ДОРОЖНЫЕ МАШИНЫ (Часть 1)
.pdf
81
где
Ме, пе — крутящий момент двигателя и соответствующая ему частота вращения коленчатого вала,
Значение Мео в каждом конкретном случае устанавливается путем проведения соответствующих расчетов. Если, например, отбор мощности двигателя осуществляется только на привод гидронасосов рулевого управления машины для земляных работ, то Мео ≈ 0,1Мен, где Меп — номинальный крутящий момент двигателя. Тогда для указанного расчетного случая формула (48) примет следующий вид:
На рис. 49 кривые Мес в = Мес в (пе ) и Nec в =Nec в(ne) обозначены пунктирными линиями.
Таким образом, будем иметь в данном случае
Если наряду с отбором мощности двигателя на привод вспомогательных механизмов соединение его коленчатого вала с валом насосного колеса гидродинамической передачи осуществляется через промежуточный редуктор (рис. 47, г), то приведение регуляторной характеристики к валу насосного колеса можно осуществить следующим образом.
Применяя формулы (47) и (48), необходимо перестроить регуляторную характеристику двигателя с отбором мощности. После этого остается осуществить ее приведение к валу насосного колеса, воспользовавшись зависимостями (46).
§ 26. ПОСТРОЕНИЕ ВЫХОДНОЙ ХАРАКТЕРИСТИКИ СИСТЕМЫ ДВИГАТЕЛЬ ВНУТРЕННЕГО СГОРАНИЯ — ГИДРОДИНАМИЧЕСКАЯ ПЕРЕДАЧА
Для того чтобы получить выходную характеристику, необходимо предварительно установить зависимости между соответствующими параметрами двигателя и гидродинамической передачи при их работе на различных режимах.
Это можно сделать только при наличии у двигателя и гидро-динамргческой передачи параметров, имеющих одинаковые размерности. За такие параметры можно принимать коэффициент крутящего момента двигателя λ'е, приведенный к валу насосного колеса, и коэффициент крутящего момента насосного колеса λ н гидродинамической передачи.
Исходными данными, необходимыми для построения выходной характеристики системы двигатель — гидродинамическая передача, будут: регуляторная характеристика двигателя (см. рис. 42), внешняя безразмерная характеристика гидродинамической передачи (см. рис. 44 и 45), ее активный диаметр Dг и удельный вес рабочей жидкости γж. Коэффициент крутящего момента насосного колеса гидродинамической передачи можно определить из уравнения
Если в это выражение подставить приведенный крутящий момент двигателя М'е и соответствующую ему частоту вращения коленчатого вала п'е, принятые по регуляторной характеристике двигателя и приведенные к валу насосного колеса гидродинамической передачи,
82
то можно найти коэффициент крутящего момента двигателя λ'е, приведенный к валу насосного колеса, который будет равен
При установившихся режимах работы двигателя и соединенной с ним гидродинамической передачи имеют место следующие зависимости: М'е = Мн и пе = пн. Принимая во внимание выражения (38) и (39), не трудно прийти к заключению, что обязательным условием совместной работы системы двигатель — гидродинамическая передача на установившемся режиме является равенство коэффициентов λ'е и λн, т. е.
В том случае, когда между двигателем и гидродинамической передачей нет механического редуктора и коленчатый вал двигателя и вал насосного колеса гидродинамической передачи соединяются непосредственно, то λ'е = λн. Тогда условие (51) примет следующий вид:
Все последующие расчеты, связанные с построением выходных характеристик системы двигатель — гидродинамическая передача, будем рассматривать для общего случая, описываемого условием (51).
Таким образом, если, с одной стороны, определить приведенные к валу насосного колеса параметры двигателя M'e n'e, Ge, а с другой — параметры гидродинамической передачи iem, kT, ηгт при равных значениях λ'е и λн, то можно установить зависимости, необходимые для построения выходных характеристик системы двигатель — гидродинамическая передача при их совместной работе.
Следовательно, равенство (51) является основой построения выходной характеристики системы рассматриваемым методом.
Воспользуемся этим методом для построения выходных характеристик системы двигатель
— гидродинамическая передача для гидромеханических передач с последовательным включением гидродинамической передачи.
