CC BY
6
УДК 629.113
ПОДБОР ОБЪЁМНЫХ НАСОСОВ ДЛЯ ГИДРОСИСТЕМЫ ИНЕРЦИОННОГО ГИДРОДИФФЕРЕНЦИАЛЬНОГО ТРАНСФОРМАТОРА ВРАЩАЮЩЕГО МОМЕНТА
Д.В. Гребеньков
Исследуется проблема повышения надежности инерционного гидродифференциального трансформатора вращающего момента за счет применения в конструкции выпрямителя момента наиболее подходящих по своим характеристикам объёмных насосов, используемых в качестве муфт свободного хода. Приводятся экспериментальные и расчетные зависимости, определяющие объёмные потери в насосе.
Ключевые слова: инерционный гидродифференциальный трансформатор вращающего момента, гидромашина, механизм свободного хода, утечки.
Использование в трансмиссиях мобильных машин (ММ) автоматических передач способствует увеличению их производительности по причине более эффективного расходования мощности силовой установки, а также повышению эксплуатационных качеств и топливной экономичности. Инерционно-импульсные передачи для силовых приводов ММ представляют наибольший интерес из числа известных механических автоматических передач, так как обладают следующими преимуществами: бесступенчатое и автоматическое изменение частоты вращения и крутящего момента, подаваемого к движителям ММ в широком диапазоне при высоком КПД; возможность защиты от перегрузок энергетической установки; удобство и простота управления [1, 2].
В связи с этим наблюдается постоянный интерес к использованию инерционного трансформатора вращающего момента (ИТВМ) в автоматических приводах ММ. Потенциальные возможности таких передач, изначально заложенные физической сущностью происходящих процессов в ИТВМ, и малый опыт их применения в автомобилестроении диктуют актуальность и важность данной проблемы в перспективе как с практической, так и с научной точки зрения.
В настоящее время ИТВМ не получили массового применения в автомобилестроении по причине малой надёжности выпрямителя инерционного момента, использующего в конструкции механизм свободного хода (МСХ), в котором быстро выходит из строя тело 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,
426
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].
Наиболее слабым звеном механизма свободного хода механического типа является тело заклинивания. Применение в качестве тала заклинивания гидравлической жидкости позволяет устранить выявленное слабое звено и уменьшить износ.
Чтобы повысить надежность ИТВМ, был разработан гидродифференциальный выпрямитель момента (ГВМ) оригинальной конструкции, в котором функции МСХ выполняют гидромашины, а гидравлическая жидкость является телом заклинивания.
На рис. 1 приведена кинематическая схема инерционного гидродифференциального трансформатора вращающего момента (ИГТВМ), который состоит из импульсного механизма, представляющего собой ведущий вал 1, соединенный с неуравновешенными грузами 3, вал-реактор 2 и основной дифференциальный механизм 4. Дополнительный дифференциальный механизм состоит из зубчатых колёс 5 и 6, сателлитов 7, водила 8, зубчатого колеса 9 и коронного зубчатого колеса 13, соединённого через зубчатое колесо 9 с выходной объёмной гидромашиной (гидроМСХ) 12, которая закреплена на корпусе 14 передачи. Таким же образом установлена и корпусная гидромашина 15. Замкнутую циркуляцию рабочей жидкости в гидромашинах 12 и 15 обеспечивают клапаны обратного действия 11 и 16, установленные в соответствующих трубопроводах. Ведомый вал 10 соединен с водилом 8. ИГТВМ может работать в трех характерных режимах: стоповом (режим неподвижного реактора), трансформации вращающего момента и прямой передачи (режим динамической муфты) [4].
Рис. 1. Кинематическая схема ИГТВМ
427
При выборе рациональной схемы гидродифференциального выпрямителя момента инерционной передачи необходимо учитывать характерные особенности изготовления, эксплуатации и технические характеристики гидромашин, которые возможно использовать в качестве гидроМСХ.
