[ «ТЕХНОЛОГИЧЕСКАЯ МЕХАНИКА ОДНОКОВШОВЫХ ФРОНТАЛЬНЫХ ПОГРУЗЧИКОВ Омск – 2011 Министерство образования и науки РФ Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования ...»
И. В. Бояркина
ТЕХНОЛОГИЧЕСКАЯ МЕХАНИКА
ОДНОКОВШОВЫХ ФРОНТАЛЬНЫХ
ПОГРУЗЧИКОВ
Омск – 2011
Министерство образования и науки РФ
Федеральное государственное бюджетное образовательное
учреждение высшего профессионального образования
Сибирская государственная автомобильно-дорожная академия
(СибАДИ)
И.В. Бояркина
ТЕХНОЛОГИЧЕСКАЯ МЕХАНИКА
ОДНОКОВШОВЫХ ФРОНТАЛЬНЫХ
ПОГРУЗЧИКОВ
Монография Под редакцией д-ра техн. наук, проф В. Н. Тарасова Омск СибАДИ УДК 621.878,519. ББК 39. Б Рецензенты:заведующий кафедрой «Теория машин и механизмов» Омского государственного университета путей сообщения, заслуженный изобретатель РФ, др техн. наук, проф. А.В. Бородин (ОмГУПС);
профессор кафедры «Основы теории механики и автоматического управления» Омского государственного технического университета, д-р техн. наук В.Н. Сорокин (ОмГТУ).
Монография одобрена редакционно-издательским советом СибАДИ.
Бояркина И.В. Б 86 Технологическая механика одноковшовых фронтальных погрузчиков: монография/ И.В. Бояркина. – Омск: СибАДИ, 2011. –336 с.
ISBN 978-5-93204-605- В монографии изложены проблемы технологической механики одноковшовых фронтальных погрузчиков, получила развитие теория рабочего оборудования одноковшовых фронтальных погрузчиков. Рассмотрены перспективы использования энергосберегающего рабочего оборудования для повышения производительности и эффективности фронтальных погрузчиков.
Выполнены исследования длительно протекающих процессов двигателя, динамики гидравлического рабочего оборудования, процессов взаимодействия ковша со штабелем, осуществлен анализ показателей эффективности технологических процессов фронтальных погрузчиков.
Монография адресуется студентам строительных и технических специальностей вузов и может быть полезна инженерам в практической работе.
Ил. 199. Табл. 72. Библиогр.: 77 назв.
ISBN 978-5-93204-605-0 С ФГБОУ ВПО «СибАДИ»,
ОГЛАВЛЕНИЕ
ВВЕДЕНИЕ……………………………………………………….……….……..…1. НАЗНАЧЕНИЕ, ОБЩЕЕ УСТРОЙСТВО, КОРРЕЛЯЦИОННЫЕ
СВЯЗИ ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ ОДНОКОВШОВЫХ
ФРОНТАЛЬНЫХ ПОГРУЗЧИКОВ…………………………………………..…..…… 1.1. Назначение и общая характеристика колесных фронтальных погрузчиков ………………………………………………………………...……… ….. 1.2. Перспективы развития фронтальных погрузчиков……………….......1.3. Коэффициент полезного действия рабочего оборудования фронтальных погрузчиков ……………………………………………………… 1.4. Тенденции развития систем управления рабочим оборудованием фронтальных погрузчиков …………………………………… 1.5. Общая характеристика параметров типоразмерного ряда энергосберегающих пневмоколесных фронтальных погрузчиков …………… 1.5.1. Классификация параметров погрузчика…………………………....
1.5.2. Габаритные геометрические и технологические параметры пневмоколесных погрузчиков. Таблицы параметров…………………… 1.6. Основные параметры фронтальных погрузчиков, закономерности их изменения………………………………………………………………….
1.7. Корреляционные функции габаритных геометрических параметров фронтальных погрузчиков типоразмерного ряда….…………….
2. ОСНОВЫ ТЕОРИИ ПНЕВМАТИЧЕСКОГО КОЛЕСА, ШАРНИРНО
СОЧЛЕНЕННОЙ РАМЫ И КОВША ПОГРУЗЧИКА………………….…………… 2.1. Основные положения теории пневматического колеса……..….…….2.1.1. Общие сведения о теории пневматического колеса..……………....
2.1.2. Физическая сущность явления грузоподъемности пневматического колеса……………….………………………….…… 2.1.3. Расчет параметров пневматических шин для фронтальных погрузчиков………….…………………………………………….….… 2.1.4. Основные закономерности изменения параметров пневматической шины фронтального погрузчика……………...………… 2.2. Кинематика поворота шарнирно сочлененной рамы…………….………… 2.3. Элементы теории и методика расчета параметров ковша фронтальных погрузчиков …………………………………………….…… 2.3.1. Недостатки официальной методики расчета номинального объема ковша фронтальных погрузчиков.…….…………… 2.3.2. Методика проектирования ковша фронтального погрузчика.………….………………………………………….………… 2.3.3. Основные параметры ковша типоразмерного ряда фронтальных погрузчиков…………………….…………………………… 2.3.4. Привязка сечения ковша к системе координат………………....
2.3.5. Перспективы развития теории ковша фронтальных погрузчиков…………………………….………………………………
3. ДВИГАТЕЛИ И СИЛОВЫЕ АГРЕГАТЫ ТРАНСМИССИИ
ФРОНТАЛЬНЫХ ПОГРУЗЧИКОВ………………………………..…………… 3.1. Характеристики двигателя как источника механической энергии фронтального погрузчика ………………………………………… 3.1.1. Общие сведения о характеристиках двигателей внутреннего сгорания………………………………….……….…… 3.1.2. Дифференциальные уравнения дизельного двигателя фронтального погрузчика, частотные характеристики ……….…… 3.1.3. Аналитическая аппроксимация внешних скоростных характеристик двигателей внутреннего сгорания………….………… 3.1.4. Общие сведения о быстро и длительно протекающих динамических процессах в дизельных двигателях………….…… 3.1.5. Математическая модель дизельного двигателя, основанная на использовании полиномов Лагранжа……….…… 3.1.6. Основные параметры двигателей типоразмерного ряда фронтальных погрузчиков…………..……………….……… 3.2. Силовые агрегаты трансмиссии…………………………………...... 3.2.1. Теория расчета выходных параметров гидродинамических передач фронтальных погрузчиков...……… 3.2.2. Основные параметры гидрообъемной трансмиссии фронтальных погрузчиков…………..……….……………….………4. ОБЩИЕ АНАЛИТИЧЕСКИЕ ЗАВИСИМОСТИ
ГЕОМЕТРИЧЕСКИХ И ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ ПАРАМЕТРОВ
РАБОЧЕГО ОБОРУДОВАНИЯ ФРОНТАЛЬНЫХ ПОГРУЗЧИКОВ……
4.1. Геометрические параметры гидромеханизмов стрелы и ковша в предельных положениях…………………………………… 4.2. Технологические функции гидроцилиндра стрелы фронтального погрузчика……………………………..…………………… 4.3. Аналитическая связь параметров рабочего оборудования …..5. ИМИТАЦИОННАЯ МАТЕМАТИЧЕСКАЯ МОДЕЛЬ
ПОЗИЦИОНИРОВАНИЯ И ДВИЖЕНИЯ ПОГРУЗОЧНОГО
ОБОРУДОВАНИЯ ФРОНТАЛЬНОГО ПОГРУЗЧИКА………..…………… 5.1. Метод преобразования координат при проектировании рабочего оборудования фронтальных погрузчиков…….……………… 5.2. Метод кинематических треугольников при проектировании рабочего оборудования фронтальных погрузчиков ….…………………… 5.3. Методика позиционирования и выбора параметров рабочего оборудования традиционных погрузчиков и с энергосберегающим гидроприводом…………..….……………………6. МАТЕМАТИЧЕСКОЕ МОДЕЛИРОВАНИЕ СИЛОВЫХ
РАСЧЕТОВ РАБОЧЕГО ОБОРУДОВАНИЯ, ОСНОВАННОЕ НА
МЕТОДАХ АНАЛИТИЧЕСКОЙ МЕХАНИКИ……………………..……..… 6.1. Математическая модель силовых расчетов механизмов рабочего оборудования …………..…………………………………… 6.2. Математическая модель силовых расчетов энергосберегающего рабочего оборудования…………………………… 6.3. Аналитическое исследование кинематических характеристик гидромеханизма подъема стрелы……...…………………… 6.4. Математическая модель кинематических и силовых расчетов гидромеханизма поворота ковша……….……………………7. ТЕХНОЛОГИЧЕСКАЯ МЕХАНИКА ПРОЦЕССА
ВЗАИМОДЕЙСТВИЯ КОВША ПОГРУЗЧИКА С
РАЗРАБАТЫВАЕМОЙ СРЕДОЙ………..…………………………..………… 7.1. Определение сопротивления на затупленной кромке ножа……………………………………….…………...…………………… 7.2. Этапы взаимодействия ковша погрузчика со штабелем ……………………………….…………...…………………… 7.3. Расчет секторной площади при заполнении ковша материалом или грунтом……………………………………… 7.4. Определение объема пространства под передней стенкой ковша при внедрении в штабель……………….…………………… 7.5. Аналитический метод расчета сил взаимодействия ковша погрузчика со штабелем………………………….…………… 7.6. Оценка характеристик прочности грунтов для типоразмерного ряда фронтальных погрузчиков………….…………… 7.7. Взаимодействие ковша погрузчика со штабелем сыпучего материала………………………….……………….……..… 7.8. Аналитическое исследование процесса взаимодействия ковша погрузчика со штабелем сыпучего кускового материала.……… 7.9. Экспериментальная проверка гипотезы существования трения зацепления.………………………………………………………8. МЕХАНИКА СПОСОБОВ ЧЕРПАНИЯ МАТЕРИАЛОВ
КОВШОМ ПОГРУЗЧИКА……………..…………………………..………… 8.1. Процесс раздельного зачерпывания ковшом погрузчика сыпучего материала в штабеле.………………………………………… 8.2. Расчет момента сопротивления при повороте ковша в штабеле………………………………………………………..……… 8.3. Способ черпания поворотом стрелы энергосберегающим фронтальным погрузчиком………………………………………..……… 8.4. Рыхление материалов в штабеле зубьями ковша погрузчика… 8.5. Взаимодействие ковша супертяжелого погрузчика с грунтовым штабелем……………………………………………..……… 8.6. Поворот ковша супертяжелого погрузчика в грунтовом штабеле………..…………………………………..…………..………9. ДИФФЕРЕНЦИАЛЬНЫЕ УРАВНЕНИЯ РАЗГОНА И
ТОРМОЖЕНИЯ РАБОЧЕГО ОБОРУДОВАНИЯ.
