POWER ANALYSIS OF DUAL-FLOW HYDROMECHANICAL GEARS



Cite item

Abstract

Dual-flow hydromechanical transmissions are becoming increasingly widespread in the designs of modern land transport and traction machines (tractors, automobiles and high-speed crawler vehicles). This happens mainly due to the desire to increase the efficiency of transmission, although the capabilities of dual-flow hydromechanical transmissions are broader. In order to select a dual-flow hydromechanical transmission scheme in relation to specific operating conditions, it is necessary to know the advantages and disadvantages of various schemes, their potential capabilities. The evaluation of the operation of each circuit can be made on the basis of their kinematic and force analysis. The article deals with 12 dual-flow schemes of hydromechanical transmission with a differential element in inlet and outlet with a mixed meshing of gears, the results of the power analysis are shown. For the estimated parameters of a double-flow hydromechanical transmission were taken: й - power ratio of a double- гмп flow hydromechanical transmission; ан - coefficient of loading of the pump wheel of the torque converter; ам -load factor of the mechanical branch of the closed transmission contour; аa - load factor of the solar gear of the three-link differential mechanism. For each of the schemes considered, analytical dependencies of the estimated parameters on the internal parameters of the hydromechanical transmission were obtained. For the parameters were used the characteristic k of planetary gear set, power йгт and kinematic игт gear ratios of torque converter. It is assumed that, at the boundaries of the range й = да and й = 0. Calculations have been performed to determine the parameters й , гмп гмп гмп ан , ам u аа for different values of k and й , results of which made possible to evaluate the potential transforming properties of the schemes of two-flow hydromechanical transmissions independently of the model of the used hydrotransformer.

