Общий и тяговый кпд трактора

Отношение при установившемся движении по горизонтальной поверхности называют общим КПД трактора

при тех же услозиях движения — тяговым КПД. В этих форму­лах Рвом — мощность, передаваемая через ВОМ, без учета по­терь в приводе;

При работе трактора без использования вала отбора мощности тяговый КПД

Расчеты, связанные g определением тягового КПД и его составляющих, обычно проводят для установившегося режима работы трактора, движущегося по горизонтальной поверхности с тяговым сопротивлением, равнодействующая которого направлена параллельно поверхности (без отбора мощности).

Уравнение мощностного баланса в этом случае принимает вид

Это уравнение можно проиллюстрировать следующей структурной схемой (рис. 4.3). Эффективная мощность двигателя передается через механизмы трансмиссии на ведущие колеса трактора, при этом возникают потери мощности Ртр, оценивающиеся КПД. Часть мощности Рк на ведущих колесах расходуется на преодоление внутренних потерь Рт движителя (колесного, гусеничного), которая оценивается КПДт|г. Полученная после этого мощность Рш (Рг) на шинах ведущих колес (или на гусеничном ободе) расходуется на буксование движителя Рв образование колеи Рспр и на полезную работу Ркр. Потери мощности Рв и Рспр оцениваются соответствующим КПД г|в и т]спр.

На основании структурной схемы потока мощности (рис. 4.3)' можно записать следующие уравнения:

11. Определение передаточных чисел трансмиссии автомобиля

Для любого класса трактора существует определенный диапазон нагрузок, характеризуемый максимальными и минималь­ными значениями сопротивлений, создаваемыми агрегатируемыми с трактором машинами и орудиями, т. е. F_Kp._min и F_Kpmax. С уче­том сопротивления движению трактора этот диапазон характери­зуется минимальными и максимальными значениями касатель­ной силы тяги трактора, т. е. F_kmin и F_{K mах}.

При ЭТОМ ДОЛЖНО соблюдаться условие F_{K mах} -< фmахGсц (здесь ф_шах — максимальный по грунтовым условиям коэффи­циент сцепления; Gс_ц — нормальная нагрузка на ведущие колеса или гусеничный движитель). Значение F_Kmin определяют сопро­тивлением движению трактора и нагрузкой агрегатируемой ма­шины, имеющей наименьшее тяговое сопротивление. Для боль­шинства тракторов отношение F_{K max}/F_{K mln} находится в пределах 1,6-1,8.

В общем случае нагрузка трактора носит случайный характер, что необходимо учитывать

при тяговом расчете. С большей долей вероятно­сти можно предположить, что она характеризуется нормальным законом рас­пределения (рис. 4,14).

Для нормально распределенной случайной величины рассея­ние ее с точностью до долей процента укладывается на участке т ± Зσ. На основании этого среднее квадратичное отклонение σ (F_K) и математическое ожидание т (F_K) случайной величины касательной силы тяги следующие:

Исследования работы тракторных агрегатов показывают, что наиболее оптимальный режим загрузки трактора осуществляется в том случае, когда номинальная касательная сила тяги F_K трак­тора соответствует центру рассеяния случайной величины (ма­тематическому ожиданию касательной силы тяги), т. е. F_{K н} =F к ср

Проследим, как изменяется крутящий момент двигателя в за­висимости от тягового сопротивления (касательной силы тяги). Касательную силу тяги трактора при движении его в установив­шемся режиме по горизонтальной поверхности выразим через ведущий момент и динамический радиус ведущего колеса, т. е.

Следовательно, регулирование работы трактора изменением крутящего момента двигателя (т. е. изменением количества топ­лива, подаваемого в цилиндры за один оборот коленчатого вала) нерационально, так как вызывает существенное понижение произ­водительности и экономичности тракторного агрегата.

Рассмотрим одну из наиболее распространенных методик опре­деления передаточных чисел ступенчатых коробок передач. Сог­ласно этой методике передаточные числа рекомендуется подбирать с таким расчетом, чтобы крутящие моменты двигателя (или коэф­фициенты нагрузки х) изменялись в одинаковых пределах при работе трактора на всех передачах.

Предположим, что передаточные числа i_lt i₂,..., i_n известны и число передач равно п. Крутящий момент двигателя изменяется от Мд. н до М_яmm в пределах одной передачи. На основании этих данных построим график изменения касательной силы тяги (рис. 4.16).

