Расчет и построение тягово-динамической характеристики тягача с гидромеханической трансмиссией

Министерство науки и высшего образования

Республики Казахстан

Карагандинский Государственный технический

Университет

Кафедра: СДМ

Курсовой проект

Тема: Расчет и построение тягово – динамической характери -

стики тягача с гидромеханической трансмиссией.

Выполнил: ст-т. гр МАС-97

Черепанов С.В.

Проверил: преподаватель

Глотов Б.Н.

Караганда 2000г.

Введение

В последнее время преимущественное распространение на тягачах промышленного назначения получили гидромеханические трансмиссии (ГМТ), которые по сравнению с механическими трансмиссиями (МТ) обладают следующими преимуществами:

-улучшаются эргономические показатели тягача в результате уменьшения числа переключений передач и повышения плавности движения;

-существенно повышается проходимость по слабым грунтам в результате устранения резких изменений усилий, действующих в контакте между опорными поверхностями движителя и грунтом;

-улучшается динамика тягача вследствие повышения параметров разгона, особенно при трогании с места;

-отсутствие жестких кинематических связей в гидротрансформаторе приводит к снижению динамических перегрузок, возникающих в результате резких изменений сопротивления и его циклических колебаний, что в свою очередь способствует увеличению срока эксплуатации тягача.

К основным недостаткам ГМТ по сравнению с обычной МТ относят: снижение КПД, усложнение конструкции, повышение массы и стоимости. Однако при выполнении бульдозерных и погрузочно – разгрузочных работ использование ГМТ, несмотря на более низкий КПД, позволяет повысить производительность и топливную экономичность тягача.

Содержание

1. Введение

2. Техническая характеристика

3. Исходные данные

4. Техническая характеристика трактора аналога

5. Определение массы проектируемого тягача

6. Определение мощности двигателя

7. Основные зависимости определяющие работу гидротрансформатора

8. Определение тягового фактора и передаточных чисел на всех передачах

9. Расчет и построение тягово – динамической характеристики

Исходные данные

1. Назначение – промышленный

2. Тип трансмиссии – гидромеханическая

3. Тяговый класс – 35

4. Режим работы – рабочий, транспортный

5. Количество передач переднего хода – 3.

6. Тип движителя – гусеничный

7. Дорожные условия.

А) коэффициент сопротивления качению f=0,05-0,08

Б) коэффициент сцепления j_д =0,75-0,85

j_мах =0,9-1,1

8. Трактор аналог Т-500

Характеристика трактора аналога.

Трактор аналог представляет собой бульдозер с рыхлителем ДЗ-141ХЛ который смонтирован на базе трактора Т-500 тягового класса 35. Предназначен для разработки мерзлых грунтов с температурой до – 20⁰ С в промышленном, дорожном, нефтяном и гидротехническом строительстве, вскрышных работ в горнодобывающей промышленности и сельском хозяйстве.

Трактор Т-500 с передним расположением двигателя и задним расположением кабины имеет дизель с жидкостным охлаждением, газотурбинным наддувом, промежуточным охлаждением наддувочного воздуха и электорстартерной системой пуска из кабины водителя; трансмиссия гидромеханическая с использованием ряда узлов трактора Т-330. Коробка передач с разделением потока мощности по бортам, вальная, трехступенчатая, с шестернями постоянного зацепления. Модификация трактора Т-35.01 отличается планетарной коробкой передач. Максимальное тяговое усилие при стопроцентном буксовании 735 кН.

Так же имеется раздельно – агрегатная система управления навесным оборудованием с тремя шестеренными насосами НШ-250-3 НШ-100-3 и НШ10-3. Установлен односекционный четырехпозиционный распределитель с гидромеханическим сервоуправлением.

Таблица № 1. Технические характеристики трактора Т-330.

Продолжение таблицы№ 1.

Продолжение таблицы № 1.

Определение массы проектируемого тягача.

Эксплуатационную массу промышленного тягача m₃ , (кг) определяют по номинальному тяговому усилию Р_кр.н , с использованием зависимостей:

для гусеничного m_э =Р_кр.н /9,8 = 51020 кг.

Р_кр.н =50*10⁴ =50000 Н.

Массу базового трактора получаем отняв от полной массы трактора вес навесного оборудования m_b =45785 (Т-500)

Определение мощности двигателя.

N_e =N_{e .уд} *m_э =8,4*54=429 кВт.

где N_{e .уд} = N_{e .уд.а} (F_б.р. *m_б.р /m_э +F_б *m_б /m_э +Fc)=7*1*61350/51020=

=8,4 кВт.

