|
Источником движущей силы трактора и автомобиля является двигатель. Развиваемый им крутящий момент Мх передается через трансмиссию к движителям — ведущим колесам или гусеницам.
Допустим, что трактор (автомобиль) работает при установившейся нагрузке, т. е. силы сопротивления движению Ркр, Pf, Pw постоянны во времени, колебания вращающихся масс двигателя, шестерен и колес отсутствуют и все эти массы вращаются равномерно в любой момент времени.
При этом крутящий момент Мк двигателя преобразуется в трансмиссии трактора и подводится к осям ведущих колес измененным в /тр=/1д/«к раз, где tTp — передаточное число трансмиссии, яд и rtK— частоты вращения соответственно коленчатого вала двигателя и ведущих колес трактора. Часть преобразуемого крутящего момента необратимо теряется на нагрев трущихся деталей и окружающей среды. Крутящий момент, подводимый от двигателя непосредственно к осям ведущих колес.
MBejk=MJTVr\rV, (8)
где т)Тр —КПД трансмиссии, учитывающий потери на трение.
Ведущий момент, определяемый по формуле (8), называют ведущим моментом «по двигателю». Разделив ведущий момент «по двигателю» на динамический радиус гк ведущих колес, получим расчетную касательную силу тяги «по двигателю»
Как следует из формул (8) и (9), ведущий момент и касательная сила тяги «по двигателю» конкретного трактора при установившейся нагрузке (при принятых допущениях) зависит от трех параметров: крутящего момента Мк двигателя, передаточного числа 1тр и КПД ЦтР трансмиссии. Проанализируем закономерность изменения этих трех параметров.
Крутящий момент двигателя принимает значения в зависимости от потребляемой мощности или частоты вращения коленчатого вала. Эти зависимости в виде регуляторных характеристик изображены на рисунке 3, а, б. Так как тракторные двигатели оснащены регуляторами частоты вращения, то исследование вопросов теории трактора базируется именно на регуляторных характеристиках (рис. 3).
При холостом ходе коленчатый вал двигателя развивает частоту вращения лхх. Под действием внешней нагрузки регулятор увеличивает подачу топлива в цилиндры, перемещая рейку топливного насоса. В результате этого крутящий момент и эффективная мощность двигателя увеличиваются при одновременном некотором снижении частоты вращения. Когда рейка топливного насоса переместится на установленное расчетное расстояние, эффективная мощность двигателя достигнет максимального значения.
Регламентируемую максимальную мощность двигателя при работе с регулятором называют номинальной, или расчетной, и обозначают через NH> Ей соответствуют номинальный расчетный) крутящий момент Мн (рис. 3, в) и номинальная (расчетная) частота вращения пн. Разность лхх—п* зависит от степени неравномерности действия регулятора.
Ветви кривых характеристики, соответствующие работе двигателя в диапазоне частот вращения от лхх до пи, называют ре-гуляторными. Эти ветви на кривых мощности Ne и крутящего момента Мк представляют собой наклонные прямые.
Дальнейшее увеличение внешних сопротивлений приводит к перегрузке двигателя и сопровождается интенсивным снижением частоты вращения его вала. При перегрузках двигатель работает без регулятора (если не считать влияние корректора), поэтому участки кривых характеристики, расположенные слева
от точки пы, называют перегрузочными или безрегуляторными. При перегрузках крутящий момент двигателя сначала продолжает несколько возрастать, главным образом под действием корректора, увеличивающего по мере снижения частоты вращения цикловую подачу топлива в цилиндры. При частоте вращения по (рис. 3, а) крутящий момент двигателя достигает максимального значения Мктйх. В процессе дальнейшего снижения частоты вращения крутящий момент уменьшается из-за ухудшения условий протекания рабочего процесса. Кривая эффективной мощности на перегрузочном участке характеристики идет вниз.