Из рис. 4.16 видно, что работа на первой передаче производи­тся при изменении касательной силы тяги от наибольшей F_{K max} до некоторой промежуточной F_K1 работа на второй передаче — при изменении силы тяги от F_K1 до F_K2 работа на п-й передаче — при изменении силы тяги от F_K (n-1) до F_Kmin- Отсюда передаточные числа коробки передач следует.подбирать таким образом, чтобы наимень­шие коэффициенты нагруз­ки двигателя были одина­ковыми при работе трак­тора на всех передачах,

т. е. точки А1, А2_{...........................................................................} .............. А_п должны лежать на одной прямой,

параллельной оси абсцисс (см. рис. 4.16). На этом основании получи

Определим наименьший коэффициент нагрузки двигателя при работе с n-ступенчатой коробкой передач, передаточные числа ко­торой образуют геометрическую прогрессию

т. е. наименьший коэффициент нагрузки двигателя при его работе на тракторе с n-ступенчатой коробкой перемены передач равен знаменателю этой прогрессии.

Формула (4.10) позволяет определить знаменатель геометри­ческой прогрессии при заданном диапазоне сил тяги и числе пере­дач. Можно решить и обратную задачу: при заданном диапазоне сил тяги и минимальном коэффициенте нагрузки двигателя найти рациональное число передач. Учитывая, что q = x_mln и исполь­зуя формулу (4.10), получаем

Увеличение числа ступеней коробки перемены передач, как видно из формулы (4.10), приводит к увеличению знаменателя геометрической прогрессии передаточных чисел, т. е. к повышению минимального коэффициента загрузки двигателя. При бесконечно большом числе передач в бесступенчатой коробке коэффициент нагрузки двигателя теоретически наивысший и равен 1, т. е. теоре­тически двигатель работает на номинальном режиме с наимень- -шим расходом топлива на единицу производимой работы.

Практическое использование указанных выше преимуществ бесступенчатой трансмиссии возможно лишь при наличии спе­циального устройства, автоматически устанавливающего переда­точное число коробки передач в соответствии c сопротив­лением тракторного агрегата. Совокупность бесступенчатой передачи и этого автомата называется автоматической транс­миссией.

12. Особенности динамики полноприводного автомобиля

ОСОБЕННОСТИ ДИНАМИКИ ПОЛНОПРИВОДНОЙ МАШИНЫ: Типы приводов: Жесткий (блокированный). Дифференциальный. С помощью м-ма своб хода. С помощью муфты вязкостного трения (вискомуфты). Жесткий привод кинематическое несоответствие. Vтп¹Vтз ωпRп¹ωзRз Rп¹Rз, Допуски на изготовление шин. 1)Износ шин.2)Давление воздуха в шинах.3)Нормальная нагрузка на шины. Vдп=Vдз Vтп(1–Кбп)=Vтз(1–Кбз), Кбп¹Кбз, Деформируемая поверхность(трактор): Кб=f(Pкр), Кб≤Кбдоп, Кбп=Кбз=Кбдоп и т.д., Тв-я дорога (автомобиль) mз=(0,70…0,85)ma Пусть Vтп<Vтз, Кбз=0, Vтп(1–Кбп)=Vтз, Кбп<0,a=const, от задн кол Ne+Nц->Nц->пер кол, Nе->РК

Отрицательные последствия циркуляции мощности: Повыш износ шин. Повыш износ трансмиссии. Повыш расход топл. Снижение динам качеств авто. Дифференциальный привод: ωпRп¹ωзRз, Если Rп¹Rз, то ωп¹ωз. Симметричный дифференциал Ркп=Ркз, Хорошая дорога Ркп<Ксцgmп Ркз<Ксцgmз Пусть Ксцп«Ксцз, тогда: Ркп=Рсцп=Ксцпgmп Ркз=Ркп=К_сцпgm_п«К_сцзgm_з Привод с механ свободного хода: Заложено кинематич. несоответствие Vтз>Vтп Кбз<(0,04…0,06), передний мост отключен Кб=f(Pкр)→Кбз>(0,04…0,06) Vдз→уменьшилась→ Передний мост автоматически включился.

13. Поперечная устойчивость тракторов и автомобилей

Предельным статическим углом поперечного уклона в_п называется наибольший угол, на котором автомобиль может стоять, не опрокидываясь и не сползая вниз, в поперечной плоскости.

