4. Расчет внешней скоростной характеристики двигателя

1. Определяем эффективную мощность двигателя для стендовых испытаний

где – частота вращения вала двигателя при N_max, кВт, ^об/_мин, n_N = 2200 ^об/_мин;

а, в, с – постоянные коэффициенты; для дизельного двигателя а = 0,53, в = 1,56 и с =1,09;

N_emax - максимальная мощность двигателя, кВт N_emax - 176 кВт

n_i принимаем: n₁ = 1400 (^об/_мин)

n₂ = 1600 (^об/_мин)

n₃ = 1800 (^об/_мин)

n₄ = 2100 (^об/_мин)

кВт

кВт

кВт

кВт

4.2 Определяем скоростную характеристику нового двигателя

Ne_i^’ = Ne_i К_K (6)

К_К – коэффициент коррекции, К_К = 0,88 , т.к многоосный пожарный автомобиль;

1. кВт

2. кВт

3. кВт

4. кВт

5. кВт

4.3 Определяем эффективную мощность двигателя с учетом коэффициента снижения

N _ei^’’ = N _ei^’ ּ K_N , (кВт)

где: N _ei^’ – мощность двигателя, учитывая коэффициент коррекции, кВт;

K_N - коэффициент снижения мощности двигателя, K_N = 0,85

1. N _e^’’ = 82,3 ּ0,85 = 70 кВт

2. N_e^’’ = 97,7ּ 0,85 = 83 кВт

3. N _e^’’ = 112,6 ּ0,85 = 95,7 кВт

4. N _e^{’ ’} = 130 ּ 0,85 = 110,5 кВт

5. N _e^’’ = 154,9 ּ0,85 = 131,6 кВт

4.4 По полученным значением в третьем квадрате строим кривые Ne_i^’=ƒ(n_i) и

N _ei^’’=ƒ(n_i).

5. Назначение дополнительной трансмиссии и особенности компоновочных схем.

Коробка отбора мощности (далее КОМ) для пожарных автомобилей устанавливается на коробке передач или раздаточной коробке, в зависимости от конструкции трансмиссии базовых автомобилей.

Поток мощности от зубчатого колеса коробки переключения передач на промежуточное зубчатое колесо, затем на ведомую шестерню. Через муфту включения лоток мощности передается с первичного вала на вторичный, на котором установлена фланцевая муфта связывающая КОМ с трансмиссией пожарного насоса. Промежуточное зубчатое колесо предназначено для того, чтобы обеспечить одинаковое направление вращения коленчатого вала двигателя и рабочего колеса насоса.

Расстояние между осями вала выходной (ведущей для КОМ) шестерни и первичного вала коробки передач или раздаточной коробки и осью выходного вала КОМ зависит от возможности установки карданной передачи к насосу.

Для долговечности двигателя частоту вращения коленчатого вала выбираем 0,75 n_N.

Передаточное отношение КОМ определяем по формуле:

где: n_N – частота вращения коленчатого вала двигателя;

n_ном – номинальная частота вращения вала насоса;

Полученное передаточное отношение близко к единице, потому коробка одноступенчатая.

6. Графоаналитическое определение возможности совместной работы двигателя и пожарного насоса.

6.1 Находим мощность потребляемую насосом при номинальной частоте вращения n′= 2700 об/мин, которая рассчитывается по формуле:

N’ = A_i + B_i ּ Q - C _i ּ Q ²

N’ = 22,78 + 1,33ּ Q - 8,85 ּ 10^-3 ּ Q² (кВт)

1. N₁’ = 22,78 + 1,33ּ 10 - 8,85 ּ 10^-3 ּ 10² = 35,98 (кВт)

2. N₂’ = 22,78 + 1,33ּ 20 - 8,85 ּ 10^-3 ּ 20² = 48,98 (кВт)

3. N₃’ = 22,78 + 1,33ּ 30 - 8,85 ּ 10^-3 ּ 30² = 61,78 (кВт)

4. N₄’ = 22,78 + 1,33ּ 40 - 8,85 ּ 10^-3 ּ 40² = 74,38 (кВт)

5. N₅’ = 22,78 + 1,33ּ 50 - 8,85 ּ 10^-3 ּ 50² = 86,78 (кВт)

6.2 Мощность на первичном валу коробки передач рассчитывается по формуле:

где η_тр – коэффициент полезного действия трансмиссии

η_з – КПД зубчатого колеса с учётом потери в подшипниках, η_з = 0,97;

η_кв – КПД карданного вала, η_кв = 0,99;

η_по – КПД промежуточной опоры, η_по = 0,99.

1. кВт

2. кВт

3. кВт

4. кВт

5. кВт

6.3 По полученным значениям строим график зависимости N _пв^’=f(Q) в четвертом квадрате и проецируем рабочую точку N_p1.

6.4 Определяем потребляемую мощность для привода пожарного насоса на форсированном режиме при частоте вращения n_max = 2900 об/мин, по следующей формуле:

1. N _пв^’’ = 39,5 ּ(2900/2700)³ = 49 кВт

2. N _пв^’’ = 53,8 ּ(2900/2700)³ = 66,7 кВт

3. N_пв^’’ = 67,9 ּ(2900/2700)³ = 84,2 кВт

4. N_пв^’’ = 81,7 ּ(2900/2700)³ = 101,3 кВт

5. N_пв^’’ = 95,4 ּ(2900/2700)³ = 118,3 кВт

6.5 По полученным значениям строим график зависимости N _пв^’’ =f(Q) в четвертом квадрате и находим рабочую точку N_р2.

6.6 Определяем значение частоты вращения коленчатого вала двигателя для обеспечения его работы в номинальном режиме

n₁^’ = n₂^’ · i _{ком ,} ^об/_мин, (13)

где: n₂^’ = 2700 ( ^об/_мин );

i _ком = 0,61

n₁^’’ = 2700 · 0,61 = 1647 ( ^об/_мин )

6.7 Определяем значение частоты вращения коленчатого вала двигателя для обеспечения его работы в форсированном режиме

n₁^” = n₂^’’ · i _{ком ,} ^об/_мин (14)

где: n₂^’’ = 2900 ( ^об/_мин );

i _ком = 0,61

n₁^’’ = 2900 · 0,61 = 1769 ( ^об/_мин )

6.8 Проводим оценку возможности работы двигателя имеющего износ, для привода насоса в заданной насосно-рукавной системе построением точек К₁ и К₂ в третьем квадрате. Т.к. точки находится выше кривой мощности двигателя N’_e и N’’e, двигатель в состоянии обеспечить работу заданной насосно-рукавной системы.

Список используемой литературы

1. Степанов К.Н.,Е.Н. Посадский, В.В. Сугак. Определение аналитических зависимостей характеристик пожарных насосов // Организация тушения пожаров и аварийно-спасательных работ. - Сб. науч. тр - М.: ВИПТШ МВД СССР, 1990 – с.168 – 172.

2. Гидравлика и противопожарное водоснабжение. Под редакцией Д.А. Кошмарова. - М.; ВИПТШ МВД СССР, 1985 – с.394.

3. Пожарная техника: Учебник / Под редакцией М.Д. Безбородько – М.; Академия ГПС МЧС России, 2004. – 550 с.

7