.5 Đặc tính tải động cơ

 Một số thông số kỹ thuật của máy kéo: loại máy, trọng lượng và toạ độ

trọng tâm, bán kính bánh xe chủ động hoặc bánh xe bị động;

 Hệ số cản lăn f và đường cong trượt thực nghiệm  f F( m)của máy

kéo tương tự. Nếu khơng có đường cong trượt  f F( m), độ trượt có thể tính theo cơng thức thực nghiệm.

Trình tự xây dựng

Việc xây dựng đường đặc tính kéo lý thuyết có thể được tiến hành theo một vài phương pháp nhưng đều cùng một cơ sở khoa học, chỉ khác nhau các bước tính tốn cụ thể. Dưới đây sẽ trình bày một phương pháp với các bước như sau:

1) Xây dựng đường cong trượt   f F( m)

Khi máy kéo chuyển động đều trên mặt đường nằm ngang, mô men quay của động cơ Me và vận tốc thực tế của máy kéo v có thể được xác định theo cơngthức : ( G m) k e m fF F r M i   (3.12) v r i k e   (1 ) (3.13) Hình 3.5 Đặc tính tải động cơ Hình 3.6 Đặc tính kéo lý thuyết

Như vậy, trên cơ sở sử dụng đường đặc tính của động cơ   f M( e) và đường cong trượt   f F( m) ta sẽ xây dựng được các đường cong vận tốcv f F( m) cho các số truyền khác nhau của máy kéo.

3) Xây dựng các đường cong công suất kéo Pm  f F( m)

Các đường cong công suất kéo của máy kéo được xây dựng trên cơ sở công thức:

Pm F vm (3.14) Do các đường cong vận tốc v f F( m) phụ thuộc vào tỷ số truyền nên các đường cong công suất Pm  f F( m) cũng phụ thuộc vào tỷ số truyền.

4) Xây dựng các đường cong chi phí nhiên liệu giờ GT  f F( m)

Cho giá trị bất kỳ của lực kéo Fm . Sử dụng công thức (5.12) ta xác định

mô men quay Me ứng với Fm đã cho, sau đó từ đường đặc tính của động cơ

( )

T e

G  f M xác định được giá trị GTtương ứng. Từ cặp giá trị (Fm,GT) vừa xác định được ta vẽ được một điểm của đồ thị . Thay các giá trị lực kéo khác nhau ta xác định được nhiều điểm và nối chúng lại sẽ được đường cong

( )

T m

G  f F của số truyền đã cho.

Tất cả các đường cong GT  f F( m) sẽ cắt nhau tại một điểm, tương ứng với lúc máy kéo đứng yên và động cơ làm việc ở chế độ chạy không

0

T T

G G . Tại các điểm cực đạiGT GT max, tương ứng với lúc động cơ làm việc ở chế độ danh nghĩa Pe Pemax, Me MeH và   H. Trên đồ thị các điểm cực đại GT max phải nằm trên một đường thẳng. Tương tự như vậy, các điểm mút của các đường cong (GT Fm) cũng nằm trên một đường thẳng, tương ứng với lúc Me Me m, ax.

5) Xây dựng các đường cong chi phí nhiên liệu riêng gT  f F( m)

Chi phí nhiên liệu riêng của máy kéo là chỉ tiêu quan trọng để đánh giá tính tiết kiệm nhiên liệu và được xác định theo công thức:

3 10 T T m G g P  , g/kWh (3.15) trong đó: GT - chi phí nhiên liệu giờ, kg/h; P- công suất kéo, kW.

Các đường cong gT  f F( m) cũng được xây dựng cho từng số truyền. Cần lưu ý rằng các đường cong trên đường đặc tính kéo biểu thị mối quan hệ giữa các chỉ tiêu kéo và lực kéo ở móc. Các quan hệ này là các quan hệ phi tuyến. Do đó để đảm bảo độ chính xác cần thiết phải xác định nhiều điểm, nhất là ở vùng lực kéo mà công suất kéo đạt cực đại Pmax và chi phí nhiên liệu riêng đạt cực tiểu gmin. Trên hình 3.6 là dạng đường đặc tính kéo lý thuyết.

