2328

В круге циркуляции насосное колесо сообщает жидкости кинетическую энергию, закручивает непрерывный поток жидкости, который отбрасывается на лопатки турбинного колеса и попадает на лопатки неподвижного реактора, который стремится повернуться в сторону, противоположную вращению рабочих колес. Этому препятствует муфта свободного хода; ее ролики 3 заклинивают корпус реактора на неподвижной части 2, которой часто служит ступица шестерни понижающей передачи коробки передач, конструктивно объединенной с гидротрансформатором.

Лопатки реактора изменяют направление и увеличивают скорость потока жидкости, проходящей через реактор от турбинного к насосному колесу. Чем медленнее вращается турбинное колесо, тем больше лопатки реактора изменяют направление потока жидкости и тем больший реактивный момент M3 передается от реактора к турбинному колесу. С изменением внешней нагрузки гидротрансформатора автоматически меняется и режим работы: уменьшается частота вращения при увеличении нагрузки и увеличивается ее момент. Погрузчик может плавно трогаться с места и подниматься по уклону без изменения оборотов двигателя. Однако момент M2 по сравнению с моментом M1 увеличивается в определенных пределах. Наибольшее силовое передаточное отношение называют коэффициентом трансформации [4, 71]:

Это теоретический наибольший коэффициент трансформации, который соответствует моменту стопорения турбинного колеса, т.е. его полной остановке. Кинематическое передаточное отношение характеризует скоростной режим работы гидротрансформатора:

где 1, 2 – соответственно частота вращения насосного и турбинного колес.

Для обеспечения оптимальных режимов работы гидропередачи расчетные значения K и i приходится несколько уменьшать за счет использования коробки передач, устанавливаемой за гидротрансформатором. КПД гидротрансформатора характеризуется отношением мощности N2 , передаваемой турбинным колесом, к мощности двигателя N1, равной мощности насосного колеса.

Крутящие моменты на насосном и турбинном колесах определяются уравнениями

поэтому КПД гидротрансформатора имеет вид

Турбинное колесо всегда работает со скольжением относительно насосного колеса. Частота вращения турбины уменьшается с увеличением внешней нагрузки и, наоборот, увеличивается на холостом ходу. Скольжение служит причиной внутреннего трения в потоке жидкости и сопровождает ее нагрев. При стоповом режиме вся мощность двигателя превращается в тепло, поэтому в гидротрансформаторах устанавливают радиатор для охлаждения рабочей жидкости и насос для перекачки жидкости через радиатор.

КПД гидротрансформатора является переменной величиной, имеющей экстремум на безразмерных характеристиках (рис. 3.13).

Рис. 3.13

Гидротрансформаторы выполняются непрозрачными и прозрачными. Непрозрачные гидротрансформаторы полностью защищают двигатель от внешних нагрузок (см. рис. 3.13,а). У непрозрачных гидротрансформаторов режим работы двигателя не меняется и зависит только от заданного положения рейки топливного насоса. Прозрачные гидротрансформаторы обеспечивают частичную зависимость двигателя от внешних сопротивлений, при этом улучшается топливная экономичность двигателя. Чтобы повысить КПД на холостом ходу, когда частота вращения турбинного колеса по

характеристиками (см. рис. 3.13). Они показывают изменение коэффициентов момента 1, трансформации K и КПД , откладываемых по оси ординат в зависимости от изменения передаточного отношения i на входе лопаток турбинного колеса, откладываемого по оси абсцисс.

При построении безразмерных характеристик момент M1 Me заменяют коэффициентом 1. Отношение максимального значения 1 к значению 1 при K=1 определяет степень прозрачности гидротрансформатора:

коэффициента 1 примерно постоянно у непрозрачного гидротрансформатора и переменно у прозрачного в зависимости от изменения i передаточного отношения (см. рис. 3.13,б). У обоих гидротрансформаторов КПД резко повышается с увеличением передаточного отношения.

