Подобные работы

Расчет механизмов – козлового консольного крана грузоподъемностью 8 тонн

echo "Грузовые тележки бывают самоходными или с канатным приводом. Грузовые тележки двухбалочных кранов могут иметь поворотную стрелу. Опоры крана устанавливаются на ходовые тележки, движущиеся по ре

Система запалення

echo "Система запалення складається із джерела струму, котушки запалювання, переривника, розподільника, конденсатора, свічки, вмикача запалювання, проводів високої і проводів низької напруги. Схема за

Кинематический и силовой расчет привода

echo "Графическое построение полей допусков. Подшипник N o 2007111 на вал. Система отверстие. "; echo ''; echo " -режим работы тяжёлый, из /1,табл. 17.5/ выбирается посадка m 6 "; echo ''; echo " m

Выбор оптимального варианта повышения мощности турбообводом в составе энергоблока ВВЭР-640

echo "Проанализированы результаты расчетов. Произведен выбор оптимального варианта компенсации мощности турбообводом. ABSTRACT pages 21, figures 4 BYPASS TURBINE OF HPC, BYPASS TURBINE OF LPC, TECHNO

Светолокационный измерительный преобразователь расстояния до нижней границы облаков

echo "Многие отрасли промышленности, сельского хозяйства в большой степени зависят от четкости, оперативности работы и надежности прогнозов федеральной системы наблюдений и контроля за окружающей сред

Модернизация АСР (автоматическая система регулирования) молотковой дробилки типа ДДМ

echo "Литература. ЗАДАНИЕ НА ПРОЕКТИРОВАНИЕ Параметры объекта Т 1 , с = 35 Т 2 , с =70 тр ,с =20 К 0 ,% Х.Р.О.= 2 Требования технологии У зад =У ст1 ,А=70 s доп ,А = 5 А 1доп ,А=12 t рег , доп , с = m

Электропривод механизма передвижения

echo "Графические работы : Электрическая принципиальная схема привода тележки; Кинематическая схема механизма тележки; Задание выдано: __________ Срок окончания и сдачи: 05.04.99 Руководитель Рыжаков

Метрология - наука о измерениях

echo "Введение в метрологию. Технический прогресс, совершенствование технологических процессов, производство точных, надежных и долговечных машин и приборов, повышение качества продукции, обеспечение

Расчет и построение тягово-динамической характеристики тягача с гидромеханической трансмиссией

Расчет и построение тягово-динамической характеристики тягача с гидромеханической трансмиссией

Введение В последнее время преимущественное распространение на тягачах промышленного назначения получили гидромеханические трансмиссии (ГМТ), которые по сравнению с механическими трансмиссиями (МТ) обладают следующими преимуществами: -улучшаются эргономические показатели тягача в результате уменьшения числа переключений передач и повышения плавности движения; -существенно повышается проходимость по слабым грунтам в результате устранения резких изменений усилий, действующих в контакте между опорными поверхностями движителя и грунтом; -улучшается динамика тягача вследствие повышения параметров разгона, особенно при трогании с места; -отсутствие жестких кинематических связей в гидротрансформаторе приводит к снижению динамических перегрузок, возникающих в результате резких изменений сопротивления и его циклических колебаний, что в свою очередь способствует увеличению срока эксплуатации тягача. К основным недостаткам ГМТ по сравнению с обычной МТ относят: снижение КПД, усложнение конструкции, повышение массы и стоимости.

Однако при выполнении бульдозерных и погрузочно – разгрузочных работ использование ГМТ, несмотря на более низкий КПД, позволяет повысить производительность и топливную экономичность тягача.

Содержание 1. Введение 2. Техническая характеристика 3. Исходные данные 4. Техническая характеристика трактора аналога 5. Определение массы проектируемого тягача 6. Определение мощности двигателя 7. Основные зависимости определяющие работу гидротрансформатора 8. Определение тягового фактора и передаточных чисел на всех передачах 9. Расчет и построение тягово – динамической характеристики Исходные данные 1. Назначение – промышленный 2. Тип трансмиссии – гидромеханическая 3. Тяговый класс – 35 4. Режим работы – рабочий, транспортный 5. Количество передач переднего хода – 3. 6. Тип движителя – гусеничный 7. Дорожные условия. А) коэффициент сопротивления качению f =0,05-0,08 Б) коэффициент сцепления j д =0,75-0,85 j мах =0,9-1,1 8. Трактор аналог Т-500 Характеристика трактора аналога.