Full Text

Введение Гидромеханические передачи (ГМП), составной частью которых являются гидротрансформаторы (ГТ), или комплексные гидродинамические передачи, успешно используются в трансмиссиях наземных транспортных и тяговых машин. В последнее время возрос интерес к двухпоточ-ным ГМП. Это вызвано, в основном, стремлением увеличить КПД передачи, хотя возможности двухпоточных ГМП более широки. Двухпоточ-ная ГМП обычно состоит из ГТ и суммирующего звена, выполненного в виде трехзвенного дифференциального механизма (ТДМ). Существуют различные варианты включения ГТ в конструкцию двухпоточной ГМП [1-4]. В зависимости от выбранной схемы будут изменяться выходные параметры передачи. Для грамотного выбора схемы применительно к конкретным условиям работы надо знать преимущества и недостатки различных схем, их потенциальные возможности. Оценку работы каждой схемы можно сделать на основе их кинематического и силового анализа. Результаты кинематического анализа работы двухпоточных ГМП подробно представлены в ряде работ [5, 6]. Ниже даны результаты силового анализа, полученные на основе теоретических расчетов для различных схем включения ГТ в двухпоточную ГМП. Цель исследования Целью исследования является оценка силовых преобразующих свойств двухпоточной ГМП при различных вариантах соединения ее звеньев. Результаты исследования позволят разработать рекомендации для выбора конструкции ГМП применительно к конкретным условиям ее эксплуатации. Материалы и методы исследования й В качестве исходного материала для анализа использовались результаты теоретических расчетов, выполненных на ЭВМ по разработанной программе. В качестве оценочных параметров были приняты: йгмп - силовое передаточное число двухпоточной ГМП; ан - коэффициент нагрузки насосного колеса ГТ; а м - коэффициент нагрузки механической ветви замкнутого контура передачи; а а - коэффициент нагрузки солнечной шестерни ТДМ. мв мв Ma мв Здесь М , М , М, М и М - крутящие моменты соответственно на ведущем и ведомом валах ГМП, на насосном колесе ГТ, в механической ветви замкнутого контура и на солнечной шестерне ТДМ. Для гидротрансформатора мн =уА,н D5 [1, 7]. По аналогии с ним Пщ^5. ( X г С учетом того, что мн=анмвщ, получим: n X н а :ахХ н. гмп Здесь а 1 а X н где пн и пвщ - частоты вращения соответственно насосного колеса ГТ и ведущего вала ГМП; у - удельный вес рабочей жидкости; D - активный диаметр ГТ; ах - коэффициент пропорциональности; Xгмпи Xн - коэффициент момента соответственно ведущего вала ГМП и насосного колеса ГТ. Рассматривались схемы двухпоточных ГМП с использованием ТДМ со смешанным зацеплением зубчатых колес. При определении значений крутящих моментов на звеньях планетарного ряда использовались известные соотношения [1, 2, 8]: 1 + к мв = ма (1 + к); мс = ма£; мв = м где к - характеристика планетарного ряда; М Ма и Мс - крутящие моменты соответственно на водиле, на солнечной и эпициклической шестернях ТДМ. При определении крутящих моментов на колесах ГТ использовались зависимости [1-3]: мт = мн йгт; мн + мт + мр = 0, где Мт и Мр - крутящие моменты соответственно на турбинном колесе и реакторе ГТ; йгт -силовое передаточное число ГТ (коэффициент трансформации ГТ). Теоретически возможны 24 варианта соединения элементов ГТ и ТДМ в двухпоточной ГМП [2]. Из них только в 12 схемах при подведении крутящего момента к ведущему валу на насосном колесе имеем положительный момент. Все эти схемы показаны в таблице 1. Здесь же схематично обозначено направление внешних крутящих моментов и моментов, действующих со стороны ГТ на остальные звенья передачи. Силовой анализ работы двухпоточных ГМП проводился в отношении только этих схем. Для каждой из рассматриваемых схем получены аналитические зависимости оценочных параметров от внутренних параметров ГМП, в качестве которых использовались характеристика k планетарного ряда, силовое йгт и кинематическое игт = п / пт передаточные числа ГТ. Здесь пт - частота вращения турбинного колеса ГТ. Полученные выражения представлены в таблице 2. При выполнении расчетов необходимо определиться с пределами изменения внутренних параметров двухпоточной ГМП. Исходя из конструктивных соображений, характеристика k планетарного ряда со смешанным зацеплением зубчатых колес может изменяться в пределах от 1,5 до 4,0 (4,5) [1, 2, 8]. При выборе диапазонов изменения й и и гт гт начинают действовать другие ограничения. Дело в том, что йгт зависит как от модели ГТ, так и от его кинематического передаточного числа u . Использование при расчетах внешней харак- теристики ГТ, где эта связь уже учтена, облегчает задачу, но может привести к определенным затруднениям. Дело в том, что внешняя характеристика ГТ обычно ограничена областью работы, когда 1/и изменяется в пределах от 0 до 1 и сохраняет свой вид при условии, что частота вращения насосного колеса изменяется в относительно узком диапазоне. В то же время кинематический анализ различных схем показал, что при использовании ГТ в двухпоточной ГМП он может работать в режимах, для него нехарактерных [5, 6]. Так, при использовании схем 1, 2, 11R и 12R возможна работа ГТ при отрицательных значениях 1/и , а в схемах 5R и 6R и во всех схемах с дифференциальным звеном на входе частота вращения насосного колеса изменяется в широких пределах. При выполнении расчетов были применены два метода. В первом случае использовалась внешняя характеристика конкретного ГТ в диапазоне изменения 1/и от 0 до 1. В результате получены зависимости всех оценочных параметров двухпоточной ГМП от ее внутренних параметров для всех исследуемых схем. В качестве примера на рисунке 1 представлены графики йгмп = у/(1/игмп) для исследуемых схем при использовании одного и того же ГТ, где й и гмп игмп - силовое и кинематическое передаточные числа ГМП соответственно. Во втором случае не использовалась внешняя характеристика ГТ. Здесь для расчета коэффициента ах этого делать нельзя, так как в выражение для его определения входят силовое й и кинематическое игт передаточные числа ГТ, связанные друг с другом (см. табл. 2). При расчете остальных оценочных параметров кинематическое передаточное число игт не используется, но связь его с йгт сохраняется, что накладывает определенные ограничения на пределы изменения йгт. Известно, что КПД ГТ г|гт = йГТ / иГТ [1, 6]. Так как г|гт < 1, то всегда \йГТ\ < \иГТ\. Для каждой из рассматриваемых схем определены диапазоны возможного изменения йгт для выбранного значения характеристики k планетарного ряда. Было принято, что на границах диапазона й = со и й = 0. Выполненные расгмп гмп 1 четы по определению параметров йгмп, ан, а м и аа для различных значений k и йгт позволяют оценить потенциальные преобразующие свойства схем независимо от модели используемого ГТ. На рисунке 2, 3 и 4 представлены графики зависимости йгмп, ан и ам от силового передаточного числа йГТ, построенные для различных схем двухпоточных ГМП с характеристикой планетарного ряда k = 2 и k = 4. Анализ результатов В таблице 2 представлены зависимости, позволяющие оценить преобразующие свойства двухпоточных ГМП при различных схемах соединения ГТ и ТДМ. Рассмотрены 12 схем ГМП, для которых насосное колесо ГТ всегда является ведущим звеном. Результаты аналогичных исследований имеются в других работах [1-3], но в некоторой степени они отличаются от представленных здесь. Это касается как самих схем, так и выражений для описания их работы. Предварительный анализ полученных результатов говорит о том, что преобразующие свойства ГМП в значительной мере зависят от выбранной схемы и характеристики k планетарного ряда. Для схем 1, 2, 7, 8 и 12R при работе ГТ в диапазоне, когда йг[ > 1, преобразующие свойства двухпоточной ГМП всегда ниже, чем у однопоточной (рис. 2), а коэффициент ан нагрузки насосного колеса при этом не превышает 1 (рис. 3). Для схем 3, 4, 5R, 9 и 10 при работе ГТ в аналогичных условиях преобразующие свойства двухпоточной ГМП выше, чем у однопоточной, но гидравлическая ветвь всегда перегружена. Для схем 6R и 11R сравнительные свойства зависят от характеристики k планетарного ряда и от диапазона изменения й В схемах 1, 2, 7 и 8 нагрузка в механической ветви передачи не превышает нагрузку на ведущем валу, а крутящий момент имеет положительное направление. Это говорит об отсутствии циркуляции мощности в замкнутом контуре. Для остальных схем режим циркуляции мощности является характерным. Нагрузка при этом в механической и гидравлической ветвях ГМП может достигать значительных величин. Рис. 4. Зависимость коэффициента ам от силового передаточного числа ГТ: а - схемы 1, 2, 7 и 8; 6 - схемы 3, 4, 5R и 6R Следует обратить внимание на то, что при использовании схем 3, 4, 5R и 6R, для которых существует верхний предел изменения йгт (рис. 2), сужается возможный диапазон изменения мгт, и преобразующие возможности самого ГТ полностью не реализуются. В этих схемах нецелесообразно использовать ГТ с большим коэффициентом трансформации. Отметим, что на диапазон изменения игт существенно влияет характеристика k планетарного ряда. Изменение рабочего диапазона игт приводит к изменению внешней характеристики ГМП. Так, при использовании выбранного для анализа ГТ в схемах 4, 5R и 10 с характеристикой планетарного ряда k = 2 (рис. 1) в широком диапазоне изменения кинематического передаточного числа ГМП имеем й < 1. Имеет смысл в этом случае гмп J использовать комплексную гидродинамическую передачу или предусмотреть возможность блокировки ГТ. Для схем 1, 2, 6R, 7, 8 и 12R в этом нет необходимости. Могут возникнуть проблемы при использовании схем 2 и 12R, так как здесь широк диапазон работы ГМП в режиме противовращения турбинного колеса. Выводы 1. Представленные зависимости и методы расчета позволяют оценить преобразующие свойства двухпоточной ГМП при различных вариантах соединения элементов ГТ и ТДМ. 2. Внешняя характеристика двухпоточной ГМП в значительной степени зависит от внешней характеристики ГТ, от выбранной схемы и от характеристики к планетарного ряда. 3. Используя двухпоточную ГМП при наличии одного типа ГТ, можно получить внешние характеристики передачи, удовлетворяющие различным требованиям. 4. При выборе типа ГТ следует ориентироваться на предполагаемые к использованию схемы ГМП.
×