Участки характеристики, лежащие левее точки п0 и соответствующие наибольшим значениям крутящего момента, следует считать нерабочими. На этих участках двигатель работает неустойчиво и при дополнительной перегрузке может заглохнуть.
Регуляторные характеристики, построенные в функции частоты вращения, неудобны для пользования, поскольку регуляторные ветви кривых расположены на очень малом отрезке оси абсцисс. Это затрудняет анализ загрузки двигателя и его экономичности на основных рабочих режимах. Поэтому регуляторные характеристики тракторных двигателей строят преимущественно в функции эффективной мощности Ne (рис. 3, б).
При тяговых расчетах трактора иногда используют регуляторные характеристики, построенные в функции крутящего момента AfK (рис. 3, в). Такое изображение регуляторной характеристики позволяет легче установить связь между крутящими моментами и частотой вращения вала двигателя, с одной стороны, и соответственно тяговыми усилиями и скоростями движения трактора — с другой.
В некоторых случаях тракторный двигатель не может быть загружен с достаточной полнотой при работе на номинальном скоростном режиме. Тогда целесообразно понизить частоту вращения вала недогруженного двигателя при одновременном включении в трансмиссии более высокой передачи для сохранения требуемой скорости движения. При пониженной частоте вращения вала двигатель работает более экономично, с меньшими значениями (при одинаковых мощностях) удельного расхода топлива ge. Скоростной режим двигателя изменяется с помощью устанавливаемого всережимного регулятора частоты вращения.
На рисунке 3, а приведены характеристики тракторного дизеля при трех настройках всережимного регулятора. Каждой настройке регулятора соответствует определенная частота вращения, при которой безрегуляторная ветвь кривых характеристики переходит в регуляторную. Каждому скоростному режиму на характеристике соответствуют свои кривые.
Увеличение крутящего момента двигателя по мере снижения частоты вращения при перегрузках повышает приспособляемость двигателя к работе в условиях переменного нагрузочного режима. Коэффициент запаса крутящего момента двигателя
Коэффициент приспособляемости двигателя по крутящему моменту
^-Мктах/Ми=1,0...1,2.
Коэффициент приспособляемости двигателя по частоте вращения коленчатого вала k0=nH/n0. Увеличение коэффициента приспособляемости двигателя по частоте вращения повышает способность двигателя преодолевать кратковременные перегрузки. Значения этого коэффициента у тракторных дизелей находится в пределах 1,3... 1,6.
Из графиков на рисунке 3 видно, что наибольшему значению мощности и наименьшему значению удельного расхода топлива двигателя соответствует номинальное значение крутящего момента MK=AfH. Поэтому целесообразно работать при значениях Мк, находящихся в узком диапазоне, близком к номинальному значению М», т. е.
где уд min — минимально допустимый коэффициент использования номинального значения крутящего момента двигателя, l^y* mtn^0,85. Обычно Уд mm ~ 0,85.
При этом касательная сила тяги «по двигателю» будет изменяться в узких пределах (при /Тр—const)
Л-н^тр'Птр/'к ^ -°к ^ Тдmin Мн^гр'Птр/''к*
Однако среднее значение тягового сопротивления РТяг различных рабочих орудий находится в более широких пределах. Это обусловлено не только разнообразием сельскохозяйственных рабочих органов (плуг, культиватор, сеялка, борона и т. д.), но и различным состоянием и типом обрабатываемых почв (супесь, глина, суглинок, влажная почва, сухая и т. д.). Тем не менее в любом случае должно соблюдаться условие тяг при Ми^Мк^улт1пМн.
Таким образом, при незначительно изменяемом крутящем моменте Мк двигателя значения ведущего момента и касательной силы тяги должны соответствовать различным широко изменяемым значениям тягового сопротивления сельскохозяйственных орудий, с которыми работает трактор. Это требование выполняется подбором передаточного числа (тр трансмиссии, а также переключением передач в зависимости от вида орудия и сопротивления движению.
