Учебное пособие 2165

Примем следующую характеристику угловой скорости вращения входного вала МКП:

NКП NКП MКП , КП КП M КП проанализируем по графикам, представленным на рис. 2.33 и построенным по вышеприведённым формулам с исходными

Кривые 5 соответствуют работе механической части ГМКП по данным кривых 4.

121

Рис. 2.33. Характеристики гидромеханической коробки передач

Кривые 6 соответствуют работе ГМКП с прозрачным ГТ ( ΝН = varia) по данным кривых 4, но при ΝН МН Н = varia, значения которых в диапазоне M КП = 0…2,5 кН·м взяты из экспериментальных данных (с увеличением M КП величина ΝН возрастает, но с меньшей интенсивностью, чем M КП ).

На рис. 2.33 нанесены также экспериментальные характеристики ЭГМКП ,ЭГТ , ΝГМКПЭ , ЭМКП , ЭГМКП в функции M КП гидромеханической коробки передач У 35.605 – 31 с двухреакторным комплексным ГТ на первой передаче, которая установлена в трансмиссии автогрейдера ДЗ-146 [18]. При M КП = 2,1 кН·м происходит стопорение первого реактора, и в диапазоне M КП = 0…2,1 кН·м ГТ работает в режиме гидромуфты. При M КП = 3,425 кН·м происходит стопорение второго реактора, и в диапазоне M КП > 3,425 кН·м ГТ работает на «непрозрачном» участке своей внешней характеристики с NП ≈ 126 кВт ≈ const. В диапазоне M КП = 2,1…3,425 кН·м «прозрачность» ГТ заметно ослаблена по сравнению с диапазоном M КП = 0…2,1 кН·м.

Анализ тягово-энергетических характеристик ГМКП, представленных на рис. 2.33, позволяет сделать следующие выводы.

непрозрачным ГТ и MКП. MКП.N для ГМКП с прозрачным ГТ.

3. Анализ экспериментальной функции ЭМКП КП ΜКП для МКП и расчётных (кривые 1, 2, 3, 5) подтверждает корректность модели крутящих моментов (2.127) при = 0. Анализ функции ЭГМКП КП ΜКП подтверждает

правомерность принятой модели (2.125).

Итак, анализ тягово-энергетических характеристик движителя и гидромеханической коробки передач, являющихся элементами передаточного механизма в тяговом приводе землеройно-транспортной машины, подтверждает, что

причиной несовпадения режимов NТ.max и К.max у движителя, а также NКП.max иКП.max у ГМКП по тяговой нагрузке ТК или M КП является проскальзывание

(буксование) ведомого звена относительно ведущего у движителя и гидротрансформатора.

Однако при постоянном значении мощности, подводимой к ведущему звену этих механизмов от силовой установки, возможно совпадение этих режимов, но реально оно может иметь место только у ГМКП с абсолютно

увеличением TК и M КП монотонно возрастают и не имеют экстремума.

Эти особенности работы движителя и гидромеханической коробки передач необходимо учитывать при оптимизации рабочего процесса тягового привода и землеройно-транспортной машины в целом.

123

2.4.2.3. Функционирование механической коробки передач в передаточном механизме тягового привода ЗТМ

Коэффициент полезного действия (КПД) коробки передач играет важную роль при оценке потерь мощности, передаваемой от двигателя в трансмиссию тягового привода или непосредственно к исполнительному механизму.

В гидродинамической передаче (гидромуфте или гидротрансформаторе), являющейся составной частью гидромеханической коробки передач (ГМКП) КПД представляется безразмерной характеристикой в функции кинематического передаточного отношения, отражающей характер его изменения в процессе силового нагружения передачи. При этом механический КПД коробки передач принимается постоянным, независимо от величины передаваемой нагрузки..

