Электромонтаж Ремонт и отделка Укладка напольных покрытий, теплые полы Тепловодоснабжение

Гидродинамические передачи

07.10.2014


В трансмиссиях современных лесных машин широкое распространение получают гидродинамические передачи. Это механизмы, в которых механическая энергия ведущего вала (насоса) передается ведомому валу (турбине) потоком циркулирующей в замкнутом объеме жидкости. Различают два основных типа гидродинамических передач: преобразующие крутящий момент — гидротрансформаторы, а непреобразующие — гидромуфты. Наиболее часто встречающиеся трехколесные комплексные трансформаторы сочетают в себе возможности того и другого типа передач. Все они являются лопаточными гидравлическими машинами с двойным преобразованием энергии.
Механическая энергия вращения вала двигателя, подведенная к насосному колесу, преобразуется в кинетическую энергию потока жидкости, а затем в турбине энергия потока вновь превращается в механическую энергию вращения ведомого вала. После этого жидкость вновь поступает в насос.
Гидродинамические передачи

Гидродинамические муфты. Принцип работы гидромуфт можно представить по кинематической схеме (рис. 19.20). Гидромуфта состоит из двух рабочих элементов: насосного 1 и турбинного 2 колес. Вместе с корпусом 3 они образуют замкнутый рабочий объем, в котором циркулирует рабочая жидкость. Во внутренних полостях насосного и турбинного колес установлены радиальные лопасти 4. Во избежание резонансных явлений число лопаток насоса и турбины делают неодинаковым. Сечение рабочей полости плоскостью, проходящей через ось вращения муфты, называют меридиональным сечением. Корпус гидромуфт заполняют на 85...90% объема минеральным маслом небольшой вязкости. При вращении насоса жидкость увлекается его лопатками и начинает вращаться с переносной скоростью и. При этом величина переносной скорости частиц жидкости пропорциональна их расстоянию от центра вращения. Одновременно на элементы жидкости в межлопаточных каналах
действуют центробежные силы, которые создают скоростной напор и перемещают жидкость от центра к периферии с относительной скоростью w. Направление относительной скорости приближенно можно принять совпадающим с профилем лопасти. Таким образом, устанавливается непрерывная круговая циркуляция жидкости, в результате чего ее частицы движутся по сложной траектории с переменной абсолютной скоростью V. Поскольку вся жидкость, поступающая из насоса, проходит через колесо турбины, скорость ее на входе в насос равна скорости на выходе из турбины, а скорость жидкости на входе в турбину равна скорости ее выхода из насоса. Если жидкость, протекая по лопаткам колеса насоса, имеет входную скорость v1н, а выходную v2н, то согласно теории лопаточных машин, момент на валу насоса определяется из разности моментов количества движения потока жидкости относительно оси вращения колеса при входе и выходе из него:
Гидродинамические передачи

где m — массовый расход жидкости через межлопаточные каналы насоса, кг/с; v1н и v2н — абсолютные скорости частиц жидкости соответственно при входе и выходе из колеса насоса; r1 и r2 — средние радиусы входа и выхода жидкости.
Поскольку v2н = v1т, а v1н = v1т (где v1т и v2т — абсолютные скорости частиц жидкости при входе и выходе из турбины), то легко найти Мн = Мт, т. е. жидкость теряет в турбине такое же количество движения, которое она приобрела в насосе. При трогании машины с места поток рабочей жидкости поступает сначала на неподвижные лопатки колеса турбины и движется по ним от периферии к центру, заставляя турбинное колесо вращаться. Частота вращения турбины увеличивается и стремится приблизиться к частоте вращения насоса. На частицах жидкости, принудительно перемещаемых по каналам турбины от периферии к центру, возникают центробежные силы, направленные против движения потока. Если угловые скорости насоса ωн и турбины ωт станут равными, то циркуляция жидкости прекратится, так как центробежные силы, развиваемые в колесах, взаимно уравновесятся и муфта не сможет передавать момент. Поэтому обязательным условием работы гидромуфты является неравенство ωн > ωт. Отставание колеса турбины от насоса называют скольжением.
Внешняя характеристика гидромуфты (рис. 19.21) представляет собой зависимость передаваемого момента Mт, КПД Г), скольжения S от отношения частоты вращения турбины nт к частоте вращения насоса nн.
Гидродинамические передачи

