ПРИМЕНЕНИЕ ОБЪЁМНЫХ ГИДРОМАШИН В КАЧЕСТВЕ МУФТ СВОБОДНОГО ХОДА В ГИДРОДИФФЕРЕНЦИАЛЬНОМ ВЫПРЯМИТЕЛЕ МОМЕНТА ИНЕРЦИОННОЙ АВТОМАТИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ

 

Гребеньков Д.В.

доцент, канд. техн. наук, Липецкий государственный

технический университет, г. Липецк

 

ПРИМЕНЕНИЕ ОБЪЁМНЫХ ГИДРОМАШИН В КАЧЕСТВЕ МУФТ СВОБОДНОГО ХОДА В ГИДРОДИФФЕРЕНЦИАЛЬНОМ

ВЫПРЯМИТЕЛЕ МОМЕНТА ИНЕРЦИОННОЙ

АВТОМАТИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ

 

В автотракторостроении актуальной задачей является разработка и внедрение автоматического бесступенчатого привода от двигателя к ведущим колесам. С ростом автотракторного парка и интенсивности скоростей движения простота и удобство управления, улучшение тягово-скоростных и топливно-экономических характеристик приобретает первостепенное значение, а так же повышение эффективности и производительности машин при одновременном снижении их удельной металлоёмкости и уменьшении габаритных размеров.

Одним из путей совершенствования конструкций транспортных и тяговых машин является применение в их трансмиссиях автоматических бесступенчатых передач. Бесступенчатый привод позволяет повысить производительность машин за счёт более полного использования мощности двигателя, улучшить эксплуатационные качества, повысить безопасность движения. Из числа известных, в настоящее время, механических бесступенчатых передач, инерционно-импульсные передачи [1, с. 53] могут считаться перспективными для применения в силовых приводах самоходных машин в силу ряда присущих им преимуществ, таких как автоматичность и беccтупенчатость регулирования скорости и крутящего момента на ведущих колёсах машины в широком диапазоне при высоком коэффициенте полезного действия, возможность защиты двигателя от перегрузок, простота и удобство управления.

Инерционный гидродифференциальный трансформатор вращающего момента (ИГТВМ) (рис.1) [2, с. 1] содержит импульсный механизм в виде ведущего вала 1, соединенного с неуравновешенными грузовыми звеньями 2 и с ведомой шестерней 3, основного дифференциального механизма 4. Дополнительный дифференциальный механизм (выпрямитель момента) включает шестерни 5 и 6, сателлиты 7, водило 8, шестерню 9 и коронную шестерню 10. Последняя через шестерню 9 соединена с выходной объемной гидромашиной 11, которая закреплена на корпусе 12 передачи. Аналогичным образом установлена и корпусная гидромашина 13. Гидромашины 11 и 13 имеют замкнутую циркуляцию жидкости через обратные клапаны 14 и 15, установленные в соответствующих трубопроводах. С водилом 8 соединен ведомый вал 16.

При подводе вращения к ведущему валу 1 от двигателя (не показан), приводящего в действие неуравновешенные грузовые звенья 2, на звене 3 создается знакопеременный инерционный вращающий момент. При действии положительного импульса инерционного момента гидромашина 11 с помощью обратного клапана 15 останавливает коронное зубчатое колесо 10. Центральное зубчатое колесо 6 вращает сателлиты 7, которые обкатываются по неподвижному зубчатому колесу 10 и вращают водило 8, ведомый вал 16 и рабочие органы машины (не показаны).

При действии отрицательного импульса инерционного момента  гидромашина 13 с помощью обратного клапана 14 останавливает ведомое звено 3 импульсного механизма и центральное зубчатое колесо 6 дифференциального ряда. Неуравновешенные грузовые звенья 2, вращаемые ведущим валом 1, обкатываются по неподвижному звену 3, создавая на нем отрицательный импульс инерционного момента, передаваемый на корпус 12. Ведомый вал вместе с рабочими органами машины в этот период вращается по инерции. Водило 8, связанное с ведомым валом 16, заставляет сателлиты 7 дифференциального механизма обкатываться по неподвижному центральному колесу 6 и вращать вхолостую коронное колесо 10 и объёмную гидромашину 11.

ИГТВМ имеет три характерных режима работы: стоповый режим (режим  неподвижного  реактора),  режим трансформации момента и режим пря-

мой передачи (динамической муфты).

На стоповом режиме положительный импульс инерционного момента ИГТВМ передается ведущему звену 6 дифференциального ряда, которое пытается вращать опорное звено 10. Последнее удерживается неподвижной гидромашиной 11 посредством обратного клапана 15 (используется в роли механизма свободного хода (МСХ). Происходит передача момента на ведомый вал 16. При действии отрицательного момента импульса гидромашиной 13 солнечная шестерня 6 удерживается неподвижно.  При  этом  ведомый вал 16,  корона 10 и гидромашина 11 продолжают вращаться по инерции.

