Рівняння (3.44) можемо записати наступним чином 6 страница

14. На вісі абсцис точками позначаємо поточні значення швидкості руху автомобіля (табл. 6.3). Через отримані точки проводимо допоміжні вісі ординат;

15. Проводимо основну вісь ординат характеристики. Позначаємо її літерами: Q_s, л/100 км. На вісь наносимо масштабну шкалу. Для даної характеристики приймаємо крок 5 л/100 км;

16. На відповідних допоміжних вісях ординат у вибраному масштабі відкладаємо поточні значення витрати палива на 100 км шляху для кожного значення ψ;

Рис. 6.9. Паливна характеристика проектуємого автомобіля

17. З'єднуємо отримані точки. Лінії позначаємо літерами: Q_s, ψ₁, ψ₂;

18. Проводимо додаткову основну вісь ординат характеристики. Позначаємо її літерами: S_зап, км. На вісь наносимо масштабну шкалу. Для даної характеристики приймаємо крок 50 км.

19. На відповідних допоміжних вісях ординат у вибраному масштабі відкладаємо поточні значення запасу хода для кожного значення ψ;

20. З'єднуємо отриманні точки. Лінії позначаємо літерами: S_зап, ψ₁, ψ₂.

Питання для самопідготовки та самоконтролю

1. Що таке динамічний фактор автомобіля і по якій залежності його знаходять при сталому та змінному русі?

2. Як побудувати універсальну динамічну характеристику автомобіля та які задачі, що виникають при експлуатації автомобіля, можна вирішити за допомогою цієї характеристики?

3. Перерахуйте головні оціночні параметри динаміки розгону автомобіля і методи їх визначення.

4. Як будують графіки прискорення та шляху розгону?

5. Як визначити при тяговому розрахунку автомобіля потужність двигуна та передаточних чисел трансмісії (швидкості руху автомобіля)?

6. Диференціальне рівняння руху автомобіля при гальмуванні, його аналіз.

7. Якими аналітичними рівняннями оцінюються показники інтенсивності гальмування?

8. Як визначити при гальмуванні з відключеним двигуном: максимальне уповільнення, мінімальний шлях гальмування, повний гальмівний шлях, мінімальний час гальмування?

9. Перерахуйте і дайте характеристику головних параметрів, що впливають на ефективність гальмування з відключеним двигуном.

10.Яка головна вимога гальмування з невідокремленим двигуном (гальмування двигуном)?

11.Методика побудови економічної характеристики автомобіля.

12.Які головні показники паливної економічності автомобіля, їх аналітичні визначення?

7. Тягова динаміка повнопривідних

тракторів та автомобілів

Умови рівності дійсних поступальних швидкостей передніх та задніх коліс записуються так

V_тк(1-δ_к) = V_тn(1-δ_n), (7.1)

де V_тк і δ_к – теоретична швидкість та буксування забігаючих ведучих коліс;

V_тn і δ_n – теоретична швидкість та буксування відстаючих ведучих коліс.

Коефіцієнт кінематичної невідповідності дорівнює

. (7.2)

Блокуючий привід ведучих вісей мають трактори МТЗ-82, Т-40, К-701 та інші, автомобілі ГАЗ-66 та інші.

Універсальні колісні трактори мають r_n = (0,55…0,65) r_к.

Для досягнення К_н=1 необхідно V_тn= V_тк= ω_n · r_к = (0,55…0,65) r_к · ω_n.

Кутова швидкість задніх ведучих коліс ω_к = (0,55…0,65) ω_n, а передніх – ω_n = (1,54…1,82) ω_к.

Кутова швидкість передніх ведучих коліс у порівнянні з розрахунковою ω_n = (1,54…1,82) ω_к знижується на 8…10 %.

Паразитна потужність становить

N_пар = (Р_кn - Р_fn) · V (1 – ή_тр), (7.3)

де Р_кn – повне значення від'ємної дотичної сили тяги передніх (відстаючих) коліс;

ή_тр – ККД передачі від переднього ведучого моста до заднього (ККД трансмісії без урахування ККД коробки передач).

Муфта вільного ходу (обгінна муфта) блокує циркуляцію паразитної потужності і включається при буксуванні задніх ведучих коліс δ_к = 3…5%, відключаючи автоматично передній міст при менших δ_к.

