Kinematic analysis of double-flow hydromechanical transmissions
- Authors: Sharipov V.M1, Shchetinin Y.S1, Dmitriev M.I1
-
Affiliations:
- Moscow Polytechnic University
- Issue: Vol 83, No 12 (2016)
- Pages: 10-15
- Section: Articles
- Submitted: 27.04.2021
- Published: 15.12.2016
- URL: https://journals.eco-vector.com/0321-4443/article/view/66243
- DOI: https://doi.org/10.17816/0321-4443-66243
- ID: 66243
Cite item
Full Text
Abstract
Double-flow hydromechanical transmissions become more and more widely used in designs of modern tractors and automobiles. Double-flow hydromechanical transmission includes a torque converter or a complex hydrodynamic transmission and a differential unit made in form of three-link differential device. The article discusses all of the 12 possible schemes of double-flow hydromechanical transmissions with a differential unit at the input and at the output with mixed type of gear engagement, and also presents the results of their kinematic analysis. For all of the 12 possible schemes, the expressions are given for determining the angular velocity of links of three-link differential device, depending on the gear ratio of double-flow hydromechanical transmission and the characteristics of planetary gear set. The calculation results with the use of these expressions are presented as curves. It is found that in 4 of the 12 schemes, it is very likely that the angular velocity of either sun gear or satellites will exceed the limits admissible for rolling bearings. There is no such problem for other 4 schemes. The other schemes are applicable to a limited range of characteristics of the planetary gear set. It is found that for 6 schemes there is a possibility that when transmission is functioning in the range of variation of gear ratio from infinity to 1, the torque converter can be operated in modes not typical for its normal operation (the turbine wheel rotates faster than the pump wheel; the turbine wheel rotates counter to the rotation of pump wheel; pump wheel rotates in the opposite direction in relation to the reactor). The triggering conditions of such modes are established and variation limits of gear ratio of torque converter are determined for them.
Full Text
Введение Двухпоточные гидромеханические передачи (ГМП) получают все большее распространение в конструкциях современных тракторов и автомобилей. В табл. 1 приведены все 12 возможных схем двухпоточных ГМП с дифференциальным звеном, выполненным в виде трехзвенного дифференциального механизма (ТДМ) со смешанным зацеплением зубчатых колес [1-4]. В зависимости от принятой схемы изменяются основные параметры работы двухпоточной ГМП, такие как КПД, коэффициент трансформации, прозрачность [4]. Выбор схемы сказывается также на величине и направлении угловых скоростей вращения звеньев механизма. Последнее может привести к тому, что при реализации некоторых режимов гидротрансформатор (ГТ) будет работать в нехарактерных для его функционирования условиях. Таблица 1 Схемы двухпоточных ГМП Дифференциальное звено на выходе Дифференциальное звено на входе Цель исследования В настоящее время отсутствуют четкие рекомендации по выбору основных параметров всех 12 возможных схем двухпоточных ГМП с ТДМ со смешанным зацеплением зубчатых колес. Поэтому целью данного исследования стал кинематический анализ, позволяющий оценить эти схемы. Кинематический анализ двухпоточных ГМП Работа двухпоточной ГМП с использованием наиболее распространенной схемы 1 подробно проанализирована в исследованиях [4, 5]. В данной же работе приводятся результаты выполненного на основе теоретических расчетов кинематического анализа всех схем двухпоточных ГМП, данных в табл. 1. При выполнении кинематического анализа двухпоточных ГМП использованы следующие термины и обозначения: , - угловые скорости ведущего и ведомого валов ГМП; - передаточное число ГМП; , - угловые скорости насосного и турбинного колес ГТ; - передаточное число ГТ; , , , - угловые скорости солнечной и эпициклической шестерен, водила ТДМ и сателлитов; - характеристика планетарного ряда ( , - число зубьев эпициклической и солнечной шестерен планетарного ряда). В расчетах использованы известные зависимости [1]: ; Рассмотрена работа двухпоточной ГМП в диапазоне изменения от 0 до 1, т.