Energy analysis of dual-flow hydromechanical gears



Cite item

Abstract

Two-flow hydromechanical transmissions are becoming increasingly common in the construction of modern land transport and traction machines (tractors, automobile and high-speed crawler vehicles). This is mainly due to the desire to increase the efficiency of transmission. 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, power, and energy analysis. The results of the kinematic and force analysis of two-flow hydromechanical gears were previously developed by the authors of this article. In energy analysis, the following estimated parameters were used to compare the performance of the transmission: г|ГМП - efficiency of transmission; РМ - power factor in the mechanical branch of the transmission; РН - power factor on the pump wheel of the torque converter; РТ - the power factor on the turbine wheel of the torque converter. The paper considers 12 schemes of two-flow hydrome-chanical gears with a differential link at the input and output with mixed gear coupling, the results of their energy analysis are given. For each of the schemes considered, analytical dependencies of the estimated parameters on the internal parameters of the hydromechanical transmission were obtained, which were used as the characteristic k of the planetary gear set, the power transfer ratio йгт of the torque converter, and the kinematic gear ratio игмп of the hydromechanical transmission. The results of calculations performed on a computer using the external characteristic of a specific torque converter are obtained and presented in graphical form. The obtained results can be used in developing recommendations for the choice of a two-flow hydromechanical transmission scheme.