Нарушение поперечной устойчи­вости может наступить вследствие действия боковых сил: центробежных, поперечных составляющих сил, крю­ковой нагрузки, ударов о неровности почвы, сильного бокового ветра.

На рис. 8.2 изображена схема внешних сил и реакций, действующих на колесный трактор, стоящий на пре­дельном поперечном уклоне.

Угол р_п можно определить из ус­ловия, что опрокидывание начнется, когда нормальная реакция почвы У" на колеса, расположенные в верхней части уклона, снизится до нуля. Уравнение моментов относительно возможной оси О' опрокидывания имеет вид

При достаточной твердости почвы опрокидывание гусеничных тракто­ров происходит вокруг оси, образуемой наружными боковыми кромками звеньев гусеницы. В этом случае:

Колесные тракторы имеют, как правило, регулируемую ширину колеи. В зависимости от ширины колеи изменяются значения предельных статических углов поперечного уклона. При расстановке колес на основной размер колеи для тракторов с колесной формулой 4К2 и 4К4 значения этих углов находятся в пределах 40... 50°. Приблизительно в этих же пределах находятся соответ­ствующие углы для гусеничных тракторов. Для тракторов с колесной форму­лой ЗК2 р_п = 30...35°. В легковых автомобилях вертикальная координата цен­тра тяжести Ь_цх < 0,5В, поэтому для них р_п >45°. В грузовых автомобилях при полной нагрузке, равномерно распределенной по платформе, Ь_цх < 0,75В, чему соответствует р_п «35°. При перевозках легковесных сельскохозяйствен­ных грузов, таких как сено, солома и т.п., которые укладывают значительно выше бортов платформы автомобиля, высота центра тяжести увеличивается, в результате чего боковая устойчивость автомобиля снижается.

Статический угол Р_Ф поперечного уклона, на котором возможно спол­зание машины. Для этого используем схему сил, изображенную на рис. 8.2, заменив угол в_п на в_Ф.

Составив уравнение проекций всех сил, действующих в поперечной плоскости, на ось, параллельную поверхности пути, получим

В процессе исследований работы гусеничных тракторов на склонах ус­тановлено, что гусеницы обычной конструкции надежно удерживают трак­тор от сползания при крутизне склонов приблизительно до 16°. Для работы на более крутых склонах необходимы гусеницы с почвозацепами особой формы, имеющими развитые боковые поверхности. Практически опроки­дывание без бокового скольжения бывает очень редко.

Рассмотрим простейший случай поворота колесной машины на горизон­тальном участке с установившейся скоростью и постоянным радиусом вра­щения вокруг центра поворота. Допустим, что центр поворота О (рис. 8.3 а) расположен в точке пересечения геометрических осей всех колес машины. При повороте возникает результирующая центробежная сила Р_ц, приложен­ная к центру тяжести машины и направленная по радиусу от центра пово­рота. Ее определяют по формуле:

Рис. 8.3. Схема сил, действующих при криволинейном движении и повороте: а-на колесный трактор в горизонтальной плоскости; б-на автомобиль в поперечной плоскости

С увеличением скорости движения и уменьшением радиуса поворота центробежная сила резко возрастает и может превысить все прочие боковые силы, действующие на машину. Как следует из формулы, даже при сравни­тельно умеренной скорости движения автомобиля v = 15 м/с и не очень кру­том радиусе поворота R = 40 м боковая составляющая Р'_ц превышает 0,5G.

При входе машины в поворот помимо центробежной силы возникают также другие инерционные силы, так как переход от прямолинейного дви­жения к установившемуся криволинейному с постоянным радиусом кри­визны сопровождается непрерывным изменением положения центра пово­рота, уменьшением радиуса поворота и соответствующим увеличением уг­ловой скорости поворота со_п-

При движении автомобиля по дорогам на его поперечную устойчи­вость существенно влияет поперечный профиль полотна дороги на закруг­лениях. Если поперечный уклон дороги направлен в сторону, противопо­ложную центру закругления, то боковая составляющая массы автомобиля и соответствующая составляющая центробежной силы, возникающей при по­вороте, действуют в одном направлении, стремясь опрокинуть автомобиль. Если поперечный уклон дороги направлен к центру закругления, то указан­ные две силы направлены в разные стороны. Очевидно, что во втором слу­чае устойчивость автомобиля на повороте будет выше, чем в первом.