Трактор аналог представляет собой бульдозер с рыхлителем ДЗ-141ХЛ который смонтирован на базе трактора Т-500 тягового класса 35. Предназначен для разработки мерзлых грунтов с температурой до – 20 0 С в промышленном, дорожном, нефтяном и гидротехническом строительстве, вскрышных работ в горнодобывающей промышленности и сельском хозяйстве.

Трактор Т-500 с передним расположением двигателя и задним расположением кабины имеет дизель с жидкостным охлаждением, газотурбинным наддувом, промежуточным охлаждением наддувочного воздуха и электорстартерной системой пуска из кабины водителя; трансмиссия гидромеханическая с использованием ряда узлов трактора Т-330. Коробка передач с разделением потока мощности по бортам, вальная, трехступенчатая, с шестернями постоянного зацепления.

Модификация трактора Т-35.01 отличается планетарной коробкой передач.

Максимальное тяговое усилие при стопроцентном буксовании 735 кН. Так же имеется раздельно – агрегатная система управления навесным оборудованием с тремя шестеренными насосами НШ-250-3 НШ-100-3 и НШ10-3. Установлен односекционный четырехпозиционный распределитель с гидромеханическим сервоуправлением.

Таблица № 1. Технические характеристики трактора Т-330.

Трактор
Тип Скорости движения, км: вперед назад Габаритные размеры, мм: длина ширина высота Дорожный просвет, мм: Масса конструктивная, кг Давление на грунт, МПа(кгс/см 2 ) Расчетная мощность на крюке, кВт (л.с.) Максимальное тяговое усилие, кН (кгс) Гусеничный, промышленного назначения, тягового класса 25 т. 0…13 0…10,8 6075 3170 4265 488 38260 0,081 (0,81) 147,1 (200) 683 (68300)
Двигатель
Марка Тип Мощность эксплуатационная, кВт (л.с.) Рабочий объем, м 3 (л) Удельный расход топлива г/(кВт*ч) (г/(л.с.*ч)) Система пуска Предпусковой обогрев 8ДВТ-330 Четырехтактный, 8-цилиндровый, V -образный, воздушного охлаждения с газотурбинным наддувом и неразделенной камерой сгорания (камера в поршне) 250 (340) 0,022 (22,6) 230 (170) Электростартерная Газовоздушный подогреватель
Продолжение таблицы № 1.
Трансмиссия
Тип Гидротрансформатор Коробка передач Реверсивный механизм Вал отбора мощности Тормоза Карданные передачи Главная передача Бортовые передачи Гидромеханическая, с разделением крутящего момента на бортовые передачи.

Одноступенчатый, комплексный, трехколесный, с центростремительной турбиной.

Механическая ступенчатая, двухвальная с продольными валами, косозубыми зубчатыми колесами постоянного зацепления, персональными гидроподжимными муфтами переключения передач, обеспечивающая по три скорости переднего и заднего хода.

Ступенчатый, соосный, планетарный, автономный на каждый борт, с блокировкой на переднем ходу ведущего элемента с ведомым; смонтирован в одном картере с коробкой передач.

Независимый (отбор мощности от коленчатого вала дизеля назад). Ленточные, плавающего типа с гидроуправлением и механическим приводом на стоянке.

Открытого типа, с игольчатыми подшипниками Два одноступенчатых редуктора с коническими зубчатыми колесами Два двухступенчатых редуктора с цилиндрическими зубчатыми колесами

Продолжение таблицы № 1.
Ходовая система
Тип Эластичная трехточечная, включающая две гусеничные тележки, имеющие по 5 опорных катков с торсионной подвеской, натяжное колесо, два поддерживающих катка, механизм натяжения и сдавания, и балансирную балку, шарнирную соединенную с рамой трактора.
Кабина
Тип Двухместная, металлическая с теплоизоляцией, обогревом и приточной вентиляцией.
Управление
Трактором Навесным оборудованием Гидравлическое Электрогидравлическое
Определение массы проектируемого тягача.

