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_н²*D_a², М_н=l_т*r*w_н²*D_a²

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_cр=

где: l_н – коэффициент момента насосного колеса при максималь-

ном значении КПД ГТ;

w_еN и м_еN – 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_cр

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_н²*D_a² 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