Анализ теоретических исследований показывает, что применение в качестве МСХ аксиально- и радиально поршневых насосов неприемлимо, из-за их больших габаритов, массы, трудоемкости изготовления и высокой стоимости, хоть они и имеют высокий 0,97 - 0,98 объёмный КПД. Слабым местом аксиально-поршневых насосов, в силу специфики их конструктивных особенностей, является затруднительная установка соосно с валом-реактором 2 ИГТВМ. Исходя из этого, можно сделать вывод, что потребуется специальный привод гидроМСХ, который повлечёт за собой усложнение конструкции ИГТВМ и увеличение габаритных размеров.
Применение радиально-поршневых гидромашин позволит создать конструкцию, в которой вал привода будет служить одновременно реактором инерционно-импульсной передачи, т.е. обеспечивать соосность основного дифференциального механизма 4 и гидроМСХ. Однако, гидромашины такого типа обладают большими габаритами по сравнению с аксиальными, а так же имеют более высокие моменты инерции вращающихся частей, т.к. масса радиальной гидромашины примерно в два раза больше аксиальной, поэтому они менее приемисты и более тихоходны.
Применение винтовых, роторно-пластинчатых и других типов гидромашин невозможно, так как они обладают сравнительно малым 0,6 -0,95 объёмным КПД.
Наиболее подходящими для применения в гидродифференциальном выпрямителе момента являются шестеренные насосы с конструктивно улучшенными узлами радиальной и торцевой герметизации. Механический КПД таких гидромашин достигает значения 0,94, а объёмный - 0,98. В свою очередь, шестеренные гидромашины характеризует их простая конструкция, малая масса и минимальные габаритные размеры, при всех прочих равных условиях в сравнении с другими видами объёмных гидравлических машин. Отличительными чертами работы гидравлических МСХ являются высокая частота включений в единицу времени и большие динамические нагрузки на его звенья, что при длительной эксплуатации приводит к износу рабочих поверхностей шестерённых насосов, являющихся основой гидроМСХ, необратимому изменению свойств материалов деталей, старению и т. д. [5]. Все это увеличивает внутренние зазоры в гидромашине и утечки рабочей жидкости, т.е. обуславливает нарушение рабочего процесса и уменьшение общего КПД ИГТВМ.
Объёмные потери в шестеренном насосе обусловлены при нормальном режиме работы в основном утечками рабочей жидкости через радиальный зазор между дуговой поверхностью корпуса и внешней цилинд-
428
рической поверхностью шестерен, а также через торцовый зазор между боковыми стенками корпуса и торцевыми поверхностями шестерен [6].
Полагая течение в щели между корпусом и головкой зуба ламинарным, можно записать, что утечка на единицу ширины ротора (радиальный зазор)
о = ^
°ут 2
Г 2 N ^ 2 Р
и
(1)
У
6^/
где £ - зазор между шестерней и уплотняющей частью корпуса насоса; Ь -ширина зубчатого колеса, т. е. длина зазора в направлении, перпендикулярном движению потока жидкости; р - перепад давления между полостью нагнетания и всасывания; ^ - вязкость перекачиваемой жидкости; / -суммарная длина щели уплотнения, равная сумме толщин зубьев на радиусе выступов; и - скорость рабочей жидкости во всасывающей магистрали насоса [7],
От 2р , 2 г л Р2соБ2ач и = —- = — пЬт ю( г +1--),
// 12
Ум Ум
где 0т - расчетная геометрическая подача насоса; /м - площадь поперечного сечения всасывающей магистрали; п - число секций насоса; Ь - ширина
шестерни; т - модуль шестерен насоса; ю = р/ 2р - частота вращения шестерни; р - угловая скорость шестерни; г - число зубьев шестерни; а - угол зацепления.
Из формулы (1) следует, что утечка рабочей жидкости зависит от скорости и. Это подтверждается экспериментом, результаты которого показывают (рис. 2) сильное влияние скорости на величину утечки рабочей жидкости. Кривые снимались при вязкости масла примерно 10 мм2/с [8].