Full Text

Введение Двухпоточная гидромеханическая передача (ГМП) представляет собой конструкцию, состоящую из гидродинамической передачи (гидромуфта, гидротрансформатор или комплексная передача) и механических элементов, обеспечивающих передачу мощности от источника энергии к потребителю двумя параллельными потоками. Для сохранения регулирующих свойств гидродинамической передачи в конструкцию двухпоточной ГМП включают механизм с двумя степенями свободы - трехзвенный дифференциальный механизм (ТДМ). Если ТДМ расположен со стороны потребителя энергии, то имеем передачу с дифференциальным звеном на выходе, если он расположен со стороны двигателя - с дифференциальным звеном на входе. В зависимости от места установки ТДМ, от метода соединения его звеньев с остальными элементами ГМП и от передаточного числа ТДМ изменяются режимы работы и выходные параметры ГМП. Применение двухпоточных ГМП позволяет на основе одной отлаженной в производстве и проверенной в эксплуатации конструкции гидродинамической передачи - гидротрансформатора (ГТ) - получить серию передач с необходимыми характеристиками, аналогичных по характеристикам целому семейству новых ГТ. Для этого надо знать преимущества и недостатки различных схем, их потенциальные возможности. Оценку работы каждой схемы можно сделать на основе кинематического, силового и энергетического анализа. Результаты кинематического и силового анализа двухпоточных гидромеханических передач представлены в работах В.М. Ша-рипова [1-3]. Ниже приведены результаты энергетического анализа, полученные на основе теоретических расчетов для различных схем включения ГТ в двухпоточную ГМП. Цель исследования Целью исследования является оценка мощ-ностных 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 Данные для анализа получены в результате теоретических расчетов, выполненных на ЭВМ по разработанной программе. Рассматриваются только схемы двухпоточ-ной ГМП, в механической части которых отсутствуют механизмы, позволяющие изменять передаточное число (дополнительные коробки передач). Теоретически возможны 24 варианта соединения элементов ГТ и ТДМ в двухпоточной передаче [1]. Из них только в 12 схемах при подведении крутящего момента к ведущему валу насосное колесо является ведущим элементом [3-8]. Все эти схемы при использовании в качестве дифференциала ТДМ со смешанным зацеплением шестерен представлены в табл. 1 [3]. Мощностной анализ работы двухпоточ-ных ГМП проводился применительно только к этим схемам. Для сравнительной оценки работы передачи при использовании различных схем соединения элементов использовались следующие параметры: г|ГМП - коэффициент полезного действия (КПД) ГМП; РМ - коэффициент мощности в механической ветви ГМП; РН - коэффициент мощности на насосном колесе ГТ; РТ - коэффициент мощности на турбинном колесе ГТ. NN N N вщ вщ вщ вщ где Nм, Nн и Nт - мощность, соответственно, на ведущем и ведомом валах ГМП, в механической ветви замкнутого контура, на насосном и на турбинном колесах ГТ. Потерями мощности в механической ветви ГМП пренебрегаем ввиду из малого значения [5, 6, 9]. Для каждой из рассматриваемых схем получены аналитические зависимости оценочных параметров от внутренних параметров ГМП. В качестве внутренних параметров использовались характеристика планетарного ряда k, силовое передаточное число йгт ГТ и кинематическое передаточное число игмп ГМП: k = Z / Z ; й = МТ / М,; игмп = га / га , c a' гт Т н 'гмп вщ вм' где Zc и Za - число зубьев, соответственно, эпициклической и солнечной шестерен ряда; М, и Мн - крутящие моменты, соответственно, на турбинном и на насосном колесах ГТ; совщ и гавм - угловые скорости вращения, соответственно, ведущего и ведомого валов ГМП. При выводе формул использованы известные зависимости [5]: Мв _Ma(1 + k); Mc _Mak; Мт _Мнйтт; coa + kcoc _ (1 + k) coB _ 0, где Мв, Ма и Мс - крутящие моменты, соответственно, на водиле, на солнечной и на эпициклической шестернях ТДМ; сс>в, юа и юс -угловые скорости вращения, соответственно, водила, солнечной и эпициклической шестерен ТДМ. Полученные выражения для всех схем ГМП из табл. 1 представлены в табл. 2. При выполнении расчетов использовалась внешняя характеристика ГТ, приведенная на рис. 1 [10-12]. Результаты расчетов представлены в виде графиков изменения КПД двухпоточной ГМП (рис. 2, 3 и 4), коэффициента мощности в механической ветви ГМП (рис. 5), коэффициента мощности на насосном колесе ГТ (рис. 6) и коэффициента мощности на турбинном колесе ГТ (рис. 7) в зависимости от режима работы передачи для двух крайних значений возможного диапазона изменения характеристики k планетарного ряда (k = 1,5 и k = 5,0) в случае использования дифференциального механизма со смешанным зацеплением шестерен. Для сравнения на рис. 2, 3 и 4 изображены графики изменения КПД пГТ ГТ (однопоточ-ной ГМП). При выполнении расчетов было принято, что величина 1/ггт изменяется в пределах от - 0,5 до 0,92 (см. рис. 1). Это определило граничные значения графиков. Анализ результатов В табл. 1 на схемах указаны направления потоков мощности, нагружающих передачу. По характеру передачи мощности в замкнутом контуре