The hydrodifferential rectifier of the moment of inertial automatic transmission of mobile machines

Full Text

Введение Актуальной задачей в автомобилестроении является проектирование и внедрение бесступенчатого автоматического привода от двигателя к ведущим колесам. С увеличением автомобильного парка и интенсивности движения простота и удобство управления, улучшение топливно-экономических и тягово-скоростных характеристик автомобилей приобретает первостепенное значение. Возможным путем совершенствования конструкций мобильных машин является применение в их трансмиссиях бесступенчатых автоматических передач. Бесступенчатый привод позволяет улучшить эксплуатационные качества автомобилей, увеличить производительность за счет более полного использования мощности двигателя, а также повысить безопасность движения. Из механических бесступенчатых передач наиболее перспективны инерционно-импульсные передачи для силовых приводов мобильных машин ввиду следующих преимуществ: автоматичность и бесступенчатость регулирования скорости и крутящего момента на ведущих колесах машины в широком диапазоне при высоком КПД; возможность защиты двигателя от перегрузок; простота и удобство управления [1]. В связи с этим наблюдается постоянный интерес к использованию инерционного трансформатора вращающего момента (ИТВМ) в автоматических приводах мобильных машин. Потенциальные возможности таких передач, изначально заложенные физической сущностью происходящих процессов в ИТВМ, и малый опыт их применения в автомобилестроении диктуют актуальность и важность этой проблемы в перспективе как с научной, так и практической точки зрения [2]. В настоящее время ИТВМ не получили массового применения в машиностроении по причине малой надежности выпрямителя инерционного момента, состоящего из двух механизмов свободного хода (МСХ), в которых быстро изнашиваются и разрушаются тела заклинивания. Теоретически и экспериментально были исследованы выпрямители момента различного конструктивного исполнения и принципа действия, в том числе пластинчатые, роликовые, эксцентриково-клиновые с кинематической связью в виде кулисно-крестовой муфты и внутреннего зубчатого зацепления, пружинные, микрохраповые, кулачковые и т.д. В результате исследований выяснилось, что МСХ в ИТВМ работают при больших динамических нагрузках с большой частотой включения, что предъявляет повышенные требования к их технологическим и конструктивным параметрам [3]. Целью исследования является повышение надежности ИТВМ путем разработки оригинального гидродифференциального выпрямителя момента (ГВМ), в конструкции которого в качестве МСХ используются гидромашины, а телом заклинивания является гидравлическая жидкость [4]. Материалы, результаты исследования и их обсуждение Опыт создания МСХ механического типа показывает, что наиболее слабые их звенья - тела заклинивания. Использование в качестве тела заклинивания жидкости устраняет это слабое звено и позволяет уменьшить износ. Результаты экспериментальных исследований подтверждают работоспособность МСХ такого типа в качестве выпрямителя момента инерционной автоматической бесступенчатой передачи. На рис. 1 приведена кинематическая схема инерционного гидродифференциального трансформатора вращающего момента (ИГТВМ), который содержит импульсный механизм в виде ведущего вала 1, соединенного с неуравновешенными грузами 3, ведомое зубчатое колесо 2 и основной дифференциальный механизм 4. Дополнительный дифференциальный механизм состоит из зубчатых колес 5 и 6, сателлитов 7, водила 8, зубчатого колеса 9 и коронного зубчатого колеса 13, соединенного через зубчатое колесо 9 с выходной объемной гидромашиной (шестеренным насосом) 12, которая закреплена на корпусе 14 передачи. Аналогично установлена и корпусная гидромашина 15. Замкнутую циркуляцию рабочей жидкости в гидромашинах 12 и 15 обеспечивают обратные клапаны 11 и 16, установленные в соответствующих трубопроводах. С водилом 8 соединен ведомый вал 10. ИГТВМ работает в трех характерных режимах: стоповом (режим неподвижного реактора), трансформации вращающего момента и прямой передачи (режим динамической муфты) [5]. В стоповом режиме ИГТВМ передает положительный инерционный момент ведущему зубчатому колесу 6 дифференциала, которое стремится повернуть зубчатое колесо 13, удерживаемое гидромашиной 12 с помощью обратного клапана 11, выполняющего функцию гидравлического механизма свободного хода (гидроМСХ). Происходит передача вращающего момента на ведомый вал 10. При отрицательном моменте гидромашина 15 удерживает ведущее зубчатое колесо 6 в неподвижном состоянии. При этом ведомый вал 10, зубчатое колесо 13 и выходной вал гидромашины 12 продолжают вращаться по инерции. Рис. 1. Кинематическая схема ИГТВМ В режиме трансформации момента гидромашины 12 и 15 поочередно удерживают в неподвижном состоянии соответствующие элементы дифференциального ряда в случае их вращения в запрещенном направлении. В режиме динамической муфты гидромашина 12 застопорена, а гидромашина 15 работает вхолостую при открытом обратном клапане 16 [6]. Несомненным преимуществом ГВМ инерционной передачи является то, что два определяющих ресурс гидроМСХ фактора, такие как давление и частота вращения, никогда не совпадают по времени, т.