m0945

будет рассеивать приходящуюся на его долю мощность теплового потока:

Задача по определению Qв оптимизационная. Если принять

дачу Qв, а следовательно, габариты и мощность вентилятора, но позволит уменьшить необходимую площадь Ат охладителя. Если при-

уменьшит и коэффициент теплопередачи kт, что увеличит необходимую площадь Ат охладителя (радиатора).

Расчёт содержит несколько допущений и эмпирических коэффициентов. Параметры радиатора и вентилятора уточняют в ходе испытаний машины в наиболее неблагоприятных условиях.

Задание 12.2. Вычислить площадь охладителя Ат и производительность вентилятора Qв в приводе машины с замкнутой гидропередачей.

Условия расчёта: система охлаждения замкнутой гидропередачи автономная; гидропередача в предремонтном состоянии.

Расчётная схема изображена на рис. 12.3.

Рис. 12.3. Расчётная схема к решению задачи 12.2

41

рн – давление насоса Н1; Qт = 0,2Qн1 – расход, отбираемый из силового контура на охлаждение.

Алгоритм решения

Отбираемый на охлаждение расход Qт = 0,2Qн1. Этот поток необходимо охладить настолько, чтобы была рассеяна (отдана в атмосферу) вся потерянная в силовом контуре Н1–М–Н1 мощность Рп. Тогда при смешивании охлаждённого масла с маслом в контуре Н1–М–Н1 температура в последнем будет равна заданной установившейся Ту.

Установившаяся температура Ту связана с параметрами гидропередачи соотношением (12.1), в котором принимается: Рп =

= 30 Вт/(м2·оС); kб = kэ = 10 Вт/(м2·оС).

Для вычисления искомой величины АТ получить из равенства (12.1) необходимую формулу.

Производительность вентилятора Qв должна обеспечить равенство мощностей тепловых потоков в АТ – отдаваемой маслом и получаемой воздухом (см. формулу (12.2)).

щего охладителю АТ рассеивать приходящуюся на его долю мощность теплового потока (см. формулу (12.3)).

Задание 12.3. Исследовать возможность поддержания допустимой температуры масла в контуре торможения рабочего органа, если торможение осуществляется гидромотором при его работе в режиме насоса (см. рис. 10.2).

Последовательность решения:

– вычислить продолжительность торможения tт рабочего органа гидромотором М, работающим в режиме насоса и перекачивающим масло при торможении через предохранительный клапан КП вторичной защиты;

42

–определить, допустимо ли торможение рабочего органа гидромотором из условия максимально допустимого повышения температуры масла в контуре М–КП–М за время торможения;

–если торможение гидромотором недопустимо, вычислить необходимую величину тормозного момента механического тормоза, который необходимо установить на валу гидромотора.

В рассматриваемый контур при торможении поступает кинетическая энергия Ек рабо-

чего органа и элементов передачи между рабочим органом и гидромотором. Эта энергия расходуется на нагревание (рис. 12.4):

– масла в контуре торможения М–КП–М (энергия Ем);

– масла, возвращаемого в контур М–КП–М через обратный клапан для восполнения дренажных утечек Qу гидромотора (энергия Еу);

– деталей гидромотора, клапана, трубопроводов (энергия Ед).

По причине малой продолжительности торможения (от долей до нескольких секунд) теплообменом системы с окружающим воз-

где I – приведённый к валу гидромотора момент инерции рабочего органа Iро; 1,1 – коэффициент, учитывающий детали передачи между гидромотором и РО.

где ηп и uп – КПД и передаточное отношение передачи между гидромотором и рабочим органом.

где c и ρ – удельная теплоёмкость и плотность масла; V – объём масла в тормозном контуре М–КП–М (V = qм + lπd2 / 4, здесь qм – рабочий объём гидромотора; l и d – длина и внутренний диаметр трубопроводов тормозного контура); ∆T – допустимое приращение температуры масла в контуре за время торможения (∆T = Тmax – Tу,

43

здесь Tу – установившаяся (например, оптимальная) температура масла в гидропередаче перед началом торможения).

где Vу – объём масла, уходящего из контура в виде дренажных утечек гидромотора и возвращаемого в контур за время торможения tт (Vу = qм(nм / 2) (1 – ηмо)tт, здесь nм / 2 – средняя частота вращения вала гидромотора за время торможения; ηмо – объёмный КПД гидромотора; tт – продолжительность торможения).

где Тм – вращающий (тормозной) момент на валу гидромотора при работе в режиме насоса во время торможения (Тм = рвqм / 2πηмгм, здесь рв – давление настройки предохранительного клапана вторичной защиты; ηмгм – гидромеханический КПД гидромотора).

где сд и mд – удельная теплоёмкость материала, из которого изготовлены трубопроводы и детали насоса; λ – безразмерный коэффициент, учитывающий приращение температуры деталей в долях от величины ∆T.

