Содержание
>> Анализ и проектирование
>> Системы объемного гидропривода
>> Гидроприводы погрузчиков
>> Тяговый расчет гидрообъемной трансмиссии малогабаритного погрузчика ТО-31
|
Тяговый расчет малогабаритного погрузчика ТО-31
Рис. 1. Трансмиссия, выполненная по схеме с замкнутой циркуляцией потока (рис. 1, а ) состоит из дизеля, регулируемого реверсивного насоса, насоса подпитки, гидромотор-колеса, клапанной аппаратуры, тройников и гидролиний.Поскольку гидрообъемная трансмиссия выполнена по бортовой схеме и в ней кроме дизеля и системы подпитки есть два идентичных замкнутых контура, то при условии прямолинейного движения машины рассмотрен только один бортовой гидравлический контур, причем вмеcто двух гидромотор-колес в расчетной схеме взято одно с удвоением соответствующих параметров. Для получения корректных результатов соответствующие параметры дизеля и насоса подпитки уменьшены вдвое (из условия половины отбираемой мощности). При этом «тяга на крюке» равна тяговому усилию одного борта. При переходе к реальной схеме берется удвоенное значение силы тяги. Расчетная схема гидрообъемной трансмиссии (рис. 1, а )состоит из 27 элементов, соединенных в 40 узлах. Порядок решаемой системы уравнений математической модели 64. В результате получена зависимость максимального тягового усилия Т от параметра регулирования основного насоса u = q н / q н max , где q н , q н max – текущий и максимальный рабочий объем основного насоса, при номинальном моменте на валу дизеля (рис. 1, б ). Как видно из рисунка, при уменьшении параметра регулирования u растет давление р 3 на выходе насоса, что соответствует росту тягового усилия Т «на крюке». При этом при u = 0.2 скорость v 21 машины падает практически до нуля; при u = 1 скорость v 21 = 12 км/ч. Разница между теоретической скоростью машины v теор и реальной v 21 объясняется следующим образом. При u ≈ 0.2 вследствие высокого давления на выходе основного насоса объемные потери, зависящие от давления, относительно велики, поэтому расход рабочей жидкости на входе в гидромотор меньше теоретического, соответственно меньше и скорость машины. Кроме того, когда параметр u близок к 0.2, значение тягового усилия приближается к сцепному весу и происходит пробуксовка колес. Поскольку КПД машины 
где
N
дв
– мощность двигателя, то при
u
≈ 0.2 скорость машины
v
21
мала, а
η
≈ 0.1
несмотря на то, что
Т
= 10 кН; при
u
, близком к 1, несмотря на максимальное значение скорости
(
v
21
≈ 12 км/ч),
η
≈ 0.34, поскольку тяга
Т
при этом падает до 1.4 кН. Максимальное значение КПД,
равное
η
≈ 0.43, наблюдается при
u
= 0.56,
v
21
= 6 км/ч,
Т
= 3.4 кН.
Проведение таких расчетов на стадии проектирования гидрообъемной трансмиссии позволяет на основе многовариантного анализа тяговых характеристик обеспечить наилучшее схемотехническое решение привода. |