где N_{e .уд.а} - рациональная энергонасыщенность агрегата,

N_{e. уд .а} =6,5…7,5 кВт;

F_б.р , F_б , F_c – вероятность агрегатирования тягача соответственно с бульдозерно – рыхлительным, бульдозерным оборудованием в скрепером, значения которых приведены в табл. П.1.

Для расчета двигателя принимаем двигатель со следующими параметрами:

-максимальной мощностью Ne_max =430 кВт

-минимальным числом оборотов N_min =700 об/мин

-максимальным числом оборотов N_max =1800 об/мин

Далее производится расчет параметров внешней скоростной характеристики. По полученным значениям строится внешняя скоростная характеристика с регуляторной ветвью.

Определяем параметры внешней скоростной характеристики.

Мощность двигателя

Nex=Nemax*n₁ (C₁ +C₂ *n_x /n_N -(n_x /n_N )² )/n_N ;

где n_N , n_x – соответственно номинальное и текущая частота вращения коленчатого вала об/мин.

С₁ , С₂ – коэффициенты зависящие от типа камеры сгорания двигателя С₁ =1, С₂ =1,5

Значения эффективного крутящего момента двигателя определяются:

М=3*10⁴ *N_ex /p_nx ;

Для нахождения контрольных точек выпишем значения мощности и крутящего момента двигателя при различных числах оборотов в минуту в пределах от 700 до 1800.

Таблица № 2.

Основные зависимости, определяющие работу гидротрансформатора.

Работа гидротрансформатора характеризуется следующими показателями:

КПД гидротрансформатора: h_гт =N_T /N_h =M_т *w_т /М_н *w_н =Кгт*i_гт

где N_T – мощность турбины, Вт;

М_т – крутящий момент турбины, Н*м;

w_т - угловая скорость турбины, об/с;

N_н - мощность насосного колеса, Вт;

М_н – крутящий момент насосного колеса, Вт;

w_н – угловая скорость насосного колеса, об/с.

Коэффициент трансформации момента к_гт , характеризующий преобразующие свойства ГТ

К_гт =М_т /М_н =2,60

Наибольшее значение К_гт имеет на режиме трогания, когда угловая скорость турбины и кинематическое передаточное отношение равны нулю. Это значение принято обозначить К_гт.0

Передаточное отношение ГТ

i_гт =n_т /n_н =w_т /w_н , 0£i_гт £1

Крутящий момент, развиваемый насосным колесом и турбиной:

М_н =l_н *r*w_н ² *D_a ² , М_н =l_т *r*w_н ² *D_a ²

где: l_н – коэффициент момента насосного колеса;

l_т – коэффициент момента турбины;

r - плотность рабочей жидкости, кг/м³ ;

D_a – активный диаметр гидропередачи, м.

Зависимость КПД h_гт , коэффициента трансформации к_гт и коэффициента момента насосного колеса l_н от передаточного отношения i_гт называется безразмерной характеристикой ГТ. Она может задаваться в табличном виде или графически. На характеристике ГТ выделяют наиболее характерные точки, называемые параметрами характеристик ГТ. Нагрузочные и преобразующие свойства ГТ оцениваются следующими основными параметрами: коэффициентом трансформации на режиме трогания к_гт.0 , характеризующие максимальные преобразующие свойства ГТ; коэффициентом l_н.м , определяющим энергоемкость ГТ; максимальным значением КПД h_гт.мах .

Для обеспечения наилучших тяговых и скоростных качеств тягачей с гидродинамической передачей необходимо, чтобы двигатель и гидротрансформатор работали на согласованных режимах. Для двигателя это режим максимальной мощности, а для ГТ – режим максимального КПД. Согласование совместной работы двигателя и ГТ осуществляется либо применением согласующего редуктора, позволяющего использовать существующие ГТ, либо разработкой нового ГТ, геометрически подобного выбранному прототипу. В первом случае необходимо определить передаточное число согласующего редуктора; во втором – определить активный диаметр ГТ. Определение передаточного числа согласующего редуктора производится по формуле

i_{c р} =

где: l_н – коэффициент момента насосного колеса при максималь-

ном значении КПД ГТ;

w_{е N} и м_{е N} – угловая скорость и момент двигателя, соответс-

твующие режиму максимальной мощности;

В – коэффициент использования двигателя по мощности,

В=0,9

h_ср – КПД согласующего редуктора, h_ср =0,98

В результате расчетов может быть получено: i_ср >1, что свидетельствует об использовании понижающей передачи; i_ср <1, что свидетельствует об использовании ускоряющей передачи; i_ср =1, при этом согласующий редуктор не нужен.