Гидродинамическая муфта. На регуляторной характеристике двигателя, приведенной к валу насосного колеса гидродинамической муфты, строим кривую приведенного коэффициента крутящего момента двигателя λе (рис. 50, б), подсчитывая его значения по формуле
Справа от нее наносим внешнюю безразмерную характеристику гидродинамической муфты (рис. 50, в), при этом масштабы шкал λ'е и λн должны быть обязательно одинаковыми.
1. Строим основную зависимость выходной характеристики — кривую крутящего момента вала турбинного колеса Мт в функции его частоты вращения пт (рис. 50, а).
83
Для этого задаемся некоторой частотой вращения коленчатого вала двигателя, приведенной к валу насосного колеса п'еi, и откладываем ее на ось абсцисс (отрезок Оа1). Из точки а1 восстанавливаем перпендикуляр к оси абсцисс и продолжаем его до пересечения со всеми кривыми приведенной регуляторной характеристики двигателя (точки а 2, а3, а4, а5). Через точки а4 и а2 проводим горизонтали: первую до пересечения с осью ординат графика (точка а8), а вторую — до пересечения с кривой λн безразмерной характеристики гидродинамической муфты, причем полученную точку aв нужно спроектировать на ось абсцисс. Тогда по величине отрезков Оа8 и Оа7 можно определить значения M'ei и iгм i, соответствующие заданной приведенной частоте вращения коленчатого вала двигателя n'ei.
Воспользовавшись уравнением (39) и принимая во внимание, что пн = n'e находим частоту вращения вала турбинного колеса
Найденное значение nmi откладываем по оси абсцисс (рис. 50, а), а из точки а9 восстанавливаем перпендикуляр до пересечения с продолжением отрезка а4а8. Тогда полученная точка а10 будет характеризовать зависимость Mmi = Mmi (nmi) при заданной частоте вращения коленчатого вала двигателя, приведенного к валу насосного колеса n'ei.
2.Строим |
основную |
зависимость |
выходной |
характеристики |
— |
||
кривую |
приведенного |
часового |
расхода |
топлива |
двигателем |
G'e |
|
в функции частоты вращения вала турбинного колеса пт.
Приведенный часовой расход топлива двигателем G'ei в функции частоты вращения вала турбинного колеса nmi можно найти, если через точку а3 провести горизонталь до пересечения с прямой a9a10. Тогда точка а11 будет определять зависимость G'e = G'e (nmi).
3. Строим производную зависимость выходной характеристики — кривую мощности на валу турбинного колеса Nт в функции его частоты вращения пт.
Мощность на валу турбинного колеса для данного режима работы можно найти, воспользовавшись выражением (39), из которого, поскольку М'е = Мн, следует, что
В данном случае ηг'мi определяется отрезком а7а13, a N 'ei — отрезком а1а5. Следовательно,
Значение Nmi также можно найти по формуле
84
имея в виду, что Mmi и nmi определяются соответственно отрезками а9а10 и Оа9.
Получив рассмотренным выше методом достаточное количество точек, строим кривые выходной характеристики системы двигатель — гидродинамическая муфта: Мт = Мт (пт); G'e =
G'e (nm); Nm = Nm (nm).
4. Строим производную зависимость выходной характеристики — кривую приведенного удельного расхода топлива двигателем g'e в функции частоты вращения вала турбинного колеса
пт.
Для этой цели нужно воспользоваться выражением
которое представляет собой отношение ординат G'e и Nm при одной и той же частоте вращения вала турбинного колеса.
Для заданного режима работы
Эта кривая во избежание усложнения графика не нанесена.
В заключение заметим, что если λ'emах > λнmах, то в случае перегрузки гидродинамической муфты остановка вала турбинного колеса происходит вследствие полного проскальзывания насосного колеса относительно турбинного. Если же имеет место обратная зависимость, т. е. λ'emах < λнmах, то в случае перегрузки гидродинамической муфты остановка вала турбинного колеса произойдет по причине заглохания двигателя.