Một số nhận xét:

Qua đường đặc tính kéo ta thấy rằng các đường cong cơng suất kéo đều có giá trị cực đại và các đường cong chi phí nhiên liệu riêng đều có giá trị cực tiểu gmin và cùng đạt được trong một vùng lực kéo. Lúc đó hiệu quả làm việc và tính tiết kiệm nhiên liệu của máy kéo là cao nhất. Đối với từng số truyền, việc đánh giá tính tiết kiệm nhiên liệu của máy kéo được qui ước là đánh giá theo mức độ chi phí nhiên liệu riêng trong khoảng lực kéo tương ứng với sự thay đổi của công suất kéo từ Pmaxđến 0,5Pmax.

Ở các số truyền cao, động cơ có thể bị quá tải và các số truyền này thường được sử dụng ở vùng độ trượt thấp, do vậy điểm cực đại của đường cong công suất kéo và điểm cực đại của đường cong chi phí nhiên liệu giờ G T thường

đạt được tại cùng một giá trị lực kéo. Trong trường hợp này, sự giảm cơng suất kéo ở nhánh bên phải (cịn gọi là nhánh quá tải) của đường cong công suất chủ yếu là do động cơ làm việc ở chế độ quá tải, tốc độ quay của động cơ giảm nhanh. Do đó khơng được phép sử dụng máy kéo ở nhánh quá tải mặc dù công suất kéo giảm không nhiều so với công suất kéo cực đại.

Ở vùng lực kéo lớn, cũng là vùng hay sử dụng số truyền thấp, độ trựơt tăng nhanh do đó điểm cực đại của đường cong công suất kéo thường không nhận được tại vùng lực kéo có chi phí nhiên liệu giờ cực đại, thậm chí chi phí nhiên liệu giờ chưa đạt giá trị cực đại do động cơ thiếu tải. Sự giảm công suất kéo ở nhánh quá tải chủ yếu là do độ trượt lớn làm vận tốc máy kéo giảm

nhanh. Trong trường hợp này có thể cho phép máy kéo làm việc ở nhánh quá tải nếu hiệu suất kéo còn trong phạm vi cho phép và động cơ chưa quá tải.

Cơng dụng chính của đường đặc tính kéo thực nghiệm là để xác định các chỉ tiêu kéo nhằm giúp cho việc chọn liên hợp máy được thích hợp và nâng cao hiệu quả sử dụng máy kéo. Ngồi ra, thơng qua đường đặc tính kéo ta có thể đánh giá mức độ phù hợp (thông qua hiệu suất kéo cực đại max) máy kéo với điều kiện sử dụng nó, mức độ phù hợp của công suất động cơ với hệ thống di động và sự phân bố tỷ số truyền...

Đường đặc tính kéo lý thuyết chủ yếu được sử dụng khi tính tốn thiết kế về máy kéo để đánh giá sơ bộ (phỏng đốn) tính chất kéo của loại máy kéo đang thiết kế. Cũng có thể được sử dụng để phỏng đoán khả năng làm việc của những máy kéo đang sử dụng ở những điều kiện làm việc mới mà khi tính tốn thiết kế chưa được xem xét đến.

3.4. Đường đặc tính kéo của máy kéo dùng hộp số thủy lực

Đường đặc tính kéo của máy kéo dùng hộp số thuỷ lực có thể xây dựng theo số liệu thực nghiệm hoặc theo tính tốn lý thuyết. Tuy nhiên, do các chỉ tiêu kéo phụ thuộc vào nhiều yếu tố nên việc xây dựng chính xác các đường đặc tính kéo chỉ có thể tiến hành theo phương pháp thực nghiệm.

Đường đặc tính kéo lý thuyết của máy kéo dùng hộp số thuỷ lực được xây dựng dựa trên đường đặc tính khơng thứ ngun (iw in)của hộp số thuỷ lực và đường cong trượt của hệ thống di động của máy kéo( Fm). Phương pháp xây dựng có thể được tóm tắt như sau:

Khi máy kéo chuyển động đều trên đường nằm ngang, phương trình cân bằng lực kéo có thể biểu diễn theo cơng thức:

e wT m k G m k M i i F fF F r     (3.16) Còn vận tốc chuyển động thực tế : v = e in rk(1 - ) T i 1 , (3.17)

Trong đó : Fk  lực kéo tiếp tuyến, N;

Me,e  mô men quay ( Nm) và tốc độ góc (1/s) của động cơ; iT, in  tỷ số truyền của phần hộp số cơ học và phần hộp số thuỷ lực; m  hiệu suất ma sát trong phần hộp số cơ học và trong nhánh xích

chủ động (nếu là máy kéo xích);

rk  bán kính động lực học của bánh chủ động, giả thiết bán kính

động lực học và bán kính lăn lý thuyết bằng nhau; f  hệ số cản lăn;

FG  trọng lượng sử dụng của máy kéo, N; Fm  lực kéo ở móc, N.