КПД гидромуфты, как и любой передачи, находим из соотношения отводимой и подводимой мощностей:
Гидродинамические передачи

где Mн, nн — крутящий момент и частота вращения вала насоса; Mт, nт — то же вала турбины; i — силовое передаточное число передачи; i — кинематическое передаточное число передачи.
Поскольку у гидромуфты Mн = Мт, то ηг.м = 1/i.
Скольжение оценивается разностью частот вращения насоса и турбины, отнесенной к частоте вращения насоса:
Гидродинамические передачи

Из выражений (19.11) и (19.12) следует, что КПД и скольжение связаны зависимостью: S + ηг.м = 1. Наименьшее значение скольжения 2,5...3%. При этом передаваемый муфтой момент начинает резко уменьшаться, а КПД, достигнув максимальной величины, падает до 0.
Крутящий момент, передаваемый насосом, определяется по известному из гидравлики выражению для момента на валу лопаточного колеса:
Гидродинамические передачи

где λн — коэффициент момента, или коэффициент пропорциональности; γ — плотность рабочей жидкости; nн — частота вращения насосного колеса; D — активный диаметр гидромуфты (наибольший диаметр рабочей полости).
Из формулы (19.13) видно, что момент, который может передать муфта, изменяется пропорционально квадрату частоты вращения и пятой степени активного диаметра. При определении активного диаметра муфт пользуются законом подобия гидродинамических машин, т. е. выбирают значения D по аналогии с уже работающим прототипом. Закон подобия основывается на том, что если скольжение S и плотность у рабочей жидкости у прототипа и проектируемой муфты одинаковы, то равны и их коэффициенты моментов λн. По данным испытаний прототипа гидромуфты строят безразмерную характеристику-зависимость γλ от скольжения S (рис. 19.21б). Так как абсолютные значения γλ получаются очень маленькими, то для удобства пользования умножают γλ на 10в4. Задаваясь скольжением на номинальном режиме (S = 3%), берут из графика значение γλ 10в4 и, подставляя его в выражение (19.13), находят активный диаметр проектируемой муфты:
Гидродинамические передачи

Все остальные размеры колес обычно определяют в зависимости от величины D.
Гидродинамические трансформаторы. Гидротрансформатор в отличие от гидромуфты имеет между насосным и турбинным колесами неподвижное лопаточное колесо-реактор. Реактор изменяет направление движения рабочей жидкости и, являясь внешней опорой, обеспечивает изменение крутящего момента, передаваемого турбиной при постоянном моменте насоса. На рис. 19.22 изображена схема простейшего гидротрансформатора. Здесь v1i и v2i — абсолютные скорости потока жидкости на входе и выходе в лопастное колесо, r1i и r2i — расстояния от оси вращения до средних точек сечений потоков рабочей жидкости на входе и выходе рабочих колес; α1i и α2i; — углы между направлением вращения колеса и векторами абсолютной скорости vi (второй индекс на схеме обозначает тип рабочего колеса).
Стрелками на штриховой линии показано направление движения потока жидкости в меридианальном сечении рабочих колес. При вращении рабочих колес, как указывалось ранее, потоку жидкости сообщаются относительная wi и переносная ui скорость. Относительную скорость ωi можно считать постоянной и направленной вдоль лопасти. Поток жидкости, перемещаясь в межлопаточном пространстве (рис. 19.22б), меняет как величину, так и направление абсолютной скорости. В свою очередь, величина и направление вектора абсолютной скорости потока жидкости при стекании с лопаток рабочих колес и натекании на них определяют величину момента количества движения относительно оси вращения, т. е. крутящий момент на рабочем колесе. Моменты на насосном Mн, турбинном Mт колесах и реакторе Mр определяются уравнениями:
Гидродинамические передачи

Если бы гидродинамическая передача состояла только из насосного и турбинного колес (гидромуфта), то углы выхода жидкости из турбины и входа в насос были бы одинаковы и, складывая почленно два верхних уравнения системы (19.15), получили бы Mп + Mт = 0. В трансформаторе же введение реактивного колеса между насосом и турбиной изменяет момент количества движения потока жидкости и, следовательно, момент турбины становится отличным от момента насоса. Момент, действующий на реактор, воспринимается корпусом гидротрансформатора. Складывая почленно три уравнения системы (19.15), получим: Mн + Mт + Mp = 0.
Гидродинамические передачи