Значение Мтmах для первого случая можно найти, если через конец отрезка Оb1 (соответствует λнmах) — точку b1 — провести горизонталь до пересечения с кривой λ'e, а затем через полученную точку b2 провести вертикаль до пересечения с кривыми приведенной регуляторной характеристики двигателя и осью ординат. Отрезок Оb6 будет определять минимальную приведенную частоту вращения коленчатого вала двигателя при заторможенном вале турбинного колеса или то же самое на режиме трогания. Проектируя точки b3, b5 на соответствующие шкалы оси ординат графика совместной работы (b7, b8), можно найти максимальный крутящий момент Мтmах и расход топлива на режиме трогания гидродинамической муфты.
Когда iгм = 0, пm = 0, а следовательно, Nm = 0.
Прозрачный гидродинамический трансформатор. Используя прежние способы, на регуляторной характеристике двигателя, приведенной к валу насосного колеса гидродинамического трансформатора, строим кривую λ'e (рис. 51, а). Рядом с ней (рис. 51, б), соблюдая равенство масштабов шкал λ'e и λн, размещаем безразмерную характеристику гидродинамического трансформатора.
1. Строим основную зависимость выходной характеристики — кривую крутящего момента вала турбинного колеса Мт в функции его частоты вращения пт.
Задаемся некоторой частотой вращения коленчатого вала двигателя, приведенной к валу насосного колеса n'e, и откладываем на оси абсцисс (отрезок Оа1). Из точки а1 восстанавливаем перпендикуляр, продолжая его до пересечения со всеми кривыми приведенной регуляторной характеристики двигателя (точки а2, а3, а4, а5).
Через точку а2 проводим горизонталь до пересечения с кривой λн безразмерной характеристики гидродинамического трансформатора, а через полученную точку а6 проводим вертикаль так, чтобы она пересекла все кривые графика и ось абсцисс. Отрезки Оа7 и а7а8
85
будут определять значения iгmi и kTi гидродинамического трансформатора, соответствующие режиму работы двигателя, определенному значением приведенной частоты вращения коленчатого вала двигателя n'ei.
Применяя уравнения (43) и (42), определяем nmi и Mmi воспользовавшись данными графиков:
Найденные nmi и Mmi откладываем на соответствующих осях строящегося графика выходной характеристики (рис. 51, в), а затем определяем положение одной из точек а13 с координатами Mmi и nmi, через которую пройдет искомая кривая Мт = Мт (пт).
2. Строим основную зависимость выходной характеристики — кривую приведенного часового расхода топлива двигателем G'e в функции частоты вращения вала турбинного колеса пт.
Для этого через точку а3 проводим горизонталь до пересечения с прямой а10а13.
Полученная точка а11 будет определять искомую зависимость G'e = G'e (nm). |
|
||||
3.Строим |
основную |
зависимость |
выходной |
характеристики |
— |
кривую к. п. д. гидродинамического трансформатора ηгт в функции частоты вращения вала турбинного колеса пт.
Через точку а9 проводим горизонталь до пересечения с прямой а10а13. Точка а12, которая
получается в |
результате пересечения этих двух прямых, и будет определять искомую |
зависимость |
ηгт = ηгт (nm). |
4.Строим производную зависимость выходной характеристики — кривую
мощности |
на |
валу |
турбинного |
колеса |
Nm |
в |
функции |
его частоты вращения пт. |
|
|
|
|
|
||
Методика построения этой зависимости остается такой же, как |
при |
совместной |
|||||
работе двигателя с |
гидродинамической муфтой. Во избежание усложнения графика эта |
||||||
кривая не нанесена. |
|
|
|
|
|
|
|
Кривая приведенного удельного расхода топлива двигателем в функции частоты вращения вала турбинного колеса строится так же, как при совместной работе двигателя с гидродинамической муфтой.
86
Получив - изложенным выше методом достаточное количество точек, строим кривые выходной характеристики системы двигатель — гидродинамический трансформатор: Мт = Мт
(nm); G'e = = G'e (nm); ηгт = ηг т (пт); Nm = Nm (nm).
Непрозрачный гидродинамический трансформатор. Как известно, отличительная особенность непрозрачных гидродинамических трансформаторов заключается в том, что крутящий момент вала насосного колеса практически является постоянным и не зависит от крутящего момента вала турбинного колеса. В связи с этим двигатель, соединенный с гидродинамическим трансформатором, всегда работает на постоянном режиме, который можно установить следующим образом.