двухпоточной ГМП можно выделить три группы рассматриваемых схем. В схемах 1, 2, 7 и 8, относящихся к первой группе, отсутствует циркуляция мощности в замкнутом контуре передачи. Мощность на насосе и в механической ветви всегда имеет положительное направления - от источника к потребителю. Следует заметить, что в схемах 1 и 2 возможен режим, когда поток мощности, идущий через турбину, изменяет направление (см. рис. 7). Это объясняется тем, что турбина изменяет направление вращения. Для схемы 1 это происходит при 1/ игмп = 1/ [k +1), а для схемы 2 - при 1/ игмп = k / [k +1) . В схемах 3, 4, 9 и 10 (вторая группа) циркулирующая мощность дополнительно нагружает гидравлическую ветвь. В схемах 5R, 6R, 11R и 12R (третья группа) циркулирующая мощность перегружает механическую ветвь. При этом в схемах 11R и 12R также возможен режим работы, когда мощность передается на турбину (см. рис. 7) при изменении направления ее вращения. Для схемы 11R это происходит при 1/ игмп _ 1/ (k +1) , а для схемы 12R - при 1/ игмп _ k / (k +1) . Характеристика k планетарного ряда существенно влияет на распределение, потоков мощности в ветвях передачи. Причем это влияние неоднозначно. Для схем 1, 3, 4, 5R, 6R, 7, 9, 12R с увеличением k доля мощности в механической ветви передачи уменьшается, а для схем 2, 8, 10 и 11R увеличивается (рис. 5). В схемах 1, 3, 7, 10, 11R с увеличением k доля мощности, подводимой к насосному колесу, увеличивается, а для схем 2, 8, 4, 5R, 6R, 9 и 12R она уменьшается (рис. 6). Влияние передаточного числа ГМП на распределение мощности также не однозначно для различных схем передачи. С увеличением параметра 1/ игмп коэффициент РМ в схемах 1, 2, 3, 4, 5R и 6R уменьшается, а схемах 7, 8, 9, 10, 11R и 12R увеличивается. Коэффициент РН при этом уменьшается в схемах 3, 4, 5R, 6R, 7 и 8 и увеличивается в схемах 1, 2, 9, 10, 11R и 12R. Причем, для каждой отдельной схемы характер изменения коэффициентов РМ и РН в зависимости от 1/игмп сохраняется. При использовании схем 3, 4, 5R, 6R, 10 и 11R следует ожидать значительной перегрузки механической ветви передачи, а для схем 3, 4, 5R, 6R, 10 и 11R - перегрузки гидравлической ветви. Все это необходимо учитывать при анализе полученных результатов изменения КПД двух-поточной ГМП (рис. 2, 3 и 4). Нельзя говорить определенно, что с уменьшением доли мощности, проходящей через гидравлическую ветвь передачи, которая всегда имеет более низкое значение КПД по сравнению с механической ветвью, КПД двухпоточной ГМП будет увеличиваться. Следует учитывать, что изменяется режим работы ГТ, а значит и его КПД. Для схем 1, 2, 7 и 8, в которых циркуляция мощности отсутствует (рис. 2), максимальное значение КПД ГМП увеличивается по сравнению с КПД ГТ. Явное преимущество этих схем в отношении КПД по сравнению с одно-поточной передачей наблюдается при работе передачи в диапазоне больших значений 1/игмп (правая часть графиков на рис. 2). В диапазоне малых значений 1/игмп КПД двухпоточной ГМП будет меньше КПД ГТ. Это связано с тем, что при малых значениях 1/игмп ГТ двух-поточной ГМП вынужден работать в режиме низких значений КПД (для схем 1 и 2 возможен режим работы, когда г|ГТ = 0). Для схемы 2 не получены значения КПД в левой области графика из-за принятых ограничений на изменение параметра 1/ игт (здесь 1/ игт <-0,5 ). Схемы 3, 4, 9 и 10, в которых перегружена гидравлическая ветвь, проигрывают однопо-точной передаче по показателю энергозатрат (рис. 3). Только схемы 9 и 10 при малых значениях к имеют некоторые преимущества при работе в левом диапазоне значений 1/игмп . Схема 4 явно неэффективна из-за больших потерь, связанных со значительной перегрузкой гидравлической ветви. То же самое можно сказать в отношении схемы 5R, которая относится к третьей группе. При больших значениях к графики КПД для схем 6R и 12R подобны графикам соответствен- но для схем 2 и 8. При малых к схема 6R проигрывает однопоточной передаче, а схема 12R имеет по сравнению с однопоточной передачей преимущества в правой части графика. Схема 11R уступает однопоточной передаче при малых значениях характеристика к планетарного ряда, а при больших к имеет преимущество в средней области графика. Из-за принятых ограничений на изменение 1/ игт не получены значения КПД в левой области графика для схем 11R и 12R. В схемах 11R и 12R может наблюдаться изменение направления вращения турбины и связанное с этим направление потока мощности на турбинном колесе. Для семы 11R это происходит при 1/ игмп = 1/ (к +1), а для схемы 12R -при 1/и_ = к / (к +1 . Выводы 1. Для 12 схем двухпоточной ГМП получены аналитические зависимости, позволяющие оценить КПД передачи и степень нагружен-ности отдельных ее ветвей во всем диапазоне работы в зависимости от выбранной схемы и характеристики к планетарного ряда. 2. Представлены в графической форме результаты расчетов, выполненных на ЭВМ, с использованием внешней характеристики конкретного ГТ. 3. Выполнен предварительный энергетический анализ работы двухпоточной ГМП применительно ко всем схемам. 4. Полученные результаты могут использоваться при разработке рекомендаций по выбору схемы двухпоточной ГМП.
×