About the authors

V. M Sharipov

Moscow Polytechnic University

Email: trak@mami.ru

Yu. S Shchetinin

Moscow Polytechnic University

Email: trak@mami.ru

S. V Gaev

Limited Liability Company "MIKONT"

Email: trak@mami.ru

O. V Troshkin

Moscow Polytechnic University

Email: trak@mami.ru

References

  1. Шарипов В.М. Конструирование и расчет тракторов. М.: Машиностроение, 2009. 752 с.
  2. Носов Н.А., Галышев В.Д., Волков Ю.П., Хар-ченко А.П. Расчет и конструирование гусеничных машин / под ред. Н.А. Носова. Л.: Машиностроение, 1972. 560 с.
  3. Петров А.В. Планетарные и гидромеханические передачи колесных и гусеничных машин. М.: Машиностроение, 1966. 385 с.
  4. Красненьков В.И., Вашец А.Д. Проектирование планетарных механизмов транспортных машин. М.: Машиностроение, 1986. 272 с.
  5. Шарипов В.М., Щетинин Ю.С., Дмитриев М.И. Кинематический анализ двухпоточных гидромеханических передач // Тракторы и сельхозмашины. 2016. № 12. С. 10-15.
  6. Шарипов В.М., Щетинин Ю.С., Есеновский-Лашков М.Ю. Кинематический анализ работы двухпоточных гидромеханических передач для автомобилей и тракторов // Современные тенденции развития науки и технологий. 2016. № 12-3. С. 131-138.
  7. Сергеев Л.В., Кадобнов В.В. Гидромеханические трансмиссии быстроходных гусеничных машин. М.: Машиностроение, 1980. 200 с.
  8. Шарипов В.М., Крумбольдт Л.Н, Маринкин А.П. Планетарные коробки передач. Методы выбора наиболее рациональных схем планетарных коробок передач транспортных и тяговых машин. Saarbn>cken: LAP LAMBERT Aсademic Publishing GmbH & Co. KG, 2012. 149 с.

Copyright (c) 2017 Sharipov V.M., Shchetinin Y.S., Gaev S.V., Troshkin O.V.

Creative Commons License
This work is licensed under a Creative Commons Attribution-NonCommercial-NoDerivatives 4.0 International License.

This website uses cookies

You consent to our cookies if you continue to use our website.

About Cookies