Прямую λн (она параллельна оси абсцисс) безразмерной характеристики гидродинамического трансформатора (рис. 52, б) продолжаем до пересечения с кривой λ'е, нанесенной на приведенную регуляторную характеристику двигателя (рис. 52, а). Из точки а2 опускаем перпендикуляр на ось абсцисс и продолжаем его до пересечения с кривыми G'e, M'e, N'e. Отрезки а1а3 а1а4, а1а5 позволят установить значения G'e, M'e, N'e и при работе двигателя на искомом постоянном режиме.
Следовательно, в данном случае для построения выходной характеристики достаточно рассмотреть совместную работу гидродинамического трансформатора на переменном режиме с работой двигателя на постоянном режиме.
Задаваясь iгтi (отрезок Оа6 на рис. 52, б) по безразмерной характеристике двигателя определяем соответствующие kТ (отрезок а6а7) и ηгmi (отрезок а6а8), выполнив построения, показанные на графике.
После этого, пользуясь уравнением (43), устанавливаем частоту вращения вала турбинного
колеса nmi = iгmi nнi = iгm n'e =(Oa6) |
|
(Oa1) = Oa9, а применяя выражение (41), находим его крутящий |
|
||
момент. |
|
|
Найденные nmi и Mmi наносим на оси координат (рис. 52, в) и определяем положение точки а11, через которую должна пройти кривая искомой зависимости Мm = Mm {nm). В случае надобности можно отложить ηгт = а9а10 = а6а8, необходимое для построения кривой к. п. д. в функции пт, и G'e = а9а13 = а1а3; причем необходимо отметить, что G'e на графике выходной характеристики будет выражаться прямой, параллельной оси абсцисс. Мощность устанавливаем по формуле
а удельный расход топлива — по соотношению соответствующих ординат кривых G'e и Nт. Эти кривые на графике не показаны.
Сопоставляя полученную выходную характеристику системы с внешней
87
характеристикой непрозрачного гидродинамического трансформатора (см. рис. 46), можно прийти к заключению, что они обе содержат зависимости Мт = Мт (пт) и ηгт = ηгт (пт). Следовательно, внешняя характеристика непрозрачного гидродинамического трансформатора одновременно является выходной характеристикой рассматриваемой системы. Поэтому при ее наличии нет надобности проводить указанные построения. Если рабочие качества непрозрачного гидродинамического трансформатора заданы только в виде его безразмерной характеристики, проведение указанных расчетов и построений является необходимым.
§ 27. РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ ГИДРОДИНАМИЧЕСКИХ ПЕРЕДАЧ
Расчет основных параметров гидродинамических передач базируется на рациональном согласовании режимов работы двигателя и гидродинамической передачи, обеспечивающем наилучшие показатели их выходной характеристики.
Указанный расчет выполняется при решении двух задач:
1. Заданы: регуляторная характеристика двигателя и безразмерная характеристика гидродинамической передачи. Необходимо определить основной параметр передачи —
активный диаметр Dг. |
|
|
Заданы: |
регуляторная характеристика двигателя, |
безразмерная характеристика |
гидродинамической передачи и ее активный диаметр. Необходимо определить передаточное число механического редуктора in, устанавливаемого между двигателем и гидродинамической передачей.
Непрозрачный гидродинамический трансформатор. Двигатель, сблокированный с непрозрачным гидродинамическим трансформатором, практически всегда работает на постоянном режиме. Поэтому при агрегатировании двигателя с непрозрачным гидродинамическим трансформатором с точки зрения наиболее рационального использования мощности двигателя целесообразно, чтобы он работал на режиме максимальной мощности. В этом случае машина, снабженная гидромеханической трансмиссией, будет обладать наиболее высокими как тяговыми, так и скоростными качествами, конечно, при условии, если правильно будут выбраны передаточные числа механической части трансмиссии.
Предположим, что необходимо определить основные параметры проектируемого гидродинамического трансформатора, при которых он будет загружать двигатель на максимальную мощность. Тогда задача расчета будет заключаться в определении активного диаметра гидродинамического трансформатора.