Статичне навантаження на передній ведучий міст G_nст = (0,35…0,4)G, оптимальне динамічне навантаження G_nопт= 0,43G.

У тракторів загального призначення 4х4 і колесами однакового типорозміру G_nст = (0,54…0,58)G і G_кст = (0,42…0,46)G. Більш навантажені колеса стають відстаючими.

Сумарний ведучий момент дорівнює

М_к = М_кn + М_кк = Р_кn · r_n + Р_кк · r_к. (7.4)

Сумарна дотична сила тяги становить

Р_к = Р_кn + Р_кк = φ_n · G_n + φ_к · G_к. (7.5)

Сумарне тягове зусилля дорівнює

Р_к = Р_кn + Р_кк = (Р_кn - Р_fn) + (Р_кк - Р_fк) = (φ_n - f_n) G_n + (φ_к – f_к) G_к. (7.6)

Диференційний привід ведучих вісей пропонується для автомобілів.

Симетричний простий диференціал застосовується при G_n = G_к та r_к = r_n (на вантажних автомобілях).

Несиметричний міжвісевий диференціал автомобілів типу МАЗ та ін. передає М_кn = 0,33 М_к і М_кк = 0,66 М_к в залежності від розподілу навантаже- ння на вісі.

Умови рівноваги сателітів записуються так

Р₁ · r₁ = Р₂ · r₂, (7.7)

де Р₁ і Р₂ – відповідно кругові зусилля на великому та малому вінцях сателітів.

Рівняння (7.7) можемо записати в іншому вигляді

.

Крутні моменти, які передаються диференціалом, становлять

М_диф.n= Р₁· R₁; М_диф.к= Р₂· R₂. (7.8)

Передавальне число диференціала визначається за залежностями

. (7.9)

Значення М_диф.п і М_диф.к також можемо визначити так

(7.10)

При r₁ = r₂ і R₁ = R₂ та і_д =1, маємо

(7.11)

7.1. Основні типи безступеневих автоматичних трансмісій тракторів та автомобілів

Безступеневі автоматичні трансмісії забезпечують роботу тракторів з тяговою характеристикою, яка наближена до потенційної. Двигун на всьому діапазоні тягових зусиль завантажений до номінальної потужності і працює у більш економічному режимі. При відхиленні тягового зусилля (опір с.г. машини та самопересування трактора) від номінального передаюче число трансмісії та швидкість руху трактора автоматично змінюються таким чином, що добуток Р_г · V, який визначає тягову потужність і тяговий ККД трактора, знаходиться у зоні максимальних значень.

Окрім відмічених переваг безступеневі автоматичні трансмісії тракторів і автомобілів забезпечують покращення комфортабельності і значне спрощення керування; неможливість зупинки двигуна при русі у тяжких шляхових та ґрунтових умовах; збільшення часу роботи вузлів і деталей силової передачі, коліс, гусениць та двигуна.

Найбільше застосування у серійних та дослідних тракторах і автомобілях отримали такі типи безступеневих трансмісій:

- механічні фрикційні;

- електричні та електромеханічні;

- гідродинамічні (гідромеханічні);

- гідростатичні (гідрооб'ємні).

7.1.1. Фрикційна механічна трансмісія

Безступеневі фрикційні передачі з гнучким зв'язком використовують принцип дії клинопасового варіатора.

Передавальні числа трансмісії визначаються так

середнє (поточне) (7.12)

максимальне мінімальне (7.13)

де R_ср , R_max, R_min – середні, максимальні та мінімальні радіуси шківів варіатора;

X – переміщення рухомого диска варіатора;

Β = 20^° – кут нахилу твірної диску (шківів) варіатора до вертикалі.

Діапазон регулювання визначається за залежністю

(7.14)

і для стандартних клинових пасів становить , а для широких клинових – .

Для симетричних варіаторів при відомому (призначеному) і_р зовнішній діаметр розраховується за формулою

(7.15)

де α і h – поперечний переріз паса.

Осьове зусилля пружини становить

, (7.16)

де μ = 0,22…0,25 – коефіцієнт тертя паса по шківу.