Учитывая, что в используемом интервале рабочих режимов гидротрансформаторов знаки моментов Mн и Mр совпадают, реактор, воздействуя на поток жидкости и преобразуя момент насоса, увеличивает крутящий момент, подводимый от двигателя к гидротрансформатору. Обычно реактор помещают на выходе потока жидкости из турбинного колеса, что обеспечивает более высокий КПД передачи и устойчивую работу двигателя. Расположение реактора на выходе из насосного колеса обеспечивает более высокие значения коэффициента трансформации момента при более низком КПД передачи. Другая особенность гидротрансформатора заключается в том, что при неизменном режиме работы насоса частота вращения и момент турбины меняются автоматически и бесступенчато в зависимости от сопротивления движению.
Это объясняется тем, что с ростом нагрузки на ведущих колесах машин частота вращения турбины уменьшается, сопровождаясь уменьшением угла α2т и увеличением абсолютной скорости v2t выхода жидкости из турбины и автоматически (см. вторую формулу в системе 19.15) обеспечивая увеличение крутящего момента на турбине, пока вновь не наступит равновесие между Mт и моментом сопротивления движению, приведенным к валу турбинного колеса. Максимальное значение коэффициента трансформации момента К достигается при трогании машины с места. При неподвижном колесе турбины поток стекает с ее лопаток с абсолютной скоростью vт равной относительной скорости wт. Момент, приложенный к турбине, будет в этом случае наибольший. По мере увеличения частоты вращения колеса турбины абсолютная скорость частиц жидкости находится геометрическим сложением переносной скорости uт и относительной wт. При увеличении частоты вращения турбины с ростом переносной скорости u2m (см. рис. 19.22б) вектор абсолютной скорости v2т непрерывно уменьшается, а с ростом угла α2т будет снижаться величина r2т cos α2т. Следовательно, крутящий момент на турбине снижается при увеличении ее частоты вращения.
Внешняя характеристика гидротрансформатора представляет собой выраженную графически зависимость коэффициента трансформации момента К = Mт/Mн, крутящих моментов турбинного и насосного колес (Мт, Mн) и КПД трансформатора ηгт от величины nт/nн = 1/iгт, где iгт — кинематическое передаточное число гидротрансформатора (см. рис. 19.23).
Из характеристики видно, что коэффициент трансформации К достигает наибольшего значения при 1/iгт = 0, т. е. в момент трогания с места, когда nт = 0. Значение ηгт при этом падает до нуля. В существующих конструкциях гидротрансформаторов наибольшее значение К = 1,5...6,0. С увеличением частоты вращения значение К уменьшается и при 1/iгт = 0,6...0,7 становится равным единице. Далее с увеличением частоты вращения турбины момент на ее валу становится меньше момента насоса. Следовательно, использование гидротрансформатора целесообразно только в интервале от Kmax до К=1. В зоне, находящейся правее от точки K=1, происходит изменение знака момента реактивного колеса, так как гидротрансформатор из увеличителя момента превращается в уменьшитель.
Это связано с ростом потерь и падением ηгт в режиме высоких значений частоты вращения турбины. Точке характеристики, в которой нагрузка на валу турбины станет равной нулю, соответствует и нулевое значение КПД (ηгт = 0). Если совместить кривые КПД гидротрансформатора и гидромуфты, то найдем точку А, в которой ηгт = ηгм. Если правее этой точки перевести гидротрансформатор в режим работы гидромуфты, то можно заметно расширить зону работы передачи с высокими значениями КПД, что осуществляется установкой муфты свободного хода между реактором и корпусом. При работе гидротрансформатора в режимах левее точки А момент на реакторе направлен так, что муфта свободного хода заклинивается. С изменением знака момента на реакторе (в зоне правее точки А) механизм свободного хода расклинивает реакторное колесо, оно увлекается потоком жидкости, и гидротрансформатор автоматически превращается в гидромуфту. Такие гидротрансформаторы называются комплексными. Из внешней характеристики следует, что КПД гидротрансформатора убывает по обе стороны от максимального значения. Характер протекания ηгт соответствует кривой второго порядка, что объясняется закономерностью изменения напора жидкости в турбине по квадратичной зависимости при постоянном расходе. Внешняя характеристика гидротрансформатора (см. рис. 19.23) построена для случая, когда изменение частоты вращения и момента турбинного колеса не вызывают изменений частоты вращения и момента насосного колеса при фиксированном положении органов управления подачей топлива. Двигатель внутреннего сгорания с гидротрансформатором такого типа работает в постоянном режиме, не реагируя на изменение нагрузки. Такие гидротрансформаторы называются непрозрачными. У непрозрачных гидротрансформаторов коэффициент момента насоса характеризует нагрузочные качества λн ≈ const на всех скоростных режимах их работы. Если же при изменении внешней нагрузки на валу турбины, изменяется момент и на насосном колесе при одной и той же подаче топлива, то такой трансформатор называется прозрачным.
Гидродинамические передачи