Учитывая малую продолжительность торможения, есть основания полагать, что величина λ в формуле (12.10) настолько мала, что слагаемым Ед можно пренебречь. Тогда приращение температуры ∆T не превысит допустимой величины, если Ек ≤ Ем + Еу.

Если продолжительность торможения tт, вычисленная по формуле (12.9), приемлема (например, не более 2 с) и соблюдено условие Ек ≤ Ем + Еу, механический тормоз в таком приводе не нужен по условию тепловой защиты масла в контуре М–КП–М.

Если условие Ек ≤ Ем + Еу не соблюдено или продолжительность торможения слишком велика, необходимо на валу гидромотора установить тормоз. Необходимая величина тормозного момента тормоза будет зависеть от того, участвует ли гидромотор в создании тормозного момента или нет.

При наличии КП вторичной защиты и учёте тормозного момента, создаваемого гидромотором, необходимо задать продолжительность торможения, вычислить необходимый общий тормозной момент и тормозной момент гидромотора. Разность между ними должен создать тормоз.

44

Необходимо: рассчитать и изобразить характеристики p = f(Q) и вычислить необходимые мощности привода этого насоса при частотах вращения колеса n1 = n + 3 + 0,2N и n2 = n – 3 – 0,2N, где N – номер варианта. Мощность привода определить только для номинальных режимов работы.

Указания к решению

Известны соотношения между одноименными характеристиками подобных насосов:

из соотношений (13.1)–(13.3) можно получить формулы для расчета величин Q, p и Рпн для каждого из сходственных режимов работы насоса при частотах вращения колеса n1 и n2.

Достаточно взять четыре точки (четыре режима работы) на характеристике p = f(Q), например А, В, С и D. Результаты расчетов свести в табл. 13.1.

46

n2 = …

Задание 13.2. В табл. 13.2 заданы номинальные значения параметров p, Q, Рпн, T и ηmax насоса с диаметром колеса D1 = 0,405 м и частотою вращения n1 = 25 об/с. Вычислить значения этих параметров в номинальном режиме работы насоса, подобного задан-

Указания к решению

Кроме соотношений (13.1)–(13.3) при решении этой задачи потребуются еще два соотношения характеристик подобных насосов:

Задание 13.3. Из насосов, параметры которых приведены в табл. 13.3, выбрать пригодный для сети со следующими характеристиками: необходимый расход воды у потребителя Q = 0,085 м3/с; необходимое давление у потребителя рпотр = 0,4 МПа; высота подъема воды Н = 15 м; сумма линейных и местных потерь давления на пути от насоса до потребителя p = 0,13 МПа.

Указания к решению

Насос подобран правильно, если он, работая в номинальном режиме (при р = рном), подаёт в сеть необходимый расход Q и создаёт в начале сети необходимое давление рс:

14. Выбор гидродинамической муфты

Вопросы для проверки готовности студентов к работе

1.Назначение гидродинамической муфты (ГМ).

2.Условия, при которых возникает вращающий момент на турбинном колесе ГМ.

3.Как определяется передаточное отношение ГМ? Почему это понятие обратно общепринятому в механике?

4.Приведите вывод зависимости η = i для ГМ.

5.Что называют нагрузочной характеристикой ГМ и почему ГМ имеет бесконечное множество нагрузочных характеристик?

6.Необходимые условия выбора ГМ к двигателю.

7.В чем проявляется при работе машины наличие ГМ в трансмиссии привода рабочего органа и ходового оборудования?

Задание 14.1. Заданы механическая характеристика ωд = f (Тд) асинхронного короткозамкнутого электродвигателя (ЭД) (рис. 14.1)

ибезразмерные характеристики η = f(i) и λ = f(i) ряда подобных гидродинамических муфт, наружные диаметры насосного колеса которых D = 0,12; 0,16; 0,20; 0,24; 0,28; 0,32; 0,36; 0,40; 0,44; 0,48 м

(рис. 14.2).

48

Выбор муфты можно начинать из условия а. Примем непосредственное (без согласующей передачи) соединение вала электродвигателя с валом насосного колеса, тогда ωн = ωд и Тн = Тд (рис. 14.3).

Рис. 14.3. Соединение ЭД и ГМ без согласующей передачи

Из (14.1) вычислить необходимый диаметр D насосного колеса и выбрать ближайшую меньшую муфту. Затем проверить соблюдение условия б:

Если по условиям а и б двигатель окажется существенно не догружен (на 10 % и более), изменить кинематическую схему, введя между двигателем и муфтой согласующую передачу (рис. 14.4).

Рис. 14.4. Соединение ЭД и ГМ посредством согласующей передачи СП

Условие а запишется:

где uсп и ηсп – передаточное отношение и КПД согласующей передачи.

50