Д.А. Чудаков [161] предложил механический КПД трансмиссии ТР оценивать двумя КПД: ХОЛ – КПД, учитывающим потери мощности на холостом ходу, и Н – КПД, учитывающим потери мощности в трансмиссии, возникающие при передаче нагрузки:

Величина ТР зависит от числа зубчатых передач, находящихся в зацеп-

лении; типа шестерен и способа их соединения, типа конструкции и числа опор, в которых вращаются валы трансмиссии; конструкции и числа сальников, установленных для уплотнения картеров передач; вязкости, количества и уровня заливаемого масла; частоты вращения валов трансмиссии и окружной скорости вращающихся шестерен, а также ряда других факторов [161]. Часть перечисленных потерь, главным образом потери на трение между зубчатыми шестернями, участвующих в передаче крутящих моментов, и частично потери на трение в подшипниках, зависит от величины передаваемых моментов. Остальные потери зависят в основном от скорости вращения деталей трансмиссии; при заданной передаче в коробке и установившемся тепловом режиме масла они сохраняют примерно постоянное значение, независимо от того, работает ли трансмиссия под нагрузкой или на холостом ходу.

В соответствии с принятым допущением о постоянстве потерь холостого хода Д.А. Чудаков предложил записать, что

где ΜХОЛ – приведенный к первичному валу трансмиссии момент сопротивления, возникающий при холостом прокручивании трансмиссии; ξ –

124

коэффициент, определяющий какую часть номинального крутящего момента двигателя Μ Н составляет момент ΜХОЛ .

На основе опытных данных Д.А. Чудаков предлагает принять при достаточно прогретом масле ξ = 0,03...0,05 [161].

Из выражения (2.132) следует, что КПД ХОЛ меняется в зависимости от величины подводимого к трансмиссии крутящего момента двигателя Μ К .

Дополнительные потери в трансмиссии, возникающие при приложении к ней внешней нагрузки, примерно пропорциональны величине действующей нагрузки. Поэтому коэффициент Н (2.131) можно считать постоянным [161].

Исследования тракторных трансмиссий, выполненные в НАТИ В.Э. Малаховским [161], показали, что основное место в балансе потерь, учитываемых коэффициентом Н , занимают потери в зацеплении шестерен. В соответствии с

этим величину коэффициента Н с достаточным приближением он рекомендует подсчитывать по формуле :

где Ц КОН – КПД цилиндрической и конической пары зубчатых колес; nц , nкон – число пар цилиндрических и конических зубчатых колес. При современном уровне технологии изготовления зубчатых колес автомобильных и тракторных трансмиссий Ц = 0, 985…0,99, а КОН = 0,975…0,98.

Подставив значения ХОЛ (2.132) и Н (2.133) в выражение (2.131)

Д.А. Чудаков [161] получил следующую формулу подсчета механического КПД трансмиссии:

Зависимость механического КПД трансмиссии от передаваемой ею нагрузки, по мнению Д.А. Чудакова, имеет гиперболический характер и может

быть в графической форме изображена кривой ТР f ΜК /ΜН (рис. 2.34).

В последующих основополагающих работах по тракторам и автомобилям [107, 143] повторены формулы (2.131)…(2.134) и график на рис. 2.34 с ссылкой на Д.А. Чудакова [161].

У автомобильных и тракторных трансмиссий шестеренного типа величина механического КПД при нагрузках, близких к номинальным (расчетным),

находится в пределах ТР = 0,88…0,93 [107, 161].

Прежде чем перейти к собственным исследованиям, проанализируем результаты, изложенные в работах [107, 143, 161].

125

Рис. 2.34. Кривая зависимости механического КПД трансмиссии трактора от степени загрузки двигателя

соответствует холостому режиму работы трансмиссии, когда крутящий момент ее загрузки ( на выходе из трансмиссии) равен нулю , но в этом случае график

ТР f ΜК /ΜН (рис. 2.34) должен выходить не из начала координат с значением ΜК /ΜН = 0, а из точки с значением ΜК /ΜН = ξ.