Степень прозрачности гидротрансформатора оценивают коэффициентом прозрачности П, равным отношению максимального крутящего момента на насосном колесе Mн max при nт = 0 к значению Mн при K=1 (рис. 19.24):
Гидродинамические передачи

У непрозрачных трансформаторов П = 1...1,2.
Непрозрачные гидротрансформаторы конструктивно проще прозрачных. Они имеют более высокий коэффициент транеформации момента К. Однако машинам, работающим в условиях резко меняющихся внешних сопротивлений (разгоны, взаимодействие с препятствиями и т. п.), прозрачные трансформаторы могут обеспечить лучшие динамические свойства. Это объясняется характером нагрузочных характеристик разных типов гидротрансформаторов.
Нагрузочной характеристикой гидротрансформатора называется зависимость крутящего момента Mв, подводимого к насосному колесу, от частоты вращения этого вала nн. Для построения этой характеристики пользуются формулой (19.14). Нагрузочная характеристика прозрачного трансформатора представляет собой семейство кривых изменения момента Mн от частоты вращения nн. Так как у прозрачного трансформатора каждому значению 1/iгт соответствует свой коэффициент λн, то при подстановке каждого из них в формулу (19.14) получим свою кривую Mн = f(nн) (рис. 19.25). С уменьшением прозрачности гидротрансформатора пучок кривых нагрузочной характеристики сужается. У абсолютно непрозрачного гидротрансформатора нагрузочная характеристика выражается одной квадратичной параболой. Точка пересечения этой параболы с кривой Mi определяет единственный режим совместной работы двигателя и гидротрансформатора при данной подаче топлива.
Активный диаметр D гидротрансформатора определяют так же, как у гидромуфты, на основании закона подобия, используя внешнюю характеристику уже разработанного гидротрансформатора, принятого за прототип.
Достоинства и недостатки гидродинамических передач. Гидродинамические передачи обладают рядом достоинств, которые позволяют эффективно использовать этот тип передач в трансмиссиях лесных машин, особенно трелевочных тракторов. К достоинствам этих передач относятся:
• значительное снижение динамических нагрузок и демпфирование крутильных колебаний в трансмиссии, что обеспечивает повышение надежности и срока службы трансмиссии и двигателя;
• бесступенчатое регулирование крутящего момента на выходном валу гидротрансформатора, что дает возможность работать на наиболее выгодном режиме скорости и тяги;
• улучшение условий труда оператора за счет снижения частоты переключения передач;
• повышение проходимости машины вследствие повышения приспособляемости агрегата «двигатель-трансмиссия».
Гидродинамические передачи

Гидродинамическим передачам присущ ряд недостатков:
• пониженное максимальное значение КПД в сравнении с механическими передачами, что приводит к повышению расхода топлива;
• усложненная конструкция трансмиссии в целом из-за введения дополнительной передачи (гидротрансформатора);
• обеспечение охлаждения рабочей жидкости и, как следствие, повышение стоимости машины.
В настоящее время ведутся большие работы по применению гидродинамических передач на лесных машинах. Первоочередной задачей в этой проблеме является повышение их КПД. Одним из возможных путей роста эффективности гидродинамических передач является применение их в трансмиссиях совместно с механическими передачами и с максимальным использованием достоинств этих типов передач.

Имя:*
E-Mail:
Комментарий: