Hydrostatic transmission of articulated transport and technological machines

Abstract

The paper discusses issues related to the use of hydraulic drives in hydrostatic transmission of articulated transport-technological machines, intended for driving in various conditions including supporting surface with variable parameters.

Full Text

В настоящее время известны различные виды трансмиссии автотракторных средств, начиная от простых механических и переходя к сложным автоматизированным с электрон- ным управлением. В последние годы заметно возрос интерес к использованию гидрообъемных передач в трансмиссии колесных и гусеничных машин. Известны достоинства гидрообъемных передач и различные схемы трансмиссий с применением гидрообъемных агрегатов различных типов [1 - 8]. Подчеркивается положительное влияние гидрообъемной трансмиссии (ГОТ) на мно- гие эксплуатационные свойства транспортно-технологических машин, в том числе и на про- ходимость. Особенно актуальна эта проблема для сочлененных колесных машин, которые во мно- гих случаях специально создаются для повышения их проходимости. Методы конструирования и расчета гидрообъемных передач и различных схем транс- миссий с такими передачами достаточно хорошо разработаны применительно к тракторам, сельскохозяйственным машинам (комбайнам) и быстроходным гусеничным машинам [4 - 8]. Одна из наиболее характерных схем колесной сочлененной транспортнотехнологической машины (СТТМ) представлена на рисунке 1. Рисунок 1. Схема колесной сочлененной транспортно-технологической машины Различные схемы колесных СТТМ с возможностью установки гидрообъемной транс- миссии приведены на рисунке 2. Рисунок 2. Компоновочные схемы прицепных (I) и седельных (II) СТТМ двух- (а, в, д, з) и трехзвенных (б, г, е, ж, и) с двух- (а, б, д, е, ж) и трехосным (в, г, з, и) тягачом Существенной особенностью ГОТ СТТМ является необходимость согласования режи- мов работы ГОТ каждого звена СТТМ, так как это в значительной степени влияет на различ- ные эксплуатационные свойства СТТМ, в том числе тяговые, маневренные, топливно- экономические, экологические. Тем более что такое влияние сказывается при движении СТТМ по опорным грунтам с низкой несущей способностью (пахоте, снегу, болоту, сыпуче- му песку и др.) и по грунтовым дорогам в периоды весенней и осенней распутицы, что ха- рактерно для сельскохозяйственных районов. Кинематическая схема простейшей такой трансмиссии представлена на рисунке 3. В настоящее время необходимо, чтобы система управления ГОТ СТТМ могла изменять частоту вращения колес индивидуально, в соответствии с траекторией движения каждого из них, профилем пути в продольном и поперечном плане, податливостью грунта под каждым колесом, но в то же время не допускала буксования колеса, т.е. чтобы потери мощности при создании суммарного тягового усилия были минимальными. При пробуксовке одного из ко- лес (снижается коэффициент сцепления  ) падает давление p во всей системе, а проходимость ухудшается. Это явление называется дифференциальным эффектом. Для его устранения применяют блокирующие (отключающие) устройства или специальные системы управ- ления работой гидропривода. Структурная схема одной из таких систем приведена на рисун- ке 4 [1]. Рисунок 3. Кинематическая схема простейшей гидрообъемной передачи: а - магистраль низкого давления; б - магистраль высокого давления; в - дренажная система; 1 - охладитель; 2 - клапан; 3 - гидродвигатель; 4 - насос; 5 - система подпитки; 6 - подпиточный насос; 7 - предохранительный клапан; 8 - фильтр; 9 - резервуар Этим требованиям в наибольшей степени отвечает ГОТ с гидромотор-колесами (рису- нок 5б) в сочетании с современными электронными системами управления. Основные расчетные параметры гидропривода с гидромотор-колесами обычно опреде- ляют при условии движения СТТМ без буксования колес: PД  РСЦ , где: PД - сила тяги, подводимая от двигателя; верхностью. РСЦ - сила сцепления колеса с опорной по- Рисунок 4. Структурная схема системы управления DRC фирмы «Rехrоth» (на примере одного гидроконтура; на схеме условно показан один гидромотор): 1 - джойстик; 2 - источник питания; 3 - замок зажигания; 4 - контроллер с программным обеспечением DRC; 5 - диагностический разъем; 6 - персональный компьютер с диагностическим программным обеспечением; 7 - контрольная лампа ограничения скорости; 8 - гидромотор; 9 - насос; 10 - датчик частоты вращения коленчатого вала; 11 - переключатели режимов ускорения; 12 - переключатели направления движения; 13 - двигатель Силы тяги: Pд  M д Uт т / rк ; РСЦ  GАП  , где: M Д - крутящий момент гидродвигателя; UТ передаточное число трансмиссии; т - КПД трансмиссии; rк радиус колеса; GАП вес СТТМ;  - коэффициент сцепления. Рисунок 5. Схемы гидроприводов типов «гидровал» (а) и с гидромотор-колесами (б): 1 - тягач; 2 - полуприцеп; ДВС - двигатель; КП - коробка передач; РК - раздаточная коробка; ГН - гидронасос; ГМ и ГД - гидромотор; КОМ - коробка отбора мощности; Р - согласующий редуктор; ВМ - ведущий мост прицепного звена; ПМ, СМ, ЗМ - соответственно передний, средний и задний ведущий мосты тягача Чтобы не завышать параметры гидромашин (мощность, массу, габаритные размеры и др.), их расчет необходимо вести по меньшей мере по одной из двух сравниваемых величин ( PД или РСЦ ). Удобнее, однако, определить расчетный (условный) коэффициент сцепления расч колеса с опорной поверхностью, чтобы по нему вести дальнейшие расчеты. Приравнивая правые части данных выражений для определения PД максимально возможных значений параметров, получаем: и РСЦ и исходя из GАП расч  М д maxUт1т1 / rк или расч  М д maxUт1т1 / (GАП rк ) . Затем оцениваем полученное значение расч : если расч  max , то расчет ведется по расч ; если расч  max , то расчет ведется по max , где: max наибольшее значение коэффициента сцепления в предполагаемых условиях эксплуатации СТТМ. Для определения основных расчетных параметров гидропривода периодического дей- ствия с высокомоментным гидродвигателем используется расчетная схема (рисунок 6а), причем гидродвигатели подбирают по двум основным параметрам: максимальному крутящему моменту гидродвигателя М д max , обеспечивающему реализацию максимальной силы тяги, и максимальному расходу жидкости гидродвигателя - подаче Qд max , обеспечивающей получение расчетной скорости движения СТТМ (т.е. редач и низшей передаче в раздаточной коробке). vmax на второй передаче в коробке пе- Удельная подача qд гидродвигателя определяется следующим образом. Рисунок 6. Расчетные схемы гидромотор-колес с высокомоментным (а) и аксиально- поршневым (б) гидродвигателями: ГД - гидродвигатель; Р - редуктор; ( GК вертикальная нагрузка, действующая на колесо; Nк - вертикальная реакция опорной поверхности; PК сила тяги; M - крутящий момент; v - скорость движения;  - угловая скорость; rКП - радиус колеса прицепного звена; UКР колесного редуктора передаточное число Крутящий момент сцепления мотор-колеса с опорной поверхностью равен: М СЦ  mGК расч rК.П , где: m - коэффициент, учитывающий перераспределение нагрузки по колесам; m = 1,0…1,2. Затем определяется крутящий момент M Д max , развиваемый гидродвигателем при максимальном давлении pД max , М Д max   qД pД max , где:  - коэффициент размерности. Из условия равенства этих моментов и с учетом непосредственной связи гидродвигате- ля с колесом (редуктора нет) находим удельную подачу qД  Gрасч rК.П / ( pД max ) . По полученному значению qд проектируют гидродвигатель или выбирают его из существующих конструкций. При этом давление pД max приходится задавать в определенных пределах, так как оно зависит от типа распределителя, влияющего на надежность уплотнений. Обычно при цапфовых распределителях pД max = 15…20 МПа; при торцевых - pД max = 20…35 МПа; при клапанных - pД max = 50 МПа. Максимальную частоту вращения вала гидродвигателя nmax определяют исходя из заданной предельной скорости движения СТТМ v2 , при которой гидропривод еще включен, т.е. на второй передаче в коробке передач и первой передаче в раздаточной коробке. Используя выражение UК.Р  0, 377(nД max rК ) / v2 и учитывая, что UК.Р  1 (в данном случае колесный редуктор отсутствует), получаем максимальную частоту вращения: nД max  v2 / 0, 377rК.П . Скорость v2 можно выразить для тягача (учитывая необходимость кинематического согласования) v2  0,377(nДN rК .Т ) /UT 2 . Здесь UТ 2  U К . П 2 U Р. К1 . После преобразований получаем nД max  nДN / UТ 2  rК .Т / rК .П  . Максимальная допустимая частота вращения [ nД max ] высокомоментного гидродвигате- ля может быть задана в его технической характеристике. Тогда полученное в расчетах значение nД max необходимо сравнить с [ nД max ]. В случае расположения поршней в статоре высокомоментного гидродвигателя нет опасности превышения [ nД max ] в ведомом режиме. Если кинематическая цепь между гидродвигателем и колесом не разрывается, то на бо- лее высоких скоростях движения СТТМ частота вращения колеса в ведомом режиме может значительно превзойти [ nД max ] и гидродвигатель может выйти из строя. Поэтому высокомо- ментный гидродвигатель необходимо проверять на максимально допустимую частоту вращения, и, если текущая частота вращения для отключения гидродвигателя от колеса. nД max  [ nД max ], следует устанавливать устройство При определении основных параметров гидропривода с аксиально-поршневыми гидро- двигателями учитывается наличие между гидродвигателем и колесом колесного редуктора с передаточным числом UК.Р . Расчетная схема такого гидромотор-колеса приведена на рисунке 6б. Как правило, устанавливаются редукторы планетарного типа, обеспечивающие большое значение при малых габаритных нагрузках и нагрузках в зубчатых зацеплениях. UК.Р По аналогии с рассмотренным случаем, передаточное число колесного редуктора опре- деляем из условия кинематического согласования при движении СТТМ с наибольшей скоро- стью на второй передаче в коробке передач и первой передаче в раздаточной коробке: v2  v1  vП 2 . Используя зависимости для определения этих значений скорости движения и преобразовав их, получим UК.Р  nД max  rК.П / nДN rК.Т UT 2 . Здесь [ nД max ] - максимально допустимая частота вращения вала гидродвигателя под нагрузкой (указывается в технической характеристике). Удельная подача qд аксиально-поршневого гидродвигателя определяется по аналогии с расчетом qд для высокомоментного гидродвигателя, но с учетом передаточного числа колесного редуктора. Подача гидродвигателя QД  GК расч rК.П.  PД max UК.Р.  . Давлением рД max задаемся с учетом конструктивного исполнения гидродвигателя. Максимальная подача гидродвигателя QД max  qД nД max . Максимальная подача гидронасоса, обеспечивающего работу нескольких одинаковых гидродвигателей, равна: QН max  QД max Z / о , где: Z - число гидродвигателей; о - объемный КПД гидронасоса и гидродвигателей. Затем проверяют гидродвигатели на минимально устойчивую частоту вращения вала под нагрузкой; она не должна превышать 100…150 мин-1 при движении СТС на первой пе- редаче в коробке передач и низшей передаче в раздаточной коробке при условии v1  vT 1  vП1 . После преобразования известных выражений для vТ 1 и vП1 получим: nД min  nД.М rК.Т UК.Р  / rК.П UТ1  , где: nД.М - частота вращения коленчатого вала основного двигателя в режиме максимального крутящего момента. Данные выполненных расчетов позволяют построить тяговую характеристику СТТМ и на основе ее анализа внести необходимые поправки в параметры гидропривода. Гидромотор-колеса могут быть с высокомоментными или аксиально-поршневыми дви- гателями, например, в зависимости от компоновочных решений. В системе гидропривода с гидромотор-колесами количество гидродвигателей и гидро- насосов неодинаково, и их параметры, как правило, не совпадают. Один гидронасос обслуживает несколько гидродвигателей. Применяются два типа гидродвигателей: высокомоментные (радиально-поршневые) и высокооборотные (аксиально-поршневые). Достоинствами высокомоментных гидродвигателей являются возможность передачи больших крутящих моментов и устойчивая работа под нагрузкой при малой частоте враще- ния (7…10 мин-1). В связи с этим упрощается конструкция мотор-колеса, так как исключает- ся необходимость в колесном редукторе. Еще одним важным достоинством этих гидродвига- телей является размещение поршней в статоре, в результате чего на поршни не действуют центробежные силы, а при отсутствии давления жидкости легко исключить касание роликов к профильной поверхности ротора и обеспечить свободное вращение колеса с любой скоро- стью (при неподвижных поршнях гидромотора). Высокооборотные гидродвигатели имеют меньший диаметр, чем высокомоментные, поэтому при малом диаметре ступицы колеса или по другим причинам, исключающим при- менение высокомоментных гидромоторов, используются аксиально-поршневые. По сравне- нию с высокомоментными, аксиально-поршневые гидродвигатели передают меньшие кру- тящие моменты и работают под нагрузкой с минимально устойчивой частотой вращения в пределах 100…150 мин-1, что требует установки между гидродвигателем и колесом понижа- ющего редуктора. Для уточнения зависимостей между силовыми и кинематическими параметрами взаи- модействия многоколесного движителя СТТМ с ГОТ с различными видами опорной поверх- ности могут потребоваться дополнительные исследования, в частности по определению тя- говых, тормозных, маневренных свойств.