При соединении двигателя с ГТ через согласующий редуктор параметры двигателя следует привести к валу насосного колеса, используя следующие зависимости:

М_е.п =В*М_е *i_ср *h_ср ; n_е.п =n_e /i_ср ; N_е.п =B*N_e *h_{c р}

При создании нового ГТ его активный диаметр определяется по формуле:

D_a ===0,491 м

Возможные режимы совместной работы двигателя с ГТ могут быть выявлены, если на приведенную характеристику ГТ. Полученная при этом характеристика называется характеристикой входа. Предельно возможные режимы совместной работы определяются точкой пересечения нагрузочных кривых ГТ с кривой Ме (рис.1)

Нагрузочной характеристикой ГТ называется зависимость крутящего момента насосного колеса М_н от его угловой скорости w_н. Построение нагрузочной характеристики производится с использованием формулы: М_н =l_н *r*w_н ² *D_a ² для конкретных значений D_a и l_н .

Таблица № 3. Результаты расчетов нагрузочной характеристики ГТ

Для построения тяговой характеристики тягача необходима характеристика выхода системы «двигатель – ГТ», показывающая изменение момента турбины М_т в функции его угловой

скорости w_т (рис. 2).

Построение характеристики выхода производится с использованием характеристики входа и безразмерной характеристики ГТ в следующей последовательности. Для режима совместной работы двигателя и ГТ характеризуемого точками пересечения М_н и М_е .

Значения w_то , М_то и N_то находим по формулам:

w_то =w_но *i_гт ; М_то =М_но *К_гт.0 ; N_то =М_то *w_то .

Выполняя вычисления в указанном порядке для всего интервала i_гт получим зависимости М_т =f(w_т ), N_т =f(w_т ). Результаты расчетов сводим в таблицу № 4.

Таблица № 4. Результаты расчетов характеристики выхода ГТ

Определение тягового фактора и передаточных чисел на всех передачах.

Для расширения диапазона регулирования крутящего момента с целью обеспечения высоких эксплуатационных качеств промышленных тягачей гидродинамические передачи дополняются механическими ступенчатыми коробками передач, образуя гидромеханическую передачу. При этом число передач переднего хода рекомендуется принимать от 3-х до 4-х, из которых к основным (рабочим) передачам относят первую или первую и вторую.

Для оценки и определения преобразующих свойств механической части используется понятие тягового фактора

U=i_тр.м /r_k , 1/м

Где i_тр.м – передаточное число механической части трансмиссии;

r_k – радиус ведущего колеса (звездочки), м.

Для гусеничных тягачей оптимальное значение тягового фактора на рабочих передачах переднего хода определяется из того, что максимальное тяговое усилие на крюке, ограниченное буксованием, должно достигаться при достаточно высоких значениях КПД ГТ.

Для 1-ой передачи:

U_I = i_тр*м /r_к =j_кр.мах *G_сц /((1-f)*M_eN *K_гт *h_тр )=

=500506,2/(1-0,05)*2282*1,05*0,90=244,30

где: j_кр.мах – максимальное касательное значение тягового усилия

G_сц – нормальная нагрузка на гусеничный движитель, Н;

f – коэффициент сопротивления качению;

К_гт – коэффициент трансформации ГТ, при допустимом значе-

нии КПД ГТ равном 0,8.

Тяговый фактор на 2-ой передаче гусеничного тягача:

U_II =U_I /q=244,30/1,65=148,06

где: q – знаменатель геометрической прогрессии, q=1,65…1,75.

Тяговый фактор на высшей передаче:

U_в =0,377*0,8*n_т.мах /V_т.мах =0,3*1827,6/10=54,828

где: n_т.мах – максимальная частота вращения турбины ГТ, об/мин.

Для гусеничных тягачей с полужесткой подвеской рекомендуется принимать V_т.мах = 9…12 км/ч; c упругой 10…16 км/ч; для колесных тягачей 30…50 км/ч.

При наличии четырех передач тяговый фактор на III передаче не регламентируется, а определение U_II производится при q = 1,65.

Тяговый фактор на I и II передачах можно определить по приближенным формулам:

U_I = (0,65…0,75)*G_сц /(M_eN *h_тр );

U_II = (0,4…0,45)*G_сц /(M_eN *h_тр );

Расчет и построение тягово – динамической характеристики.