Передавальне число трансмісії (варіаторів) автоматично регулюється за допомогою гідроциліндра 27 (рис 7.1). Робоча рідина від гідросистеми трактора через регулюючий золотник 4 надходить у порожнину 27 гідроциліндра. Тиск залежить від ступеня дроселювання отвору 5 золотником 4, який з’єднаний з регулятором кількості обертів вала двигуна. Для зупинки трактора рукояткою 1 переміщають золотник 4 так, щоб отвір 5 повністю відкрився.

Тороїдно-сферична передача з хордально розміщеними роликами (передача В.А. Світозарова) відноситься до типу безступеневих фрикційних передач з безпосереднім контактом (рис. 7.2, 7.3).

Діапазон регулювання такої передачі знаходиться у межах і_р = 4…6. Діапазон регулювання додаткової коробки передач становить і_к = 2,5…3,0. Максимальне передавальне число дорівнює Мінімальне передавальне число становить .

Заміна коробки передач фрикційною передачею значно спрощує схему трансмісії.

На ведучому валу встановлено ведучий диск (шків) 1 (рис.7.2), на веденому валу співвісний з ведучим, – такий же ведений диск 2. Крутний

Рис. 7.1. Схема трактора з фрикційною автоматичною безступеневою трансмісією (УНДІМЄСГ):

1 – рукоятка зупинки трактора; 2 – рейка паливного насоса; 3 – кронштейн; 4 – золотник; 5 – дроселюючий отвір; 6 – жиклер; 7 – перепускний клапан; 8 – насос гідросистеми; 9 – важільці регулятора кількості обертів; 10 – нерухомий корпус ведучого шківа варіатора; 11 – рухомий корпус ведучого шківа варіатора; 12 – рукоятка повороту трактора; 13, 19 – ведені конічні шестерні; 14, 15, 18 – шестерні; 16, 17 – ричаг; 20 – пружина; 21 – ведуча зірочка; 22 – ведуча шестерня конічної передачі; 23 – ведений шків; 24 – шарнір; 25 – ведена шестерня конічної передачі; 26 – пружина; 27 –

гідроциліндр

Рис. 7.2. Кінематична схема трансмісії трактора з фрикційною передачею:

1 – фасонний ведучий диск; 2 – фасонний ведений диск; 3 – ролик; 4 – вісь коливання ролика

Рис. 7.3. Схема передачі В.А. Світозарова

момент від ведучого диска до веденого передається двома роликами 3. Передавальне число змінюється шляхом повороту роликів з осями навколо шарнірів 4, які є центром кругів, утворюючих поверхні дисків 1 і 2. Диски притискуються до роликів спеціальним обладнанням (на схемі не показано), яке розміщено на ведучому та веденому валах.

Передавальне число тороїдно-сферичної передачі (без урахування зміщення не ковзаючих точок) визначається за залежністю

(7.17)

де r₁, r₂ – робочі радіуси чашок (рис. 7.3);

H – відстань від вісі чашок до вісі коливання роликів;

γ – кут між радіусами сфери і ролика у місці контакту;

δ – кут повороту роликів (при уповільненій передачі +δ, при прискореній, – -δ).

7.1.2. Електричні трансмісії

Обмотки збудження генераторів таких трансмісій (рис. 7.4, 7.5) – шун- това, незалежна і послідовна з відношенням ампер-витків 41,4: 66,1: 7,5%.

Обмотка незалежного збудження підключена до збудника Г-43. Вага регулюючої апаратури із збудником 5000 Н. Номінальне тягове зусилля Р_г = 156 кН, максимальне Р_{г max} = 240 кН, тяговий ККД η_тяг = 0,658.

Другий варіант такої трансмісії (трактор ДЄТ-250) має двохмашинну схему з одним генератором.

У електромеханічній трансмісії електричні машини мають три обмотки: послідовну; тахометричну, включену у ланцюг збудника, який приводиться від вихідного валу трансмісії; незалежну, включену у ланцюг збудника, який приводиться в дію первинним двигуном.

Для прикладу: питома вага трактора потужністю 320 кВт з механічною трансмісією g_пит = 28,8 Н/кВт, з гідромеханічною – 38,9 Н/кВт, з електричною (243 кВт) – g_пит = 17,7 Н/кВт, а з електромеханічною (280 кВт) – g_пит = 100,5 Н/кВт.

