Нормальная физиология: конспект лекций 2 страница

откуда

(Р_к2-Р_к1)∙0.5=q_гр∙Р_кп (162)

или

0.5В∙(Р_к2-Р_к1)=q_гр∙Р_кп∙В (163)

(ранее В принято за единицу масштаба, т.е. В = 1).

Из схемы рисунке 41 аналогично получаем:

ΣМ_от=0.5В∙Р_к2-0.5В∙Р_к1-0.5В∙Р_f2+0.5B∙P_f1-M_c+P_кр∙ а ∙Sinγ=0

0.5B∙(P_к2-Р_к1) = М_с+0.5В∙(P_f2-P_f1)-P_кр∙ а ∙Sinγ (164)

Решая совместно равенства (163) и (164), получаем:

q_гр∙В∙Р_кп=М_с+0.5В∙(P_f2-P_f1)-P_кр∙ а ∙Sinγ (165)

Рисунок 40 Схема сил, Рисунок 41 Схема сил,

необходимых для пово при повороте трелевоч

рота ного трактора

откуда q_гр=М_с/(В∙Р_кп)+(P_f2-P_f1) / (2∙Р_кп)-(Р_кр/Р_кп)∙(а /В)∙Sinγ (166)

или окончательно, принимая

М_с=μ∙G_т∙L / 4, P_f1=f₁∙G_т/2, P_f2 = f₂∙G_т/2

будем иметь

q_гр=[μ∙L/В+(f₂-f₁)]/[4∙(f_п+Р_кр∙Сosα/G_т)] - (Р_кр/Р_кп)∙(а / В)Sinγ, (167)

без крюковой нагрузки равенство (167) преобразуется к виду:

q_гр=(μ∙L/В)/(4∙f_п)+(f₂-f₁)/(4∙f_п), (168)

Из равенств (167) и (168) очевидно, что величина q_гр, т.е. величина плеча выноса равнодействующей сил тяги Р_к2 и Р_к1, зависит от свойств грунта (μ, f_п), конструкции ходовой части (L / B, μ, f₁, f₂), от характера нагрузки (Р_кр) и т.д.

Следовательно, q_гр характеризует условия поворо та и называется основным параметром поворота.

Очевидно, что чем больше параметр qгр, тем труднее осуществить поворот, т.е. тем больший поворачивающий момент должен быть создан механизмом поворота (163).

Из предыдущего следует, что при повороте резко возрастают сопротивления движению трактора, поэтому для сохранения при повороте скорости прямолинейного движения (до поворота) требуется мощность гораздо больше. чем для прямолинейного движения.

А если при движении прямо использовалась мощность полностью? Значит обороты двигателя снизятся, и он может заглохнуть. Единственным средством ограничения мощности внешних сопротивлений является введение в трансмиссию устройств, снижающих линейную скорость движения ν_o вместе с уменьшением R. Это обычно достигается с помощью механизма поворота.

Качество механизма поворота оценивается его способностью снижать скорость центра тяжести трактора, а с этим свойством связана способность механизма поворота создавать поворачивающий момент. Оба этих свойства оцениваются основным параметром механизма поворота q. Из теории поворота из
вестно, что на поперечной оси трактора на некотором расстояние от продольной

Рисунок 42 Схема сил, подводимых двигателем к гусеницам

оси симметрии имеется точка А, линейная скорость которой не зависит от радиуса поворота и равна линейной скорости центра тяжести машины ν_o, которой он обладал при движении по прямой. Обозначим расстояние от оси до этой точки буквой q - рисунок 42. Следует отметить, что параметр q является постоянной величиной для каждого механизма поворота. Чем больше величина q, тем интенсивнее по нижается скорость центра тяжести машины при повороте и

тем больше величина поворачивающего момента Р_кп∙ q подводимого механизмом не
посредственно от двигателя.

Для наиболее распространённых в настоящее время в тракторостроении механизмов поворота, бортовых фрикционов и ПМП, величина q равна 0.5В. Это наглядно можно проиллюстрировать схемой на рисунке 43.

Рисунок 43 План скоростей при повороте???

При движении трактора с отключенной отстающей гусеницей, линейная скорость точки, находящейся на пересечении поперечной оси трактора и продольной оси забегающей гусеницы будет сохранять скорость центра тяжести трактора при прямолинейном движении. То есть, в данном случае величина q, является кинематической характеристикой механизма поворота.

Кроме того параметр q является и динамической характеристикой механизма поворота.

При прямолинейном движении машины суммарная сила тяги Р_к действует в продольной оси трактора. При повороте трактора, когда величины сил тяги на отстающей и забегающей гусеницах не равны, их равнодействующая Р_кп смещена от продольной оси трактора на величину q - точка А - рисунок 43.

В случае поворота трактора с отключённой гусеницей равнодействующая сил тяги Р_кп будет равна силе тяги забегающей гусеницы Р_к2 и действует в продольной оси последней, т.е. q =0.5В

Итак, условия поворота, т.е. необходимый поворачивающий момент и необходимые для совершения поворота силы тяги, характеризуются параметром поворота q_гр, возможности механизма в этом отношении оцениваются параметром механизма q. Если q > q_гр то поворот будет осуществлён, причём он будет ускоренным.

При q < q_гр поворачивающий момент, создаваемый непосредственно механизмом, недостаточен и необходим дополнительный поворачиваний момент.

Вторым параметром, характеризующим качество механизма поворота, является величина относительного кинематического фиксированного радиуса поворота

ρ_min= R_min / B (169)

Известно, что для вышеупомянутых механизмов поворота, величина ρ_min равна 0.5В, т.е. при полностью затянутом остановочном тормозе ведущие колесо отстающей гусеницы останавливается.

Следует отметить, что 2-х ступенчатый планетарный механизм поворота, отличается от одноступенчатого лишь тем, что он имеет помимо ρ_min = 0.5В второе значение минимального фиксированного радиуса, которое обычно делают в 3-5 раз больше первого, т.е. ρ_minII = (1.5-2.5) В.

Поворот гусеничной машины с промежуточными радиусами осуществляется при изменении степени пробуксовки фрикционных элементов механизма поворота. Очевидно, что в том случае будут наблюдаться и значительные потери мощности на трение, и интенсивный износ фрикционах элементов.

Следовательно, для улучшения мощностного баланса и увеличения долговечности деталей механизма поворота, необходимо стремиться к устранению нежелательного явления трения в механизмах, при повороте гусеничной машины в диапазоне радиусов поворота от ρ_min до ρ_своб - поворот с отключенной гусеницей. Этого можно добиться применением таких механизмов поворота, которые имеют несколько фиксированных максимальных радиусов поворота (трактор Т-150).

ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ

Гидравлическая передача - устройство, передающее ме­ханическую энергию на расстояние при помощи жидкости. В зависимости от рабочего процесса гидропередачи делятся на гидростатические (гидрообъемные) и гидродинамические; от характера передачи крутящего момента на гидромуфты и гидротрансформаторы. Гидромуфта передаёт энергию без преобразования крутящего момента. Гидротрансформатор преобразует крутящий момент.

В любой передаче кинематическое передаточное число – i = n_o / n_oо – отношение частот вращения соответственно ведущего и ведомого валов.

В передачах с жёсткими кинематическими связями (зубчатые передачи) имеются только силовые потери. КПД такой передачи зависит от соотношения М /М_o при постоянном кинематическом передаточном числе. В гидропередачах, где нет жесткой кинематической связи, потери мощности зависят как от изменения силового, так и кинематического передаточного числа.

Отношение моментов на ведомом валу к моменту на ведущем дает нам силовое передаточное число: ĩ=Моо / М _o (170)

Таким образом у гидромуфты ĩ =1.

КПД передачи η: η=N_оо/N_o=М_оо∙n_оо /(М_o∙n_o)=ĩ/i (171)

КПД муфты η_гм: η_гм=n_оо /n_o=1/i (172)

ГИДРОСТАТИЧЕСКИЕ (ГИДРООБЪЕМНЫЕ) ПЕРЕДАЧИ

Гидропередачи, в которых энергия передается замкнутым объемом жидкости за счет изменения статического напора, называется гидростатическим. Большинство объемных гидромашин обратимы, т.е. одинаковые агрегаты могут работать и насосом и мотором - рисунок 42.

Насос 1 по нагнетательному трубопроводу подаёт жидкость к гидромотору 2, пройдя который жидкость возвращается в насос. Насос 6 восполняет утечки и через обратные клапаны 3 подаёт рабочую жидкость в магистраль низкого давления (т.е.в ту, по которой жидкость возвращается в насос). В качестве насосов и моторов в объемных гидроприводах применяются поршневые, шестерённые, лопастные, винтовые и другие гидромашины объёмного типа. Шестерённые и лопастные насосы имеют более низкий КПД, чем поршневые и поэтому применяются реже. Мощность, потребляемая гидромашиной этого типа, в общем виде определяется:

N=p∙ν∙n / (61.4∙10⁴), (173)

где р - давление в системе;

ν - объём рабочих полостей машины, см³;

n – частота вращения вала машины, об/мин.

На основания формулы (173) можно найти кинематическое передаточное число объёмного гидропривода. Полагая давление для насоса и мотора одинаковым (η=1), найдём i = n_н / n_м=V_м / V_н,

где V_м и V_н - соответственно рабочий объем мотора и насоса.

Рисунок 44 Простейшая схема гидростатической (гидрообъемной) передачи

Таким образом, для изменения кинематического передаточного числа объёмного гидропривода необходимо изменять суммарный объем рабочих полостей в насосе или моторе, или одновременно и в том и в другом.

Эту задачу решают правильным выбором типа и числа гидромоторов, их размещением, способом их соединения и пе­реключения, иными словами, правильным выбором схемы трансмиссии.

Так, если в колёсном 2-х осном тягаче, установить гидромоторы во всех колёсах и предусмотреть выключение одной из осей, то площадь поршней моторов уменьшится вдвое, а, следовательно, изменится и передаточное число гидромашины в два раза.

ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ МУФТЫ

Гидромуфты-состоят из 2-х основных элементов.

Колёса 1 центробежного насоса, имеющего в сечении полуокружность. В нём устанавливается боль шое число лопаток, образующих лопаточный венец насоса и колёса 2 турбины, установленного на ведомом валу. Колесо 1 и кожух 3 образуют замкнутый круг циркуляции - рисунок 43. Рабочие колё са тракторных и автомобильных гидромуфт изготавливаются обычно с радиальными лопатками. Полости насоса и турбины образует замкнутый объем, ограничивающий и направляющий движение рабочее жидкости, называемый рабочей полостью. Корпус муфт на 80-85% объема наполняется рабочей жидкостью. Колесо насоса соеди няется с кожухом 3, охватывающим колесо турбины. Колесо насоса, приводимое в движение двигате лем, с помощью лопаток сообщает рабочей жидкости кинетическую и потенциальную энергию и направляет её от центра к периферии - к входу в турбину. В каналах, образуемых лопатками турбины, энергия потока превращается в механическую работу на ведомом валу. Затем жидкость вновь поступает в насос и цикл повторяется. Когда колесо насоса вращается, элементарные частицы жидкости находящиеся в его полости участвуют в 2-х движениях: относительном - под действием центробежных сил перемещаются по каналам между лопатками насоса от центра к периферии с нарастающей относительной скоростью от ω₁ на входе до ω₂ на выходе насоса; и переносном - вместе с лопатками вращаются вокруг оси муфты с переносной скоростью -u.

Величина относительной скорости зависит от размеров гидромуфты и режима её работы. В результате круговой циркуляции частиц жидкости они движутся с переменной абсолютной скоростью ν по сложной траектории.

При разгоне частиц жидкости в колесе насоса, когда абсолютные скорости их увеличиваются от ν₁ на входе до ν₂ при выходе, количество движения жидкости растёт.

Согласно теории гидравлических турбопередач крутя­щий момент насоса М_н равен разности моментов количества движения жидкости при выходе из насоса и при входе в него: М_н=(Q∙γ/g)∙(ν_2н∙r₂-ν_1н∙r₁), (174)

где Q – расход потока жидкости, протекающей через насос в единицу времени; γ – удельный вес жидкости; g – ускорение силы тяжести; ν_1н и ν_2н – абсолютные скорости частиц жидкости соответственно при входе в насос и выходе из насоса; r₁ и r₂ – средние радиусы входа и выхода жидкости, одинаковые для насоса и турбины.