Для выполнения расчетов нужно располагать регуляторной характеристикой двигателя, представленной в функции частоты вращения коленчатого вала (см. рис. 42), и безразмерной
88
характеристикой! проектируемого гидродинамического трансформатора (см. рис. 45, б). Рассмотрим порядок расчета.
1.Регуляторную характеристику двигателя необходимо перестроить с учетом отбора мощности на привод вспомогательных механизмов (см. § 25), если в этом есть необходимость (рис. 53).
2.Находим номинальный свободный крутящий момент Менсв по перестроенной регуляторной характеристике двигателя.
Затем, воспользовавшись формулой (38) и полагая, что Мн = = Менсв и пн = пен, где пеп — номинальная частота вращения коленчатого вала двигателя, находим значение активного диаметра непрозрачного гидродинамического трансформатора из выражения
Напомним, что здесь Менсв и пеп принимаем по регуляторной характеристике двигателя, а пен по безразмерной характеристике непрозрачного гидродинамического трансформатора (см. рис. 45,
б).
Если теперь на регуляторную характеристику двигателя (рис. 53) нанести кривую коэффициента крутящего момента двигателя, построенную с помощью известной формулы
а рядом разместить безразмерную характеристику гидродинамического трансформатора, сохраняя равенство масштабов шкал λе и λн, и если продолжить прямую λн, обозначенную отрезком сс. то она обязательно пройдет через точку а1.
При таком расчете активного диаметра гидродинамического трансформатора, коленчатый вал двигателя будет всегда вращаться с постоянной частотой вращения, равной номинальной пен, двигатель будет работать при номинальном свободном крутящем моменте Менсв, развивая при этом максимальную свободную мощность Necвmax.
При указанном сочетании параметров двигателя и гидродинамического трансформатора машина для земляных работ, как уже говорилось выше, при прочих равных условиях, будет развивать наибольшую тяговую мощность и иметь лучшие скоростные качества.
Необходимо иметь в виду, что постоянная загрузка двигателя на максимальную мощность даже при постоянном режиме работы может в ряде случаев привести к снижению моторесурса вследствие более интенсивного износа. Поэтому иногда экономически целесообразно, чтобы двигатель работал с некоторой недогрузкой, т. е. на регуляторной ветви характеристики.
В этом случае незначительное снижение тяговых качеств машины и некоторое ухудшение топливной экономичности будет компенсировано более высоким моторесурсом двигателя.
Степень рациональной загрузки двигателя при работе с непрозрачным гидродинамическим трансформатором зависит главным образом от типа двигателя и должна быть установлена по согласованию с заводом-изготовителем.
Предположим, что рациональная загрузка двигателя по мощности установлена и составляет Nеcвp (рис. 53). Если теперь из точки а2 опустить перпендикуляр на ось абсцисс, то можно найти соответствующий ей крутящий момент двигателя Месвр и соответствующую частоту вращения коленчатого вала пер. В этом случае активный диаметр непрозрачного гидродинамического трансформатора D'г найдем с помощью формулы (52), подставляя полученные крутящий момент двигателя и частоту вращения коленчатого вала. Тогда получим
Будем теперь считать, что задан двигатель и подобран наиболее подходящий
89
непрозрачный гидродинамический трансформатор из числа существующих. В данном случае должны быть известны регуляторная характеристика двигателя, безразмерная характеристика непрозрачного гидродинамического трансформатора и его активный диаметр.
Необходимо |
определить ip. |
|
|
|
|
||
|
Рассмотрим порядок расчета. |
|
|
|
|
||
|
1. Регуляторную |
характеристику |
|
двигателя |
перестраиваем |
||
с |
учетом |
отбора |
мощности |
на |
привод |
вспомогательных |
механизмов, |
руководствуясь соображениями, приведенными выше.