На режиме трансформации момента гидромашины 11 и 13 поочередно удерживают неподвижными соответствующие элементы дифференциального ряда при их попытке вращаться в запрещенном направлении.

На режиме динамической муфты гидромашина 11 неподвижна, а гидромашина 13 вращается вхолостую при открытом обратном клапане 14.

В качестве примера представлено (рис. 2) совмещение характеристик ИГТВМ и высокооборотного поршневого двигателя внутреннего сгорания. На координатную сетку М – iМд наносятся графики Мг = f(i) при постоянной частоте вращения двигателя для различных режимов его работы (семейство кривых 1). В  тех же координатах и для тех же режимов работы двигателя строятся графики входного момента ИГТВМ в соответствии с зависимостью Мα = Мсi (семейство кривых 2). Далее наносятся горизонтальные линии, соответствующие Мдmax и Мднmax. Строится график моментной характеристики двигателя (кривая дек), и в зависимости входного момента ИГТВМ при постоянном передаточном отношении в функции угловой скорости двигателя (семейство кривых 3). Эти графики являются исходными для построения совместной характеристики ИГТВМ и двигателя. Совмещенная характеристика является исходной для проведения тягового расчета машинного агрегата.

Основными преимуществами объемного гидравлического привода являются его высокие динамические качества, простота переключения с рабочего хода на холостой и обратно, а также весовые характеристики (отношение веса машины к ее мощности) и строительный объем, приходящийся на единицу передаваемой мощности (энергоёмкость). Благодаря возможности получения в заданном ограниченном пространстве больших крутящих моментов и усилий обеспечивается высокая приемистость и быстродействие гидропривода и соответственно – малое время запаздывания при реверсировании, что особенно важно при работе гидромашины в качестве механизма свободного хода (МСХ).

Под приемистостью насоса в общем случае понимают время достижения насосом максимальной подачи от нулевого ее  значения.  В  лучших  образцах  насосов  оно  не  превышает 0,03 – 0,04 с [3, с. 165]. На основании этого справедливо будет предположить, что промежуток времени между закрытием обратного клапана и остановкой вала гидромашины, работающей в качестве МСХ, также не будет превышать вышеуказанной величины.

Преимуществом гидравлического привода является также простота управления, плавность, равномерность и устойчивость движения под изменяющейся нагрузкой и высокая надежность гидроэлементов. Срок службы при работе под нагрузкой насосов и моторов достигает 20000 часов и более. Гидропривод может работать в любых климатических условиях. Высококачественные моторы и насосы имеют на номинальном режиме работы высокий КПД: объемный hоб = 0,98 ¸ 0,99, механический hмех = 0,96 ¸ 0,98 и полный hпол  = 0,95 ¸ 0,96  [3, с. 166].

Специфика работы гидромашины в качестве МСХ требует обеспечения постоянного присутствия в нагнетательной и всасывающей полостях рабочей жидкости для возможности нагружения прямым импульсом или «запирания» обратным клапаном при любом угле поворота приводного вала. Кроме того, гидропривод (МСХ) должен обладать механической жесткостью по отношению к нагрузке (минимальной податливостью под нагрузкой). Этот фактор обеспечивается высоким модулем упругости рабочей жидкости и герметичностью гидроагрегата. Наибольшее влияние на механическую жесткость гидро-МСХ оказывает герметичность, определяющаяся наличием и величиной внутренних зазоров S в гидромашине.

Утечки жидкости происходят через радиальный зазор между дуговой поверхностью корпуса и внешней цилиндрической поверхностью шестерни, а также через торцовый зазор между боковыми стенками корпуса и торцами шестерен. Кроме этого, при дефектах профиля зубьев и их монтажа утечки жидкости могут происходить по линии контакта зубьев, находящихся в зацеплении, а также по более сложным каналам. Основным каналом утечек в насосе с некомпенсированным торцовым зазором являются утечки через этот зазор, которые составляют около 75 – 80% суммарных утечек в насосе, ввиду чего величину этого зазора следует уменьшать. Практически ее доводят до 0,02 – 0,03 мм.

Так как уплотнение по торцам обеспечивается узким кольцевым пояском, образуемым диаметром впадин зубьев шестерен и диаметром цапфы или кольцевой выточки в боковых втулках, очень важно обеспечить соответствующую ширину этой кольцевой перемычки, с увеличением которой значительно повышается объёмный КПД и повышается срок службы насоса.

Значение минимального радиального зазора S определяется в основном возможной величиной в подшипниках и их несоосности, а также величиной эксцентричности положения шестерен в колодцах корпуса.

Учитывая возможность неблагоприятного совпадения производственных допусков, радиальный зазор обычно выбирают относительно большим (до 0,03 – 0,05 мм на сторону). В общем случае его выбирают по выражению S ³ 0,0015De.

