2328

Если исходить из концепции быстро протекающих и длительно протекающих динамических процессов, то динамические процессы, связанные с перемещением муфты центробежного регулятора и работой топливного насоса, можно отнести к быстро протекающим внутренним процессам, характеризующим быстродействие двигателя.

Таким образом, при анализе длительно протекающих технологических процессов можно пользоваться стандартными скоростными характеристиками двигателя, устанавливающими стационарную связь крутящего момента на валу двигателя с его угловой скоростью (частотой вращения).

Сделанный вывод не является очевидным, т.к. имеются авторы, которые пользуются динамическими характеристиками двигателя при анализе и расчетах длительно протекающих динамических процессов. В данной монографии используются результаты, полученные предшествующими авторами [39], [58] при этом главное внимание уделено расчетам экономии топлива двигателем на основе механического эквивалента дизельного топлива и выполнено обоснование правомерности использования математических моделей дизельных двигателей для исследования процессов уравновешивания рабочего оборудования стреловых машин.

В табл. 3.4 и 3.5 представлены обобщенные внешние характеристики двигателей ЯМЗ-236Н и В2-550ТК-С5, заданные в виде матриц узловых точек.

Таблица 3.4

Скоростная характеристика двигателя ЯМЗ-236Н, заданная матрицей узловых точек

Представленные характеристики являются матрицами m n, где m – число строк; n – число столбцов. Каждый элемент матрицы является узлом, связывающим данный параметр с соответствующим значением элементов первой и второй строк е, nе. В таблицах значения величин е(к), Ме(к), GТ(к) – соответственно угловая скорость, крутящий момент, часовой расход топлива – получают экспериментальным путем на специальных испытательных стендах.

Таблица 3.5

Скоростная характеристика двигателя В2-550ТК-С5, заданная матрицей узловых точек

Удельный эффективный расход топлива ge GT 106 г/кВт ч.

Ne

КПД двигателя в долях единицы [55, 58]

3.1.5. Математическая модель дизельного двигателя, основанная на использовании полиномов Лагранжа

В структурной схеме дизельного двигателя для математического описания длительно протекающих динамических процессов можно принимать время запаздывания регулятора р=0, а регулятор рассматривать как простое передаточное звено с коэффициентами передачи Кр, Км. Используя дифференциальные уравнения (3.10), (3.11), можно записать математическую модель дизельного двигателя

e e.о e .

Вычисление крутящего момента Ме и часового расхода топлива GТ в функции угловой скорости вала двигателя выполним, используя функции Лагранжа:

где i, (i +1) – номера последовательных точек линеаризованного отрезка.

Наряду с формулами (3.25), (3.26) при решении технологических задач используются функции Лагранжа, устанавливающие зависимость угловой скорости двигателя e от крутящего момента

Me :

(Me Mei)(Me Me(i 1))

e (Me) (M e(i 1) Mei)(Me(i 1) Me(i 1)) e(i 1)

Аналогичный вид имеют функции Лагранжа для зависимости часового расхода топлива от крутящего момента Me :

В математической модели (3.23) – (3.28) уравнения описывают динамику вращения вала двигателя и в обобщенной линеаризованной форме – работу регулятора и топливной системы двигателя. Выходные величины

В математической модели (3.23) – (3.33) имеем: Iе – приведенный момент инерции элементов механической системы к валу двигателя;t – шаг численного интегрирования; е – изменение угловой скорости в течение шага интегрирования; е – угловое ускорение вала двигателя; GT.ц – расход топлива за время выполнения рабочего цикла. Разработанная математическая модель позволяет для произвольной функции момента сопротивления Мс=Мс(t), приведенного к валу двигателя, вычислять мощность двигателя Nе, механическую работу Ае, удельный расход топлива gе, расход топлива за цикл технологического процесса GT.ц, КПД двигателя е и др. величины.

На рис. 3.9 приведена диаграмма переходных процессов нагружения двигателя А-01М линейным внешним сопротивлением до

На рис. 3.9 использованы следующие обозначения: t1 – время нагружения; t2 – время установившегося сопротивления; t3 – время разгрузки; τ – время быстро протекающего динамического процесса двигателя; t4, t5 – время переходного процесса двигателя; t6 – время длительно протекающего динамического процесса.

Из диаграммы видно, что переходные процессы крутящего момента двигателя Ме отличаются от диаграммы нагружения Мс, однако практически совпадают при сдвиге кривой Ме на величину времени запаздывания регулятора двигателя .

момента сопротивления на валу двигателя вычислять крутящий момент Ме на валу двигателя, угловую скорость ωе, часовой расход топлива GT, мощность двигателя Nе, расход топлива за время цикла Gц, удельный расход топлива gе, КПД двигателя e и другие величины.

3.1.6. Основные параметры двигателей типоразмерного ряда фронтальных погрузчиков

В табл. 3.6 приведены характеристики двигателей для типоразмерного ряда фронтальных погрузчиков, она содержит сведения о номинальной мощности Ne , частоте вращения вала двигателя n, часовом расходе топлива GT , крутящих моментах двигателя Me .

