Содержание
>> Анализ и проектирование
>> Системы гидромеханического привода
>> Гидромеханические трансмиссии стреловых самоходных кранов
>> Тягово-динамический анализ гидромеханических трансмиссий стреловых самоходных кранов КШ-63 и КШ-100
|
Тягово-динамический анализ гидромеханических трансмиссий
С целью унификации, ограничения номенклатуры двигателей и элементов трансмиссий, применяемых в кранах, обеспечения топливной экономичности и эффективного использования установленной мощности ведется поиск различных конструктивно-компоновочных решений [8 – 9]. Одним из наиболее перспективных направлений в этой области является использование так называемых силовых модулей, каждый из которых состоит из дизеля, гидротрансформатора и редуктора привода насоса, собранных в один агрегат. При установке на шасси одного модуля осуществляется привод либо механизмов шасси, либо механизмов поворотной части. При установке на шасси двух модулей для механизмов шасси используется их суммарная мощность, для механизмов поворотной части – мощность одного из них. При этом суммарная мощность двигателей при использовании двухмодульной структуры гидромеханической трансмиссии крана примерно в 1.4 раза ниже для кранов грузоподъемностью 63 т и выше. Кроме того, конструкции поворотных частей без собственных силовых установок (одна из традиционных схем) существенно упрощаются, улучшается компоновка и эстетические формы крана. Вместо семи моделей двигателей для всего ряда кранов можно применить лишь три модели серийно выпускаемых двигателей (мощностью 132, 177, 235 кВт) и четыре коробки перемены передач на суммарную входную мощность 177, 264, 354, 470 кВт. Однако модульный принцип создания силовых установок выдвигает определенный ряд вопросов, требующих детальной проработки на базе аналитических и экспериментальных исследований (при установке на кране двух силовых модулей). Важнейшими из них являются: – обеспечение высоких тягово-динамических свойств при движении на различных передачах по пересеченной местности и дорогам с различными покрытиями; – минимальные динамические нагрузки в элементах трансмиссии при разгоне и торможении; – эффективное использование установочной мощности силовых установок. Решение перечисленных выше задач сопряжено с более тщательным подходом к совмещению характеристик двигателей и гидротрансформаторов, выбору параметров системы совместного управления силовыми установками, учету возможной циркуляции мощности при наличии асимметрии характеристик силовых модулей и отдельных ветвей трансмиссии. С этой целью была использована [10] программа DRIVE автоматизированного динамического расчета гидромеханических передач произвольной структуры . Первоначально был проведен динамический анализ силовых модулей указанных кранов.
Рис. 1. Расчетная схема (рис. 1, а ) включала два двигателя, два гидротрансформатора, общую коробку перемены передач с приведенной нагрузкой на ее выходном валу. Такая расчетная модель позволяла оценить:– топливную экономичность и запас мощности двигателей при максимальном сопротивлении движению машины, – КПД гидротрансформаторов и длительность их работы в стоповом режиме, – степень циркуляции мощности в силовых модулях трансмиссии. На рис. 1, г приведены в качестве примера расчетные осциллограммы переходных процессов в силовых модулях, возникающие при разгоне. Характеристики двигателей (зависимости вращающих моментов от угловых скоростей) отличаются на 10% (рис. 1, б ). Такого же порядка рассогласование было задано в характеристиках гидротрансформаторов (рис. 1, в ). Таким образом имитировались реальные условия, в которых фактические характеристики двигателей и гидротрансформаторов (пунктирные кривые на рис. 1, б , в ) могут отличаться от паспортных (сплошные линии там же) на 5% в ту или другую сторону. Это может привести к эффекту циркуляции мощности в силовых модулях, что и наблюдалось, правда, в незначительной степени. Однако при такой постановке задачи оценить эффекты, связанные с динамикой колесного движителя и упругих элементов трансмиссии при разгоне и торможении, невозможно. Вместе с тем тягово-динамический расчет гидромеханических трансмиссий является необходимым этапом создания кранов на шасси повышенной проходимости. С этой целью были рассмотрены расчетные схемы гидромеханических трансмиссий кранов КШ-63 (рис. 2) и КШ-100 (рис. 3), содержащие помимо силовых установок (рис. 1, а ) такие элементы, как упругие валы, дифференциалы, шины. С учетом уточненных характеристик (фрикционных муфт, упругих свойств валов, буксования колес и т.д.) были получены более полные и более достоверные разгонные характеристики гидромеханических трансмиссий кранов при различных дорожных условиях.
Рис. 2.
Рис. 3. Каждая из расчетных схем в соответствии с требованиями программного комплекса DRIVE представлена в виде множества элементов и соединительных узлов и содержит два дизельных двигателя с центробежными регуляторами (узлы 1-33 и 2-34), два гидротрансформатора (узлы 3-5, 4-6), коробку перемены передач (узлы 9-12-13-14-15-16-17-18-19-20-21), суммирующую оба потока мощности, выходные валы которой (узлы 20 и 21) связаны через упругие валы с колесными мостами. В схеме гидромеханической трансмиссии крана КШ-63 (колесная формула 8х6) имеется один межмостовой дифференциал (узлы 22-27-28); в схеме гидромеханической трансмиссии крана КШ-100 (колесная формула 10х8) - два межмостовых дифференциала (с узлами 22-27-28 и 23-35-36). Каждый колесный мост изображен на схемах в виде эквивалентного колеса с удвоенными параметрами (моментом инерции, окружным усилием, жесткостью и т.д.).Работа гидромеханической трансмиссии на I(V) передаче имитировалась включением фрикциона 15-17, на II(VI) передаче – включением фрикциона 14-16. Работа гидромеханической трансмиссии на разных передачах (I и V, II и VI и т.д.) определялась заданием различных передаточных чисел редукторов коробки перемены передач. Общее количество элементов в расчетных схемах гидромеханических трансмиссий: 28 для крана КШ-63, 31 – для крана КШ-100. Порядок математических моделей соответственно 22 и 24.