Эксплуатационную массу промышленного тягача m 3 , (кг) определяют по номинальному тяговому усилию Р кр.н , с использованием зависимостей: для гусеничного m э =Р кр.н /9,8 = 51020 кг. Р кр.н =50*10 4 =50000 Н. Массу базового трактора получаем отняв от полной массы трактора вес навесного оборудования m b =45785 (Т-500) Определение мощности двигателя. N e = N e .уд * m э =8,4*54=429 кВт. где N e .уд = N e .уд.а ( F б.р. * m б.р / m э + F б * m б / m э + Fc )=7*1*61350/51020= =8,4 кВт. где N e .уд.а - рациональная энергонасыщенность агрегата, N e. уд . а =6,5…7,5 кВт ; F б.р , F б , F c – вероятность агрегатирования тягача соответственно с бульдозерно – рыхлительным, бульдозерным оборудованием в скрепером, значения которых приведены в табл. П.1. Для расчета двигателя принимаем двигатель со следующими параметрами: -максимальной мощностью Ne max =430 кВт -минимальным числом оборотов N min =700 об/мин -максимальным числом оборотов N max =1800 об/мин Далее производится расчет параметров внешней скоростной характеристики. По полученным значениям строится внешняя скоростная характеристика с регуляторной ветвью.

Определяем параметры внешней скоростной характеристики.

Мощность двигателя Nex=Nemax*n 1 (C 1 +C 2 *n x /n N -(n x /n N ) 2 )/n N ; где n N , n x – соответственно номинальное и текущая частота вращения коленчатого вала об/мин. С 1 , С 2 – коэффициенты зависящие от типа камеры сгорания двигателя С 1 =1, С 2 =1,5 Значения эффективного крутящего момента двигателя определяются: М =3*10 4 *N ex / p nx ; Для нахождения контрольных точек выпишем значения мощности и крутящего момента двигателя при различных числах оборотов в минуту в пределах от 700 до 1800. Таблица № 2.

n об/мин 700 1000 1200 1400 1600 1800 1880
N e , кВт 176,9 266,02 319 366 402 430 0
M e , н/м 2414 2541 2539 2497 2400 2282 0
Основные зависимости, определяющие работу гидротрансформатора.

Работа гидротрансформатора характеризуется следующими показателями: КПД гидротрансформатора: h гт = N T / N h = M т * w т /М н * w н =Кгт* i гт где N T – мощность турбины, Вт; М т – крутящий момент турбины, Н*м; w т - угловая скорость турбины, об/с; N н - мощность насосного колеса, Вт; М н – крутящий момент насосного колеса, Вт; w н – угловая скорость насосного колеса, об/с.

Коэффициент трансформации момента к гт , характеризующий преобразующие свойства ГТ К гт =М т /М н =2,60 Наибольшее значение К гт имеет на режиме трогания, когда угловая скорость турбины и кинематическое передаточное отношение равны нулю. Это значение принято обозначить К гт.0 Передаточное отношение ГТ i гт = n т / n н = w т / w н , 0 i гт 1 Крутящий момент, развиваемый насосным колесом и турбиной: М н = l н * r * w н 2 * D a 2 , М н = l т * r * w н 2 * D a 2 где: l н – коэффициент момента насосного колеса; l т – коэффициент момента турбины; r - плотность рабочей жидкости, кг/м 3 ; D a – активный диаметр гидропередачи, м.

Зависимость КПД h гт , коэффициента трансформации к гт и коэффициента момента насосного колеса l н от передаточного отношения i гт называется безразмерной характеристикой ГТ. Она может задаваться в табличном виде или графически. На характеристике ГТ выделяют наиболее характерные точки, называемые параметрами характеристик ГТ. Нагрузочные и преобразующие свойства ГТ оцениваются следующими основными параметрами: коэффициентом трансформации на режиме трогания к гт.0 , характеризующие максимальные преобразующие свойства ГТ; коэффициентом l н.м , определяющим энергоемкость ГТ; максимальным значением КПД h гт.мах . Для обеспечения наилучших тяговых и скоростных качеств тягачей с гидродинамической передачей необходимо, чтобы двигатель и гидротрансформатор работали на согласованных режимах. Для двигателя это режим максимальной мощности, а для ГТ – режим максимального КПД. Согласование совместной работы двигателя и ГТ осуществляется либо применением согласующего редуктора, позволяющего использовать существующие ГТ, либо разработкой нового ГТ, геометрически подобного выбранному прототипу. В первом случае необходимо определить передаточное число согласующего редуктора; во втором – определить активный диаметр ГТ. Определение передаточного числа согласующего редуктора производится по формуле i c р = где: l н – коэффициент момента насосного колеса при максимальном значении КПД ГТ; w е N и м е N – угловая скорость и момент двигателя, соответствующие режиму максимальной мощности; В – коэффициент использования двигателя по мощности, В=0,9 h ср – КПД согласующего редуктора, h ср =0,98 В результате расчетов может быть получено: i ср >1, что свидетельствует об использовании понижающей передачи; i ср i ср =1, при этом согласующий редуктор не нужен. При соединении двигателя с ГТ через согласующий редуктор параметры двигателя следует привести к валу насосного колеса, используя следующие зависимости: М е.п =В*М е * i ср * h ср ; n е.п = n e / i ср ; N е.п = B * N e * h c р При создании нового ГТ его активный диаметр определяется по формуле: D a = м Возможные режимы совместной работы двигателя с ГТ могут быть выявлены, если на приведенную характеристику ГТ. Полученная при этом характеристика называется характеристикой входа.