7.1.3. Гідродинамічна трансмісія

Основне рівняння гідротрансформатора має вигляд

М_т = М_нас + М_р, (7.18)

де М_т – крутний момент турбінного колеса (рис. 7.6);

М_нас – крутний момент насосного колеса;

М_р – реактивний момент.

Рис. 7.4. Принципова схема електротрансмісії трактора:

1 – дизель В-748; 2,3 – генератори 103 кВт, 515 В; 4 – редуктор; 5 – тяговий електродвигун ДК-304-Т 153 кВт, 470 В, n = 2200 хв^-1; 6 – головна передача з муфтами повороту

Рис. 7.5. Принципова кінематична схема електромеханічної

трансмісії трактора:

1,2 – електрична машина (генератор-двигун); 3 – дизель; 4,7 – подвійний фрикціон; 5 – головна передача; 6 – шестеренна передача; 8 – зупиночні гальма; 9 – гальма повороту

Коефіцієнт трансформації становить

(7.19)

Передавальне число гідротрансформатора дорівнює

, (7.20)

де n_т – частота обертання турбінного колеса;

n_нас – частота обертання насосного колеса.

ККД гідротрансформатора визначається за залежністю

. (7.21)

Крутний момент, який передається гідротрансформатором визначається так

М_нас = λ₁ · γ · n²_нас · Д⁵; М_т = λ₂ · γ · n²_нас · Д⁵, (7.22)

де λ₁ і λ₂ – коефіцієнт первинного та вторинного моменту гідротрансформатора;

γ – питома вага робочої рідини;

Д – діаметр колеса.

Гідромуфта не збільшує крутного моменту, М_т = М_нас. Ковзання при початку руху машини (n_т = 0) становить

. (7.23)

При номінальному крутному моменті ковзання S = 2…3%, а ККД гідромуфти η_гм = 1 – S = 0,97…0,98.

Максимальний ККД гідротрансформатора η_гт = 0,85…0,88. Коефіцієнт трансформації у прозорих гідротрансформаторів (рис. 7.7, 7.8) К_гт ≈ 1…2,4; у непрозорих – К_гт ≈ 1…4.

Дотична сила тяги визначається за формулою

(7.24)

Рис. 7.6. Схема гідротрансформатора:

1 – насосне колесо; 2 – реакторне колесо; 3 – турбінне колесо

Рис. 7.7. Навантажувальна характеристика гідротрансформатора:

а – непрозорого; б – прозорого

Швидкість руху розраховується за формулою

. (7.25)

7.1.4. Гідростатична (гідрооб'ємна) трансмісія

Повний ККД такої трансмісії (рис.7.9) визначається за залежностями

η_гп = η_н · η_м · η_г; η_гп = η_н · η_м; η_н = η_мн · η_он · η_гн;

η_м = η_мм · η_ом · η_гм, (7.26)

де η_мн і η_мм – механічний ККД насоса і гідромотора;

η_он і η_ом – об’ємні ККД;

η_гн і η_гм – гідравлічні ККД насоса і гідромотора.

Передавальне число гідропередачі становить

(7.27)

де q_н і q_м – робочі об'єми (питома продуктивність, питома витрата)

гідронасоса і гідромотора, см³/об.

Частота обертання вала гідромотора в хв^-1 дорівнює

n_м = n_н · і _гп · η_он · η_ом, (7.28)

де n_н – частота обертання вала насоса;

η_он = 0,94…0,96 – об'ємний ККД гідронасоса;

η_ом = 0,94…0,98 – об'ємний ККД гідромотора.

Продуктивність насоса Q_н і витрата гідромотора Q_м в л/хв визна- чаються за залежностями

(7.29)

Потужність насоса в Н·м/с становить

а в кВт – (7.30)

Рис.7.8. Безрозмірна характеристика гідротрансформатора:

а – непрозорого; б – прозорого

Рис. 7.9. Схема простішої гідростатичної передачі:

Н – насос; Б – бак; Р – розподільник; ГМ – гідромотор

Числові значення ρ в формулі (7.30) мають розмірність Н/см², а Q_н – л/хв.

Потужність гідромотора в кВт дорівнює

(7.31)

де Р – сила тиску робочої рідини на виштовхувач насоса, Н;

ρ – робочий тиск, Н/м², Н/см²;

η_н і η_м – повний ККД насоса і гідромотора.