Силовая загрузка трансмиссии происходит со стороны ведомого звена, которым для транспортной машины является ведущее колесо или звездочки движителя. Поэтому будет логично использовать зависимость КПД трансмиссии от крутящего момента на выходе из нее, то есть ηтр = f (М тр.вых) [67, 70],

так как крутящий момент, подводимый от двигателя к трансмиссии и исполь-

Выражение (2.135) представляет собой зависимость ΜК f ТР , что не соответствует выражению (2.134) и рис. 2.34.

126

На основании изложенного можно заключить, что рекомендации по зависимости ηтр = f (М к) для механического КПД трансмиссии мобильных

машин , данные в работах [107, 143, 161], требуют уточнения.

При построении тяговой характеристики ЗТМ [152] в функции силы тяги на рабочем органе в диапазоне Т 0...Т φ , где Т φ – сила тяги по сцеплению,

крутящий момент на выходе из трансмиссии ΜТР.ВЫХ , то есть на валу ведущего колеса или ведущей звездочки движителя ΜТР.ВЫХ = М к , также изменяется от

начального значения до максимального. При этом величина крутящего момента, приведенного к выходному валу силовой установки (двигателя – М е

или агрегата двигатель – гидродинамическая передача, вал турбинного колеса - М т ) и необходимого для обеспечения движения ЗТМ, будет равна:

где iТР – передаточное число трансмиссии на данной передаче; ТР – меха-

нический КПД трансмиссии на данной передаче. При этом принимается ТР =

const независимо от величины передаваемого крутящего момента, а его величина определяется аналогично выражению (2.133), что не согласуется с дан-

ными работ [107, 143, 161] (см. рис. 2.34).

Для разрешения выявленных по работам [107, 143, 152, 161] неточностей были проведены экспериментальные исследования на автогрейдере ДЗ-146 [163].

В процессе тяговых испытаний автогрейдера была исследована гидромеханическая коробка передач (ГМКП) У35-605-31, которая имела комплексный двухреакторный гидротрансформатор с активным диаметром Да=340 мм и механическую часть, включающую на первой рабочей передаче двухступенчатую зубчатую передачу с общим передаточным числом iкп1мех =4,985. Ко-

робка передач с помощью карданных валов соединялась с дизельным двигателем А-01Т через согласующий редуктор ( iср =0,82) и с задним балансирным

ведущим мостом.

В процессе эксперимента с помощью тензодатчиков, установленных на обоих карданах, непрерывно регистрировались крутящие моменты на входе М кп.вх в ГМКП и на выходе М кп.вых из нее. Одновременно аналоговыми

датчиками непрерывно регистрировались угловые скорости вращения вала двигателя и ведущих колес, жестко связанных с ГМКП.

С помощью безразмерной характеристики гидротрансформатора были получены текущие значения крутящего момента М кп.вх.мех и угловой ско-

рости ωкп.вх.мех на входном валу механической части ГМКП, а выходные

127

параметры М кп.вых.мех и ωкп.вых.мех регистрировались непосредственно в процессе эксперимента (это были М кп.вых и ωкп.вых. ). Загрузка автогрейдера в

процессе движения тяговой нагрузкой на рабочем органе (отвале) от холостого хода до полного буксования осуществлялась с помощью специального тормозного агрегата.

После обработки первичных данных были получены соответствующие результаты, на основе анализа которых можно сделать следующие выводы.

Номинальная мощность двигателя А-01Т по паспорту N ен = 128,8 кВт, номинальная частота вращения вала двигателя nен =1860 мин-1, что соответствует угловой скорости ωен = 188,5 с-1.

В процессе испытаний на вход в ГМКП поступала максимальная мощ- ность N кп.вх.max = 127,4 кВт при значениях крутящего момента М кп.вх.mах = =0,5955 кН∙м и угловой скорости ωкп.вх = 213,96 с-1. При этом на механическую

На холостом режиме работы ГМКП при М кп.вых =0 были зафиксированы

ηгмкп = 0, ηкп.мех = 0.