Nếu sau hộp số thủy lực khơng có hộp số cơ học thì các phương trình trên sẽ được xác định theo các công thức sau:

k ew m G m k M i F fF F r     (3.18) v = ein rk(1 - ) (3.19) Dựa vào các cơng thức trên ta có thể xây dựng được đường đặc tính kéo của máy kéo (hình 3.7) theo các bước sau:

 Xác định mô men quay Me và tốc quay của trục khuỷu e:

Các giá trị Me và e phụ thuộc vào chế độ làm việc của động cơ và đặc

tính làm việc của bộ phận truyền động thuỷ lực. Khi xây dựng đường đặc tính kéo lý thuyết của máy kéo người ta quy ước rằng hộp số thuỷ lực đảm bảo cho động cơ luôn làm việc ở chế độ danh nghĩa, nghĩa là mô men quay và tốc độ của động cơ luôn bằng giá trị danh nghĩa Me  MeH và  e  H .

Đường cong trượt có thể được xây dựng theo số liệu thực nghiệm hoặc sử dụng các cơng thức thực nghiệm để tính tốn như đã trình bày ở phần trên.

 Xây dựng đường cong trượt   f F( m)

Hình 3.7 Đặc tính kéo lý thuyết máy kéo hộp số thủy cơ

Hình 3.8 Đặc tính tốc độ biến mơ

Các giá trị lực kéo được tính như sau:

Trường hợp không sử dụng hộp số cơ học:

m k f eH w G k M F F F i fF r     (3.20) Trường hợp có sử dụng thêm hộp số cơ học:

m eH T m w G k M i F i fF r    (3.21) Như vậy, nếu cho trước các giá trị của tỷ số truyền mô men iw và sử dụng

cơng thức (3.20) hoặc (3.21) ta sẽ tính được các gía trị tương ứng của lực kéo

m

F . Từ đường cong trượt   f F( m) ta cũng xác định được các giá trị của độ trượt δ ứng với các giá trị lực kéo đã tính được. Từ đường đặc tính khơng thứ ngun iw = f(in) của hộp số thuỷ lực (hình 3.7) ta sẽ xác định được giá trị của tỷ số truyền động in.

Thay các giá trị iw , in công thức (3.20) ta xác định được lực kéo Fm. Từ đường cong trượt   f F( m) xác định giá trị của d và thay vào (3.19) ta xác định được các gía trị của vận tốc thực tế v ứng với các giá trị iw đã cho và ứng với các giá trị lực kéo đã tính được . Như vậy ta sẽ xây dựng được đường cong vận tốc tực tế v f F( m).

Nếu sử dụng hộp số thuỷ-cơ, ta cần xây dựng các đường cong v = f(Fm) cho các số truyền khác nhau (với các giá trị khác nhau của tỷ số truyền iT trong phần truyền động cơ học).

 Xây dựng các đường công công suất kéoPm  f F( m) :

Pm  F vm (3.22) Trên cơ sở các đường cong vận tốc v = f(Fm) đã xây dựng được và sử

dụng công thức (3.22) ta sẽ xây dựng được các đường cong công suất kéo

( )

m m

P  f F cho các số truyền khác nhau .

 Xây dựng đường biểu diễn chi phí nhiên liệu giờ Ge  f F( m)

Khi sử dụng hộp số thuỷ lực, như trên đã giả thiết động cơ luôn làm việc ở chế độ danh nghĩa nên chi phí nhiên liệu giờ sẽ không thay đổi

ax

e e m

G G . Trên đồ thị được biểu diễn bởi đường thẳng song song với trục hồnh.

 Xây dựng các đường cong chi phí nhiên liệu riêng gT  f F( m) Chi phí nhiên liệu riêng được tính theo cơng thức:

3 10 e T m G g P  , g/kWh (3.23)

Sử dụng các đường cong công suất kéo và công thức (3.23) ta sẽ xây dựng được các đường cong chi phí nhiên liệu riêng gT  f F( m) cho các số truyền khác nhau.

Trên hình 3.8 được trình bày dạng đường đặc tính kéo lý thuyết của máy kéo dùng hộp số thuỷ-cơ với 2 số truyền.