АНАЛИТИЧЕСКИЙ МЕТОД РЕШЕНИЯ ДИФФЕРЕНЦИАЛЬНЫХ
УРАВНЕНИЙ..…………………………..……………………………….…… 9.1. Основные положения к исследованию динамики длительно протекающих динамических процессов рабочего оборудования…………………………………………………..……… 9.2. Дифференциальные уравнения движения поршневого исполнительного гидромеханизма фронтального погрузчика…..……… 9.3. Методика приведения масс рабочего оборудования и массы груза в ковше к поршню гидроцилиндра стрелы фронтального погрузчика.………………………………..…..……… 9.4. Скорость движения поршня гидроцилиндра стрелы фронтальных погрузчиков………………………………..…..……… 9.5. Методика аналитического решения дифференциального уравнения разгона и торможения рабочего оборудования фронтального погрузчика при ступенчатом управлении распределителем.……………….………………………..…..………10. АНАЛИТИЧЕСКОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ ДИНАМИКИ
РАБОЧЕГО ОБОРУДОВАНИЯ В ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ
ПРОЦЕССАХ ПОГРУЗЧИКА……….…………………………..………… 10.1. Аналитическое исследование динамики при линейном законе управления распределителем……………………………..……… 10.2. Исследование качества переходных процессов гидравлического рабочего оборудования фронтального супертяжелого погрузчика ПК-75…………………………………..……… 10.3. Конструкции позиционных и следящих систем управления гидромеханизмами фронтальных погрузчиков…..…… 10.4. Частотные характеристики и устойчивость поршневых исполнительных гидромеханизмов рабочего оборудования фронтальных погрузчиков……………………………………..……… 10.5. Методика расчета давлений в гидроцилиндрах стрелы и оценка эффективности снижения давлений энергосберегающим гидроприводом……………………..…..……… 10.6. Методика аналитического исследования динамических давлений в гидроцилиндрах стрелы при движении погрузчика по неровностям опорной поверхности………………………..……… 10.7. Устройство защиты гидропривода фронтального погрузчика при движении по неровностям опорной поверхности………………………………………………………….……11. ТЕОРИЯ ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ ОДНОКОВШОВЫХ
ФРОНТАЛЬНЫХ ПОГРУЗЧИКОВ…..…………………………..………… 11.1. Критерии эффективности фронтальных погрузчиков…………. 11.2. Математическая модель технологического процесса фронтального погрузчика и результаты исследования.………..……… 11.3. Результаты аналитических исследований технической производительности фронтальных погрузчиков, адекватные экспериментальным данным……………….……………………..……… 11.4. Закономерности изменения основных параметров типоразмерного ряда одноковшовых фронтальных погрузчиков……………………………….……………………..……… 11.5. Физическая сущность удельного сопротивления грунтов копанию…………………………………….……………………..……… 11.6. Математическая модель технологического процесса и результаты расчета выходных параметров энергосберегающих одноковшовых фронтальных погрузчиков……………………..……… 11.7. Показатели оценки эффективности одноковшовых фронтальных погрузчиков……………….……………………..……… 11.8. Оценка эффективности погрузчиков при помощи энергетического потенциала производительности………………..……… ЗАКЛЮЧЕНИЕ…………………..…………..…………………………… Библиографический список……………………………………………….
ВВЕДЕНИЕ
Одноковшовые фронтальные погрузчики начали интенсивно развиваться в середине прошлого столетия в связи с необходимостью транспортирования и погрузки громадных объемов сыпучих материалов в строительстве, горной промышленности и других смежных отраслях. За истекший период возникли фронтальные погрузчики самых разнообразных конструкций и грузоподъемностей.Пневмоколесные одноковшовые фронтальные погрузчики (ПОФП) выполняют забор сыпучих материалов из штабеля и копание грунтов в материковом забое, погрузку их в транспортные средства или в приемные устройства технологических установок. При погрузке насыпных материалов и грунтов из штабеля, а также при разработке материковых грунтов до категории ПОФП оказываются эффективнее экскаваторов. Именно это является причиной их развития и успешного применения. За короткий исторический период развития накоплен опыт создания, изготовления и эксплуатации ПОФП и возник типоразмерный ряд фронтальных погрузчиков с шарнирно сочлененной рамой.
В настоящей работе рассматриваются особенности конструкции, теория и элементы расчета типоразмерного ряда нового класса машин – энергосберегающих ПОФП. В мировой практике в настоящее время существует типоразмерный ряд ПОФП, грузоподъемностью от 2 до 75 т.
В монографии рассмотрены корреляционные связи основных параметров погрузчиков этого ряда. На основе разработанной теории по единой методике осуществлен выбор основных параметров типоразмерного ряда погрузчиков, которым присвоен индекс ПКПК-75.
Впервые к ПОФП типоразмерного ряда применен принцип уравновешивания сил тяжести рабочего оборудования. Показаны преимущества, приобретаемые погрузчиками в результате уравновешивания гравитационных сил тяжести ковша, стрелы, рычагов и т.п., которые выводят этот класс машин на новый более высокий технический уровень.
В монографии приведены методики выбора параметров и расчета энергосберегающего рабочего оборудования ПОФП, рассматриваются особенности проектирования. Монография может быть полезна студентам технических вузов, инженерно-техническим работникам проектных организаций и заводов.
2. ОСНОВЫ ТЕОРИИ ПНЕВМАТИЧЕСКОГО КОЛЕСА,
ШАРНИРНО СОЧЛЕНЕННОЙ РАМЫ И КОВША ПОГРУЗЧИКА
2.1. Основные положения теории пневматического колеса 2.1.1. Общие сведения о теории пневматического колеса Эффективность фронтальных погрузчиков обеспечивается в результате использования в качестве ходового оборудования колес с пневматическими шинами. Выбор основных параметров фронтальных погрузчиков и анализ эффективности технологических процессов начинается с выбора конструкции и параметров пневматической шины. Колёса являются движителем фронтального погрузчика, которые воспринимают вес машины, а также силы, возникающие при наполнении ковша и криволинейном движении в процессе маневрирования погрузчика передним и задним ходом при выполнении технологического процесса.Несмотря на кажущуюся простоту конструкции, пневматическое колесо является устройством, выполняющим сложные функции.
Достаточно изучены демпфирующие качества колеса, способность смягчать удары и вертикальные колебания машин. В теории качения пневматической шины рассматривают математические модели прямолинейного и криволинейного движений, модели тяговосцепных качеств и др. Вместе c тем остается недостаточно изученным явление грузоподъемности пневматической шины, его физическая сущность. Рассмотрение этого вопроса необходимо для создания пневматических колес высокой грузоподъемности для фронтальных погрузчиков.
2.1.2. Физическая сущность явления грузоподъемности Пневматическая шина погрузчика выполнена в виде тора или сферы, в которую помещен металлический цилиндрический обод.
Края сопряжения эластичной оболочки с ободом зажаты и представляют собой воздухонепроницаемое соединение. Внутренняя полость оболочки заполнена воздухом под давлением pB. Такое устройство способно катиться по опорной поверхности и на цилиндрическом ободе нести значительную вертикальную нагрузку.
Раскроем физическую сущность явления грузоподъемности пневматической шины, используя теорию работы [59]. Выполним условно отсечение контакта шины от оболочки по периметру контакта с плоской опорной поверхностью и изобразим отдельно оболочку шины и контакт (рис. 2.1,а).
В поверхности сечения для плоского контакта на рис. 2.1,б показаны силы реакции в виде распределенных удельных сил и (напряжений). Нормальные распределенные удельные силы в поверхности сечения по периметру контакта оказываются взаимно уравновешенными и не имеют равнодействующей. Распределенные моменты M i в поверхности сечения по всему периметру контакта также взаимно уравновешены и не имеют равнодействующей. И только распределенные касательные силы, действующие в поверхности сечения по всему периметру контакта, приводятся к некоторой вертикальной силе. Обозначим равнодействующую вертикальных сил каркаса шины G как долю от нагрузки G на колесо и покажем их условно в виде половинок слева и справа для отсеченного контакта шины, где – коэффициент, определяющий долю вертикальных сил, воспринимаемых каркасом от общей нагрузки на колесо. Рассмотрим сначала равновесие отсеченного контакта шины. Сверху на поверхность отсеченного контакта по закону Паскаля действует равномерно распределенное нормальное давление воздуха pB, а снизу со стороны контакта действует распределенное давление K – удельное давление на единицу поверхности контакта (напряжение K ).
На плоской твердой опорной поверхности средние напряжения Ш для гладкой шины без рисунка протектора являются практически равномерными по всей площади контакта. Для шины, снабженной рисунком протектора, под площадью контакта AШ на твердой опорной поверхности понимается площадь фигуры, ограниченной огибающей по внешнему периметру контакта. На основании сделанных допущений распределенные силы в контакте приводятся к равнодействующей, являющейся нормальной реакцией опорной поверхности:
где AШ – площадь контакта шины с опорной поверхностью; K – средние напряжения в контакте.
Из условия равновесия всей механической системы без отсечения контакта имеем G N, т.е.
Уравнение равновесия отсеченного контакта шины имеет вид Учитывая, что N G, найдем из выражения (2.3) Учитывая, что G K AШ, определим где (0,03 0,05).
Из (2.4) видим, В нитях каркаса для оболочки шины предпочтительными являются деформации растяжения. В зоне контакта при качении колеса соответствующие элементы шины подвержены сжатию.
Коэффициент может иметь положительное или отрицательное значение, при этом средние контактные напряжения K по выражению (2.6) могут быть больше или меньше давления воздуха в шине pB. Воздух внутри оболочки шины обеспечивает не только грузоподъемность, но и создает натяжение нитей каркаса, обеспечивая геометрию свободной оболочки и длительную нормальную работу шины. Выясним роль свободной оболочки шины в создании явления грузоподъемности.
Равновесие оболочки шины записывается уравнением (см. рис.
2.1,а) Интеграл в выражении (2.7) записан для криволинейной поверхности, примыкающей к дуге A1 B1. Покажем, что давление на криволинейную поверхность, примыкающую к дуге A1 B1, и давление на хорду A1 B1, ограничивающую плоскость, с тем же равномерным давлением pB приводятся к одной и той же равнодействующей силе, равной AШ p B. Согласно закону Паскаля, для хорды A1 B1 (рис. 2.1,в) равнодействующая распределенных сил при постоянной ширине площади контакта b равна Допускаем, что дуга поверхности A1 B1 является цилиндрической, ширина b этого цилиндра равна ширине контакта шины.
Равнодействующую распределенных сил, действующих на кривую арку радиусом r и шириной b, определим интегрированием. Возьмем элемент дуги и выделим соответствующую ей площадку dS brd.
Найдем удвоенный интеграл (см. рис. 2.1,в) Учитывая, что r sin образом, показано, что давление воздуха pB на плоскую площадку контакта изнутри и давление воздуха на криволинейную арку, определяемую дугой A1 B1, приводятся к одной и той же равнодействующей силе, равной AШ p B. Подставляя в выражение (2.7) для оболочки найденное значение равнодействующей, получим секторе OA1 B1 оболочки шины.
Следовательно, физическое явление грузоподъемности шины обеспечивается оболочкой, активная поверхность которой равна площади контакта. При расчетах грузоподъемности пневмоколес фронтального погрузчика можно принимать для пневматических шин низкого давления 0. Грузоподъемность шины GШ равна произведению площади контакта AШ на давление воздуха внутри оболочки шины:
Площадь контакта шины AШ в сочетании с величиной давления воздуха внутри шины обеспечивает грузоподъемность пневмоколеса фронтального погрузчика.
Современные пневматические шины имеют протекторы, снабженные грунтозацепами с соответствующим рисунком.
Насыщенность рисунка протектора шин фронтальных погрузчиков составляет обычно 40 45%. Это означает, что на ровной опорной поверхности действительные удельные давления в контакте шины K будут примерно в 2 раза больше, чем для гладкой шины со срезанными грунтозацепами. Рисунок протектора шины не изменяет физические свойства рассмотренного явления грузоподъемности. На современных пневматических колесах используют одиночные большегрузные шины с низким давлением сжатого воздуха p B 0,1 0,3 МПа.
2.1.3. Расчет параметров пневматических шин для фронтальных В связи с громадным разнообразием размеров и конструкций шин применяются различные способы обозначения их размеров и параметров. Обозначение размеров шин в типоразмерном ряду принято выполнять в миллиметрах или дюймах. Например, маркировка шины 430-610 (16.00-24) означает: первая цифра 430 – номинальная ширина В профиля шины, мм; 610 – номинальный посадочный диаметр шины d, мм (рис. 2.2).