Предельно возможные режимы совместной работы определяются точкой пересечения нагрузочных кривых ГТ с кривой Ме (рис.1) Нагрузочной характеристикой ГТ называется зависимость крутящего момента насосного колеса М н от его угловой скорости w н.

Построение нагрузочной характеристики производится с использованием формулы: М н = l н * r * w н 2 * D a 2 для конкретных значений D a и l н . Таблица № 3. Результаты расчетов нагрузочной характеристики ГТ

W Н i гт
0 0,2 0,4 0,6 0,8 1
11,68 334 325,9 319,9 313 305,4 299,2
16,16 640,04 626,1 614,7 601,4 586,8 574,94
20 980,3 959 941,7 921,4 899 880,7
23,3 1330,5 1301,6 1277 1250,3 1218 1193
26,6 1734 1696,4 1665,2 1629,3 1589 1556
30 2205 2157 2118,9 2073 2022 1981
33 2669,02 2563,9 2563,9 2508 2447 2397
Для построения тяговой характеристики тягача необходима характеристика выхода системы «двигатель – ГТ», показывающая изменение момента турбины М т в функции его угловой скорости w т (рис. 2). Построение характеристики выхода производится с использованием характеристики входа и безразмерной характеристики ГТ в следующей последовательности. Для режима совместной работы двигателя и ГТ характеризуемого точками пересечения М н и М е . Значения w то , М то и N то находим по формулам: w то = w но * i гт ; М то =М но *К гт.0 ; N то =М то * w то . Выполняя вычисления в указанном порядке для всего интервала i гт получим зависимости М т = f ( w т ), N т = f ( w т ). Результаты расчетов сводим в таблицу № 4. Таблица № 4. Результаты расчетов характеристики выхода ГТ
i гт 0 0,2 0,4 0,6 0,8 1
М н 2210 2176 2152 2100 2054 2019
w н 30 ,06 30,11 30,18 30,25 30,37 30,46
М т 5746 4852,48 3830,56 2940 2156,7 1413,3
w т 0 6,022 12,072 18,15 24,296 30,46
N т 0 29221,6 49242,8 53361 52399,1 43039,9
Определение тягового фактора и передаточных чисел на всех передачах. Для расширения диапазона регулирования крутящего момента с целью обеспечения высоких эксплуатационных качеств промышленных тягачей гидродинамические передачи дополняются механическими ступенчатыми коробками передач, образуя гидромеханическую передачу. При этом число передач переднего хода рекомендуется принимать от 3-х до 4-х, из которых к основным (рабочим) передачам относят первую или первую и вторую. Для оценки и определения преобразующих свойств механической части используется понятие тягового фактора U = i тр.м / r k , 1/м Где i тр.м – передаточное число механической части трансмиссии; r k – радиус ведущего колеса (звездочки), м. Для гусеничных тягачей оптимальное значение тягового фактора на рабочих передачах переднего хода определяется из того, что максимальное тяговое усилие на крюке, ограниченное буксованием, должно достигаться при достаточно высоких значениях КПД ГТ. Для 1-ой передачи: U I = i тр*м / r к = j кр.мах * G сц /((1- f )* M eN * K гт * h тр )= =500506,2/(1-0,05)*2282*1,05*0,90=244,30 где: j кр.мах – максимальное касательное значение тягового усилия G сц – нормальная нагрузка на гусеничный движитель, Н; f – коэффициент сопротивления качению; К гт – коэффициент трансформации ГТ, при допустимом значении КПД ГТ равном 0,8. Тяговый фактор на 2-ой передаче гусеничного тягача: U II =U I /q=244,30/1,65=148,06 где: q – знаменатель геометрической прогрессии, q =1,65…1,75. Тяговый фактор на высшей передаче: U в =0,377*0,8* n т.мах / V т.мах =0,3*1827,6/10=54,828 где: n т.мах – максимальная частота вращения турбины ГТ, об/мин. Для гусеничных тягачей с полужесткой подвеской рекомендуется принимать V т.мах = 9…12 км/ч; c упругой 10…16 км/ч; для колесных тягачей 30…50 км/ч. При наличии четырех передач тяговый фактор на III передаче не регламентируется, а определение U II производится при q = 1,65. Тяговый фактор на I и II передачах можно определить по приближенным формулам: U I = (0,65…0,75)*G сц /(M eN * h тр ); U II = (0,4…0,45)*G сц /(M eN * h тр ); Расчет и построение тягово – динамической характеристики.