Để so sánh với đường đặc tính kéo của máy kéo chỉ dùng hộp số cơ học, trên hình 2.8 được xây dựng thêm các đường đặc tính kéo thế năng cho hai loại hộp số. Đường đặc tính kéo thế năng của máy kéo dùng hộp số thủy lực (đường a) thấp hơn so với máy kéo dùng hộp số cơ học bình thường (đường

b) vì cơng suất mất mát trong truyền động cơ học nhỏ hơn so với truyền động thuỷ lực.

Mặc dù vậy, năng suất làm việc thực tế của các máy kéo dùng hộp số thuỷ lực vẫn cao hơn so với máy kéo dùng hộp số cơ học bình thường nếu các điều kiện khác như nhau. Điều này có thể được giải thích như sau: ở các máy kéo dùng hộp số cơ học thường xuyên phải dừng máy hoặc giảm tốc độ chuyển động để sang số khi tải trọng kéo thay đổi hoặc khi quay vòng đầu bờ. Trong khi đó, nếu dùng hộp số thuỷ lực ít khi phải sang số vì phần truyền động thuỷ lực sẽ tự động điều chỉnh tỷ số truyền mô men cho phù hợp với sự thay đổi tải trọng kéo. Ngoài ra, khi làm việc với hộp số cơ học động cơ thường thiếu tải, nghĩa là hệ số sử dụng tải trọng động cơ  <1 vì phải ln dự trữ một phần công suất để khắc phục các hiện tượng quá tải đột ngột mà người lái không kịp phản xạ. Cịn ở loại hộp số thuỷ lực cơng suất động cơ luôn phát huy gần như hoàn toàn  =1.

Tuy nhiên, do khoảng thay đổi tỷ số truyền của hộp số thuỷ lực rất hạn chế trong khi đó khoảng thay đổi lực kéo của máy kéo thường rất lớn, do đó để mở rộng khoảng lực kéo nhằm đáp ứng được nhiều loại công việc khác nhau thì cần bố trí thêm phần hộp số cơ học sau phần hộp số thuỷ lực. Phần hộp số cơ học thường bố trí 23 số truyền.

3.5. Tính chất kéo - bám của máy kéo 2 cầu chủ động

Một trong những bộ phận nâng cao chất lượng kéo của máy kéo bánh là sử dụng sơ đồ kết cấu 2 cầu chủ động 4  4, nghĩa là tất cả các bánh xe đều là chủ động. Toàn bộ trọng lượng của máy kéo trở thành trọng lượng bám, nhờ đó tính chất kéo - bám được nâng cao đáng kể, nhất là khi làm việc trên các đồng ruộng nền yếu và có độ ẩm cao.

Khi sử dụng sơ đồ dẫn động cứng hầu như luôn luôn xuất hiện sự không tương ứng động học giữa các bánh xe trước và sau. Trường hợp chuyển động thẳng, sự không tương ứng động học biểu thị ở chỗ: vận tốc lý thuyết của các bánh xe trước và sau có thể khác nhau vz1  vz2 trong khi đó vận tốc thực tế của chúng ln ln bằng nhau v1 = v2 vì các trục bánh xe được gắn chặt với khung và buộc chúng phải chuyển động với cùng vận tốc tịnh tiến.

Vận tốc lý thuyết của các bánh xe trước và sau có thể được xác định theo các cơng thức: 1 2 1 2 1 2 ; t t r r v v i i     (3.24) trong đó :

 - tốc độ quay của động cơ;

i1, i2 - tỷ số truyền từ động cơ đến cầu trước và cầu sau;

r1, r2 - bán kính lăn lý thuyết của các bánh trước và các bánh sau.

Trong thực tế việc đảm bảo cho vận tốc lý thuyết của các bánh xe luôn luôn bằng nhau là không thực hiện được do nhiều nguyên nhân gây ra sự thay đổi bán kính bánh xe: sai số chế tạo, độ mịn của lốp, áp suất khơng khí trong lốp và dao động thẳng đứng trên các bánh xe v.v...

Khi máy kéo làm quay vịng sự khơng tương ứng động học do chuyển động vòng quãng đường đi được các bánh trước và của các bánh sau là khác nhau, trong khi đó vận tốc tịnh tiến của chúng vẫn luôn luôn bằng nhau do các trục được gắn chặt với khung.

Ta hãy xem xét trường hợp máy kéo chuyển động thẳng và vận tốc lý thuyết của các bánh sau lớn hơn so với các bánh trước vt1 < vt2.

Sự không tương ứng động học được đánh giá bởi tỷ số vt2 / vt1 và được gọi