Нагрузочные свойства гидротрансформатора характеризуются значениями коэффициента входного момента (рис. 3.14): 1max –

Здесь iM соответствует передаточному отношению, при котором гидротрансформатор переходит на режим работы гидромуфты. Обычно преобразующие свойства гидротрансформатора характеризуются передаточными отношениями

i 0(K0 ); i i*(K*); i iM (K=1),

где K0 – коэффициент трансформации (при i=0); i* – передаточное отношение, соответствующее максимальному значению КПД ( * 90%); K – коэффициент трансформации при *.

Поскольку КПД гидротрансформатора изменяется в больших пределах, то очень важно, чтобы в рабочей зоне (при i 0,4 0,85) он был наибольшим. В начале рабочей зоны i 80% и в конце 85%, т.е. в начале перехода гидротрансформатора на режим работы гидромуфты (точка С, см. рис. 3.14). Переход гидротрансформатора на режим работы гидромуфты осуществляется свободно или принудительно блокировкой турбинного колеса 5 (см. рис. 3.12) и насосного колеса 7 с помощью специальной фрикционной дисковой муфты.

Сувеличением

трансформатора, т.е. углы атаки при малых передаточных отношениях (i 0 0,5) , и осуществить переход с режима работы

КПД в точке C (см. пунктирную кривую). Таким образом, удлиняется рабочая зона значений КПД и уменьшается число диапазонов в коробке передач.

На погрузчиках применяют большей частью непрозрачные гидротрансформаторы без принудительной блокировки турбинного и насосного колес и чаще с одним реактором, т.е. более простой конструкции, т.к. транспортный режим работы у погрузчиков не является решающим, как у автомобилей.

При частых маневрированиях фронтального погрузчика на рабочей площадке и малых скоростях движения применение упрощенных конструкций гидротрансформаторов вполне оправдано.

При разработке четырехколесного трансформатора с двумя реакторами использован прототип гидротрансформатора ЛГ-340 (см.

рис. 1.4).

Характеристика четырехколесного гидротрансформатора:

У него исключают дисковую фрикционную муфту, предназначенную для принудительной блокировки от центробежного регулятора насосного и турбинного колес, чтобы повысить КПД гидротрансформатора на холостом ходу (при i 0 0,5) . Вал гидротрансформатора центрируют с валом двигателя. Насосное колесо соединяют с маховиком через пальцы с резиновыми втулками, как у обычных втулочно-пальцевых муфт. Возможны и другие приемы соединения указанных деталей. Для предотвращения кавитации потока жидкости в круг циркуляции гидротрансформатора для подпитки подается жидкость при помощи шестеренного гидронасоса.

Создаваемый подпор давления в круге циркуляции зависит от размеров гидротрансформатора. Например, у гидротрансформатора ЛГ-340 он составляет 0,35 0,45 МПа, а расход рабочей жидкости – 30 л/мин. Для охлаждения жидкости применяют отдельный гидронасос, с помощью которого создается циркуляция жидкости через охлаждающий радиатор. Оба насоса чаще всего встраивают в гидротрансформатор и приводят в движение от насосного колеса гидротрансформатора, т.е. непосредственно от двигателя.

3.2.2. Основные параметры гидрообъемной трансмиссии фронтальных погрузчиков

Одной из тенденций развития конструкций погрузчиков является широкое использование гидрообъемных трансмиссий, что обеспечивает возможность автоматизации рабочего процесса, свободу компоновки, облегчение управления и повышение маневренности (см. рис. 1.5) [4, 9, 54]. Основными элементами объемной гидротрансмиссии погрузчика являются: 1 – двигатель; 2 – редуктор отбора мощности; 3 – гидронасос; 4 – гидронасосы рулевого управления и рабочего оборудования; 5 – карданная передача; 6 – гидромотор привода ведущих мостов; 7 – ступичные редукторы.

Наряду с упомянутыми достоинствами колесные погрузчики такого типа отличаются малыми габаритами и простой кинематической схемой привода. Рассмотрим общие зависимости, связывающие параметры ведущих колес, гидромоторов и гидронасосов при работе фронтального погрузчика на транспортном режиме.