Поскольку на утечки влияет также и температура рабочей жидкости (масла), в формулу (1) следует вводить среднее значение вязкости
.. = 2 ^ср 2 '
где т и - вязкости рабочей жидкости при фактических температурах соответственно на входе и на выходе из гидронасоса.
Повышение температуры А? рабочей жидкости при проходе её через зазор можно вычислить (если допустить, что все развивавшееся при этом тепло аккумулируется в масле, т.е. отсутствует теплоотдача от масла к деталям агрегата) по формуле
mcy '
где р - потеря давления в зазоре; m - механический эквивалент тепла; с - удельная теплоемкость жидкости; g - объёмный вес жидкости.
1-цоб % 45 W 35 30 25 20 15 10 5
100250 500 750 1000 1250 об/мин
Рис. 2. Экспериментальный график зависимости величины утечки от скорости: 1- при 70 °С; 2 - при 50 °С; 3 - при 25 °С
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. Однако в пределах применяющихся рабочих давлений изменение зазоров в насосах обычно незначительно, ввиду чего при расчете ими можно пренебречь.
На основании вышеизложенного можно сделать вывод, что применение шестеренных насосов в гидросистеме передачи в сравнении с другими типами гидромашин значительно повышает работоспособность, КПД и улучшает выходные характеристики ИГТВМ.
Список литературы
1. Гребеньков Д. В. Исследование влияния параметров износа на КПД инерционного гидродифференциального трансформатора вращающего момента // Вестник машиностроения. 2016. №4. С. 18 - 22.
430
2. Мироненко А.В., Гребеньков Д.В. Универсальный тягово-транспортный агрегат // Техника и технология. Актуальные научные проблемы. Рассмотрение, решение, практика: сборник научных докладов. Варшава: Изд-во ООО "Диаманд Трейдинг тур", 2015. С. 35 - 40.
3. Гребеньков Д. В. Метод прогнозирования технического ресурса инерционной гидродифференциальной автоматической передачи мобильных машин: дис. ... канд. техн. наук. М., 2005. 167 с.
4. Гребеньков Д. В. Гидродифференциальный выпрямитель момента инерционной автоматической передачи мобильных машин // Известия Московского государственного технического университета МАМИ. 2017. №2 (32). С. 25 - 30.
5. Гребеньков Д. В. Прогнозирование ресурса инерционного гидродифференциального выпрямителя момента мобильной машины // Вестник машиностроения. 2013. №2. С. 33 - 36.
6. Баженов С. П., Гребеньков Д. В. Объёмные утечки в гидравлических механизмах свободного хода // Успехи современного естествознания. 2003. №4. С. 74.
7. Баженов С. П., Гребеньков Д. В. Обоснование параметров гидросистемы выпрямителя момента инерционной бесступенчатой автоматической передачи // Современные наукоемкие технологии. 2004. №1. С. 46.
8. Перегудов, Н.Е. Исследование уплотняющего воздействия гусеничного движителя сельскохозяйственного трактора на почву и разработка метода его оценки: дис. ... канд. техн. наук. Мичуринск, 2016. 172 с.
Гребеньков Дмитрий Васильевич, канд. техн. наук, доцент, gre-ben80@rambler.ru, Россия, Липецк, Липецкий государственный технический университет
SELECTION OF POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS FOR HYDRA ULIC SYSTEM INERTIAL GIDRODIFFERENTIAL TRANSFORMER TORQUE
D.V. Grebenkov
The problem of improving the reliability of transformer gidrodifferential inertial torque due to the application of the design of the rectifier most suitable for their characteristics of volumetric pumps used as freewheel is studied. Experimental and calculated dependences determining volumetric losses in the pump are given.
Key words: inertial gidrodifferential transformer torque, hydromachine, freewheeling mechanism, leaks.
Grebenkov Dmitry Vasilevich, candidate of technical sciences, docent, gre-ben80@rambler. ru, Russia, Lipetsk, Lipetsk State Technical University