Рис. 4. На рис. 4 приведены в качестве примера расчетные осциллограммы переходных процессов в гидромеханической трансмиссии крана КШ-63 при разгоне на I передаче и переключении на II передачу. Здесь обозначено: t – время, с; М – вращающий момент, кН·м; ω – угловая скорость, рад/с; v – скорость поступательного движения машины, м/с; R – окружное усилие на «колесе» (колесном мосту), кН; W – сопротивление качению, кН. Как и ранее, индекс у переменной означает номер узла на расчетной схеме, в котором эта переменная действует ( ω 1 – угловая скорость в узле 1, М 16 – момент в узле 16 и т.д.).Моделировалась динамика гидромеханической трансмиссии при разгоне на мокром грунте на I передаче на уклоне 8°, с последующим переключением на II передачу с перекрытием по времени 0.2 с (имеется ввиду отрезок времени, когда фрикцион I передачи 15-17 еще не разомкнут полностью, а фрикцион II передачи 14-16 уже начал замыкаться). На рис. 4, а этот эффект можно наблюдать по взаимному расположению зависимостей момента М 17 ( t ) фрикциона 15-17 и момента М 16 ( t ) фрикциона 14-16. Как видно из рис. 4, а , б разгон на I передаче при указанных дорожных условиях длится приблизительно 1.5 – 2 с и характеризуется пиковыми значениями моментов М 17 , М 5 и М 6 при t ≈ 0.6 с. Однако эти процессы быстро затухают и к моменту времени t = 2 с все фазовые переменные становятся практически постоянными – наступает стационарный режим движения на I передаче. При переключении на II передачу вновь наблюдается динамика фазовых переменных. Особенно явно это проявляется у момента фрикциона II передачи ( М 16 ) и моментов турбинных колес гидротрансформаторов ( М 5 и М 6 ). В то же время динамика моментов на валах дизелей ( М 1 и М 2 ) незначительна и носит почти апериодический характер с быстрым переходом в статику. Аналогичный характер имеют переходные процессы изменения окружных тяговых усилий R 26 , R 31 , R 32 . Отчетливо видно, что с переключением на II передачу происходит остановка машины (скорость v 25 падает до нуля), вследствие того, что суммарное тяговое усилие R 26 + R 31 + R 32 = 80 кН становится недостаточным для преодоления суммарного сопротивления W ≈ 120 кН (сопротивление перемещению составляет ~52 кН, сопротивление от уклона 8° приблизительно равно 68 кН). Следует отметить, что в результате неравномерной развесовки по осям тяговые усилия колесных мостов R 26 , R 31 и R 32 существенно отличаются (в стационарном режиме в ~1.5 раза). По каждой машине была проведена серия таких расчетов, в которых варьировались: переключение передач, уклон дороги, вид дорожного покрытия, перекрытие по времени включения-выключения фрикционов коробки перемены передач, а также отклонения (до 5%) от паспортных характеристик дизеля и насосного колеса гидротрансформатора в ту и другую сторону, причем отклонения характеристик дизеля и соответствующего гидротрансформатора принимались с разными знаками. Проведенный на математических моделях анализ двухмодульной системы привода с учетом 5%-ного отклонения от номинальных характеристик дизелей и гидротрансформаторов, упругих свойств элементов трансмиссии, шин, различных коэффициентов сцепления, различного времени перекрытия фрикционов коробки перемены передач, в условиях движения на предельных уклонах и разгона на горизонтальных участках дорог, при объединении потоков мощности двух силовых модулей показал: – двухмоторная система привода кранов грузоподъемностью 63 и 100 т (с колесной формулой соответственно 8х6 и 10х8) обеспечивает трогание и разгон крана на I передаче в экстремальных условиях движения (подъем на уклоне 8° на мокром грунте); – переключение в этих условиях на II передачу приводит к стопорению турбинных колес гидротрансформаторов и пробуксовке фрикционов с переходом на обратимый режим вследствие нехватки установочной мощности; дизели при этом работают в режиме, близком к заглоханию; – при движении по сухому асфальту на горизонтальном участке дороги обеспечивается разгон крана на V передаче и переключение на VI – ускоренную передачу, что свидетельствует о высоких динамических качествах привода; однако скорости движения кранов КШ-63 и КШ-100 при переходе с V передачи на VI меняются по-разному: у крана КШ-63 скорость практически не меняется, у крана КШ-100 увеличивается в 1.5 раза, что объясняется разным уровнем удельной мощности и работой в различных рабочих зонах внешних характеристик гидротрансформаторов. Анализ динамических нагрузок в элементах трансмиссии позволил установить оптимальную величину перекрытия по времени включения фрикционов коробки перемены передач. Для кранов КШ-63 и КШ-100 оно составляет 0.3 с. Переходные процессы по окружным усилиям на колесах и моментам на насосных колесах гидротрансформаторов в этом случае становятся апериодическими, в то время, как для других значений перекрытия (0.1, 0.2, 0.4 с) имеют место колебательные процессы со значительными амплитудами. Сравнительный анализ традиционной одномоторной системы привода с двухмодульной схемой показал, что топливная экономичность последней несколько выше. Так, в установившемся режиме на I передаче разница в удельном расходе топлива составляет 5-9%. Проведение таких расчетов лежит в основе вариантного анализа, необходимого при создании новых приводов и трансмиссий, например, с двух модульной структурой привода, и позволяет оценить правильность схемотехнического решения при проектировании гидромеханической трансмиссии, выбрать ее основные элементы и выработать на этой основе конкретные требования к системе управления. |
