Реферат: Расчет и построение тягово-динамической характеристики тягача с гидромеханической трансмиссией

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

WН	iгт
	0	0,2	0,4	0,6	0,8	1
11,68	334	325,9	319,9	313	305,4	299,2
16,16	640,04	626,1	614,7	601,4	586,8	574,94
20	980,3	959	941,7	921,4	899	880,7
23,3	1330,5	1301,6	1277	1250,3	1218	1193
26,6	1734	1696,4	1665,2	1629,3	1589	1556
30	2205	2157	2118,9	2073	2022	1981
33	2669,02	2563,9	2563,9	2508	2447	2397

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

iгт	0	0,2	0,4	0,6	0,8	1
Мн	2210	2176	2152	2100	2054	2019
wн	30,06	30,11	30,18	30,25	30,37	30,46
Мт	5746	4852,48	3830,56	2940	2156,7	1413,3
wт	0	6,022	12,072	18,15	24,296	30,46
Nт	0	29221,6	49242,8	53361	52399,1	43039,9

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