Передаточное число iTp трансмиссии зависит от сопротивления и заданной производительности (скорости движения) рабочих машин. Способ достижения требуемого передаточного числа iTp зависит от вида трансмиссии, т. е. от способа преобразования крутящего момента двигателя в ведущий момент. В существующих конструкциях тракторов изменение передаточного числа 1тр от одного установившегося значения tTpi до другого (трг может быть ступенчатым и бесступенчатым (непрерывным), с разрывом силового потока (потока мощности) или без разрыва.
В трансмиссиях любого вида ведущий момент и касательную силу тяги «по двигателю» определяют при установившейся нагрузке по следующим выражениям:
PK = MJTP4\rPfrK,
где Af«, hp и г)Гр — величины, находящиеся в таких пределах: МЯ^МН^ fi*YA тюМв; (тр 1^/Тр^*трг; Цгр 1^т)тр^т)трг (здесь z и I — высший н низший номера передач).
В механической коробке передач передаточное число от iTpi до itp2 изменяют скачком, т. е. ступенчато, двумя способами, каждому из которых соответствует определенная последовательность действий.
Способ 1. Передаточное число (тр изменяется с разрывом силового потока. Для перехода от стрь например, к(трц необходимо сначала отсоединить двигатель от трансмиссии (обычно с помощью главной фрикционной муфты сцепления). Затем перестановкой подвижных шестерен в коробке передач изменить передаточное число iTPi на iTpn и вновь соединить работающий двигатель с трансмиссией, включив муфту сцепления.
При таком способе процесс подбора передаточного числа «тр сопровождается остановкой трактора, изменением ведущего
МОМеНТа ОТ Л1вед1^Л1вед^0 ДО 0^Мвед^:Л1вед11 (гДв МВед1 И
•Мведи — установившиеся значения ведущих моментов при передаточных числах (TPt и i'tpiiJ, интенсивным изнашиванием торцов переключаемых шестерен.
Способ 2. Передаточное число (тр изменяется без остановки машины. Возможны два варианта переключения передач. При первом варианте двигатель отсоединяется от трансмиссии на 'период времени /Пер=0,1...0,2 с. Значение времени /пер определяется из равенства кинетической энергии Гита машинно-тракторного агрегата работе сил 2PConP сопротивления движению на пути Зпер движения машины «по инерции» в этот период. Так как ГмтА=2Рс0Пр5пер и Saep—vt, то tnep, с, не должно превышать Snep/f — Гмта/ (2РСопрО) = 0,5бвРЛ1мтАо/2ЯсоВр« 0,15...0,5, где v — скорость движения машины до разрыва потока мощности.
Для эксплуатируемых тракторов и орудий значение времени 1иер переключения передач зависит от тягового режима работы, скорости движения и состояния почвы.
При этом варианте передаточное число, например, от *Tpi до -(трл изменяется с помощью фрикционной муфты двустороннего действия ((неподвижные в осевом направлении шестерни в коробке передач соединяются с вращающимися валами с помощью фрикционных дисков). Торцы зубьев шестерен не изнашиваются, а ведущий момент изменяется в пределах
Л*Утр I Ятр I > Л*вед > Мк fTP Ятр и.
В течение времени f„ep=0,1...0,2 с, когда крутящий момент Мж двигателя не передается к ведущим колесам, движение машины продолжается вследствие превращения кинетической энер* гии трактора и орудия в работу движущих сил, равных 6BpPi=*
= 2Ясопр.
При втором варианте переключения передач, например, с fTpi на irpn через трансмиссию непрерывно передается крутящий момент двигателя с помощью фрикционной муфты. Этот процесс будет рассмотрен ниже.
Способ выбора передаточного числа tTp, при котором ведущий момент в период переключений передач достаточен для преодоления тяговых и других сопротивлений, называют способом переключения передач на ходу трактора без разрыва потока мощности.
После достижения требуемого передаточного числа tTP ведущий момент Мвед постоянен, если нагрузка установившаяся.