Тяговой характеристикой называется график, зависимостей полезной мощности на крюке N_кр и действительной скорости движения тягача V_д на всех передачах, а так же коэффициента буксования d от силы тяги на крюке Р_кр .

Для построения тяговой характеристики тягача в качестве исходного материала используется: выходная характеристика ГТ; зависимость коэффициента буксования d от силы тяги на крюке Р_кр ; значение тягового фактора U на всех передачах.

Для построения тяговой характеристики необходимо использовать следующие зависимости, по которым строятся графики.

Теоретическая скорость тягача, на:

I – передаче: V_т =p*n_т /U_I *30 = 3,14*1827,6/30*244,30=0,783 м/с

II – передаче: V_т =p*n_т /U_II *30 = 3,14*1827,6/30*148,08=1,29 м/с

III – передаче: V_т =p*n_т /U_III *30 = 3,14*1827,6/30*54,828=3,48 м/с

Действительная скорость тягача:

V_д =V_т *(1-d), м/с.

Коэффициент буксования рекомендуется определить по эмпирическим зависимостям для гусеничных тягачей:

d=1-((1-(j_кр /(j_кр.мах -0,07)))^0,15

где: j_кр – удельная сила тяги, j_кр =Р_кр /G_сц .

Окружное усилие на движителе для всех передач, в зависимости от крутящего момента турбинного колеса М_т :

Р_к1 =M_т *U_I *h_м =5746*244,3*0,90=1263373

Р_к2 =M_т *U_II *h_м =5746*148,06*0,90=768470,04

Р_{к 3} =M_т *U_III *h_м =5746*54,828*0,90=283537,5

где: h_м – КПД механической части силовой передачи, h_м =0,9

Сила тяги на крюке тягача:

P_кр1 =P_к1 – Р_f =1263373-25025,31=1238347,7 Н

P_кр2 =P_к2 – Р_f =768470-25025,31=743444,73 Н

P_кр3 =P_к3 – Р_f =283537,3-25025,31=258511,97 Н

где: Р_f - сила сопротивления движению тягача

Р_f =f*G_сц =0,05*500506,2=25025,31 Н

Полезная мощность на крюке:

N_кр =Р_кр *V_д /1000

Таблица № 5. Результаты расчета исходных данных для построения тягово – динамической характеристики.

Построение тягово – динамической характеристики производится в следующей последовательности.

1. В первой четверти строят график зависимости коэффициента буксования d от силы тяги на крюке Р_кр , а в третьей четверти выходную характеристику системы «ДВС – ГТ».

2. Во второй четверти, строят лучи, представляющие собой зависимости теоретической скорости тягача V_т от числа оборотов n_т для каждой передачи.

3. В четвертой четверти, для каждой передачи строят лучи зависимости касательной силы тяги Р_к от момента М_т . Начало отсчета силы Р_к при этом нужно сместить от точки О влево, на величину силы сопротивления движению тягача P_f в точку О₁ .

4. Через произвольную точку 1 на зависимости М_т =f(n_т ) проведем вертикальную линию до пересечения с лучами V_т =f(n_т ) первой передачи в точке 2 и горизонтальную линию до пересечения с лучами Р_к =f(М_т ) в точке 3. Горизонтальная линия проведенная через точку 2 до пересечения с осью ординат в точке 4, отсекает на ней отрезок, соответствующий теоретической скорости. Проведя вертикальную линию через точку 3 до пересечения с осью абсцисс в точке 5, находим величину силы Р_кр . Продлив эту вертикаль до пересечения с кривой буксования в точке 6, находим величину d.

5. По найденным значениям V_т и d находим величину теоретической скорости V_д . Отложив ее на вертикали, продленной за точку 6, находим точку 7, которая будет лежать на кривой V_д . Повторяя эти построения для других точек на кривой М_т , находим ряд точек, соединив которые плавной кривой, получим зависимость скорости V_д от силы Р_кр для первой передачи во всем диапазоне регулирования. Аналогично строятся кривые и для других передач.

6. Используя полученные зависимости скорости V_д от силы Р_кр , для каждой точки определяем значение мощности на крюке N_кр . Отложив это значение на вертикали, в принятом масштабе от оси Р_кр , получим точку 8. Выполняя построения для всего диапазона изменения V_д и соединяя найденные точки, получаем кривую зависимости мощности N_кр от силы тяги Р_кр .

Таблица № 6. Результаты расчета и построение тягово – динамиче-

ской характеристики.

Литература

1. К.И. Завьялов «Конструктивные и эксплуатационные особенности промышленных тракторов»

2. Метод. Указания по дисциплине «ДВС» Глотов Б.Н.