На регуляторную характеристику двигателя наносим кривую коэффициента крутящего момента двигателя λе, выполняя необходимые расчеты по формуле
где
Месв — свободный крутящий момент двигателя, принимаемый по регуляторной характеристике;
пе — частота вращения коленчатого вала двигателя, соответствующая принятому значению
Месв (берется также по |
регуляторной характеристике двигателя). |
|
|
|||
3. |
Пользуясь регуляторной характеристикой двигателя и кривой λе — λе (пе) находим |
|||||
коэффициент крутящего момента двигателя λенсв при максимальной мощности двигателя. |
|
|||||
4. |
Определяем |
передаточное |
число |
механического |
редуктора |
iр |
устанавливаемого между двигателем и непрозрачным гидродинамическим трансформатором. Передаточное число механического редуктора будет
Подставляя значение Мн, определяемое формулой (38) и имея в виду, что
получим
n |
n |
е |
|
|
|
||
н |
|
|
|
|
i |
p |
|
|
|
||
,
Полагая λе = λенсв, получим формулу для определения передаточного числа механического редуктора, при котором непрозрачный гидродинамический трансформатор будет загружать двигатель на полную мощность:
Поскольку ηр ≈ 1, из этой формулы видно, что при λн < λенсв для согласования режимов работы необходима ускоряющая передача, так как ip < 1 (положение прямой λн для того случая согласования обозначено отрезком ее на рис. 53). Когда λн < λенсв, для согласования режимов работы между двигателем и непрозрачным гидродинамическим трансформатором должна быть введена замедляющая передача, поскольку теперь ip > 1 (положение λн обозначено отрезком dd). Наконец, когда λн = λенсв, то нет надобности устанавливать промежуточный редуктор.
Если передаточное число механического редуктора расчитывается при условии загрузки двигателя на мощность Necвp, то в первую очередь необходимо установить соответствующее λесвр, а затем определить ip, воспользовавшись формулой (53), которая для данного случая имеет следующий вид:
90
Если при согласовании режимов работы заданы регуляторная характеристика двигателя и внешняя размерная характеристика непрозрачного гидродинамического трансформатора (см. рис. 46), то передаточное число механического редуктора ip при условии, если двигатель загружается на полную мощность, будет
где
Мн — крутящий момент на валу насосного колеса непрозрачного гидродинамического трансформатора;
Менсв — номинальный крутящий свободный момент двигателя; ηр — к. п. д. механического редуктора.
Из этой формулы следует, что при Мн < Менсв необходима установка ускоряющей передачи (ip < 1), при Мн > Менсв передача должна быть замедляющая (ip > 1).
Если двигатель загрузить на мощность Nесвр, то ip можно рассчитать по формуле (54), подставляя в нее вместо Менсв величину Месвр. Тогда получим
Прозрачный гидродинамический трансформатор. Ранее было сказано, что характерной особенностью работы прозрачного гидродинамического трансформатора является то, что изменение крутящего момента на валу турбинного колеса приводит к изменению крутящего момента на валу насосного колеса, а следовательно, и на коленчатом валу двигателя.
В связи с этим, например при различных загрузках колесного движителя машин для земляных работ двигатель будет работать не на постоянном режиме, а в пределах какой-то зоны характеристики, положение которой зависит от характера согласования, а размеры — от степени прозрачности гидродинамического трансформатора. Поэтому изменение положения участка совместной работы двигателя и гидродинамического трансформатора может быть получено путем изменения активного диаметра или передаточного числа промежуточного механического редуктора.
При агрегатировании прозрачного гидродинамического трансформатора с двигателем необходимо наиболее рационально использовать мощность двигателя для того, чтобы машина, имеющая гидромеханическую трансмиссию, обладала наиболее высокими тяговыми и скоростными качествами. В данном случае, в отличии от предыдущего, необходимо установить не постоянный режим ра-работы двигателя, а рациональную зону его работы порегуляторной характеристике двигателя.
Для обеспечения этого условия необходимо, чтобы при работе прозрачного гидродинамического трансформатора на режиме максимального к. п. д. ηгтmах двигатель работал на режиме, близком к максимальной мощности.
Если гидродинамический трансформатор будет перегружаться, то это обстоятельство вызовет переход работы двигателя на более напряженные режимы работы.
Для предотвращения заглохания двигателя и его перегрузки необходимо соблюдение следующего условия: λеmах ≥ λnmax, где λеmах — максимальный коэффициент крутящего момента двигателя; λnmax — максимальный крутящий момент вала насосного колеса гидродинамического трансформатора.
Поэтому будем считать, что в первую очередь необходимо рассчитать основные параметры прозрачного гидродинамического трансформатора, обеспечивающего наиболее рациональное