Однако в реальных условиях эксплуатации тракторных агрегатов создать установившуюся нагрузку невозможно. При переключении передач вследствие неоднородности почвы и неровности микрорельефа поверхности дорог и полей, неуравновешенности двигателя и колес, а также из-за других факторов на трактор действует неустановившаяся (изменяемая по времени) нагрузка. В результате этого вращение коленчатого вала двигателя, шестерен в трансмиссии и колес трактора, а также поступательное движение трактора и орудий происходят неравномерно, с ускорением или замедлением.
Вращающиеся массы машин колеблются относительно осей вращения, а поступательно движущиеся массы — вдоль линии-направления движения. Такие колебания происходят потому» что трактор представляет собой систему сосредоточенных масс (маховик, шестерни, колеса, остов), соединенных между собой-упругими звеньями (валы трансмиссии, пневмошины, рессоры). Под действием неустановившейся нагрузки каждая масса системы, получая возмущение, колеблется на своем упругом звене и влияет на колебание соседних масс. При этом в упругих звеньях дополнительно возникают инерционные, динамические моменты и силы.
Следовательно, при неустановившейся нагрузке значение ведущего момента и касательной силы тяги «по двигателю» невозможно подсчитать по формулам (8) и (9), в которых не учтены инерционные моменты и силы.
Для определения ведущего момента при неустановившейся* нагрузке необходимо знать законы движения отдельных вращающихся и поступательно движущихся масс машинно-тракторного агрегата, а также закон взаимного влияния колебаний этих, масс.
Для теоретического решения такой задачи тракторный агрегат заменяют эквивалентной в энергетическом отношении! динамической моделью: системой сосредоточенных масс отдельных механизмов и деталей трактора, соединенных между собой! упругими валами, фрикционными и другими связями, с учетом? воздействия на отдельные элементы этой системы внешних сил и моментов.
Простейшая динамическая схема модели машины показана «а рисунке 2, где изображены вращающиеся массы маховика двигателя, шестерен и колес с моментами инерции соответствен-
НО /д, /х, /к1 и /к2.
По этой схеме нельзя проанализировать влияние вращающихся масс на формирование ведущего момента при неустановившейся нагрузке. Для этого необходимо привести массы и жесткости машины к какому-либо элементу по определенным правилам механики.
Основные из этих правил следующие: 1) все элементы реальной машины (массы двигателя, жесткости трансмиссии, колес, остова, валов и моменты) приводят к одному элементу, например к коленчатому валу или к ведущим колесам; 2) кинетическая энергия реальной массы должна быть равна кинетической энергии приведенной (к тому или иному элементу) массы; 3) устанавливают передаточные числа для всех частей передачи; 4) делят (если приводят к валу с высшей угловой скоростью вращения) на iTP2 все моменты инерции вращающихся масс реальной системы и умножают на iTP2 податливости (жесткости) «ее валов; 5) потенциальные энергии деформации реального упругого элемента и расчетного упругого звена должны быть .равны между собой; 6) допускается пренебречь жесткостью зубьев шестерен и зазором в их зацеплении; 7) принимают, что ^нормальные нагрузки и условия сцепления левых и правых колес одинаковы.