Анализируя параметры таблицы, видим, что погрузчик малой грузоподъемности QП =0,5 т имеет расход топлива GT =5,5 кг/ч, а погрузчик большой грузоподъемностью QП =75 т имеет расход топлива GT =355,4 кг/ч. Это означает, что сверхмощный погрузчик примерно в 65 раз эффективнее малого погрузчика. Непросто ответить на вопрос, могут ли 65 малых погрузчиков заменить один большой погрузчик, однако очевидно, что при внедрении сверхмощного погрузчика освобождаются от работы 65 операторов.

В разделе 1 мощность двигателя выражена зависимостью

Если размерный ряд двигателей рассматривать как механическую систему, то можно сделать вывод, что данная механическая система подчиняется единым закономерностям.

Часовой расход топлива типоразмерного ряда фронтальных погрузчиков можно определять по физической формуле

где Nе – эффективная мощность двигателя, Вт.

На рис. 3.10 показана зависимость часового расхода топлива от грузоподъемности.

При проектировании машин удобно пользоваться удельными показателями. Для фронтального погрузчика удельными показателями являются удельная энергонасыщенность и удельное энергопотребление. В разделе 1 показана зависимость удельной

мощности на единицу грузоподъемности Ne QП . Эта зависимость характеризует энергонасыщенность системы.

Удельное энергопотребление системы можно оценить удельным расходом топлива на единицу грузоподъемности, т.е. отношением GT QП . Рассмотренные энергетические показатели являются близкими по физической сущности, в одном случае они выражены через мощность двигателя, в другом – через потребление энергоресурса. Удельная энергонасыщенность изменяется для разных

3.2.Силовые агрегаты трансмиссии

3.2.1.Теория расчета выходных параметров гидродинамических передач фронтальных погрузчиков

Крутящий момент на валу двигателя изменяется в ограниченных пределах, при этом момент сопротивления обычно многократно превышает возможности изменения момента двигателя. Для расширения диапазона воспринимаемых моментов сопротивления в трансмиссию погрузчиков встраивают гидродинамические, гидрообъемные или электрические передачи, которые не только увеличивают крутящий момент двигателя, но и позволяют регулировать его величину в соответствии с изменением момента сопротивления. Гидродинамические передачи работают по принципу преобразования скорости движения потока рабочей жидкости на лопатках турбинных колес. Гидрообъемные передачи работают по принципу создания статического напора гидравлическими насосами и преобразования энергии жидкости в механическую работу гидродвигателями, в качестве которых используются обратимые гидронасосы.

Гидродинамические передачи применяют в виде гидромуфт или гидротрансформаторов. В первом случае мощность от коленчатого вала двигателя к ведомому валу передается с изменением угловой скорости последнего, но при постоянном крутящем моменте; во втором случае при постоянном крутящем моменте на валу двигателя изменяется не только скорость ведомого вала, но и передаваемый

крутящий момент. В настоящее время на погрузчиках чаще применяют гидродинамические трансмиссии, состоящие из механической коробки передач и гидротрансформатора. Поскольку режимы работы гидротрансформатора включают в себя как частный случай режим работы гидромуфты, рассмотрим конструкцию и принцип работы гидромуфты фронтального погрузчика.

Гидромуфта состоит из двух колес – насосного и турбинного, вращающихся в общем корпусе, в котором между колесами циркулирует рабочая жидкость (машинное масло). Насосное колесо соединено жестко с коленчатым валом двигателя, а турбинное – с входным валом трансмиссии. Оба колеса имеют радиально направленные лопатки. Насосное колесо, вращаясь, увлекает своими лопатками поток жидкости, который действует на лопатки турбинного колеса и приводит его во вращение. Поскольку связь между колесами обеспечивается только потоком жидкости, турбинное колесо всегда вращается с проскальзыванием относительно насосного колеса. КПД гидромуфты на расчетном установившемся режиме равен 0,95 0,97. Гидромуфта обеспечивает пуск двигателя и остановку машины без отключения трансмиссии; при этом возможно непрерывное и плавное изменение угловой скорости выходного вала от 0 до max и от max до 0 соответственно с уменьшением или увеличением внешней нагрузки. Гидротрансформатор конструктивно отличается от гидромуфты тем, что у него кроме насосного 7 (рис. 3.12, а) и турбинного 5 колес имеется колесо 4, называемое реактором.

Рис. 3.12

Лопатки колес гидротрансформатора расположены не радиально, а наклонно. Назначение реактора – создавать реактивный момент M3, добавляемый к моменту M2 , передаваемому валом турбинного колеса.

В результате суммарный момент, передаваемый выходным валом, будет больше момента M1, передаваемого валом насосного колеса, т.е. двигателем.

Для гидротрансформатора уравнение моментов имеет вид

M1 M2 M3 0,

где M1, M2, M3 – соответственно моменты двигателя, турбины и реактора.

Это означает, что момент на турбинном колесе может быть больше или меньше момента на валу насосного колеса в зависимости от знака момента M3. Насосное колесо жестко соединено с маховиком дизельного двигателя, а турбинное – с приводным валом 1 коробки передач (см. рис. 3.12). Насосное колесо, вращаясь, увлекает своими лопатками поток рабочей жидкости, в качестве которого используется машинное или веретенное масло.