С увеличением нагруженности коробки передач крутящим моментом уменьшалась угловая скорость вращения ее выходного вала и одновременно уменьшались абсолютные потери мощности в её механической части

Так на холостом режиме работы: N кп.мех = 30,74 кВт при М кп.вх.мех

=0,135 кН∙м , М кп.вых.мех = 0, ωкп.вх.мех = 227, 72 с-1, ωкп.вых.мех = =45,75 с-1 и ηкп.мех = 0.

128

На режиме полного буксования автогрейдера, когда было реализовано максимальное тяговое усилие на рабочем органе по сцеплению Т φ = 92 кН:

и ηкп.мех = f( М кп.вых.мех / М кп.вых.мех .φ ) по данным эксперимента представ- лены на рис .2.35.

Рис. 2.35. Кривая зависимости механического КПД коробки передач У35-605-31 от степени её загрузки

Кривая ηкп.мех =f( М кп.вых.мех / М кп.вых.мех .φ ) (рис.2.35) в общем виде похожа на кривую ηтр f (М к / М н) (рис.2.34), но параметром ее является

крутящий момент на выходе из коробки передач, а не крутящий момент, подводимый от двигателя, то есть на входе в коробку передач. Однако, она имеет скорее всего не гиперболический характер, как утверждает Д. А. Чудаков, а экспоненциальный , так как при М кп.вых.мех / М кп.вых.мех .φ →1 она

более плавно подходит к значению ηкп.мех . max .

В общем виде полученную зависимость ηкп.мех (рис.2.35) аппроксимиру-

ем выражением (2.131), а вот зависимость ηкп.хол.мех f ( М кп.вых.мех / М кп.вых.мех .φ ) аппроксимируем экспонентой.

129

Таким образом, аналитическое выражение для механического КПД коробки передач примет следующий вид [67, 70]:

где ηкп.н.мех – КПД, учитывающий механические потери мощности в коробке передач, возникающие при передаче нагрузки зубчатыми колесами; ηзп , ηпод –

КПД, учитывающие механические потери мощности в зубчатых передачах и подшипниковых узлах коробки передач; ηкп.хол.мех – КПД, учитывающий

механические потери мощности в коробке передач на холостом ходу; α – параметр экспоненты (для данной коробки передач α = 900).

Предлагаемые зависимости (2.138) четко согласуются с графиком ηкп.мех

на рис.2.35 (сплошная линия, а точками показаны экспериментальные данные).

При М кп.вых.мех =0: ηкп.хол.мех =0 и ηкп.мех = 0.

При М кп.вых.мех = М кп.вых.мех .φ : ηкп.хол.мех =1−1/α и

ηкп.мех = ηкп.н.мех (1−1/α).

ηкп.н.мех = ηзп ηпод = 0,9852 ∙0,994= 0,93, учитывающим механические потери

мощности в коробке передач при передаче нагрузки зубчатыми колесами. Этот момент как раз и нашел свое отражение в современных тяговых расчетах ЗТМ, когда принимается ηкп.мех = ηкп.н.мех = const. Однако, для построения тяговой

характеристики такой подход является некорректным и требует учета функцио- нальной зависимости ηкп.мех = f ( М кп.вых.мех / М кп.вых.мех .φ ) на всем диапазоне изменения М кп.вых.мех / М кп.вых.мех .φ =0…1,0, который соответствует тяговому

диапазону ЗТМ Т 0...Тφ , так как ηкп.мех оказывает непосредственное

влияние на все выходные показатели ЗТМ кроме коэффициента буксования. Полученные результаты распространяются и на механические транс-

миссии шестеренного типа в целом, так как механическая коробка передач является их основной составной частью.

Точный учет величины механического КПД коробки передач и трансмиссии в целом, позволяет уточнить основные режимы работы ЗТМ по тяговой

130