CC BY
10
- © Ш.З. Нажмудинов, 2014
УДК 622.233
Ш.З. Нажмудинов
СРАВНИТЕЛЬНЫЙ АНАЛИЗ ЭФФЕКТИВНОСТИ ОДНОПОТОЧНОЙ И КОМБИНИРОВАННОЙ ТРАНСМИССИЙ СИЛОВЫХ УСТАНОВОК
Рассмотрена сравнительная эффективность однопоточной и комбинированной схем трансмиссий применяемых в приводах силовых установок с вращательным рабочим органом.
Ключевые слова: трансмиссия, комбинированный, гидравлический регулирующий контур, КПД, дифференциал.
С целью установления эффективности работы приводов силовых установок (СУ) горных машин рассмотрим потери энергии, при передаче мощности от приводного двигателя выходному валу трансмиссии (ВВ). Сравнение проводим между параметрами однопоточной - традиционной объемной гидропередачи (ТОГП) и двухпоточной - комбинированной гидромеханической передачи (КГМП), при различных режимах работы с учетом локальных КПД в направлении потока мощности от входа в элемент трансмиссии до выхода из него (рис. 1).
Общие потери в КГМП определяется выражением п = Nвыx /Мвх, где Nвыx, N. -соответственно мощность (кВт) на выходе и мощность на входе КГМП. В свою очередь: = N + где N - часть потока мощности, подведенная к звену «а» дифференциала через гидравлический регулирующий контур (ГРК); N - часть потока мощности подведенной к звену «Ь» дифференциала непосредственно от приводного двигателя (ПДв), для ТГОП N = 0. С учетом последнего, а также рекомендаций и результатов работ [1, 2, 3, 4, 5, 6].
аЬ / ^^ + ^ П ЬаьПаьь / (1)
где пьаь = [1+0д - 1)Нь/д; ПЬаь = пЧп" = 0,97; = [1 - (1 - пь)]/д,
КПД дифференциала в зависимости от направления подвода энергии при соответствующих заторможенных звеньях; п' = 0,98 КПД пары колес с наружным зацеплением; п' = 0,99 КПД пары колес с внутренним зацеплением; п - КПД
Рис. 1. Комбинированная схема трансмиссии одиночного привода СУ
гидравлического регулирующего контура (ГРК), определяемый как пк = ПнПмПоб. Здесь пн, Пм - гидромеханический КПД соответственно насоса и мотора образующих ГРК, где пн = Пм = Пмг = 0,94;
п , - объемный КПД ГРК определяемый выражением п * = N /N ,
1 об 1 1 1 об выхк вхк'
здесь Мвыхк = q2 n2 D2 [pj; Мхк = q (Ку-1) D1 [na] [p] - мощность на выходе и мощность на входе ГРК, кВт.
Уравнение расхода рабочей жидкости (РЖ) в гидролинии низкого давления ГРК, выражается как
q2 (Ку - 1) Di [ni] = q2 n2 D2 + Q^
где Q - поток внешних утечек из гидрообъемного ГРК (м3/мин); [nj - допустимая частота вращения вала (об/мин) гидромашины ГРК ([nj = nE = const); D1, D2 - параметры регулирования объема рабочих камер гидромашин ГРК.
Согласно [5] Qук = q2 Ку [n1] (1-по) Kq (0,01+p/[pj)/ (Kq+1),
что можно записать зависимостью Q = q2 Kq [n1] ав, где Kq - коэффициент утечек, согласно [7] Kq = 2,6 - 2,4 по; По - объемный КПД гидромашин ГРК; p - индикаторное давление линии высокого давления ГРК, Па; а и в - безразмерные коэффициенты равные:
а = (1-По) Kq /(Kq+1); в = (p/[p])+0,01.
Подставляя значение Qvx в уравнение расхода РЖ и решая уравнение относительно D1 гидромашины связанной с валом ПДв, с учетом допустимой частоты вращения рабочего органа (РО) - ([n]), имеем
D1 = D2 (n /[n]+K ea/D2)/(K-1).