е. от стопового режима до режима прямого хода. Принято, что из конструкционных соображений характеристика k планетарного ряда может изменяться в пределах от 1,5 до 5. В табл. 2 представлены результаты расчетов, позволяющие определить режим работы ГТ при всех возможных вариантах его включения в конструкцию двухпоточной ГМП. Таблица 2 Режимы работы ГТ в двухпоточной ГМП Схема ГМП Диапазон работы ГМП Диапазон работы ГТ Противовращение турбины, Турбина обгоняет насос, Противовращение насоса, 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 Результаты кинематического анализа двухпоточных ГМП О характере изменения угловых скоростей насосного и турбинного колес можно судить по графикам, представленным на рис. 1. Расчеты выполнены для планетарного ряда с характеристикой k = 2. Здесь и далее цифрами обозначены номера схем, - относительная угловая скорость i-го звена. В схемах с дифференциальным звеном на выходе (схемы 1-6) насосное колесо всегда вращается со скоростью ведущего вала и . На рис. 1 для этих схем представлены зависимости относительной угловой скорости турбинного колеса от параметра . В схемах с дифференциальным звеном на входе (схемы 7-12) турбинное колесо вращается со скоростью ведомого вала. Для этих схем на рис. 1 даны зависимости изменения относительной угловой скорости насосного колеса. Для схем 1 и 2 возможен режим, когда турбинное колесо будет вращаться в противоположную сторону по отношению к насосному колесу. Для схемы 1 это произойдет левее точки А, а для схемы 2 - левее точки В. В точках А и В турбина остановлена . При использовании схем 3 и 4 диапазон изменения передаточного числа ГТ не выходит за пределы его нормальной работы ( ), однако он используется не полностью. При использовании схем 5 и 6 турбинное колесо всегда будет обгонять насосное колесо. При этом максимальная скорость вращения турбины соответствует стоповому режиму. В схемах 7 и 8 насосное колесо всегда обгоняет ведущий вал и достигает максимальной скорости в стоповом режиме. При использовании схем 9 и 10 насосное колесо вращается медленнее ведущего вала, но в ту же сторону. С уменьшением параметра угловая скорость насосного колеса уменьшается. В схемах 11 и 12 возможен режим противовращения насосного колеса (в зоне левее точек соответственно А и В). Возможность работы ГТ в нестандартном режиме ( ; ; ) может вызвать серьезные затруднения при проектировании двухпоточной ГМП по ряду причин. Во-первых, при проектировании существующих конструкций ГТ (а именно их предполагается использовать в двухпоточной ГМП) не ставилась задача их эффективной работы в этих режимах. Во-вторых, для выполнения расчетов необходимо иметь внешнюю характеристику ГТ. К настоящему моменту мы не располагаем экспериментальными данными, позволяющими судить о внешней характеристике ГТ, работающего в области отрицательных значений , в области, когда турбина обгоняет насосное колесо и когда насосное колесо вращается в противоположную сторону по отношению к реактору. Теоретически прогнозировать изменение значений коэффициента трансформации и коэффициента момента насосного колеса при работе в этих режимах также проблематично. Можно использовать методы аппроксимации, но в определенных пределах. Для схем с дифференциальным звеном на входе, возможно, придется разрабатывать новую методику согласования работы двигателя и ГТ, так как традиционная методика предполагает, что угловая скорость насосного колеса изменяется в незначительных пределах. Кроме того, параметры внешней характеристики ГТ зависят от угловой скорости насосного колеса. Характеристика k планетарного ряда оказывает существенное влияние на величину относительных угловых скоростей насосного и турбинного колес, а значит, и на диапазон работы ГТ. Поскольку представленные на рис. 1 зависимости линейны, и все графики выходят из точки с координатами (1; 1), то для оценки границ диапазона работы ГТ достаточно исследовать стоповый режим. На рис. 2, а даны графики изменения относительных угловых скоростей турбинного колеса (для схем 1-6) и насосного колеса (для схем 7-12) при работе в стоповом режиме ( ) и различных значениях k из диапазона 1,5-5. Для схем 1 и 2 возможен режим, когда турбинное колесо будет вращаться в противоположную сторону по отношению к насосному колесу. В схеме 1 это может произойти при = 0,4; k =1,5. При этом в стоповом режиме (выходной вал остановлен) будем иметь . В схеме 2 в лучшем случае (k = 1,5) турбина перейдет в режим противовращения при ; . В худшем случае (k = 5) практически во всем диапазоне работы ГМП ( ) будет наблюдаться противовращение турбины, . В схемах 3, 4, 7-10 диапазон изменения передаточного числа ГТ не выходит за пределы его нормальной работы ( ). Однако в схемах 3 и 4 диапазон используется не полностью. Для схемы 3 при k = 5 имеем левую границу используемого диапазона , а при k = 1,5 параметр . Для схемы 4 диапазон еще уже: при k = 1,5 и при k = 5. При использовании схем 5 и 6 турбина всегда будет обгонять насосное колесо. В этих схемах правая граница диапазона работы ГТ соответствует стоповому режиму. Для схемы 5 ее значение изменяется от (при k = 5) до (при k = 1,5). Для схемы 6 будем иметь при k = 1,5; при k = 5. Левая граница для этих схем соответствует . В табл. 3 приведены зависимости, позволяющие оценить угловые скорости вращения звеньев планетарного ряда для всех возможных схем ГМП. Относительные угловые скорости звеньев линейно зависят от параметра . Для режима, при котором , во всех случаях имеем ; С учетом этого ограничимся рассмотрением влияния параметра k на значения угловых скоростей только для стопового режима работы ГМП. Результаты расчетов представлены на рис. 2, б-д. Таблица 3 Угловые скорости вращения звеньев планетарного ряда Схема ГМП 1 1 2 1 3 1 4 1 5 1 6 1 7 1 8 1 9 1 10 1 11 1 12 1 Предварительный анализ результатов показывает, что при использовании схем 2, 6, 8, 12 возникнут трудности при проектировании подшипниковых опор, так как для любого значения характеристики k планетарного ряда значения угловых скоростей либо сателлитов, либо солнечной шестерни превысят пределы возможной работы подшипников качения. Для схем 1, 5, 7, 11 угловые скорости звеньев значительно меньше, чем в предыдущем случае, но и здесь угловая скорость сателлитов при малых значениях характеристики k планетарного ряда может выйти за допустимые пределы. Для схем 3, 4, 9, 10 угловые скорости всех звеньев не превышают угловой скорости ведущего звена, а угловая скорость сателлитов лежит в допустимых пределах работы подшипников. Выводы 1. При использовании схем 3, 4, 7-10 во всем рабочем скоростном диапазоне двухпоточной ГМП ( ) гидротрансформатор работает в нормальном режиме. При этом в схемах 7-10 рабочий скоростной диапазон ГТ используется полностью, а в схемах 3 и 4 - частично. 2. При использовании остальных схем ГТ работает в нетипичных для него условиях. 3. При использовании схем 3, 4, 9, 10 угловые скорости центральных звеньев ТДМ относительно малы и не превышают скорости ведущего звена. Угловая скорость вращения сателлитов лежит в пределах допустимых значений. 4. При использовании схем 1, 5, 7, 11 угловая скорость вращения сателлитов при малых значениях характеристики k планетарного ряда может выйти за пределы значений, обеспечивающих нормальную работу подшипников качения. Угловые скорости основных звеньев планетарного ряда лежат в допустимых пределах. 5. В схемах 2, 6, 8, 12 угловые скорости либо солнечной шестерни (при больших значениях k), либо сателлитов (при малых значениях k) всегда превышают допустимые пределы.×
About the authors
V. M Sharipov
Moscow Polytechnic University
Email: trak@mami.ru
DSc in Engineering Moscow, Russia
Yu. S Shchetinin
Moscow Polytechnic UniversityPhD in Engineering Moscow, Russia
M. I Dmitriev
Moscow Polytechnic UniversityPhD in Engineering Moscow, Russia
References
- Шарипов В.М. Конструирование и расчет тракторов. М.: Машиностроение, 2009. 752 с.
- Носов Н.А., Галышев В.Д., Волков Ю.П. и др. Расчет и конструирование гусеничных машин / Под ред. Н.А. Носова. Л.: Машиностроение, Ленингр. отд-ние, 1972. 560 с.
- Петров А.В. Планетарные и гидромеханические передачи колесных и гусеничных машин. М.: Машиностроение, 1966. 385 с.
- Котиев Г.О., Шарипов В.М., Щетинин Ю.С. и др. Конструирование и расчет двухпоточных гидромеханических передач // Известия МГТУ «МАМИ». 2015, т. 1, №4(26). С. 31-42.
- Шарипов В.М., Котиев Г.О., Щетинин Ю.С. и др. К вопросу о выборе параметров двухпоточной гидромеханической передачи для промышленных и лесопромышленных тракторов // Тракторы и сельхозмашины. 2016, №3. С. 8-14.
Supplementary files
![](/img/style/loading.gif)