Повний ККД гідропередачі для відомих машин η _гп = 0,70…0,85 (гідравлічний ККД від гідравлічного опору у насосі, гідромоторі, трубопроводах та допоміжних гідроагрегатах). Механічний ККД насоса η_мн = 0,95…0,98, а гідромотора η_мм = 0,96…0,98; гідравлічний ККД насоса і гідромотора η _гм = 0,96…0,99, якщо гідравлічний опір трубопроводу і допоміжних гідроагрегатів віднести до насоса та гідромотора порівну.

Крутний момент насоса і гідромотора в Н·м становлять

; . (7.32)

Для регулювання швидкості руху трактора при зміні тягового зусилля застосовують насоси змінної продуктивності з автоматичними регуляторами, що забезпечують постійну тягову потужність (рис. 7.10). У цьому випадку ρ · q_н – соnst.

Діапазон регулювання гідропередачі визначається так

. (7.33)

Продуктивність аксіально-плунжерних насосів (рис. 7.12, 7.13) в см³/хв розраховується за залежністю

(7.34)

де d – діаметр плунжера, см;

D – діаметр розміщення вісей циліндрів, см;

Z_n – число плунжерів;

γ – кут нахилу шайби або блока циліндрів.

Робочий об'єм радіально-поршневої гідромашини (рис. 7.11) q, продуктивність насоса Q_н і витрата гідромотора Q_м в см³/хв відповідно становлять

Рис. 7.10. Характеристика насоса змінної продуктивності     Рис. 7.12. Схема аксіально-плунжерного насоса з нахиленою шайбою

Рис. 7.11. Схема радіально-поршневого гідромотора, вбудованого у ведуче колесо       Рис. 7.13. Схема аксіально-плунжерного насоса з нахиленим блоком циліндрів

(7.35)

Q_н = q_н · n_н · η_он; (7.36)

де d – діаметр циліндра, см;

S = 2е – хід поршня, см;

е – ексцентриситет, см;

Z_n – число поршнів;

m – число робочих ходів поршня за один оберт (у багаторухових гідромашинах).

7.2. Методика тягового розрахунку трактора

з гідростатичною трансмісією

Вихідними даними для розрахунку є: тип трактора, тяговий клас (номінальне тягове зусилля Р_г, Н), номінальна робоча швидкість V_н, км/г, ґрунтовий фон.

Експлуатаційна вага трактора в Н становить

(7.37)

Розрахункова номінальна потужність двигуна в кВт дорівнює

,

де η_тягн = η_гл · η_б.доп · η_fn – оптимальний тяговий ККД трактора.

Номінальний крутний момент на ведучих колесах в Н·м визначається за залежністю

М_кн = (Р_гн + f·G) · r_к,

де r_к – робочий радіус ведучих коліс, який визначається по типо- розміру шин, виходячи з допустимого навантаження, м.

Номінальний крутний момент гідромотора в Н·м становить

(7.38)

де Z_м – число гідромоторів.

Робочий об'єм гідромоторів в см³ дорівнює

(7.39)

де ρ = 800…2500 Н/см² – номінальний робочий тиск у гідроприводі.

Максимальний крутний момент гідромотора в Н·м визначається за формулою

(7.40)

– обмежений по зчепленню рушіїв з ґрунтом і М'_{м max} = КМ_мн – обмежений по двигуну (К – коефіцієнт пристосування двигуна по моменту) забезпечується збільшенням робочого тиску (Н/см²), відповідно, до

або Р'_max = ρ · К. (7.41)

Мінімальний крутний момент гідромотора в умовах самопересування трактора з максимальною швидкістю V_max = 25…35 км/г в Н·м визначається за залежністю

(7.42)

забезпечується мінімальним тиском

(7.43)

числове значення якого повинно бути не менше Р_min = 300…400 Н/см², що досягається відключенням при необхідності частини гідромоторів (Z'_м – число включених гідромоторів).

Номінальна, максимальна і мінімальна витрати гідромоторів в л/хв відповідно становлять

(7.44)

(7.45)

(7.46)

якщо мінімальна швидкість трактора V_min = 3…4 км/г.

Мінімальна, номінальна і максимальна продуктивність гідронасоса в л/хв відповідно дорівнює

(7.47)

(7.48)

(7.49)

Дата добавления: 2017-02-01