Величины радиального и торцового зазоров зависят от степени несоосности противолежащих подшипников насоса, которая определяет возможность сборки насоса и величину объемного КПД, причем общая величина радиальных и поперечных утечек при максимальной несимметричности шестерен в колодцах примерно вдвое превышает утечки при симметричном их положении.

Величина внутренних утечек Qут является важной характеристикой гидромашины с точки зрения применимости ее в гидродифференциальном выпрямителе момента инерционной автоматической передачи. Это объясняется тем, что при «запирании» обратным клапаном, вал гидромашины не затормаживается, а продолжает вращаться с небольшой скоростью. Ввиду того, что вращающий момент на валу гидромашины может достигать значительной величины (на стоповом режиме на порядок превышает максимальный момент двигателя), то даже при небольшой частоте вращения, мощность, расходуемая на дросселирование рабочей жидкости через внутренние зазоры в гидромашине, может заметно снижать общий КПД импульсной передачи.

Ввиду того, что внутренние зазоры неизбежно имеют местные сужения и расширения, а стенки, образующие эти зазоры, могут периодически колебаться перпендикулярно направлению потока (вследствие чего сопротивление зазоров периодически изменяется за один оборот вала), точный расчет утечек жидкости в узких щелях (зазорах), которые могут быть, как плоскими, так и кольцевыми, представляет практический интерес в связи с герметизацией гидромашин, плотность соединения подвижных пар которых обеспечивается выполнением гарантированного малого зазора.

Эксперименты показывают, что непосредственные утечки жидкости через зазоры гидравлических машин изменяются при всех прочих равных условиях практически прямо пропорционально перепаду давления. Поэтому выражение для этих утечек может быть представлено в виде [3, с. 168]

     ,                           (формула 1)

где S – величина зазора; DР – перепад давления в качающем узле гидромашины; b – ширина шестерни или длина зазора, в направлении перпендикулярном к  движению потока жидкости; m – коэффициент динамической вязкости жидкости; – длина зазора в направлении движения; Uср – средняя скорость течения жидкости в зазоре.

Поскольку на утечки влияет также и температура масла, в (ф.1) следует вводить среднее значение вязкости

      ,

где m1 и m2 – вязкости масла при фактических температурах соответственно на входе и на выходе.

Повышение температуры Dt масла при проходе его через зазор S можно вычислить (если допустить, что все развивавшееся при этом тепло аккумулируется в масле, т.е. отсутствует теплоотдача от масла к деталям агрегата) по формуле

,

где р – потеря давления в зазоре; m – механический эквивалент тепла; с – удельная теплоемкость жидкости; g – объёмный вес жидкости.

Так же, из (ф.1) следует, что утечка рабочей жидкости зависит от окружной скорости. Это подтверждается экспериментом, результаты которого представлены на графике (рис. 3) [4, с. 87].                             

При течении жидкости через щель градиент давления не сохраняется по ее длине, вследствие чего (ф.1) можно представить в виде

 ,                             (формула 2)

где е – основание натуральных логарифмов; d – опытный коэффициент, учитывающий изменение вязкости от давления (практически d = 1,2´10-4 ¸1,9´10-4) [3, с. 169].

При этом

,

где m и m0 – коэффициенты динамической вязкости  соответственно  при  атмосферном и заданном давлениях.

При некоторых высоких давлениях член становится бесконечно малым, а выражение  – постоянной величиной, численно равной величине, обратной коэффициенту d.

Изменение вязкости, происходящее в результате изменения давления, может быть значительным, и его следует учитывать при расчетах.

Приведенные выше данные по утечке жидкости через зазор справедливы лишь при условии сохранения геометрической формы и размеров деталей. Однако в результате изменений температуры  и давления жидкости может произойти изменение размеров зазоров, вследствие температурного расширения и деформаций деталей.

Выражение для определения зазора при изменении температуры от t0 до t будет иметь вид

   ,                     (формула 3)

где St – номинальный зазор при температуре t; d – средний диаметр кольцевого  зазора  при  концентрическом  расположении шестерни в колодце насоса; a и b – коэффициенты теплового расширения материала шестерни  и  корпуса насоса.

Изменение величины зазора, обусловленное деформацией корпуса насоса под давлением жидкости, можно вычислить по формуле

 ,                   (формула 4)

где ΔS – увеличение начального зазора S под действием давления; Δр – перепад давления жидкости; dш и dк – соответственно диаметр шестерни и внутренний диаметр колодца насоса; Е – модуль упругости материала корпуса насоса.