Так как ν_2н=ν_1т, а ν_1н=ν_2т, то жидкость теряет в турбине такое же количество движения, какое она приобрела в насосе. Тогда М_т=М_н. Гидромуфты не имеют внешней опоры момента и поэтому при установившемся движении момент, подводимый к валу насоса, равен моменту сопротивления на валу турбины.

Насос и турбина образуют общий круг циркуляции, поэтому в любой момент времени расход жидкости в турбине равен расходу в насосе. Этот расход называется расходом жидкости в круге циркуляции и обозначается буквой Q.

Рисунок 45 Схема гидромуфты

Расход в круге циркуляции зависит от совместной работы насоса и турбины и определяется циркуляционным напором Н_ц, равным разности напора насоса Н_н и напора противодавления турбины Н_т, т.е. Н_ц = Н_н - Н_т.

Дело в том, что напор насоса обеспечивает движение жидкости в круге циркуляции в направлении от насоса к турбине. Но при вращении турбины на жидкость будут действовать центробежные силы, создающие напор противодавления, который действует в противоположном направлении относительно напора насоса. И этот напор тем больше, чем больше обороты турбины.

В момент трогания, когда отсутствует напор противодавления турбины, циркуляционный напор является наибольшим, он обеспечивает максимальный расход жидкости Q, а, следовательно, и наибольшую скорость циркуляции. В результате при трогании турбины крутящий момент также будет максимальным.

По мере разгона турбины гидромуфты циркуляционный напор Н_ц уменьшается, это приводит к уменьшению расхода Q, а, следовательно, и к уменьшению крутящего момента. При равенстве оборотов и насоса и турбины (n_н=n_т) циркуляционный напор равен нулю, т.к. напор насоса уравновешивается напором противодавления турбины. Расход жидкости Q, а также передаваемый момент от насоса к турбине также будет равен нулю.

Таким образом, расход Q пропорционален передаваемому гидромуфтой моменту. Следовательно, для работы гидромуфты необходимо, чтобы n_н ≠ n_т, а именно n_н > n_т.

Это означает, что при работе гидромуфты колесо насоса всегда проскальзывает относительно колеса турбины.

При трогании трактора с места, когда ω_т=0, проскальзывание будет наибольшим, при установившейся работе оно составляет ≈ 2.0…4.0%.

ХАРАКТЕРИСТИКА ГИДРОМУФТЫ

Поскольку гидромуфта всегда работает с пробуксовкой, то для оценки этого явления вводят понятие “скольжение гидромуфты” S – отношение разницы частоты вращения вала насоса и турбины к частоте вращения вала насоса:

S=(n_н-n_т) / n_н=1-(n_т/n_н) (175)

Из формулы вытекает, что S+η = 1, (176)

где η – КПД гидромуфты.

Как известно из теории лопастных машин, связь между моментом, передаваемым насосом, и параметрами конструкции выражается равенством:

М_н=γ∙λ_н∙n²_н∙D⁵, (177)

где λ_н – коэффициент входного момента, или коэффициент пропорциональности в формуле подобия лопастных машин.;

n_н – частота вращения вала насоса;

D – профильный диаметр гидромуфты – наибольший диаметр круга циркуляции.

Момент М изменяется пропорционально квадрату частоты вращения насоса и пятой степени диаметра D. Следовательно, при изменении частоты вращения, например, в 2 раза, передаваемый момент изменится в 4 раза, а даже небольшое изменение размеров профильного диаметра вызывает значительное изменение момента.

График зависимости момента М, передаваемого гидромуфтой, ее КПД – η и скольжения S от отношения n_т/n_н называется внешней характеристикой гидромуфты - рисунок 46. Для простоты принято строить этот график при постоянной частоте вращения вала насоса n_н=const.

Рисунок 46 Внешняя характеристика гидромуфты

Так как КПД муфты равен n_т/n_н, то кривая КПД на графике изобразится в виде прямой, наклоненной к оси абсцисс (ординат) под углом 45^о.