Общий крутящий момент, развиваемый гидромоторами,

где uMK , MK – передаточное отношение и КПД редуктора, связывающего гидромотор с колесом; rK – радиус колеса; T – сила тяги на ведущих колесах; Pf – сила сопротивления перекатыванию.

Давление, возникающее в гидромоторах,

большую величину вследствие потерь в трубопроводах и элементах распределительной гидроаппаратуры:

где Г – гидравлический КПД гидрообъемной трансмиссии.

В современных гидросистемах используют гидронасосы с регулируемой объемной постоянной qH (pH ) var, которая может задаваться в виде таблиц узловых точек с использованием полиномов Лагранжа. Обращаясь к файлу исходных данных, по характеристике гидронасоса qH qH (pH ) можно определить объемную постоянную гидронасоса qH , соответствующую текущему значению pH :

где ueH – передаточное отношение механической передачи от двигателя к насосу; e – угловая скорость двигателя.

Угловая скорость колеса

где eH – КПД механической передачи от двигателя к насосу. Общий момент сопротивления на валу двигателя

Mc MHe MОТБ , (3.56)

где MОТБ – момент отбора на привод рулевого управления, насосов рабочего оборудования и других потребителей.

Момент сопротивления Mc является текущим воздействием на валу двигателя и отрабатывается математической моделью двигателя

(3.3) –(3.13).

Теоретическую скорость движения погрузчика определяют по формуле

Мощность потерь на буксование и перекатывание колес

NБ (VT Vд)(T Rf f ). (3.63)

Таким образом, математическая модель гидрообъемной передачи является математической моделью динамического нагружения двигателя рабочим сопротивлением на ковше погрузчика, которая функционально связывает важнейшие характеристики дизеля, гидронасосов и гидромоторов, колесного движителя, колесного редуктора, согласующего редуктора, соединяющего двигатель с гидронасосами, и многие другие факторы. Все названные величины, входящие в математическую модель, конструктор может варьировать при проектировании, подбирая оптимальные соотношения

параметров по критерию максимальной производительности погрузчиками или другим целевым функциям.

4. ОБЩИЕ АНАЛИТИЧЕСКИЕ ЗАВИСИМОСТИ ГЕОМЕТРИЧЕСКИХ И ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ ПАРАМЕТРОВ РАБОЧЕГО ОБОРУДОВАНИЯ ФРОНТАЛЬНЫХ ПОГРУЗЧИКОВ

4.1.Геометрические параметры гидромеханизмов стрелы

иковша в предельных положениях

Проектирование погрузчика начинается с предварительного выбора параметров погрузочного оборудования, которые необходимы для составления математических моделей рабочего оборудования фронтального погрузчика, последующего расчета и исследования технологической механики рабочего оборудования с помощью ПК. В процессе исследования и расчета параметры погрузочного оборудования могут изменяться таким образом, чтобы удовлетворить условия проектирования.

Имеется опыт проектирования фронтальных погрузчиков в России, который выражается в определении соотношений размеров всех звеньев рабочего оборудования и параметров погрузчиков, спроектированных в разное время конструкторами в г. Челябинске [32], минском Амкодоре, в г. Москве [4]. Опубликованы рекомендации и ГОСТы по расчету и эксплуатации фронтальных погрузчиков. Наиболее известными авторами научных исследований и опыта проектирования фронтальных погрузчиков являются А.Ф. Базанов, И.П. Бородачев, Г.В. Забегалов [4], Л.Г. Фохт [74], Л.С. Чебанов [77], Э.Н. Кузин [54] и многие другие.

Анализ опыта проектирования и исследования параметров погрузочного оборудования показал отсутствие обоснования и рекомендаций по проектированию некоторых параметров. В литературе отсутствуют рекомендации о целесообразности использования гидравлического устройства для торможения поршня в гидроцилиндре стрелы в нижнем предельном положении стрелы. В конструкции гидроцилиндров подъема стрелы некоторые авторы показывают гидравлические тормозные устройства, не поясняя их назначение и принцип работы. Отсутствуют рекомендации по высоте расположения вершины стрелы над опорной поверхностью в нижнем предельном положении стрелы и т.д.