Известна смешанная система маркировки шин, когда размер В дается в миллиметрах, а посадочный диаметр d в дюймах.
Маркировка шин фронтального погрузчика Komatsu WA1200-3 имеет вид 55,5/80-57-68РR. Первая цифра обозначает ширину профиля шины в дюймах – 55,5; вторая цифра 80 соответствует отношению высоты профиля Н к ширине В – 80%; третья цифра – посадочный диаметр 57 дюймов; четвертая цифра – число слоев корда – 68Р;
последняя буква – обозначение радиальной конструкции R.
Основными параметрами шины, наряду с рассмотренными:
шириной профиля шины В и посадочным диаметром d, является наружный диаметр шины DШ 2rШ. Радиус качения шины rК зависит от многих факторов и может быть определен только опытным путем.
Примем условно радиус качения шины равным силовому радиусу rК rС и определим его по эмпирической формуле [4, 33] где – эмпирический коэффициент, для шин низкого давления 0,930 0,935 при номинальной грузоподъемности и номинальном давлении.
Нормальная деформация шины Ш на твердой опорной поверхности есть разность радиуса шины и силового радиуса:
Длину контакта шины l Ш можно определить, используя рис. 2.2:
При больших расчетных деформациях, возникающих при нагрузках, близких к номинальной, площадь контакта шины имеет форму прямоугольника. Площадь контакта шины на плоской поверхности можно определить по формуле где AШ – площадь контакта шины с опорной поверхностью; bШ – ширина площади контакта шины, bШ =(0,85 0,9)В.
В табл. 2.1 приведены параметры пневматических шин для типоразмерного ряда фронтальных погрузчиков в порядке их возрастания. Представлены параметры шин существующих размеров и конструкций, для погрузчиков грузоподъемностью 30, 45, 65, 75 т показаны значения развития параметров шин больших размеров.
В табл. 2.2 представлены значения средней нагрузки на колесо G для фронтальных погрузчиков при движении на транспортном режиме с грузом в ковше и приведены значения грузоподъемности шин G Ш, вычисленные аналитически по формулам (2.10) – (2.14).
Представленные таблицы свидетельствуют о том, что во всех случаях грузоподъемность шин превышает среднюю нагрузку на колесо в транспортном режиме (см. табл. 2.2). Запас грузоподъемности шин необходим для обеспечения всех элементов технологического процесса погрузчика. При заполнении ковша материалом в процессе черпания действительные нагрузки на колеса погрузчиков малых и средних размеров могут удваиваться. У погрузчиков больших грузоподъемностей 30 75 т невозможно обеспечить большой запас грузоподъемности шин, поэтому приходится принимать меры для защиты погрузчика от чрезмерных перегрузок при копании грунта.
Под номинальной грузоподъемностью пневматического колеса понимается величина нагрузки на ось колеса, при которой обеспечивается нормативный пробег шины с заданной скоростью движения при заданной деформации шины и внутреннем давлении.
2.1.4. Основные закономерности изменения параметров пневматической шины фронтального погрузчика Рассмотрим корреляционные связи основных параметров пневматического колеса и их использование при проектировании фронтального погрузчика.
На рис. 2.3 представлена зависимость грузоподъемности шины G Ш от грузоподъемности погрузчика QП, для которой получена корреляционная функция Главными параметрами колеса являются диаметр шины DШ и ширина профиля В, которые можно определить по корреляционным функциям (рис. 2.4) Конструктивным параметром пневматической шины является нормальная деформация шины Ш.
На рис. 2.5 представлена линейная зависимость деформации от диаметра шины Ш = f ( DШ ), которой соответствует функция Область малых упругих деформаций шины обеспечивает малые гистерезисные потери в материале шины при качении колеса и требуемый срок службы колеса. Силовой радиус колеса rc необходим По формулам (2.19), (2.20) определяется силовой радиус rc (м) при использовании грузоподъемности шины G Ш (кН) и диаметра шины DШ (м). На рис. 2.7 для размерного ряда погрузчиков показаны колеса можно регулировать в определенных пределах путем изменения давления воздуха внутри шины.
На рис. 2.8 показаны зависимости грузоподъемности шины G Ш от соответственно при разных давлениях pB =0,3; 04; 0,5 МПа.
Условие (2.21) для погрузчика является обязательным, т.к. в рабочем цикле погрузчика имеются динамические нагрузки Кроме того, при заполнении ковша погрузчика материалом возможен режим вывешивания заднего моста, при котором нагрузка на передние колеса практически удваивается.
Для повышения грузоподъемности большегрузных шин можно увеличивать размеры шины и давление воздуха в шинах.
Приведенные сведения о пневматических шинах подтверждают реальность создания шин для пневмоколесных фронтальных погрузчиков грузоподъемностью 30, 50, 75 т.
2.2. Кинематика поворота шарнирно сочлененной рамы Максимальная производительность фронтального погрузчика достигается при минимальном значении времени цикла TЦ. На практике в условиях эксплуатации уменьшение времени цикла погрузчика достигается путем уменьшения в рабочем цикле прямых отрезков траектории. Таким образом, для фронтального погрузчика режимы маневрирования передним и задним ходом с минимальными радиусами поворота являются основными. Теория поворота транспортных средств получила развитие в теории автомобиля и трактора [11, 27, 33]. При повороте автомобиля управляемые колеса обычно поворачиваются на углы, не превышающие 15 20o, а по времени криволинейные движения составляют малую долю от времени работы автомобиля. В теории автомобиля хорошо изучена теория кинематики поворота автомобиля с управляемыми поворотными колесами. Средний радиус R поворота автомобиля с управляемыми колесами определяется по формуле где ПОВ – средний угол поворота колес автомобиля; L – база автомобиля.
В формуле (2.22) для радиуса поворота автомобиля не учитываются углы увода и боковые деформации шин.
Рассмотрим с этих позиций кинематику поворота шарнирно сочлененной рамы. Кинематикой называют раздел механики, в котором изучаются движения тел без учета действующих на них внешних сил. Для погрузчика с шарнирно сочлененной рамой рассматривается кинематика движения для минимальных радиусов поворота при максимальных углах поворота 35 40o.
Поворачиваемость погрузчика – это свойство фронтального погрузчика совершать повороты с заданной кривизной движения на местности, которое обеспечивает движение в плане по траектории, заданной водителем. Чем меньше радиус поворота погрузчика, тем больше кривизна траектории и лучше поворачиваемость погрузчика при условии обеспечения его устойчивости. Основным показателем оценки устойчивости погрузчика является радиус поворота. Для повышения устойчивости некоторые фирмы ограничивают угол складывания полурам фронтального погрузчика.
На рис. 2.9 показана схема кинематики поворота фронтального погрузчика на горизонтальной поверхности.
Поворот погрузчика ограничивается продольной устойчивостью машины при движении с грузом в ковше. Ширина колеи BКОЛ влияет на показатели устойчивости погрузчика.
У погрузчика с шарнирно сочлененной рамой имеется несколько радиусов поворота при перемещении в плоскости дороги. Точка O задней полурамы, являющаяся серединой колеи, перемещается со скоростью V1 ; аналогично точка O2, являющаяся серединой колеи передней полурамы погрузчика, перемещается со скоростью V2.
Мгновенный центр скоростей механической системы находится на пересечении перпендикуляров, построенных к векторам V1 и V2, в точке О, которая является полюсом поворота погрузчика. Вокруг центра О вращаются все точки механической системы.
Скорости движения точек O1 и O2 – середины колеи задней и передней полурам – оказываются в общем случае разными и зависят от положения вертикального шарнира С в базе L погрузчика.
На рис. 2.9 показаны три основных радиуса поворота погрузчика:
R1 – радиус поворота точки O1 середины колеи задней полурамы; R – радиус поворота точки O2 середины колеи передней полурамы; R – габаритный радиус поворота точки O3 ковша относительно центра поворота О. При повороте погрузчика угловая скорость и углы складывания полурам являются постоянными величинами, поэтому скорости движения передней и задней полурам пропорциональны расстояниям до мгновенного центра скоростей:
где ПОГР – угловая скорость погрузчика при повороте; V1, V2, V3 – скорости соответствующих точек погрузчика.
Эксцентриситет шарнира полурам eБАЗЫ равен отношению расстояния l1 от шарнира до оси заднего моста к базе погрузчика:
где L – база машины.
Эксцентриситет eБАЗЫ имеет пределы изменения 0 eБАЗЫ 1. При eБАЗЫ =0 имеем машину с управляемым задним мостом; если eБАЗЫ =1, имеем машину с управляемым передним мостом. Рассмотренные предельные случаи являются реальными и используются в технике.
Для современных погрузчиков эксцентриситет шарнира полурам находится в пределах eБАЗЫ 0,5 0,65.
На рис. 2.9 пунктиром показана точка C ( 0) шарнира полурам в базе погрузчика L для случая, когда l1 = l2, т.е. когда эксцентриситет базы eБАЗЫ 0,5, при этом радиусы R1, R2 одинаковые, поэтому передние и задние колеса при повороте погрузчика движутся по одной колее. Если эксцентриситет базы eБАЗЫ 0,5, то при повороте погрузчика R1 < R2, передние колеса будут двигаться по круговой траектории большего радиуса R2, а задние колеса – по траектории R меньшего радиуса, т.е. рядом. Этому случаю соответствует точка С.
При увеличении размера l1 ось задней полурамы приближается к мгновенному центру скоростей, т.е. радиус R1 уменьшается. Задние колеса движутся на меньшем радиусе R1 рядом с передними колесами, в результате чего грунт деформируется меньше, т.е. не образуется глубокая колея в грунте.
При движении колес по деформируемому грунту по одной колее можно уменьшить коэффициент сопротивления качению машины на 20 30% за счет уплотнения грунта и образования колеи в грунте.
Однако на влажных грунтах и песках этот эффект отсутствует, поэтому при движении по ним желательно, чтобы колеи задних и передних колес не совпадали.
Расчетная схема кинематики фронтального погрузчика представляет собой систему прямоугольных треугольников (см. рис.
2.9).
Используя метод кинематических треугольников, установим связь радиусов поворота R1 и R2 [67].
Из треугольника OO1C выразим ОС:
Из треугольника OCO2 найдем Таким образом, уравнение кинематики, связывающее радиусы поворота погрузчика с шарнирно сочлененной рамой, имеет вид Аналогичным образом получена зависимость, связывающая длины и углы складывания полурам:
Радиусы поворота R1, R2 полурам погрузчика по формуле (2.27) пропорциональны косинусам углов 1, 2, составляющих угол поворота полурам погрузчика:
Определим радиусы поворота R1, R2 (см. рис. 2.9), проецируя векторные отрезки контура O1CO2О на ось O2 y :
Из (2.29) найдем Проецируя векторный контур O1CO2O на ось x системы координат O2 xy, можно определить Используя (2.30), найдем Габаритный радиус поворота R3 точки ковша O3 относительно центра поворота О:
Корреляционные функции связи радиусов поворота фронтальных погрузчиков с грузоподъемностью имеют вид В табл. 2.3 приведены кинематические параметры режима поворота для типоразмерного ряда пневмоколесных фронтальных погрузчиков.
Параметры радиусов поворота пневмоколесных фронтальных погрузчиков чика На рис. 2.10 показаны графические зависимости радиусов поворота пневмоколесных фронтальных погрузчиков для размерного ряда грузоподъемностей.