КПД гидромуфты не может быть равным 1, т.к. при ω_н=ω_т гидромуфта не работает. После достижения η_max≈0.97 кривая резко падает до нуля.

ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ ТРАНСФОРМАТОРЫ

В отличие от гидромуфт в круге циркуляции гидротрансформатора устанавливается 3 рабочих колеса, оснащенных лопатками: два подвижных (насос, турбина) и одно неподвижное (реактор), являющийся внешней опорой, которая

а) б)

Рисунок 47 Схема простейшего гидротрансформатора (а) и внешняя характеристика комплексного гидротрансформатора (б)

обеспечивает изменение крутящего момента, передаваемого турбине при постоянном моменте насоса.

Рассмотрим простейшую схему гидротрансформатора. Насос 1, приводимый во вращение двигателем, сообщает скорость рабочей жидкости. Она поступает на лопатки реактора 3, оказывает давление на них, вследствие чего, возникает реактивный момент. Из реактора жидкость поступает на лопатки турбины 2 - рисунок 47-а.

Если в гидромуфте М_н=М_т, в гидротрансформаторе реактор изменяет момент количества движения потока жидкости и момент турбины становится отличным от момента насоса.

При установившемся режиме работы, считая,

Рисунок 48 Развернутая схема гидротрансформатора

что все количество жидкости поступает из насоса в реактор и далее в турбину для гидротрансформатора можем записать: М_т=М_н+М_р, (178)

где М_т, М_н и М_р – внешние моменты, приложенные к валам турбины, насоса и реактора.

Моменты, действующие на лопатки соответствующих колес, определяются:

М_н=(Q∙γ/g)∙(ν_2н∙r₂-ν_1н∙r₁) (179)

С помощью развернутой схемы гидротрансформатора (рисунок 48), установим факторы, влияющие на изменение момента.

При работе гидротрансформатора жидкость входит на лопатки насоса с малой относительной скоростью ω₁ и при вращении насоса устремляется к выходу, увеличивая скорость. Абсолютная скорость на выходе ν_н. С этой же скоростью жидкость поступает на лопатки реактора под углом α1, где из-за неподвижности реактора не совершается механическая работа. Преобразуется лишь статический напор (энергия давления) в скоростной напор (кинетическую энергию). Лопатки реактора расположены так, что входное сечение каналов, образованных этими лопатками, больше выходного. Поэтому при прохождении реактора жидкость увеличивает скорость за счет постепенного уменьшения сечения межлопастных каналов, а благодаря соответствующему профилю лопаток изменяется направление движения струи.

После реактора струя поступает на лопатки турбины с более высокой скоростью (ν_а) и под большим углом (α2), чем при выходе из насоса. В результате воздействия этой струи на лопатки турбины обеспечивается получение на ее валу значительно большего крутящего момента, чем момент на валу насоса.

ХАРАКТЕРИСТИКИ ТРАНСФОРМАТОРА

Для оценки гидротрансформатора применяют различные характеристики, основные из которых: внешняя характеристика, характеристики “входа”, “выхода” и исходная характеристика.

Внешняя – представляет собой зависимость изменения моментов насоса М_н и турбины М_т от частоты вращения вала турбины n_т при постоянной частоте вращения насоса n_н -рисунки 47б, 49.

Кроме того, на нее наносится кривая изменения КПД гидротрансформатора η_гт. На оси ординат могут быть отложены значения силового передаточного числа ĩ=М_т / М_н, которое часто называют коэффициентом трансформации К.

Из графика видно, что ĩ достигает наибольшего значения при трогании с места, т.е. n_т=0. Значение η_гт при этом падает до нуля. В существующих гидротрансформаторах ĩ=4…5. По мере увеличения частоты вращения значение ĩ уменьшается и при n_т/n_н≈0.6…0.7 становится равным 1, а затем и меньше ее. Момент на валу турбины становится меньше момента насоса и, следовательно, использование гидротрансформатора целесообразно в интервале от ĩ_max до ĩ=1. В точке, где ĩ=1 происходит изменение знака момента реактивного колеса, т. к. трансформатор из увеличителя момента превращается в его уменьшитель. Это вызвано значительным увеличением частоты вращения турбины, соответствующим ростом потерь и резким падением КПД гидротрансформатора. Поэтому дальнейшая работа в режиме гидротрансформатора явно нецелесообразна и во многих конструкциях трансформатор переводят в режим работы гидромуфты. С этой целью реактивное колесо устанавливается на муфте свободного хода. При изменении знака момента реактивное колесо увлекается потоком жидкости и гидротрансформатор автоматически превращается в гидромуфту. Такие гидротрансформаторы называются комплексными - рисунок 47-б.