Если применить эти правила к трактору, изображенному на рисунке 2 и привести все массы, податливости и моменты к оси ведущих колес, то получим динамическую модель машины, схематически показанную на рисунке 4, а. На рисунке 4 указаны «следующие приведенные величины: Л1'к=Мк«трТ)тр — крутящий момент двигателя; /'д=/д1тр2т)тр— момент инерции маховика и .и других вращающихся частей двигателя; /xi и /хг — моменты инерции шестерен коробки передач и главной передачи трактора; /К1 — момент инерции ведущих колес трактора; /мта= ='Пмта'*"к2Ч-/к2(''к/'"к2)2 — суммарный момент инерции поступательно движущихся масс трактора,, агрегатируемого орудия и ведомых колес; ЛГМ и ЛГвеДф— соответственно момент трения главной муфты сцепления и ведущий момент по сцеплению; .Л1сопр=2ЯсопрГк — момент сил сопротивления движению машины; .?23= (%t>2—l|)3)/AfKP2g, «534= 0j)3— Цл)/МКри И «245 =
*=t|>m/(2 J M*eaidq>) — податливости валов коробки передач, глав-
о
•пой передачи с полуосями и пневмошин; 1|э2, У>з, i|)4 и — углы .закрутки валов масс 2, 3, 4 и угол поворота пневмошины ведущего колеса; МкРм и Мкр 54 — крутящие моменты, действующие между массами 2—3 и 3—4.
Моменты инерции вращающихся масс и податливости валов определяют экспериментально методом качаний масс и теоретически (расчетом).
После приведения масс и податливостей, а также построения динамической схемы модели машины составляют уравнения движения в форме Лагранжа с целью получения дифференциальных уравнений колебаний (движения) каждой массы.
Уравнение движения массы / (рис. 4, а) имеет вид
где Т — кинетическая энергия вращающейся массы /, Г=/,дсйк2/2; q— обобщенная координата, определяющая положение массы / в любой момент времени, <7^t|? (ip —угол поворота массы /).
Так как яр=©к, то
Подставив полученные выражения и значения /д'; М/; Мы' в уравнение Лагранжа, после преобразований получим дифференциальное уравнение колебании массы 1:
JjrtfJtoJdt^Mn—MH.
Так как Юк^тр^соа, т.е. угловой скорости вращения коленчатого вала двигателя, то
Аналогично получают уравнения колебаний масс 2, 3> 4 и 5. Из дифференциальных уравнений колебаний пяти масс машины составляют систему уравнений, которую решают на ЭВМ при заданных закономерностях изменения моментов Мк, Мсопр я других параметров машины. Система этих уравнений следующая:
Jxld<oxl/dt а. Мм— Jmi№vldt = Мвед ф—Мсопр.
Решив эту систему уравнений, можно определить значение крутящего момента на любом валу трансмиссии, частоты колебаний масс и найти резонансные зоны.
Следовательно, ведущий момент при неустановившейся нагрузке, подведенный к массе 4 ведущих колес,
MW-Cfc—4>4)/'м.
Для упрощения задачи по определению Мнвед и одновременно наибольшего возможного значения Мнведтах допустим, что* валы трансмиссии абсолютно жесткие. Поэтому все вращающиеся массы можно привести к осям ведущих колес с одинаковым знаком ускорения. Тогда вместо пятимассовой динамической модели машины получим двухмассовую модель, показанную на рисунке 4, б. В этом случае Л1нвед^Мвед».
Уравнение движения массы с приведенным моментом инерции примет вид
Juvfajdt = Л* вед ф—Мк',
откуда
Так как Мк'=Мк1ТрГ\тр и <ок —о/гк, то
М\ед = Мк1трЛтр+(Л1р/''к) (dv/di) < Мведф,
или
M\en = Мвед 3+ MJ« < ^вед Ф, где М/к—//пр/^к — момент касательных сил инерции; j=dvfdt — ускорение.
Таким образом, ведущий момент Л1нвед при неустановившемся движении может быть больше или меньше (в зависимости or знака ускорения) ведущего момента МпеЛд при установившемся движении на величину MjK.
Для дополнительного упрощения задачи по определению наибольшего значения Мн вед шах допустим, что контзкт колес С почвой (дорогой) представляет собой жесткую связь, и динамическую модель машины можно представить в виде одно массовой модели, показанной на рисунке 4, в. Тогда при неустановившемся движении через трансмиссию и движители машины передается ведущий момент MHBeA=Afconp. Значение этого момента определим из уравнения движения одномассовой модели, которое в данном случае имеет вид
•V^k/# = AfConp-MK', (11>
где //"*тмтл''гк+/вр — приведенный момент инерции всех вращающихся я поступательно движущихся масс машины.