R1,R2,R3, M 2.3. Элементы теории и методика расчета параметров ковша С целью повышения производительности погрузчиков используют сменные ковши: основной, увеличенный, уменьшенный (рис. 2.11) [4]. Основной ковш (см. рис. 2.11,а) используют для разработки сыпучих и кусковых строительных материалов (песка, щебня, гравия и т.п.) с объемной массой 1,4 2,0 т/ М 3 и материковых грунтов – категорий. Ковш увеличенного объема (см. рис. 2.11,б) предназначен для погрузки легких материалов (шлака, каменного угля, опилок и т.п.) с объемной массой до 1,4 т/ М 3.
Ковш уменьшенного объема (см. рис. 2.11,в) используют при разработке тяжелых строительных материалов и полезных ископаемых с объемной массой более 2,5 т/ М 3, а также слежавшихся и смерзшихся материалов.
Основной и увеличенный ковши могут иметь одинаковую ширину и многие унифицированные детали: зубья, ребра жесткости и т.п.
Для разработки полезных ископаемых, руды с объемной массой более 2,5 т/ М 3 применяют скальные ковши (см. рис. 2.11,в) меньшего объема и повышенной прочности. Основной и увеличенный ковши конструктивно подобны, но могут отличаться формой профиля и шириной.
2.3.1. Недостатки официальной методики расчета номинального объема ковша фронтальных погрузчиков Рассмотрим недостатки и противоречия официальной методики обоснования понятий (грузоподъемности ковша, вместимости ковша и др.), изложенною в работах [4, 54, 77] и др.
Различают грузоподъемности номинальную и максимальную.
Первая соответствует допустимой массе груза в основном ковше, при которой возможна работа погрузчика в соответствии с его назначением; вторая соответствует наибольшей массе груза в том же ковше, который может быть поднят погрузочным оборудованием на максимальную высоту [4, 54].
Рассмотренное определение понятий номинальной и максимальной грузоподъемности будет уточнено в следующем разделе. Номинальную основную грузоподъемность определяют для зачерпывания средних по объемной массе насыпных грузов. Объем основного ковша: различают номинальный VГ и с шапкой материала Номинальный объем основного ковша ограничен боковыми стенками ковша, поперечным профилем днища ковша, т.е. контуром ковша внизу, и линией, соединяющей режущую кромку ковша и вершину козырька (линия 1-2 на рис. 2.12,а).
С учетом массы материала в зоне боковых стенок, расположенного под линией 1-2, геометрический объем определяется по формуле [4, 54] где А – площадь поперечного сечения профиля ковша, ограниченная нижним контуром ковша и линией 1-2, соединяющей режущую кромку ковша и вершину козырька; Bо – внутренняя ширина ковша, м; а – высота козырька, м; b – ширина зева ковша, м.
Знак минус в формуле (2.34) свидетельствует о наличии объема призмы осыпания материала при транспортировании через боковые стенки ковша и козырек ковша. Величина осыпания материала, зачерпываемого ковшом, зависит от интенсивности встряхивания ковша при транспортировании к месту погрузки. Это означает, что при такой версии понятия номинальной грузоподъемности ковша на площадке транспортирования грунта существует вероятность высыпания некоторого объема материала из ковша, при этом происходит засорение территории и ухудшение экологии площадки.
Под объемом ковша с шапкой материала понимают номинальный объем и призму материала, боковые поверхности которой расположены под уклоном 1:2. Объем ковша с шапкой материала определяется по формуле [4, 54] где с – расстояние от вершины шапки до середины линии, соединяющей режущую кромку и основание козырька.
Формула (2.35) также имеет отрицательное слагаемое, что свидетельствует о наличии процесса осыпания материала из ковша при транспортировании. В связи с тем, что процесс осыпания зависит от интенсивности встряхивания ковша, осыпание происходит на всей территории площадки, т.е. в данном случае козырек ковша размером а не выполняет свою главную функцию предотвращения высыпания материала при транспортировании.
По формулам (2.34), (2.35) определяют номинальные объемы основного ковша и объемы с шапкой для уменьшенного, увеличенного, двухчелюстного ковшей и др.
Рассмотренная методика расчета содержит ряд противоречий и недостатков:
грузоподъемность и номинальная вместимость основного ковша;
– в методике основное внимание уделяется формированию шапки материала, при этом не раскрыты геометрическое содержание и формулы основного объема ковша, имеющего сечение, площадь которого А;
– существующая теория проектирования козырька ковша является неэффективной, т.к. козырек не выполняет функцию предотвращения просыпания материала из ковша после зачерпывания;
транспортировании заложена в существующей методике в формулах номинального объема ковша;
геометрических параметров сечения ковша к шарниру поворота ковша на стреле;
– форма шапки материала для ковша с плоскими откосами 1: является маловероятной.
2.3.2. Методика проектирования ковша фронтального погрузчика Главным параметром погрузчика и его основного ковша является грузоподъемность. Номинальная грузоподъемность соответствует допустимой массе и объему основного ковша, при которых возможно выполнение технологических функций: заполнение, транспортирование и подъем ковша на максимальную высоту с максимальной производительностью. Номинальная грузоподъемность погрузчика определяется по стандарту ИСО-5998-78. Для пневмоколесных погрузчиков номинальная грузоподъемность должна быть меньше половины опрокидывающей нагрузки или составлять 100% заданного подъемного усилия и принимается как меньшее из указанных величин. Геометрические параметры ковша фронтального колесного погрузчика, определяющие его вместимость, должны соответствовать грузоподъемности погрузчика и насыпной массе материала. Следовательно, задача проектирования ковша заключается в определении его геометрических параметров, обеспечивающих вместимость, соответствующую заданной грузоподъемности.
На рис. 2.13 показано сечение основного ковша фронтального погрузчика.
Профиль сечения ковша образуется его криволинейным днищем радиусом ro. Дуга криволинейного днища с центром в точке ограничена точками 6, 7, из которых идут касательные прямые к этой дуге. Длины отрезков прямых 4-0 и 8-0 являются условной передней L1 и условной задней L2 стенками ковша, которые пересекаются в точке О, образуя угол o раскрытия ковша. Передняя стенка ковша l ограничена точками 4-6 отрезка прямой, задняя стенка ковша l образуется отрезком прямой 7-8. Замыкающей сечения профиля номинального ковша является линия 4-8. Точки 1 и 3 являются шарнирами соединения ковша соответственно со стрелой и тягой поворота ковша, точки 4-5 соответствуют длине ножа. Наружная ширина ковша совпадает с габаритным размером погрузчика по ширине.
Внутренняя ширина ковша принимается меньше габаритной ширины:
где B Г – габаритная ширина, м; b – суммарная толщина боковых стенок ковша.
Вырывное плечо ковша совпадает с радиусом RВ на рис. 2.13.
Площадь сечения основного ковша AK складывается из четырех составляющих (см. рис. 2.13, а, б):
где A1 – площадь кругового сектора радиусом ro ; A2, A3 – площади правого и левого прямоугольных треугольников, примыкающих к сектору; A4 – площадь треугольника, основанием которого является линия 4-8, а вершина находится в точке 2.
Площади элементов, образующих сечение ковша, определяются по формулам Площадь сечения ковша равна Геометрический объем VГ и грузоподъемность QП определяются по формулам где М – насыпная плотность материала.
В табл. 2.4 приведены значения геометрических параметров ковша для разных погрузчиков, имеющих разную ширину Bo и угол раскрытия ковша o. Учитывая значимость параметров, представленных в табл. 2.4, вычислим их относительные значения путем деления их на радиус днища ковша ro.
Зависимости размеров условных передней L1 и задней L2 стенок ковша, размеров передней l1 и задней l2 стенок ковша, вырывного плеча RB емность В табл. 2.5 представлены относительные безразмерные величины параметров L1 ro, L2 ro, l1 ro, l2 ro, RB ro, а также вычислены их математические ожидания.
Относительные геометрические параметры ковша погрузчика Грузоподъемность погрузчика QП, м Математические ожидания центрированных относительных параметров М( l2 ro )=1,23; М( RB ro )=2,43.
2.3.3. Основные параметры ковша типоразмерного ряда Для проектирования вместимости ковша при заданной ширине ковша Вo и угле o необходимо подобрать такие размеры сечения ковша, при которых удовлетворяются номинальный геометрический объем V Г и грузоподъемность погрузчика QП :
Объем ковша соответствует объемной массе материкового грунта – категорий M 1,8 2 т/ М 3 [4, 76]. Анализ технической информации показывает, что производители и потребители техники стремятся по возможности обойтись одним основным ковшом грузоподъемности QП номинальный геометрический объем ковша VГ соответствует предельной величине объемной массы материала M 2,0 т/ М 3 для основного ковша.
Главным параметром ковша является радиус днища ro, который зависит от грузоподъемности QП и является функцией Задаем соотношение длин условных стенок ковша:
Вычисляем длину L2 условной задней стенки ковша:
Длина задней стенки ковша l2 вычисляется по формуле Размеры сторон треугольников, образующих сечение ковша, определяются по формулам:
Высота треугольника с вершинами 2-4-8 определяется по теореме квадрата высоты треугольника [68] (см. рис. 2.13,б):
Математическая модель расчета параметров ковша (2.46) – (2.54) позволяет выполнить предварительный и окончательный выбор геометрических параметров ковша.
Первичный расчет позволяет установить, насколько отличается объем и грузоподъемность проектируемого ковша от требуемых данных. Далее путем варьирования условной длины передней стенки удовлетворяющие заданной грузоподъемности с погрешностью 1 3%.
Второй этап расчета обеспечивает определение действительных параметров проектируемого ковша.
В табл. 2.6, 2.7, 2.8 представлены геометрические параметры ковша для разных углов раскрытия o 45; 50; 55о. Конструктивный параметр ковша о по физической сущности является безразмерной характеристикой, не зависящей от габаритных размеров. Однако учитывая специфику погрузчиков больших размеров и грузоподъемностей, работающих с крупнокусковыми материалами, угол о раскрытия ковша можно увеличивать до рациональных значений.
Параметры ковша для типоразмерного ряда погрузчиков Параметры ковша типоразмерного ряда погрузчиков Параметры ковша типоразмерного ряда погрузчиков 1,411 0,802 0,611 0,486 0,437 0,988 2,521 15,00 30, 1,835 1,039 1,041 0,824 0,741 1,668 4,273 30,00 60, 1,974 1,030 1,425 1,010 0,902 1,835 5,172 37,50 75, 2.3.4. Привязка сечения ковша к системе координат Следующий этап расчета заключается в привязке полученного сечения ковша к ковшовой относительной системе координат Oyz (рис. 2.15).
координаты точки 2 в этой системе, чтобы положение точки обеспечило вырывное плечо ковша RВ, а также другие важные условия, например, возможность размещения шарнира ковша под днищем. Таким образом, положение системы координат Oyz относительно сечения ковша задается тремя координатами: двумя линейными координатами y2, z 2 и углом o – оси Oz с днищем ковша. Чтобы использовать существующий опыт проектирования ковша, получены корреляционные функции координат y2, z 2 ковша для грузоподъемного ряда фронтальных погрузчиков. При этом угол o, являясь угловой безразмерной величиной, от грузоподъемности может не зависеть, а является функцией других величин. Таким образом, положение системы координат ковша Oyz определяется координатами y2, z 2 и углом o, которые зависят от условий соединения ковша со стрелой и тягой ковша.
На рис. 2.15 показаны точки 4, 5 на ноже ковша, которые определяют направление вектора, параллельного днищу ковша и с помощью которого определяется угол наклона днища ковша к горизонтальной плоскости в разных положениях при математическом моделировании.
Вырывное плечо можно определить при помощи выражения где y 4 и z К – координаты точек 1 и 4 ковша в системе координат Координата z К является параметром ковша (см. рис. 2.15).
В табл. 2.9 приведены параметры сечения ковша для типоразмерного ряда погрузчиков.
погрузчика Для колесных фронтальных погрузчиков вырывное плечо ковша R В можно определить, используя корреляционную функцию, представленную на рис. 2.16 и в табл. 2.9.
Из шарнира 1 проводим линию, параллельную передней стенке ковша и получаем угол o с ось ковша O1 z (см. рис. 2.15).
Положение шарнира 3 на оси Oy (см. рис. 2.15) определяется расстоянием l13 между шарнирами ковша, которое можно определить при помощи корреляционной функции, график которой показан на рис. 2.17:
Спроектированный основной ковш обеспечивает нормальную работу погрузчика с коэффициентом наполнения K H =1. В легких условиях работы ковш заполняется с шапкой. Максимальное расчетное значение объема ковша с шапкой выполняется при коэффициенте наполнения K H =1,25. Для формирования шапки у ковша проектируются козырек, режущие кромки на боковых стенках ковша, обеспечивается вылет режущего ножа и т.п.
Разработанный метод расчета параметров ковша имеет следующие особенности:
– сформулировано конкретное определение номинальной вместимости ковша фронтального погрузчика в виде объема, образованного внутренней полостью ковша;
– получены формулы для вычисления площади сечения ковша и объема основного ковша;
– выполнена привязка сечения ковша к его системе координат Oyz тремя координатами: линейными координатами центра радиуса ro ( y2, z 2 ) и угловой координатой o ;
– получены корреляционные связи параметров ковша с грузоподъемностью QП фронтального погрузчика.
2.3.5. Перспективы развития теории ковша фронтальных Форма основного ковша фронтального погрузчика в настоящее время определена и не изменится в течение последующих лет. В табл.
2.7 – 2.8 показаны возможности изменения параметров ковша в процессе проектирования для разных грузоподъемностей погрузчика.
С момента возникновения фронтальных погрузчиков постоянно происходит процесс увеличения размеров ковша: ширины Bo, радиуса ro, размера зева b и др. Угловые величины ковша характеризуют некоторое безразмерное изменение сразу двух величин, например, ширины и длины. Казалось бы, эти величины от линейных размеров не должны зависеть.
Конструкторы при проектировании ковша существующих погрузчиков используют разные углы o. Изменения угла раскрытия ковша o имеет достаточно широкий диапазон o 34 50o, который можно представить как отклонение угла от некоторого среднего значения o ( 42 8) o. Сведения об угле o опубликованы во многих рекомендациях по проектированию фронтальных погрузчиков.
Причины отклонения угла o от некоторого среднего значения 42о зависят от случайных факторов, к которым можно отнести: уровень квалификации конструктора, наличие информации о существовании подобных конструкций, наличие информации о влиянии этого фактора на конечный результат проектирования ковша. Об угле o, введенном в число параметров ковша, отсутствуют информация и рекомендации о численном значении, поэтому изменение угла o является случайным событием.
Из табл. 2.9 видно, что изменение угла o происходит на существующих ковшах с положительным или отрицательным знаками. Разработанная методика позволяет систематизировать процесс выбора параметров проектируемого ковша.
3. ДВИГАТЕЛИ И СИЛОВЫЕ АГРЕГАТЫ ТРАНСМИССИИ
ФРОНТАЛЬНЫХ ПОГРУЗЧИКОВ
3.1. Характеристики двигателя как источника механической 3.1.1. Общие сведения о характеристиках двигателей внутреннего Двигатель внутреннего сгорания как источник механической энергии характеризуется эффективной мощностью и крутящим моментом при соответствующих числах оборотов коленчатого вала в минуту и определенной подаче топлива. Зависимости мощности N e и крутящего момента M e двигателя, а также часового GТ и эффективного удельного g e расходов топлива от числа оборотов n называют его скоростной характеристикой. Скоростные характеристики позволяют определять тяговые и экономические (по расходу топлива) показатели двигателя и выявлять характерные режимы его работы (рис. 3.1) [17, 55, 71].Скоростные характеристики двигателя разделяются на внешние и частичные. Первые получаются при максимальной подаче топлива, т.е. при предельном положении рейки топливного насоса; вторые – при частичной подаче топлива, т.е. при промежуточных положениях рейки топливного насоса. Мощность двигателя при некоторых оборотах n достигает своего максимального значения N e max, после чего с увеличением оборотов коленчатого вала она падает. Это происходит вследствие ухудшения процесса наполнения дизеля воздухом и ухудшения процесса сгорания топлива. Работа дизеля при оборотах n и выше нецелесообразна из-за ухудшения экономичности расхода топлива, а также вследствие возрастания сил инерции деталей кривошипно-шатунного механизма. С учетом этого для каждого дизеля устанавливаются определенные предельные обороты, при которых автоматически включается регулятор, уменьшающий подачу топлива при дальнейшем увеличении оборотов. Для дизеля, как правило, включение в работу регулятора происходит при оборотах n, которые несколько меньше n. Поэтому номинальная максимальная мощность N e max для дизелей соответствует оборотам n, при которых вступает в работу регулятор. Касательная, проведенная из начала координат к кривой мощности N e f (n), определяет положение точки, соответствующей режиму работы двигателя при максимальном крутящем моменте (обороты nМ max ).
Минимальные обороты двигателя – nmin, на них он еще может устойчиво работать при минимальной подаче топлива и отсутствии сопротивления на коленчатом валу.
При исследовании динамики и тяговых расчетах погрузочнотранспортных машин используют внешнюю характеристику двигателя. Важным параметром оценки тяговых качеств двигателя, характеризующим устойчивость его работы на различных скоростных режимах при изменении внешней нагрузки, является коэффициент приспособляемости, который определяется отношением максимального крутящего момента двигателя к крутящему моменту при максимальной мощности в случае работы двигателя по внешней характеристике:
где M e max – максимальное значение крутящего момента двигателя;
M eH – номинальное значение крутящего момента при максимальной эффективной мощности двигателя.
Чем больше коэффициент приспособляемости двигателя, тем меньше изменяются его обороты при возрастании внешнего сопротивления, а следовательно, и меньше снижается скорость движения погрузчика. Повышение коэффициента приспособляемости у дизелей осуществляется путем применения специальных корректоров, дополнительно увеличивающих подачу топлива в цилиндры двигателя за цикл в тех случаях, когда при работе по внешней характеристике число его оборотов падает. Так, например, дизель В-2-34 без корректора на погрузчике ТО-21 имеет коэффициент приспособляемости К=1,1, в то время как у такого же двигателя В-11-ИС3 при наличии корректора коэффициент К=1,24.
Значения коэффициента приспособляемости дизельных двигателей в среднем колеблются в пределах: для дизелей без корректоров К=1,06 1,15; для дизелей с корректорами К=1,2 1,27.
Оценивая тяговые качества дизельных двигателей внутреннего сгорания, предназначенных для преодоления сопротивлений, которые изменяются в большом диапазоне, для пневмоколесных фронтальных погрузчиков можно отметить, что их приспособляемость, т.е.
автоматическое изменение крутящего момента в зависимости от изменения внешней нагрузки при постоянной подаче топлива, недостаточно. Это приводит к необходимости использовать на фронтальных погрузчиках механические трансмиссии или гидромеханические, гидрообъемные, электрические передачи, обеспечивающие изменение крутящего момента. Скоростные режимы, на которых могут работать дизельные двигатели под нагрузкой, изменяются в значительно большей степени.
3.1.2. Дифференциальные уравнения дизельного двигателя фронтального погрузчика, частотные характеристики Современные дизельные двигатели снабжены автоматическими регуляторами угловой скорости. При отсутствии нагрузки автоматический регулятор уменьшает подачу топлива в двигатель и ограничивает верхний предел изменения угловой скорости коленчатого вала. В процессе нагружения двигателя внешним сопротивлением регулятор автоматически увеличивает подачу топлива в двигатель пропорционально величине сопротивления.
Таким образом, автоматический регулятор освобождает человекаоператора от управления двигателем и позволяет сосредоточить все внимание на управлении рабочим процессом погрузчика. Исходное дифференциальное уравнение вращения вала дизеля записывается в виде теоремы об изменении кинетического момента [1, 41, 67]:
где Ie – момент инерции двигателя; Мe – крутящий момент на валу двигателя; Мc – момент сопротивления на валу двигателя; e – угловая скорость вала двигателя.
Установившийся режим работы двигателя характеризуется равенством крутящего момента двигателя и момента сопротивления:
Уравнение движения (3.1) можно записать в форме приращений [1, 41, 69] Крутящий момент двигателя Ме является функцией перемещения рейки топливного насоса hp и угловой скорости e двигателя:
Линеаризацию этой зависимости в пределах небольшого изменения параметров осуществляют разложением в ряд Маклорена Членами разложения второй и более высоких степеней пренебрегают вследствие их малости при небольшом отклонении параметров от установившегося состояния.
соответственно функцией угловой скорости двигателя e и перемещения муфты регулятора Z p, поэтому последнее уравнение можно представить в виде Исследования процессов копания грунта и черпания материала [58, 70] позволили установить, что сила сопротивления копанию мало зависит от скорости перемещения рабочего органа в диапазоне рабочих скоростей копания грунтов. Следовательно, в уравнении (3.2) изменение момента сопротивления Мс можно считать функцией времени t. В результате выполненной линеаризации и принятых допущений уравнение (3.2) имеет следующий вид:
Составляющая e представляет собой изменение крутящего момента двигателя при работе без регулятора. Такой режим работы возможен при неподвижно закрепленной рейке регулятора или на ветви перегрузки двигателя при выключенном корректоре. Особенностью скоростной характеристики дизельного двигателя, работающего без регулятора, является большая жесткость характеристики.
При выключенном корректоре изменение крутящего момента двигателя составляет не более 0 3% от номинального крутящего момента [41, 58], поэтому первым членом правой части уравнения (3.3) обычно пренебрегают [18, 58, 70]. Вторая составляющая правой части уравнения (3.3) представляет собой изменение крутящего момента двигателя вследствие перемещения рейки топливного насоса и изменения подачи топлива в двигатель.
В результате принятых допущений уравнение движения дизельного двигателя, снабженного регулятором, будет Входной координатой уравнения (3.4) является изменение момента сопротивления Мc, а выходных координат две: изменение угловой скорости двигателя e и перемещение муфты регулятора Zp. Уравнение (3.4) решают совместно с уравнением движения регулятора, т.е. рассматривают систему дифференциальных уравнений. С учетом силы сухого трения fс.е уравнение регулятора приводится к виду [1, 41, 58] где T22 – постоянная времени регулятора, с2; Т1 – постоянная времени, с; Кр – коэффициент передачи регулятора; Fр – фактор устойчивости регулятора; fс.е – сила сухого трения в регуляторе.
Входной координатой уравнения регулятора (3.5) является изменение угловой скорости двигателя e, выходной – перемещение муфты регулятора Zp.
Таким образом, двигатель как динамическое звено описывается системой двух дифференциальных уравнений:
закономерности протекания переходных процессов выходных координат при ступенчатом и линейном входном воздействиях [1, 58].
Перемещение муфты регулятора в функции времени при динамическом нагружении происходит с запаздыванием. Изменение угловой скорости двигателя обычно представляют в виде функции углового ускорения вала Подставляя выражение (3.7) в уравнение регулятора (3.5), получим уравнение движения регулятора при линейном входном воздействии На рис. 3.2 построены переходные процессы регулятора двигателя ЯМЗ-238 при линейном входном воздействии и различных вариациях параметров регулятора.
На рис. 3.2,а кривые соответствуют разным значениям силы сухого трения: 1 – fс.т = 6 Н; 2 – fс.т = 2 Н; 3 – fс.т = 0; на рис. 3.2, б показаны кривые при различных ускорениях вала двигателя:
1 – = 5 рад/с2; 2 – = 10 рад/с2; 3 – = 15,7 рад/с2.
В начале переходного процесса происходит постепенное увеличение скорости перемещения муфты регулятора. После истечения некоторого времени начинается перемещение муфты регулятора с постоянной скоростью. С точностью, вполне достаточной для расчетов переходных процессов погрузчиков, действительный переходный процесс регулятора можно условно представить состоящим из зоны запаздывания регулятора ОА и линейного участка переходного процесса АВ (см. рис. 3.2). Искомое время запаздывания регулятора р численно равно отрезку ОА, отсекаемому на оси времени асимптотой переходного процесса.
Величина времени запаздывания регулятора имеет вид регулятора увеличивается с увеличением величины вязкого и сухого трения. Влияние сухого трения на время запаздывания регулятора уменьшается с увеличением интенсивности входного воздействия, т.е.
ускорения. В соответствии с полученной формулой время запаздывания регулятора состоит из времени инерционного (переходного) запаздывания и времени передаточного запаздывания (нечувствительности) регулятора. Время инерционного запаздывания Т1 зависит от величины вязкого трения и фактора устойчивости регулятора. Эта составляющая представляет собой время переходного процесса увеличения скорости перемещения муфты регулятора при нагружении двигателя. Передаточное запаздывание обусловливается нечувствительностью регулятора, благодаря существованию сухого трения и зазоров в передаточных механизмах регулятора.
Современные дизельные двигатели снабжены всережимными М.А.Айзермана [1], В.И. Крутова [41], В.Н.Тарасова [58] и многих других авторов.
В работах [1, 41, 58] динамика дизельного двигателя описывается дифференциальными уравнениями вала двигателя и центробежного регулятора:
где Ie – момент инерции, приведенный к валу двигателя; е – угловая скорость вала двигателя; Ме, Мс – крутящий момент и момент сопротивления на валу двигателя; Кр – коэффициент передачи регулятора.
Уравнения (3.10), (3.11) описывают динамику системы, имеющей две выходные координаты: угловую скорость е и крутящий момент Ме при одном входном воздействии Мс. В работе [58] получены частотные передаточные функции дизельного двигателя по угловой скорости и крутящему моменту. Частотная передаточная функция двигателя по крутящему моменту имеет вид двигателя получается выражение частотной передаточной функции двигателя по крутящему моменту:
Аналогично выражение частотной передаточной функции двигателя по угловой скорости имеет вид На рис. 3.3 приведены амплитудно-фазовые характеристики дизельного двигателя ЯМЗ-238: рис. 3.3,а – по крутящему моменту и рис. 3.3,б – по угловой скорости. Частотные передаточные функции двигателя позволяют установить полосу пропускания частот внешних возмущающих воздействий дизельного двигателя. Согласно графику на рис. 3.3,а,б, для двигателя ЯМЗ-238 полоса пропускания частот внешних возмущений составляет порядка п = 0 5 Гц.
Обзор исследований по динамике дизельных двигателей показал, что основное внимание при исследовании авторы уделяли динамическим процессам, не затрагивая вопросы общей эффективности работы двигателя и его КПД.
3.1.3. Аналитическая аппроксимация внешних скоростных характеристик двигателей внутреннего сгорания Двигатели внутреннего сгорания фронтальных погрузчиков, тракторов и транспортных средств являются основным потребителем топлива, производимого из нефти. Учитывая, что ресурсы добычи нефти являются ограниченными, проблема экономии топлива за счет использования оптимальных режимов эксплуатации транспортных средств является актуальной.
Основным документом, характеризующим механические и экономические (по расходу топлива) показатели двигателя внутреннего сгорания, является скоростная характеристика двигателя, дополненная перечнем значений его основных режимных параметров [18, 27, 58, 71] (табл. 3.1).
Точка кривой крутящего Название режима работы момента двигателя Максимального крутящего момента На рис. 3.4 показана скоростная характеристика двигателя, снабженного всережимным регулятором, представляющая собой зависимость крутящего момента на коленчатом валу двигателя от частоты вращения, выраженной в оборотах в минуту: M e f (n).
Такие характеристики получают в результате стендовых испытаний двигателей, регламентированных ГОСТ 14846-81 (СТ СЭВ 765-77).
Одновременно в результате испытаний определяют часовой расход топлива как функцию частоты вращения коленчатого вала: GT f (n).
В технической литературе и в рекламной информации обычно отсутствуют сведения о точке 4 характеристики двигателя. Точки 6 – 10 зависимости часового расхода топлива GT f (n) соответствуют рассмотренным режимам работы двигателя (см. табл. 3.1).
На рис. 3.5 показана скоростная характеристика двигателя, дополненная вычисляемыми величинами N e N e (n) и g e g e (n).
Эффективная мощность двигателя определяется по выражению N e M e e, где e – угловая скорость вала двигателя. В мировой практике двигателестроения принято частоту n вращения вала двигателя измерять в об/мин. При вычислении мощности удобно угловую скорость e выражать через частоту вращения n в об/мин по формуле Удельный расход топлива вычисляют по формуле где g e – удельный расход топлива, г/кВт ч ; GT – часовой расход топлива на данном режиме работы внешней скоростной характеристики, кг/ч; N e – мощность двигателя, кВт.
В настоящее время в связи с внедрением энергосберегающих приводов появилась необходимость выполнять расчеты топливноэкономической эффективности двигателей. В этих случаях оказывается недостаточной аппроксимация кривой крутящего момента тремя точками (1, 3, 4), как это принято в настоящее время.
Для повышения точности расчетов, связанных с созданием энергосберегающих технических систем, необходимо между точками 1, 3 вводить несколько дополнительных точек 2 ( 21, 22, 23 и т. п.).
Рассмотрим аналитический метод аппроксимации характеристик двигателя любым количеством точек на примере использования четырех точек 1 – 4.
Запишем выражение зависимости мощности двигателя в функции частоты вращения в виде многочлена четвертой степени [18, 27] где a1, a 2, a3, a 4 – постоянные коэффициенты.
eH nH Таким образом, кривые крутящего момента M e и мощности двигателя N e аппроксимируются с помощью единой системы аппроксимационных коэффициентов a1,…, a 4, для определения которых достаточно составить систему четырех уравнений типа (3.19) для точек 1 – 4 кривой крутящего момента двигателя (рис. 3.5).
Можно заметить, что для точки 1 при n nH ; М e = М eN max имеем a1 + a 2 + a3 + a 4 =1. Определять коэффициенты аппроксимации для системы четырех уравнений типа (3.19) удобно с помощью Microsoft Excel.
В табл. 3.2 приведены результаты совместных решений систем уравнений для точек 1, 2, 3, 4 внешних ветвей скоростных характеристик двигателей.
Коэффициенты аппроксимации крутящего момента Марка Номинальная крутящего момента и мощности двигателя двигателя мощность, кВт Для двигателя ЯМЗ-236Н уравнения крутящего момента и мощности двигателя имеют вид Функция часового расхода топлива двигателем является монотонной кривой второго порядка, поэтому ее достаточно аппроксимировать с помощью трех точек:
где b1, b2, b3 – постоянные коэффициенты.
Для точки 7 (см. рис. 3.4), соответствующей номинальному режиму максимальной мощности, при n nH ; GT = GTN max имеем уравне-ние b1 + b2 + b3 =1.
В табл. 3.3 показаны значения коэффициентов bi для разных двигателей. Для двигателя ЯМЗ-236Н часовой расход топлива на внешней ветви скоростной характеристики определяется уравнением Коэффициенты аппроксимации часового расхода топлива Марка Номинальная часового расхода топлива двигателя двигателя мощность, кВт SA6D155-4A 305,0 –0,193318 1,8729045 –0, Увеличение момента сопротивления М с на валу двигателя, например, в точке 2 приводит к уменьшению числа оборотов и увеличению крутящего момента двигателя, т.е. в диапазоне изменения частоты вращения n M max n n H двигатель автоматически приспосабливается к изменению нагрузки, работает в устойчивом режиме.
При одном и том же изменении момента сопротивления пологая кривая крутящего момента обеспечивает большее изменение частоты вращения вала двигателя.
Зависимости, представленные на рис. 3.4, свидетельствуют о том, что режим максимальной мощности двигателя фронтального погрузчика является основным, т.к. его реализация в эксплуатации обеспечивает максимальную производительность машины и минимальный удельный расход топлива.
Таким образом, установлено, что для двигателей внутреннего сгорания внешние кривые крутящих моментов и мощности двигателя аппроксимируются единой системой аппроксимационных коэффициентов. Заводам-изготовителям рекомендуется выдавать значения режимных параметров двигателей внутреннего сгорания, которые необходимы для проектирования машин и разработки технологий выполнения строительных работ, в соответствии с табл.
3.1.
3.1.4. Общие сведения о быстро и длительно протекающих динамических процессах в дизельных двигателях Для выполнения расчетов технологических процессов машин многие авторы создавали математические модели дизельных двигателей. Структура таких моделей зависит от типа решаемых задач и характера динамических процессов нагружения двигателя [70, 71].
На рис. 3.6 показана внешняя скоростная характеристика дизельного двигателя В2-550ТК-С5 фронтального погрузчика ТО- мощностью 406 кВт, которая устанавливает связь выходных координат Ме, GT, Ne, ge, e на установившихся режимах работы с частотой вращения n коленчатого вала.
Как показали результаты, изложенные в подразделах 3.1–3.4, дизельный двигатель воспринимает низкочастотные входные воздействия в диапазоне частот fп=0 5 Гц. Рабочие процессы фронтальных погрузчиков при наполнении ковша имеют тренды рабочих сопротивлений, которые характеризуются периодичностью выполнения Тк =4 8 с [73, 77].
циклограмм, которые характеризуются периодом Тк процесса набора ковша: Тк=3 6 с. При этом полное время одного цикла погрузчика может составлять Тц30 40 с и более. Технологические рабочие процессы фронтальных погрузчиков можно разделить на быстро протекающие и длительно протекающие динамические процессы. В соответствии с этим динамические процессы, выполняемые дизельными двигателями, тоже являются длительно протекающими или быстро протекающими динамическими процессами.
Как показали исследования, выполненные в подразделе 3.1, запаздывание динамических процессов в двигателе характеризуется малыми значениями времени з.р по сравнению с общим временем выполнения технологических операций: копанием грунтов, подъемом рабочего оборудования и т.п. Наиболее важным регулирующим звеном динамической системы двигателя является центробежный регулятор, который при отработке низкочастотных входных воздействий может рассматриваться как передаточное звено, обладающее запаздыванием р. Для длительно протекающих динамических процессов выполнения технологических операций подъема, опускания стрелы и процессов копания грунта диаграммы моментов сопротивления Мс на валу двигателя погрузчика можно представить в виде линеаризованных отрезков на достаточно малых интервалах времени, совпадающих с шагом интегрирования.
Пусть момент сопротивления на валу двигателя на некотором интервале времени изменяется по линейному закону где А – интенсивность изменения момента сопротивления двигателя, Нм/с.
На рис. 3.8 показан переходный процесс крутящего момента двигателя при линейном законе нагружения с интенсивностью. Интеграл крутящего момента двигателя Выражение (3.20) описывает переходный процесс крутящего момента двигателя Ме при линейном законе изменения момента сопротивления Мс. С увеличением времени процесса второе слагаемое уравнения (3.20) быстро уменьшается, поэтому момент на валу двигателя Ме превращается в линейную зависимость Mc, Ме моделей дизельных двигателей пользуются скоростными характеристиками двигателей в аналитическом виде.
В работах профессора Н.А. Ульянова [71] связь выходных параметров двигателя е и Ме устанавливается в аналитическом виде по линеаризованным статическим характеристикам. В последующем таким методом представления внешних характеристик двигателя с некоторыми усовершенствованиями пользовались М.В. Коваленко [39], А.Н. Подсвиров [48] и другие исследователи. Однако, как показал опыт использования этих моделей, они обладают недостатками, обусловленными громоздкостью записи соответствующих формул для всех линеаризованных участков и условий для их ограничения.
Перспективным для задания внешних характеристик дизельных двигателей является предложенный табличный метод [10].
Суть метода состоит в том, что любые функциональные линеаризованными отрезками, концы которых являются узлами этих зависимостей и характеризуются соответствующими координатами, которые систематизируются в виде матрицы. Для получения текущих промежуточных величин при исследовании непрерывных процессов используют метод аппроксимации, основанный на полиномах Лагранжа.
Задачу определения текущих значений функции по дискретным значениям аргументов можно решить при помощи интерполяционных многочленов Лагранжа.
Сначала рассмотрим простой случай выражения функции y i одной переменной семейством точек x i, принадлежащих кривой Общий вид формулы интерполяционного многочлена Лагранжа степени n, принимающего значения y i в точках x i (i – целое число, изменяющееся в пределах от 0 до n), имеет вид [10] В зависимости от вида кривой используют интерполяционные многочлены Лагранжа первой или второй степени, т.е. кусочнолинейную или кусочно-квадратичную интерполяцию. В узлах интерполирования x i функция f (x) должна совпадать со своим интерполяционным многочленом. Если же x не является узлом интерполирования, то f (x) только приближенно равно L П (x ).
функцию z двух переменных z f ( x, y ) дискретным семейством точек x i, y (K ). Для текущего значения y (K ) находим место этой точки между кривыми K и K 1. Для этих кривых выполняем сечение по параметру x i const и находим z K ( xi ) и z K 1 ( xi ). Далее, применяя Математическая запись этого алгоритма имеет вид где x [ xi 1, xi 1 ], i=1, 3, …, n–1.
В данной работе выполнено обоснование правомерности данного подхода к решению рассматриваемой динамической задачи.
Если исходить из концепции быстро протекающих и длительно протекающих динамических процессов, то динамические процессы, связанные с перемещением муфты центробежного регулятора и работой топливного насоса, можно отнести к быстро протекающим внутренним процессам, характеризующим быстродействие двигателя.
Таким образом, при анализе длительно протекающих технологических процессов можно пользоваться стандартными скоростными характеристиками двигателя, устанавливающими стационарную связь крутящего момента на валу двигателя с его угловой скоростью (частотой вращения).
Сделанный вывод не является очевидным, т.к. имеются авторы, которые пользуются динамическими характеристиками двигателя при анализе и расчетах длительно протекающих динамических процессов.
В данной монографии используются результаты, полученные предшествующими авторами [39], [58] при этом главное внимание уделено расчетам экономии топлива двигателем на основе механического эквивалента дизельного топлива и выполнено обоснование правомерности использования математических моделей дизельных двигателей для исследования процессов уравновешивания рабочего оборудования стреловых машин.
В табл. 3.4 и 3.5 представлены обобщенные внешние характеристики двигателей ЯМЗ-236Н и В2-550ТК-С5, заданные в виде матриц узловых точек.
Скоростная характеристика двигателя ЯМЗ-236Н, заданная об/мин рад/с кг/ч г/кВтч Представленные характеристики являются матрицами m n, где m – число строк; n – число столбцов. Каждый элемент матрицы является узлом, связывающим данный параметр с соответствующим значением элементов первой и второй строк е, nе. В таблицах значения величин е(к), Ме(к), GТ(к) – соответственно угловая скорость, крутящий момент, часовой расход топлива – получают экспериментальным путем на специальных испытательных стендах.
Скоростная характеристика двигателя В2-550ТК-С5, заданная об/мин 191,64 179,59 167,55 157,08 146,61 136,14 125,56 115,19 104, рад/с 0 1131,72 2426,50 2546,66 2618,12 2646,57 2638,09 2642,90 2653, кг/ч г/кВтч характеристиками.
КПД двигателя в долях единицы [55, 58] IТ 42,5106 Дж/кг.
3.1.5. Математическая модель дизельного двигателя, основанная на использовании полиномов Лагранжа В структурной схеме дизельного двигателя для математического описания длительно протекающих динамических процессов можно принимать время запаздывания регулятора р=0, а регулятор рассматривать как простое передаточное звено с коэффициентами передачи Кр, Км. Используя дифференциальные уравнения (3.10), (3.11), можно записать математическую модель дизельного двигателя Вычисление крутящего момента Ме и часового расхода топлива GТ в функции угловой скорости вала двигателя выполним, используя функции Лагранжа:
где i, (i +1) – номера последовательных точек линеаризованного отрезка.
Наряду с формулами (3.25), (3.26) при решении технологических зависимость угловой скорости двигателя e от крутящего момента Me:
Аналогичный вид имеют функции Лагранжа для зависимости часового расхода топлива от крутящего момента M e :
В математической модели (3.23) – (3.28) уравнения описывают динамику вращения вала двигателя и в обобщенной линеаризованной форме – работу регулятора и топливной системы двигателя.
Выходные величины В математической модели (3.23) – (3.33) имеем: Iе – приведенный момент инерции элементов механической системы к валу двигателя;
t – шаг численного интегрирования; е – изменение угловой скорости в течение шага интегрирования; е – угловое ускорение вала двигателя; GT.ц – расход топлива за время выполнения рабочего цикла.
Разработанная математическая модель позволяет для произвольной функции момента сопротивления Мс=Мс(t), приведенного к валу двигателя, вычислять мощность двигателя Nе, механическую работу Ае, удельный расход топлива gе, расход топлива за цикл технологического процесса GT.ц, КПД двигателя е и др. величины.
На рис. 3.9 приведена диаграмма переходных процессов нагружения двигателя А-01М линейным внешним сопротивлением до некоторого фиксированного значения момента сопротивления M c max At1 и последующий процесс разгрузки двигателя.
На рис. 3.9 использованы следующие обозначения: t1 – время нагружения; t2 – время установившегося сопротивления; t3 – время разгрузки; – время быстро протекающего динамического процесса двигателя; t4, t5 – время переходного процесса двигателя; t6 – время длительно протекающего динамического процесса.
Из диаграммы видно, что переходные процессы крутящего момента двигателя Ме отличаются от диаграммы нагружения Мс, однако практически совпадают при сдвиге кривой Ме на величину времени запаздывания регулятора двигателя.
можно рассматривать как передаточное звено с запаздыванием.
Внешнюю скоростную характеристику дизельного двигателя в длительно протекающих динамических процессах можно задавать в линеаризованном виде при помощи матрицы узловых точек, используя полиномы Лагранжа.
Получена математическая модель дизельного двигателя, описывающая длительно протекающие динамические процессы в механической системе, позволяющая для произвольной функции момента сопротивления на валу двигателя вычислять крутящий момент Ме на валу двигателя, угловую скорость е, часовой расход топлива GT, мощность двигателя Nе, расход топлива за время цикла Gц, удельный расход топлива gе, КПД двигателя e и другие величины.
3.1.6. Основные параметры двигателей типоразмерного В табл. 3.6 приведены характеристики двигателей для типоразмерного ряда фронтальных погрузчиков, она содержит сведения о номинальной мощности N e, частоте вращения вала двигателя n, часовом расходе топлива GT, крутящих моментах двигателя M e.
Анализируя параметры таблицы, видим, что погрузчик малой грузоподъемности QП =0,5 т имеет расход топлива GT =5,5 кг/ч, а погрузчик большой грузоподъемностью QП =75 т имеет расход топлива GT =355,4 кг/ч. Это означает, что сверхмощный погрузчик примерно в 65 раз эффективнее малого погрузчика. Непросто ответить на вопрос, могут ли 65 малых погрузчиков заменить один большой погрузчик, однако очевидно, что при внедрении сверхмощного погрузчика освобождаются от работы 65 операторов.
В разделе 1 мощность двигателя выражена зависимостью Характеристики двигателей фронтальных погрузчиков механическую систему, то можно сделать вывод, что данная механическая система подчиняется единым закономерностям.
Часовой расход топлива типоразмерного ряда фронтальных погрузчиков можно определять по физической формуле где N е – эффективная мощность двигателя, Вт.
На рис. 3.10 показана зависимость часового расхода топлива от грузоподъемности.
При проектировании машин удобно пользоваться удельными показателями. Для фронтального погрузчика удельными показателями являются удельная энергонасыщенность и удельное энергопотребление. В разделе 1 показана зависимость удельной мощности на единицу грузоподъемности N e QП. Эта зависимость характеризует энергонасыщенность системы.
Удельное энергопотребление системы можно оценить удельным расходом топлива на единицу грузоподъемности, т.е. отношением GT QП. Рассмотренные энергетические показатели являются близкими по физической сущности, в одном случае они выражены через мощность двигателя, в другом – через потребление энергоресурса. Удельная энергонасыщенность изменяется для разных энергопотреблению удельный показатель GT QП изменяется в пределах GT QП 5 8 кг/ Ч Т (рис. 3.11).
3.2. Силовые агрегаты трансмиссии 3.2.1. Теория расчета выходных параметров гидродинамических Крутящий момент на валу двигателя изменяется в ограниченных пределах, при этом момент сопротивления обычно многократно превышает возможности изменения момента двигателя. Для расширения диапазона воспринимаемых моментов сопротивления в трансмиссию погрузчиков встраивают гидродинамические, гидрообъемные или электрические передачи, которые не только увеличивают крутящий момент двигателя, но и позволяют регулировать его величину в соответствии с изменением момента сопротивления. Гидродинамические передачи работают по принципу преобразования скорости движения потока рабочей жидкости на лопатках турбинных колес. Гидрообъемные передачи работают по принципу создания статического напора гидравлическими насосами и преобразования энергии жидкости в механическую работу гидродвигателями, в качестве которых используются обратимые гидронасосы.
Гидродинамические передачи применяют в виде гидромуфт или гидротрансформаторов. В первом случае мощность от коленчатого вала двигателя к ведомому валу передается с изменением угловой скорости последнего, но при постоянном крутящем моменте; во втором случае при постоянном крутящем моменте на валу двигателя изменяется не только скорость ведомого вала, но и передаваемый крутящий момент. В настоящее время на погрузчиках чаще применяют гидродинамические трансмиссии, состоящие из механической коробки передач и гидротрансформатора. Поскольку режимы работы гидротрансформатора включают в себя как частный случай режим работы гидромуфты, рассмотрим конструкцию и принцип работы гидромуфты фронтального погрузчика.
Гидромуфта состоит из двух колес – насосного и турбинного, вращающихся в общем корпусе, в котором между колесами циркулирует рабочая жидкость (машинное масло). Насосное колесо соединено жестко с коленчатым валом двигателя, а турбинное – с входным валом трансмиссии. Оба колеса имеют радиально направленные лопатки. Насосное колесо, вращаясь, увлекает своими лопатками поток жидкости, который действует на лопатки турбинного колеса и приводит его во вращение. Поскольку связь между колесами обеспечивается только потоком жидкости, турбинное колесо всегда вращается с проскальзыванием относительно насосного колеса. КПД гидромуфты на расчетном установившемся режиме равен 0,95 0,97. Гидромуфта обеспечивает пуск двигателя и остановку машины без отключения трансмиссии; при этом возможно непрерывное и плавное изменение угловой скорости выходного вала от 0 до max и от max до 0 соответственно с уменьшением или увеличением внешней нагрузки. Гидротрансформатор конструктивно отличается от гидромуфты тем, что у него кроме насосного 7 (рис.
3.12, а) и турбинного 5 колес имеется колесо 4, называемое реактором.
Лопатки колес гидротрансформатора расположены не радиально, а наклонно. Назначение реактора – создавать реактивный момент M 3, добавляемый к моменту M 2, передаваемому валом турбинного колеса.
В результате суммарный момент, передаваемый выходным валом, будет больше момента M 1, передаваемого валом насосного колеса, т.е. двигателем.
Для гидротрансформатора уравнение моментов имеет вид где M 1, M 2, M 3 – соответственно моменты двигателя, турбины и реактора.
Это означает, что момент на турбинном колесе может быть больше или меньше момента на валу насосного колеса в зависимости от знака момента M 3. Насосное колесо жестко соединено с маховиком дизельного двигателя, а турбинное – с приводным валом коробки передач (см. рис. 3.12). Насосное колесо, вращаясь, увлекает своими лопатками поток рабочей жидкости, в качестве которого используется машинное или веретенное масло.
В круге циркуляции насосное колесо сообщает жидкости кинетическую энергию, закручивает непрерывный поток жидкости, который отбрасывается на лопатки турбинного колеса и попадает на лопатки неподвижного реактора, который стремится повернуться в сторону, противоположную вращению рабочих колес. Этому препятствует муфта свободного хода; ее ролики 3 заклинивают корпус реактора на неподвижной части 2, которой часто служит ступица шестерни понижающей передачи коробки передач, конструктивно объединенной с гидротрансформатором.
Лопатки реактора изменяют направление и увеличивают скорость потока жидкости, проходящей через реактор от турбинного к насосному колесу. Чем медленнее вращается турбинное колесо, тем больше лопатки реактора изменяют направление потока жидкости и тем больший реактивный момент M 3 передается от реактора к турбинному колесу. С изменением внешней нагрузки гидротрансформатора автоматически меняется и режим работы:
уменьшается частота вращения при увеличении нагрузки и увеличивается ее момент. Погрузчик может плавно трогаться с места и подниматься по уклону без изменения оборотов двигателя. Однако момент M 2 по сравнению с моментом M 1 увеличивается в определенных пределах. Наибольшее силовое передаточное отношение называют коэффициентом трансформации [4, 71]:
Это теоретический наибольший коэффициент трансформации, который соответствует моменту стопорения турбинного колеса, т.е.
его полной остановке. Кинематическое передаточное отношение характеризует скоростной режим работы гидротрансформатора:
где 1, 2 – соответственно частота вращения насосного и турбинного колес.
Для обеспечения оптимальных режимов работы гидропередачи расчетные значения K и i приходится несколько уменьшать за счет использования коробки передач, устанавливаемой за гидротрансформатором. КПД гидротрансформатора характеризуется отношением мощности N 2, передаваемой турбинным колесом, к мощности двигателя N1, равной мощности насосного колеса.
Крутящие моменты на насосном и турбинном колесах определяются уравнениями поэтому КПД гидротрансформатора имеет вид Турбинное колесо всегда работает со скольжением относительно насосного колеса. Частота вращения турбины уменьшается с увеличением внешней нагрузки и, наоборот, увеличивается на холостом ходу. Скольжение служит причиной внутреннего трения в потоке жидкости и сопровождает ее нагрев. При стоповом режиме вся мощность двигателя превращается в тепло, поэтому в гидротрансформаторах устанавливают радиатор для охлаждения рабочей жидкости и насос для перекачки жидкости через радиатор.
КПД гидротрансформатора является переменной величиной, имеющей экстремум на безразмерных характеристиках (рис. 3.13).
Гидротрансформаторы выполняются непрозрачными и прозрачными. Непрозрачные гидротрансформаторы полностью защищают двигатель от внешних нагрузок (см. рис. 3.13,а). У непрозрачных гидротрансформаторов режим работы двигателя не меняется и зависит только от заданного положения рейки топливного насоса. Прозрачные гидротрансформаторы обеспечивают частичную зависимость двигателя от внешних сопротивлений, при этом улучшается топливная экономичность двигателя. Чтобы повысить КПД на холостом ходу, когда частота вращения турбинного колеса по значению близка к частоте вращения насосного колеса, гидротрансформатор переводят на режим работы гидромуфты. С увеличением частоты вращения турбинного колеса уменьшается угол атаки струи жидкости на его лопатках, а вместе с тем и угол входа струи. При этом поток жидкости, отбрасываемый лопатками турбинного колеса, начинает ударяться в лопатки реактора с противоположной стороны, отчего колесо реактора стремится к вращению в одну сторону с рабочими колесами (см. рис. 3.12,б).
Тогда муфта свободного хода автоматически расклинивается и гидротрансформатор начинает работать в режиме гидромуфты с КПД, равным 0,95 0,97. Гидротрансформаторы, которые могут работать в режиме гидромуфты, называются комплексными.
Характеристика гидротрансформатора в основном определяется зависимостями где 1 – безразмерный коэффициент момента, объемная масса рабочей жидкости в гидротрансформаторе (при 90o С 830 850 кг/ M 3 ); D – активный диаметр рабочей полости гидротрансформатора (см. рис. 3.12).
Функции K (i), (i), 1 (i ) удобно задавать в виде таблиц угловых точек с использованием полиномов Лагранжа:
характеристиками (см. рис. 3.13). Они показывают изменение коэффициентов момента 1, трансформации K и КПД, откладываемых по оси ординат в зависимости от изменения передаточного отношения i на входе лопаток турбинного колеса, откладываемого по оси абсцисс.
При построении безразмерных характеристик момент M 1 M e заменяют коэффициентом 1. Отношение максимального значения к значению 1 при K=1 определяет степень прозрачности гидротрансформатора:
При П 2 гидротрансформатор относят к прозрачным, а при П 1 1,2 – к непрозрачным. Как видно из рис. 3.13,а, значение коэффициента примерно постоянно у непрозрачного гидротрансформатора и переменно у прозрачного в зависимости от изменения i передаточного отношения (см. рис. 3.13,б). У обоих гидротрансформаторов КПД резко повышается с увеличением передаточного отношения.
Нагрузочные свойства гидротрансформатора характеризуются значениями коэффициента входного момента (рис. 3.14): 1max – максимального (при i 0,4) ; 1.0 при i=0 в режиме гидромуфты, а также коэффициентом прозрачности Здесь iM соответствует передаточному отношению, при котором гидротрансформатор переходит на режим работы гидромуфты.
характеризуются передаточными отношениями где K 0 – коэффициент трансформации (при i=0); i* – передаточное отношение, соответствующее максимальному значению КПД ( * 90% ); K – коэффициент трансформации при *.
Поскольку КПД гидротрансформатора изменяется в больших пределах, то очень важно, чтобы в рабочей зоне (при i 0,4 0,85) он был наибольшим. В начале рабочей зоны i 80% и в конце 85%, т.е. в начале перехода гидротрансформатора на режим работы гидромуфты (точка С, см. рис. 3.14). Переход гидротрансформатора на режим работы гидромуфты осуществляется свободно или принудительно блокировкой турбинного колеса 5 (см. рис. 3.12) и насосного колеса 7 с помощью специальной фрикционной дисковой муфты.
насосного колеса рычажная передача, действующая от центробежного регулятора, применении двух колес реактора их устанавливают свободного хода и с лопатками, улучшить преобразующие свойства гидротрансформатора, т.е. углы атаки при малых передаточных отношениях ( i 0 0,5), и осуществить переход с режима работы гидротрансформатора на режим работы гидромуфты при КПД 87 88% (точка D, см. рис. 3.14), т.е. избежать провала кривой КПД в точке C (см. пунктирную кривую). Таким образом, удлиняется рабочая зона значений КПД и уменьшается число диапазонов в коробке передач.
На погрузчиках применяют большей частью непрозрачные гидротрансформаторы без принудительной блокировки турбинного и насосного колес и чаще с одним реактором, т.е. более простой конструкции, т.к. транспортный режим работы у погрузчиков не является решающим, как у автомобилей.
При частых маневрированиях фронтального погрузчика на рабочей площадке и малых скоростях движения применение упрощенных конструкций гидротрансформаторов вполне оправдано.
При разработке четырехколесного трансформатора с двумя реакторами использован прототип гидротрансформатора ЛГ-340 (см.
рис. 1.4).
Характеристика четырехколесного гидротрансформатора:
Коэффициент трансформации 3, предназначенную для принудительной блокировки от центробежного регулятора насосного и турбинного колес, чтобы повысить КПД гидротрансформатора на холостом ходу (при i 0 0,5). Вал гидротрансформатора центрируют с валом двигателя. Насосное колесо соединяют с маховиком через пальцы с резиновыми втулками, как у обычных втулочно-пальцевых муфт. Возможны и другие приемы соединения указанных деталей. Для предотвращения кавитации потока жидкости в круг циркуляции гидротрансформатора для подпитки подается жидкость при помощи шестеренного гидронасоса.
Создаваемый подпор давления в круге циркуляции зависит от размеров гидротрансформатора. Например, у гидротрансформатора ЛГ-340 он составляет 0,35 0,45 МПа, а расход рабочей жидкости – л/мин. Для охлаждения жидкости применяют отдельный гидронасос, с помощью которого создается циркуляция жидкости через охлаждающий радиатор. Оба насоса чаще всего встраивают в гидротрансформатор и приводят в движение от насосного колеса гидротрансформатора, т.е. непосредственно от двигателя.
3.2.2. Основные параметры гидрообъемной трансмиссии Одной из тенденций развития конструкций погрузчиков является широкое использование гидрообъемных трансмиссий, что обеспечивает возможность автоматизации рабочего процесса, свободу компоновки, облегчение управления и повышение маневренности (см. рис. 1.5) [4, 9, 54]. Основными элементами объемной гидротрансмиссии погрузчика являются: 1 – двигатель; 2 – редуктор отбора мощности; 3 – гидронасос; 4 – гидронасосы рулевого управления и рабочего оборудования; 5 – карданная передача; 6 – гидромотор привода ведущих мостов; 7 – ступичные редукторы.
Наряду с упомянутыми достоинствами колесные погрузчики такого типа отличаются малыми габаритами и простой кинематической схемой привода. Рассмотрим общие зависимости, связывающие параметры ведущих колес, гидромоторов и гидронасосов при работе фронтального погрузчика на транспортном режиме.
Общий крутящий момент, развиваемый гидромоторами, где u MK, MK – передаточное отношение и КПД редуктора, связывающего гидромотор с колесом; rK – радиус колеса; T – сила тяги на ведущих колесах; Pf – сила сопротивления перекатыванию.
Давление, возникающее в гидромоторах, где qM – объемная постоянная гидромотора; z M – число гидромоторов.
Давление, развиваемое гидронасосами, имеет несколько большую величину вследствие потерь в трубопроводах и элементах распределительной гидроаппаратуры:
где Г – гидравлический КПД гидрообъемной трансмиссии.
В современных гидросистемах используют гидронасосы с регулируемой объемной постоянной q H ( pH ) var, которая может задаваться в виде таблиц узловых точек с использованием полиномов Лагранжа. Обращаясь к файлу исходных данных, по характеристике гидронасоса q H qH ( pH ) можно определить объемную постоянную гидронасоса qH, соответствующую текущему значению p H :
«