КПД гидротрансформатора как видно из внешней характеристики, резко убывает по обе стороны от η_max, который у большинства гидротрансформаторов равен η_max=n_т/n_н=0.35…0.4.

Параболический характер изменения КПД – органическая особенность гидротрансформатора, связанная с изменением напора турбины по квадратичной параболе при постоянном расходе жидкости. Отсюда невысокое значение η_ср во всем рабочем диапазоне. Чтобы гидротрансформатор длительное время не работал при низком η диапазон использования гидротрансформатора сужают. Для обеспечения необходимого крутящего момента вводят дополнительно 2-х или 3-х ступенчатую коробку передач (гидромеханические передачи).

У прозрачных гидротрансформаторов n_е зависит не только от подачи топлива, но и от передаточного отношения гидротрансформатора.

У непрозрачных гидротрансформаторов n_е зависит только от подачи топлива. Изменение сопротивления движению для прозрачных гидротрансформаторов будет отражаться на n_е и соответственно на М_н, т.к. изменяется λ_н. Тогда характеристика входа (нагрузочная) представит собой серию квадратичных парабол. Поэтому при больших Р_f двигатель будет развивать высокие М_е и динамические качества машины несколько улучшаются.

У непрозрачных же гидротрансформаторов зависимость М_н=f (n_н) выражается только одной квадратичной параболой, точка пересечения кото рой с кривой М_е определяет неизменный режим работы двигателя при данной подаче топлива.

Зависимость, показывающая изменение момента М_н от частоты вращения насоса n_н при различных передаточных отношениях, называется характеристикой “входа”.

Характеристика “выхода” – зависимость изменения момента на ведомом валу М_т от частоты вращения этого вала n_т при неизменной частоте вращения ведущего вала гидротрансформатора. Для оценки не отдельного конкретного образца гидротрансформаторов, а типа гидротрансформатора независимо от его габаритов применяется исходная или безразмерная характеристика, представляющая зависимость коэффициента трансформации К, коэффициентов момента насоса λ_н и турбины λ_т и КПД η от величины, обратной передаточному числу гидротрансформатора 1/i.

Рисунок 49 Кривые изменения моментов на насосном колесе прозрачного(непрозрачного)

гидротрансформатора

Для оценки не отдельного конкретного образца гидротрансформаторов, а типа гидротрансформаторов независимо от их габаритов применяется исходная или безразмерная характеристика, представляющая зависимость коэффициента трансформации К, коэффициентов момента насоса λ_н и турбины λ_т и КПД η от величины, обратной передаточному числу гидротрансформатора 1/i.

Из представленных характеристик видно, что гидротрансформатор позволяет непрерывно изменять момент на валу турбины в определенных пределах – от максимального значения до нуля – в то время как момент насоса изменяется незначительно в зависимости от n_т. КПД гидротрансформатора изменяется по кривой с максимальным значением в некоторой средней точке. По обе стороны от этой тоски КПД уменьшается до нуля (в основном из-за ударных потерь жидкости о лопатки рабочих колес гидротрансформатора). Коэффициент К достигает своего максимума при трогании (n_т=0) и снижается до нуля с увеличением n_т.

Прозрачность гидротрансформатора – способность гидротрансформа тора изменять нагрузку на валу двигателя (насоса) в зависимости от нагрузки на ведомом валу.

По степени воздействия внешней нагрузки на работу двигателя гидротрансформаторы делятся на прозрачные и непрозрачные.

Прозрачными называются гидротрансформаторы, у которых, как и у механических передач, внешняя нагрузка непосредственно воздействует на работу двигателя. Возрастание нагрузки на ведомом валу вызывает снижение скорости движения машины, а, следовательно, и снижение частоты вращения вала двигателя и наоборот.