На основании (ф.3) и (ф.4) можно записать

  ,                (формула 5)

Таким образом, (ф.2) для определения величины утечек жидкости Qут через зазоры S в гидромашине с учетом (ф.5) получит следующий окончательный вид

.      (формула 6)

Указанные объемные потери в насосе характеризуются объемным КПД, который показывает, насколько фактическая (эффективная) подача Qэф насоса отличается от средней теоретической Qт и представляет собой отношение полезной (эффективной) мощности насоса к сумме полезной мощности и мощности, потерянной с утечками или, что то же, отношение фактической подачи к средней теоретической

 .                                        (формула 7)

С использованием формулы Qэф = QтQут объемный КПД запишется следующим образом

.

Для увеличения полного КПД инерционной автоматической передачи необходимо стремиться уменьшить затраты мощности на дросселирование рабочей жидкости через внутренние зазоры в гидромашине, применяемой в качестве МСХ.

Мощность, потерянная с утечками, определится [3, с. 167]

 ,                                    (формула 8)

где Мт – тормозной момент на валу гидромашины.

Из (ф.8) видно, что уменьшение мощности Nут может происходить только по пути снижения величины Qут (ввиду того, что момент Мт не зависит от типа гидромашины и ее характеристик). Снижение утечек жидкости Qут может быть достигнуто  путем выбора гидромашины с наибольшим объемным КПД и с возможно большим при заданных габаритных размерах рабочим объемом с целью снижения рабочего давления в нагнетательной магистрали.

Механический КПД гидромашины имеет второстепенное значение при работе последней в качестве гидро-МСХ и влияет лишь на ресурс гидромашины. В заторможенном состоянии гидромашины механический КПД несколько увеличивает тормозной момент, т.е. играет положительную роль. При холостом прокручивании механический КПД теряет свое значение, т.к. отсутствует перепад давления, при котором он определялся. Следовательно, нормальное давление на поверхности трения обусловливается только инерционными силами и для некоторых типов гидромашин практически равно нулю.

Среди всех известных типов гидромашин наиболее высоким объемным КПД обладают радиально- и аксиально-поршневые гидромашины. Недостатком аксиально-поршневых машин в силу особенностей их конструкции является сложность установки соосно с валом-реактором ИГТВМ. Следовательно, необходим обособленный привод гидро-МСХ. Это ведет к усложнению конструкции ИГТВМ и увеличению габаритов.

Применение радиально-поршневой гидромашины позволяет создать конструкцию, в которой вал привода служит одновременно реактором импульсной передачи, т.е. обеспечить соосность импульсного механизма и гидро-МСХ. Но гидромашины такого типа более громоздки, чем машины с аксиальным расположением цилиндров и имеют более высокие моменты инерции вращающихся частей, поэтому они менее приемисты и более тихоходны. Радиальные гидромашины имеют массу при всех прочих равных условиях больше массы аксиальных машин примерно в 2 раза.

Наиболее подходящими для использования в ИГТВМ являются шестеренные гидромашины. В машинах такого типа с конструктивно улучшенными узлами радиальной и торцевой герметизации объемный КПД достигает при номинальном давлении 10 МПа значения 0,98, а механический КПД – значения 0,94 [3, с. 170].  Увеличение тормозного момента гидромашины достигается в многошестеренной конструкции. В таком варианте в гидромашине имеются несколько малых шестерён, находящихся в зацеплении с одним центральным зубчатым колесом большого диаметра. Так как малые шестерни равномерно расположены по окружности, радиальные силы на центральном колесе не возникают. Такая компоновка гидромашины позволяет повышать крутящий момент за счет увеличения как числа равномерно работающих шестерен, так и рабочего давления жидкости. С положительной стороны шестеренные гидромашины характеризует их конструктивная простота и наименьшие габаритные размеры, при прочих равных условиях в сравнении с другими типами гидромашин.

 

Рисунок 1 –  Кинематическая схема ИГТВМ

 

Рисунок 2 – Совмещение характеристик ДВС-ИГТВМ

 

Рисунок 3 – Экспериментальный график зависимости величины утечки от скорости  (1– при 70°С; 2 – при 50°С; 3 – при 25°С)

 

 

 

Литература

1. Баженов С.П. Бесступенчатые передачи тяговых и транспортных машин: Учебное пособие /С.П. Баженов – Липецк: ЛГТУ, 2003. – 81 с.

2. Пат. 1028924 РФ, МКИ Г 16 Н 47/04. Инерционный гидродифференциальный трансформатор вращающего момента /С.П. Баженов, С.Ф. Петров. - №2879997/28; Заявл. 06.02.80.; Опубл.15.07.83.; Бюл. №26. – 5с.

3. Башта Т.М. Объёмные насосы и гидравлические двигатели гидросистем. Учебник для вузов/Т.М. Башта – М.: Машиностроение, 1974. – 606 с.

4. Гавриленко Б.А. Гидравлические тормоза/ Б.А. Гавриленко, В.А. Минин, Л.С. Оловников – М.: Машгиз, 1961. – 244 с.