3.7. Расчет передаточных чисел силовой передачи гусеничного погрузчика с механической трансмиссией

Для расчета передаточных чисел необходимо из трех значений касательной силы тяги выбрать наибольшее, из внешней скоростной характеристики определить номинальный крутящий момент (M_eN), принять максимальное значение скорости движения (V_max) порожнего погрузчика. Передаточное число трансмиссии на низшей (первой) передаче (i_тр1=i_{тр н}) должна обеспечить движение машины в наихудших условиях, т.е. при f_max и _max.

Передаточное число трансмиссии по двигателю

, (3.28)

где R_зв - радиус ведущей звездочки, м.

Радиус ведущей звездочки выбирают по аналогии с выполненными моделями тракторов (табл. 3.4) или вычисляют по формуле

, (3.29)

где l_г - шаг гусеничной цепи ;

z - число зубьев ведущей звездочки.

Обычно l_г=0,15 м, z=9...13.

Таблица 3.4

Значения R_зв трелевочных тракторов

Rзв, м	МАРКА ТРАКТОРА
	ТДТ - 55 А	ТТД - 75	ТТ - 4
	0,238	0,263	0,263

Передаточное число трансмиссии по условиям сцепления гусениц с грунтом

(3.30)

Как правило, i_{тр н} для гусеничных машин принимают ближе к i_{тр н}^с при соблюдении условия

Передаточное число трансмиссии на высшей передаче

(3.31)

Максимальная скорость движения гусеничных погрузчиков

км/ ч

При курсовом проектировании значение V_max должно быть задано.

Диапазон трансмиссии d определяют по выражению (3.18), минимальное число передач в КПП K_min - по выражению (3.19), знаменатель прогрессии q - по (3.21).

Передаточные числа в КПП определяют по выражениям

; , (3.32)

где i_o - передаточное число главной передачи ;

i_пм - передаточное число планетарного механизма ;

i_бр - передаточное число бортового редуктора .

В курсовом проекте принимают i_o=2,54; i_пм=1,353; i_бр3,5 .

Передаточное число трансмиссии на первой передаче i_тр1=i_{тр н} . На последующих передачах i_{тр j} вычисляют по выражению (3.26) .

Тяговую и динамическую характеристики гусеничного погрузчика рассчитывают в соответствии с алгоритмом, предусмотренным в разделе 3.5.

При этом . (3.33)

Т.к. V_max<30 км/ ч P_w не учитывается, характеристики строят в коорди- натах P_k-V, D-V .

Касательная сила тяги при любом значении чисел оборотов двигателя

(3.34)

3.8. Применение гидродинамических передач в трансмиссиях базовых машин погрузчиков

В трансмиссиях погрузчиков широко применяются гидродинамические передачи, которые последовательно встраиваются в механическую часть силовой передачи базовой машины.

Преобразователями крутящего момента двигателя являются гидродинамический трансформатор и механическая часть трансмиссии.

Гидромеханические трансмиссии (ГМТ) выполняются моноблочными или агрегатноблочными. В первом случае двигатель, гидротрансформатор (ГТР) и коробка передач объединяются в одном блоке. Во втором случае основные узлы трансмиссии выполняются блоками: двигатель с гидротрансформатором, коробка передач с раздаточными коробками, гидротрансформатор с коробкой передач и т.д.

В ГМТ применяются планетарные и вальные коробки передач с переключением передач без разрыва и с разрывом потока мощности. В последнем случае в ГМТ предусматривается применение фрикционной муфты сцепления.

К достоинствам ГМТ относят:

• снижение динамических нагрузок в трансмиссии, повышение на-дежности ее работы;

• возможность бесступенчатого регулирования крутящего момента на выходном валу гидротрансформатора, что обеспечивает работу машины на наиболее выгодных режимах по скорости и тяговому усилию;

• улучшение условий труда операторов за счет снижения числа переключений передач;

• некоторое повышение проходимости вследствие эластичной связи двигателя с трансмиссией.

Одноко ГМТ присущи и некоторые недостатки:

• снижение КПД по сравнению с механическими трансмиссиями, что приводит к увеличенному расходу топлива;

• усложнение конструкции трансмиссии.

Различают два основных типа гидродинамических передач: гидротрансформаторы, преобразующие крутящий момент, и гидромуфты, не преобразующие крутящий момент. Однако наиболее часто встречаются комплексные трансформаторы, работающие в режимах и муфты, и трансформатора. Режим работы трансформатора может влиять или не влиять на режим работы двигателя.

По этому признаку их делят на “прозрачные” и “непрозрачные”. У первых с изменением внешней нагрузки на валу турбинного колеса меняется также режим работы двигателя (меняется частота вращения вала двигателя). У вторых он не меняется. В ГМТ погрузчиков наиболее часто применяются комплексные “непрозрачные” трансформаторы, скомпонованные в блоке с механическими коробками перемены передач, имеющими 2 - 4 ступени. Трансмиссия, как правило, выполняется однопоточной, поэтому вся мощность от двигателя поступает на насосное колесо гидротрансформатора и последовательно проходит через все агрегаты трансмиссии. Устройство и принцип действия ГМТ приведены в [3], [6].

Механическая энергия вращения вала двигателя подводится к насосному колесу и преобразуется в кинетическую энергию потока жидкости, а затем в турбине энергия потока вновь преобразуется в механическую энергию вращения ведомого вала.

Гидротрансформатор конструктивно отличается от гидромуфты тем, что у него, кроме насосного и турбинного колес, устанавливается одно или несколько неподвижных колес - реакторов.

Назначение реактора - создавать реактивный момент М₃, который добавляется к моменту М₂, передаваемому валом турбинного колеса. В результате суммарный момент, передаваемый выходным валом, будет больше момента М₁, подводимого к насосному колесу.

Для простейшего ГТР уравнение моментов имеет вид

, (3.35)

Учитывая, что знаки моментов М₁ и М₂ совпадают

, (3.36)

Однако момент М₂ по сравнению с моментом М₁ увеличивается в определенных пределах.

Наибольшее силовое передаточное число называется коэффициентом трансформации - К.

. (3.37)

Кинематическое передаточное отношение не совпадает с силовым

, (3.38)

где n₁, n₂ - частота вращения насосного и турбинного колес.

Значения К и i, вычисленные по выражениям (3.37), (3.38) являются теоретическими. При проектировании ГМТ их следует принимать меньшими. Это и приводит к необходимости установки за ГТР механической КПП, позволяющей увеличивать и изменять передаточные числа трансмиссии.

Трубное колесо ГТР всегда работает со скольжением (S) относительно насосного. Его частота вращения значительно уменьшается с увеличением внешней нагрузки, а так же на холостом ходу, что служит причиной внутреннего трения в потоке жидкости, нагрева рабочей жидкости, снижения КПД. КПД ГТР представляет собой отношение

(3.39)

КПД является переменной величиной. Наибольшему значению _гт=0,840,85 соответствует i=0,40,8 и К=1,31,6.

Для повышения КПД на холостом ходу, когда n₁n₂ ГТР переводят в режим гидромуфты, что обеспечивается установкой реактора через муфту свободного хода.

В этом случае КПД повышается до 0,950,97.

Крутящий момент, передаваемый насосным колесом и, следовательно, трансформатором определяется по выражению

, (3.40)

где ₁ - коэффициент момента или коэффициент пропорциональности;

 - плотность рабочей жидкости, заливаемой в гидротрансформатор; D - активный диаметр рабочей полости гидротрансформатора.

Внешняя характеристика гидротрансформатора представляет собой графические зависимости К=f(i), _гт=f(i), ₁=f(i).

Иногда приводятся так же зависимости М₁ и М₂ от передаточного числа i.

Следует помнить, что ,

где i_гт - кинематическое передаточное число гидротрансформатора.

Обычно принимают =830-850 кг/м³.

При проведении тягового расчета лесных машин с однопоточной ГМТ выбор двигателя производится аналогично рассмотренному в разделе 2.

При этом КПД ГМТ (3.41)

Передаточные числа трансмиссии определяют с учетом передаточного числа ГТР. Расчет параметров гидротрансформатора производят с помощью безразмерных характеристик прототипов, т.е. методом подобия с использованием формулы (3.40) [3], [6] (активный диаметр, внешняя характеристика и др.).

Указанные характеристики (ГТР - прототипа) представляют собой зависимости моментов М₁, М₂ внешней характеристики, выраженной в масштабе величин 10⁴, _тр и К от передаточного отношения 1/ i_тр.

Активный диаметр ГТР определяют исходя из условий максимального КПД гидротрансформатора при работе двигателя на максимальной мощности. Выбирая значения ₁ из безразмерной характеристики гидротрансформатора - прототипа, из (3.40) получим

(3.42)

Касательную силу тяги погрузчика определяют по формуле

, (3.43)

где i_{кп i} - передаточное число КПП на выбранной передаче;

_тр - КПД механической трансмиссии;

_гт - КПД ГТР;

V_i - скорость движения на выбранной передаче.

КПД ГТР определяют по выражению (3.39).

Методика построения тяговой характеристики колесных лесопогрузчиков с ГМТ подробно изложена в [3].

Контрольные вопросы.

1. Какие режимы работы рассматриваются при выполнении расчета мощности двигателя погрузчика?

2. Каковы особенности тягового расчета колесных и гусеничных погрузчиков?

3. Каковы преимущества и недостатки применения гидродинамических передач в трансмиссиях погрузчиков?