КПД ГРК с учетом интерпретаций результатов вышеприведенных зависимостей и выражений определяется как
пк = п2н/(1 + K ва [n]/D2 n. (2)
Уравнение отношения D1 и D2 в функции относительного числа оборотов ВВ запишем, с учетом свойств работы трансмиссий при D1/D2 = 0 ^ n/[n] = 0 и при D1/D2 = 1 ^ n/[n] = nn/[n] (где nn - характерная точка вращения РО):
ТОГП (А) ^ n/ [n] = nn D1 /[n] D2; -1 < n/[n] < 1;
КГМП в режиме ТОГП: (Б) ^ n/[n] = D1/D1 [(K - 1)/2] /D2; -0,5 < n/[n] < 0,5;
для КГМП в режиме ГМП: (С) ^ n/[n] = [(2 - I R |)(D1/D2+1)]/2; 0 < n/[n] < 1,0, здесь Kу = 1,5 [6].
Выражение (2) с учетом уравнений (А), (Б), (С) и относительных значений параметра регулирования частоты вращения РО - I R 1(для механизма вращения долота I R I = 1,33 и для механизма хода бурового станка IR I = 1,5), принимает вид:
для ТОГП: (Д) ^ пк1 = П2н/[1+ [n]/nn ав/DJ; I R I = 2,0;
для КГМП в режиме ТОГП: (Е) ^ пк2 = П2н /[1+ бав/DJ; I R I = 1,0
и для КГМП в режиме ГМП: (Ж) ^ пк3 = П2н /[1+2ав/(0^+ D2)]; I R I = 1,0.
На основе интерпретаций вышеприведенных аналитических зависимостей получены следующие выражения для определения КПД схем трансмиссий:
Рис. 2. А - КПД в функции относительной частоты вращения выходного вала трансмиссий. ТОГП: 1 - при по = 0,85 и IЯI = 2; 2 - при по = 0,99 и IЯ I = 2. КГМП (рис. 1): 3 - в режиме ТГОП при п = 0,85 и IЯ I = 1,0; 4 - в режиме ТОГП, при По = 0,85 и I Я I = 1,0; 5 - в режиме КГМПпри по = 0,85 и I Я I = 1,0.
Б - Изменение параметра регулирования объема рабочих камер (01) гидромашины с в функции относительной частоты вращения ВВ для соответствующих схем трансмиссий
для ТОГП: п1 = п Унпьаь /[1+ар (1+[п]/п)/01];
для КГМП в режиме ТОГП: п2 = ПЬаЬ (п'пн)2 /[1+6ар/01];
для КГМП в режиме ГМП: п3 = ПЬаЬ (п'пн)2 01/(01+1) + (п')2 паьь /(01+1).
Сравнительная эффективность КПД, а также 01 в функции относительных частот вращения ВВ однопоточной и комбинированной схем трансмиссий в графическом интерпретации приведена на рис. 2.
Выводы
1. Максимум величин КПД для ТОГП и КГМП в режиме ТОГП обеспечивается: в районах скоростных координат, соответственно (0,5.. ,1)[п] и (0,25.. .0,5) [п] при по = 0,85, причем КПД ТОГП на 14,5% превышает КПД КГМП в режиме ТОГП (рис. 2, кривая 1 и 3); в районе координат (0,5...1)[п] и (0,25...0,5)[п] при по = 0,99, где КПД ТОГП на 2,6% превышает КПД КГМП в режиме ТОГП (кривая 2 и 4).
2. В двухпоточном режиме работы КГМП, максимум КПД обеспечивается в координатах 0,333[п] и 0,5[п], где КПД КГМП (при по = 0,85) превышает КПД ТОГП (при п = 0,99 и п = 0,85) на 6,62% и на 11% соответственно.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Мясников Г.В., Моисеенко Е.И. Многоскоростные планетарные механизмы в приводах горных машин. - М.: Недра, 1975. - 261 с., с ил.
2. Планетарные передачи. Справочник / Под ред. В.И. Кудрявцева. - Л.: Машиностроение, 1977. - 536 с., с ил.
3. Докукин А.В. и др. Исследование и оптимизация гидропередач горных машин. - М.: Наука, 1978. - 196 с., с ил.
4. Коваль П.В. Гидравлика и гидропривод горных машин. - М.: Машиностроение, 1979. -319 с., с ил..
5. Сайдаминов И.А. Обоснование параметров системы кондиционирования рабочей жидкости гидрообъемной силовой установки карьерного бурового станка. Дисс..., к.т.н. - М.: МГГУ, 1996.
6. Нажмудинов Ш.З. Обоснование рациональных параметров гидромеханической силовой установки самоходного бурового станка с единым первичным двигателем. Дисс..., к.т.н. -М.: МГГУ, 1997.
7. Бродский Г.С. Повышение надежности гидрофицированных карьерных роторных экскаваторов путем создания систем кондиционирования рабочей жидкости. Дисс... , к.т.н. - М., 1986. - 243 с. ЕШ
КОРОТКО ОБ АВТОРЕ_
Нажмудинов Шарофидин Зоирович - кандидат технических наук, профессор, МГИ НИТУ «МИСиС», e-mail: [email protected].
UDC 622.233
COMPARATIVE ANALYSIS OF EFFICIENCY OF SINGLE-THREAD AND COMBINED TRANSMISSION POWER PLANTS
Najmudinov Sh.Z., Candidate of Engineering Sciences, Professor,
Moscow Mining Institute, National University of Science and Technology «MISiS», e-mail: [email protected].
Examines the comparative efficacy of single-thread and combined schemes transmissions used in drives of power units with rotary working body.
Key words: differential, efficiency, hydromechanical transmission, hydraulic control loop, hydraulic machine.
REFERENCES
1. Mjasnikov G.V., Moiseenko E.I. Mnogoskorostnye planetarnye mehanizmy v privodah gornyh mashin (Multi-speed planetary mechanisms in drives of mining machines), Moscow, Nedra, 1975, 261 p., ill.
2. Planetarnye peredachi. Spravochnik. Pod redakciej V.I. Kudrjavceva (Multispeed planetary mechanisms in drives of mining machines. Kudryavcev V.I. (Ed.)), Leningrad, Mashinostroenie, 1977, 536 p., ill.
3. Dokukin A.V. Issledovanie i optimizacija gidroperedach gornyh mashin (Planet gearings. Reference book), Moscow, Nauka, 1978, 196 p., ill.
4. Koval' P.V. Gidravlika i gidroprivod gornyh mashin (Analysis and optimization of hydraulic transmissions of mining machines), Moscow, Mashinostroenie, 1979, 319 p., ill.
5. Sajdaminov I.A. Obosnovanie parametrov sistemy kondicionirovanija rabochej zhidkosti gidroob#emnoj silovoj ustanovki kar'ernogo burovogo stanka (Hydraulics and hydraulic drives of mining machines), Candidate's thesis, Moscow, MGGU, 1996.
6. Nazhmudinov Sh.Z. Obosnovanie racional'nyh parametrov gidromehanicheskoj silovoj ustanovki samohodnogo burovogo stanka s edinym pervichnym dvigatelem (Justification of fluid conditioning system parameters for hydrostatic power unit of an open pit drill-rig), Candidate's thesis, Moscow, MGGU, 1997.
7. Brodskij G.S. Povyshenie nadezhnosti gidroficirovannyh kar'ernyh rotornyh jekskavatorov putem sozdanija sistem kondicionirovanija rabochej zhidkosti (Improvement of reliability of hydraulic-assisted bucket-wheel excavators by designing fluid conditioning systems), Candidate's thesis, Moscow, 1986, 243 p.