Тяговой характеристикой называется график, зависимостей полезной мощности на крюке N кр и действительной скорости движения тягача V д на всех передачах, а так же коэффициента буксования d от силы тяги на крюке Р кр . Для построения тяговой характеристики тягача в качестве исходного материала используется: выходная характеристика ГТ; зависимость коэффициента буксования d от силы тяги на крюке Р кр ; значение тягового фактора U на всех передачах. Для построения тяговой характеристики необходимо использовать следующие зависимости, по которым строятся графики.

Теоретическая скорость тягача, на: I – передаче: V т = p * n т / U I *30 = 3,14*1827,6/30*244,30=0,783 м/с II – передаче: V т = p * n т / U II *30 = 3,14*1827,6/30*148,08=1,29 м/с III – передаче: V т = p * n т / U III *30 = 3,14*1827,6/30*54,828=3,48 м/с Действительная скорость тягача: V д = V т *(1- d ), м/с.

Коэффициент буксования рекомендуется определить по эмпирическим зависимостям для гусеничных тягачей: d =1-((1-( j кр /( j кр.мах -0,07))) 0,15 где: j кр – удельная сила тяги, j кр =Р кр / G сц . Окружное усилие на движителе для всех передач, в зависимости от крутящего момента турбинного колеса М т : Р к1 = M т * U I * h м =5746*244,3*0,90=1263373 Р к2 = M т * U II * h м =5746*148,06*0,90=768470,04 Р к 3 =M т *U III * h м =5746*54,828*0,90=283537,5 где: h м – КПД механической части силовой передачи, h м =0,9 Сила тяги на крюке тягача: P кр1 = P к1 – Р f =1263373-25025,31=1238347,7 Н P кр2 = P к2 – Р f =768470-25025,31=743444,73 Н P кр3 = P к3 – Р f =283537,3-25025,31=258511,97 Н где: Р f - сила сопротивления движению тягача Р f = f * G сц =0,05*500506,2=25025,31 Н Полезная мощность на крюке: N кр =Р кр * V д /1000 Таблица № 5. Результаты расчета исходных данных для построения тягово – динамической характеристики.

№ передачи U , 1/м Р к , Н Р кр , Н V т , м/с
1 2 3 244,30 148,06 54,828 1263373 768470,04 283537,5 1238347,7 743444,73 258511,97 0,783 1,29 3,48
Построение тягово – динамической характеристики производится в следующей последовательности. 1. В первой четверти строят график зависимости коэффициента буксования d от силы тяги на крюке Р кр , а в третьей четверти выходную характеристику системы «ДВС – ГТ». 2. Во второй четверти, строят лучи, представляющие собой зависимости теоретической скорости тягача V т от числа оборотов n т для каждой передачи. 3. В четвертой четверти, для каждой передачи строят лучи зависимости касательной силы тяги Р к от момента М т . Начало отсчета силы Р к при этом нужно сместить от точки О влево, на величину силы сопротивления движению тягача P f в точку О 1 . 4. Через произвольную точку 1 на зависимости М т = f ( n т ) проведем вертикальную линию до пересечения с лучами V т = f ( n т ) первой передачи в точке 2 и горизонтальную линию до пересечения с лучами Р к = f (М т ) в точке 3. Горизонтальная линия проведенная через точку 2 до пересечения с осью ординат в точке 4, отсекает на ней отрезок, соответствующий теоретической скорости.

Проведя вертикальную линию через точку 3 до пересечения с осью абсцисс в точке 5, находим величину силы Р кр . Продлив эту вертикаль до пересечения с кривой буксования в точке 6, находим величину d . 5. По найденным значениям V т и d находим величину теоретической скорости V д . Отложив ее на вертикали, продленной за точку 6, находим точку 7, которая будет лежать на кривой V д . Повторяя эти построения для других точек на кривой М т , находим ряд точек, соединив которые плавной кривой, получим зависимость скорости V д от силы Р кр для первой передачи во всем диапазоне регулирования.