е. при рабочем давлении в напорной магистрали практически отсутствует вращение вала гидромашины, а при холостом ходе гидроМСХ на порядок уменьшается давление. Вследствие цикличного режима работы ИГТВМ гидроМСХ работают поочередно. Таким образом, КПД гидродифференциального выпрямителя момента определяется внутренними утечками рабочей жидкости и моментом холостого прокручивания только одной гидроМСХ. Коэффициент полезного действия ГВМ: где - КПД механической части выпрямителя; - объемный КПД гидравлической части выпрямителя. Объемные потери в гидромашине характеризуются объемным КПД, представляющие собой отношение полезной (эффективной) мощности насоса к сумме полезной мощности и мощности, потерянной из-за утечек рабочей жидкости, или отношение фактической эффективной подачи Qэф к средней теоретической Qт: где - полезная мощность гидромашины; - теоретическая мощность гидромашины; - фактическая эффективная подача гидромашины; - внутренняя утечка рабочей жидкости в гидромашине; - теоретическая подача гидромашины. Экспериментально установлено, что непосредственные утечки жидкости через зазоры гидравлических машин изменяются при всех прочих равных условиях практически прямо пропорционально перепаду давления, согласно чему, выражение для определения утечек представим в виде [7]: где S - радиальный зазор между цилиндрической поверхностью корпуса гидромашины (шестеренный насос) и цилиндрическими наружными поверхностями зубчатых колес; Dр - перепад давления в напорном узле гидромашины; b - ширина зубчатого колеса, т. е. длина зазора в направлении, перпендикулярном движению потока жидкости; m - коэффициент динамической вязкости жидкости; l - длина зазора в направлении движения жидкости; vср - средняя скорость течения жидкости в зазоре. Опыты показали, что величина зазора S, вообще говоря, с повышением давления меняется вследствие деформации деталей, образующих зазор. Ввиду этого зависимость утечек от давления будет нелинейной [8]. Расчетная (теоретическая) подача шестеренного насоса определяется следующим образом [9]: (1) где - частота вращения ведущей шестерни; - угловая скорость ведущей шестерни; m - модуль зубчатых колес насоса; n - число секций насоса; b - ширина зубчатого венца; z - число зубьев ведущей шестерни; a - угол зацепления. Теоретическая мощность насоса с учетом формулы (1) [10]: где lм, lк - коэффициент сопротивления магистралей и соединительных каналов; Lн, Lв, Lк - длина нагнетательной, всасывающей магистралей и соединительных каналов; fм - площадь сечений магистралей и каналов; d - диаметр магистралей и каналов; zвх - коэффициент сопротивления на входе во всасывающую магистраль; - коэффициент местных потерь; z1 - коэффициент потерь на входе (принимается в пределах 0,5…1,0); z2 - коэффициент потерь выхода в полость (для ламинарного потока равен 2); g - объемный вес рабочей жидкости. Мощность, потерянная из-за утечек: (2) где V - рабочий объем гидромашины; Мт - момент на валу гидромашины. Согласно формуле (2) уменьшить мощность Nут можно только снижением Qут, так как момент Мт не зависит от типа гидромашины и ее характеристик. Достигнуть этого можно использованием гидромашины с наибольшим объемным КПД и рабочим объемом при заданных габаритных размерах, что позволит снизить рабочее давление в нагнетательной магистрали [11]. Анализ полученных результатов показывает, что с увеличением внутренних утечек рабочей жидкости Qут, возрастающих вследствие износа гидроМСХ, мощность и момент на валу гидромашины будут уменьшаться, что в свою очередь снизит КПД ГВМ. Теоретическими и экспериментальными исследованиями определены зависимости изменения КПД ИГТВМ от радиального зазора S в гидроМСХ (рис. 2). Анализ результатов показал, что в начале эксплуатации КПД ИГТВМ составляет ≈ 93 % во всем рабочем диапазоне. С увеличением износов гидромашины в пределах полей допусков на размеры, при которых S = 50÷120 мкм, КПД уменьшается до 87 %. В процессе работы КПД передачи линейно убывает и при радиальном зазоре S = 300÷350 мкм составляет всего 68÷63 %. При дальнейшем износе (S = 350 ÷ 400 мкм) КПД практически не снижается. Это свидетельствует о том, что гидроМСХ полностью износились и требуется их замена. Работа ИГТВМ с КПД ниже 75 % нецелесообразна. Такой КПД имеем при радиальном зазоре S = 220 мкм, при котором гидроМСХ подлежит замене. Рис. 2. Экспериментальные (1) и расчетные (2) зависимости КПД ИГТВМ от радиального зазора S в гидроМСХ Таким образом, установлено, что при радиальных зазорах S, не превышающих пределов полей допусков на размеры, КПД уменьшается не более чем на 3÷5%, а при S = 350 мкм КПД ИГТВМ снижается на 30 % [12]. Заключение Разработан оригинальный ГВМ, в конструкции которого в качестве МСХ используются гидромашины, а телом заклинивания является гидравлическая жидкость. Предложена методика выбора параметров ГВМ, достоверность которой подтверждена экспериментальными исследованиями.

About the authors

D. V Greben'kov

Lipetsk State Technical University

Email: greben80@rambler.ru
PhD in Engineering

References

Supplementary files