гидродинамической передачей устанавливается промежуточный механический редуктор (рис. 47, б и г), который может быть либо повышающим, либо понижающим.
79
Таким образом, при рассмотрении совместной работы двига теля с гидродинамической передачей необходимо для каждого конкретного случая компоновки гидромеханической трансмиссии привести характеристику двигателя к валу насосного колеса, учитывая наличие промежуточного механического редуктора и отбор мощности двигателя на привод вспомогательных механизмов машин для земляных работ.
Рассмотрим способы получения регуляторной характеристики двигателя, приведенной к валу насосного колеса гидродинамической передачи для структурных схем соединения, показанных на рис. 47.
При непосредственном соединении коленчатого вала двигателя с валом насосного колеса, когда нет отбора мощности двигателя (рис. 47, а), необходимо соблюдение только одного условия: за расчетную принимается эксплуатационная регуляторная характеристика двигателя.
Тогда будем иметь
где
пн, Мн, Nн — соответственно частота вращения, крутящий момент и мощность на валу
насосного колеса гидродинамической передачи; |
|
|
п'е, М'е, N'e — соответственно |
частота вращения, |
крутящий момент и мощность |
двигателя, приведенные к валу насосного колеса; |
|
|
пе, Ме, Nе — соответственно |
частота вращения, |
крутящий момент и мощность |
двигателя. |
|
|
Если между двигателем и гидродинамической передачей установлен промежуточный механический редуктор (рис. 47, б), а отбора мощности нет, то параметры регуляторной характеристики двигателя можно привести к валу насосного колеса, воспользовавшись следующими зависимостями:
80
где
ip — передаточное число промежуточного механического редуктора; ηр — механический к. п. д. промежуточного механического редуктора.
На рис. 48 показаны регуляторные характеристики двигателя, приведенные к валу насосного колеса гидродинамической передачи в виде кривых М'е = М'е (п'е) и N'e = N'е (п'е) с помощью выражений (46) при наличии понижающей (штриховые кривые) и повышающей (штрихпунктирные кривые) передач. Для сравнения на этот же график нанесена регуляторная характеристика двигателя при его непосредственном соединении с валом насосного колеса гидродинамической передачи (сплошные кривые).
Применение понижающей передачи обеспечивает увеличение крутящего момента М'е и расширение диапазона его изменения. При этом уменьшается величина и сужается диапазон частоты вращения вала насосного колеса гидродинамической передачи.
Когда используется повышающая передача, происходит обратное явление — уменьшается величина и диапазон изменения крутящего момента, но увеличивается частота вращения вала насосного колеса гидродинамической передачи и диапазон ее изменения.
В том случае, когда имеет место отбор мощности двигателя на привод вспомогательных механизмов, а коленчатый вал двигателя соединяется непосредственно с валом насосного колеса гидродинамической передачи (рис. 47, в), приведение регуляторной характеристики двигателя к валу насосного колеса можно осуществить следующим образом.
В первом приближении можно считать, что на привод вспомогательных механизмов при любой частоте вращения коленчатого вала двигателя расходуется постоянный крутящий момент Мео, следовательно, величина свободного крутящего момента Месв, т. е. момента, который может быть использован для привода колесного движителя на любом режиме работы двигателя, будет
Располагая регуляторной характеристикой двигателя и применяя зависимость (47), не
представляет труда построить кривую Ме с в = Ме с в (пе ) (рис. 49).
Свободная мощность двигателя Nе с в , т. е. мощность, которая может расходоваться на привод колесного движителя при различных режимах работы, определяется с помощью формулы