Из уравнения (11) определим значение ведущего момента Так как mMTAdv/dt=Pjf то
Л*"ввд = Мвадд+бвр'>/к. где бВр=1+/ср/(я».мТА''2к) ^коэффициент учета вращающихся масс машины.
Из этого уравнения следует, что при неустановившейся нагрузке, повышенном сцеплении движителей с почвой (дорогой) « жестких валах трансмиссии в контакте движителей с почвой может действовать ведущий момент, превосходящий крутящий момент Л1веда при установившейся нагрузке на величину М/к = —бврР/к. Это следует учитывать при прочностных расчетах элементов трансмиссии и движителей.
Механический КПД трансмиссии учитывает потери на трение, взбалтывание масла и т. п. Ои зависит от числа пар зубчатых передач, находящихся в зацеплении, типа шестерен и •способа их соединения между собой, типа, конструкции и числа опор, в которых вращаются валы, конструкции и числа уплотнений картеров передач, вязкости, количества и уровня заливаемого масла, частоты вращения валов, окружной скорости вращающихся шестерен и других факторов.
Часть перечисленных выше потерь зависит от значения передаваемых моментов. Остальная часть потерь зависит в основном от скорости вращения деталей. При заданной передаче и установившемся тепловом режиме значения этих потерь приблизительно постоянны независимо от того, работает трансмиссия под нагрузкой или на холостом ходу.
Таким образом, механический КПД трансмиссии
Я,р-П>вЛ. <12)
тде г)Х(>л и г)я — КПД, учитывающие потери соответственно холостого хода и лри работе под нагрузкой.
В соответствии с принятым допущением о постоянстве потерь холостого хода можно написать, что
Лгол «1 — ^хол/Мк = 1 — Шт
где Мхол — приведенный к коленчатому валу двигателя момент сопротивления, возникающий при его холостом прокручивании; & — коэффициент, учитывающий, какую часть номинального крутящего момента Мя двигателя составляет момент Мтя. При достаточно прогретом масле £=»0,03...0,05. Значение его увеличивается с повышением частоты вращения двигателя и номера включаемой передачи. При холодном состоянии масла или повышенном его уровне значение | может быть значительно больше указанных пределов.
Из этого выражения следует, что коэффициент г\Хол зависит от значения момента Мк двигателя.
Дополнительные потери в трансмиссии, возникающие при работе под нагрузкой, приблизительно пропорциональны значению действующей нагрузки. Наиболее существенны из них потери в
Рис. 5. Зависимость механического КПД трансмиссии трактора от степени загрузки двигателя (по данным В. Э. Малаховского — НАТИ).
зацеплении шестерен. Поэтому значение коэффициента т)н с достаточным приближением можно подсчитать по формуле
 где t|i и т)2 — КПД соответственно цилиндрической и конической пар шестерен; ni и /12 — число пар соответственно цилиндрических и конических шестерен, находящихся в зацеплении.
При современной уровне технологии изготовления шестерен» трансмиссий t]i=0,985...0,99, a ti2=0,975...0,98.
Подставляя значение пхол и т)н в уравнение (12), получим
Лтр = W» О - mjMJ. (13>
Зависимость механического КПД трансмиссии от передаваемой нагрузки имеет гиперболический характер и может быть в-графической форме изображена кривой r\Tp=^f(MK), приведенной4 на рисунке 5.
Механический КПД автомобильных и тракторных передач-шестерен чатого типа при нагрузках, близких к расчетным, находится в пределах 0,88...0,93. Следовательно, до 7...12% мощности двигателя расходуется на преодоление трения, взбалтывание масла и т. п. Нарушение правил технического обслуживания и ремонта может привести к увеличению указанных потерь,, т. е. к снижению реального КПД трансмиссии.
|