About the authors

V. M Sharipov

Moscow Polytechnic University

DSc in Engineering

Yu. S Shchetinin

Moscow Polytechnic University

PhD in Engineering

S. V Gaev

Limited Liability Company «MIKONT»

Email: trak@mami.ru

O. V Troshkin

Moscow Polytechnic University

References

  1. Шарипов В.М., Щетинин Ю.С., Дмитриев М.И. Кинематический анализ двухпоточных гидромеханических передач // Тракторы и сельхозмашины. 2016. № 12. С. 10-15.
  2. Шарипов В.М., Щетинин Ю.С., Есеновский-Лаш-ков М.Ю. Кинематический анализ работы двухпо-точных гидромеханических передач для автомобилей и тракторов // Современные тенденции развития науки и технологий. 2016. № 12-3. С. 131-138.
  3. Шарипов В.М., Щетинин Ю.С., Гаев С.В., Трош-кин О.В. Силовой анализ двухпоточных гидромеханических передач // Тракторы и сельхозмашины. 2017. № 2. С. 35-U.
  4. Носов Н.А., Галышев В.Д., Волков Ю.П. и др. Расчет и конструирование гусеничных машин / Под ред. Н.А. Носова. Л.: Машиностроение, 1972. 560 с.
  5. Шарипов В.М. Конструирование и расчет тракторов. М.: Машиностроение, 2009. 752 с.
  6. Шарипов В.М. Проектирование механических, гидромеханических и гидрообъемных передач тракторов. М.: МГТУ «МАМИ», 2002. 300 с.
  7. Петров А.В. Планетарные и гидромеханические передачи колесных и гусеничных машин. М.: Машиностроение, 1966. 385 с.
  8. Шарипов В.М., Щетинин Ю.С. Выбор параметров двухпоточной гидромеханической передачи для промышленных тракторов // Качество и жизнь. 2016. № 4 (12). С. 322-330.
  9. Сергеев Л.В., Кадобнов В.В. Гидромеханические трансмиссии быстроходных гусеничных машин. М.: Машиностроение, 1980. 200 с.
  10. Шарипов В.М., Щетинин Ю.С. Выбор параметров двухпоточной гидромеханической передачи для колесных и гусеничных машин // Вестник машиностроения. 2017. № 7. С. 9-14.
  11. Котиев Г.О., Шарипов В.М., Щетинин Ю.С., Вязников М.В., Гаев С.В., Розеноер М.Г. Конструирование и расчет двухпоточных гидромеханических передач // Известия МГТУ «МАМИ». 2015. № 4 (26). Т. 1. С. 31-42.
  12. Вязников М.В., Гаев С.В., Шарипов В.М., Щетинин Ю.С., Есеновский-Лашков М.Ю. Построение внешней характеристики гидротрансформатора с учетом режима противовращения турбинного колеса в двухпоточной гидромеханической передаче промышленного трактора // Тракторы и сельхозмашины. 2017. № 4. С. 11-15.

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.

 СМИ зарегистрировано Федеральной службой по надзору в сфере связи, информационных технологий и массовых коммуникаций (Роскомнадзор).
Регистрационный номер и дата принятия решения о регистрации СМИ: ПИ № ФС 77 - 81900 выдано 05.10.2021.


This website uses cookies

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

About Cookies