Гидромуфта

Изобретение относится к машиностроению, а более конкретно к гидромуфтам. В гидромуфте энергия передается жидкостью, которая проходит через турбину, двигаясь внутри лопаток турбинного колеса, выполненных в форме закругленного русла-канала. Достигается повышение КПД при разгоне машины. 3 ил.

 

Заявляемое изобретение относится к машиностроению и, в частности, к устройствам для передачи вращения. Сущность изобретения: в гидромуфте (далее по тексту - ГМ) энергия передается жидкостью, которая проходит через турбину, двигаясь внутри лопаток турбинного колеса, выполненных в форме закругленного русла - канала и находясь с ними в силовом взаимодействии, существующем и научно доказанном, например: учебник "Гидравлика, гидравлические машины и гидравлические приводы" под редакцией Т.М. Башты. М., изд. "Машиностроение", 1970, §1.47. "Силы действия потока на стенки канала" - стр. 167 и пример 15 - стр. 168.

Из научно-технической литературы, например: [1…3] известны устройства для передачи вращения - гидродинамические муфты (далее по тексту - ГДМ), основными составляющими которых являются: корпус, размещенные в нем насосное и турбинное колеса с закрепленными на них гидродинамическими профилями - плоскими лопатками.

Недостатками при использовании ГДМ в качестве товарного продукта для трансмиссии машины являются:

- крутящий момент ГДМ уменьшается в зависимости от i-отношения скоростей вращения ведомого и ведущего валов, что снижает интенсивность разгона машины;

- КПД ГДМ зависит от i, что ограничивает диапазон его высоких значений.

В качестве прототипа выбрана ГДМ [4] модели ГПП-500МА (далее по тексту - ПП) производства ООО НПК "Гидротрансмаш", Украина, г. Донецк. Задачей изобретения является:

- исключить зависимость крутящего момента ГМ от i;

- исключить зависимость КПД ГМ от i.

Техническим результатом, который может быть получен при реализации и использовании ГМ в качестве товарного продукта для трансмиссии машины является:

- независимость крутящего момента ГМ от i, т.е. его постоянство, что повышает интенсивность разгона машины;

- независимость КПД ГМ от i, что расширяет диапазон его высоких значений на режиме разгона машины.

Результат достигается тем, гидромуфта содержит корпус, размещенные в нем насосное и турбинное колеса с закрепленными на них лопатками, отличающаяся тем, что лопатки турбинного колеса выполнены в форме закругленного русла-канала (далее по тексту - лопатки).

Общие сведения

Существенное различие в характеристиках, соответственно, и эксплуатационных свойствах ГДМ и ГМ определяется принципиальным различием в особенностях рабочих процессов, происходящих в ГДМ и ГМ.

В ГДМ при вращении рабочего колеса насоса жидкость (представляет собой одно бесконечное и непрерывное кольцевое звено) проходит из линии подвода (вход в рабочее колесо) в линию отвода (выход из рабочего колеса) через турбинное колесо сплошным потоком, обтекая гидродинамические профили - плоские радиально расположенные лопатки и находясь с ними в силовом взаимодействии, и возвращается к входу рабочего колеса.

В ГМ при подаче в напорную полость турбины, например центробежным насосом из бака, жидкость (не должна обязательно представлять собой одно бесконечное и непрерывное кольцевое звено) проходит из линии подвода (вход в турбинное колесо) в линию отвода (выход из турбинного колеса) непрерывным потоком, двигаясь внутри лопаток турбинного колеса и находясь с ними в силовом взаимодействии, и из сливной полости турбины возвращается в бак. При этом на турбине ГМ образуется крутящий момент М_гм, который определяется по формуле:

Р - сила действия потока на стенки канала лопатки турбины ГМ;

R - расстояние между осью вращения ГМ и вектором Р;

z - количество лопаток.

Особенность рабочего процесса определяет характерные свойства, параметры и характеристики ГМ:

- ГМ не обладает саморегулируемостью, т.е. М_гм не зависит от i-отношения скорости вращения ведомого вала n_гм к скорости вращения ведущего вала n_д;

- КПД ГМ ϕ не зависит от i;

- М_гм=f(n_д) и пропорционален n_д²;

- n_гм=f(n_д) и прямо пропорциональна n_д;

- ϕ подобен КПД центробежного насоса ГМ ϕ_н и ϕ=f(ϕ_н);

- М_гм=f(n_гм) и связаны обратно пропорциональной зависимостью.

Описание устройства и работы

На фиг. 1 изображена конструктивная схема ГМ, в которой для снижения потерь энергии насос и турбина размещены в корпусе соосно и предельно сближены. Положение элементов схемы соответствует работе в установившемся режиме.

ГМ состоит из насоса, например, центробежного (далее по тексту - насос), основными элементами проточной части которого являются подвод 1, насосное колесо 2 и отвод 3. Насосное колесо 2 жестко соединено с ведущим валом 4. Ведомый вал 5 жестко соединен с корпусом 6 турбины, которая также включает в себя жестко связанное с корпусом 6 турбинное колесо, основными элементами которого являются диск 7 и жестко соединенные с ним лопатки 8 с каналами (см. сечения Б-Б и В-В).

ГМ работает следующим образом.

После пуска двигателя насос, приводимый во вращение моментом двигателя М_д с числом оборотов n_д, подает жидкость производительностью Q и с напором Н из подвода 1 по отводу 3 через каналы лопаток 8 в подвод 1. При этом на каждой лопатке возникает Р, которая при конструкции лопатки в форме отвода с углом поворота 180° определяется по формуле:

ρ - плотность жидкости;

V - средняя скорость движения жидкости в канале;

F - площадь сечения канала.

Характерные особенности параметров и характеристик ГМ

Характерные особенности параметров и характеристик ГМ определяет их взаимосвязь. Связь между параметрами ГМ осуществляется через параметры потока рабочей жидкости (пренебрегая трением в опорах).

При определении взаимосвязи приняты допущения:

- движение жидкости в ГМ имеет турбулентный режим;

- механические, объемные потери, дисковое трение и трение о воздух пренебрежимо малы;

- гидравлические потери в каналах не зависят от скорости вращения лопаток относительно оси вращения ГМ.

Подставим в (1) выражения (2), (3) и, опуская промежуточные преобразования, получаем:

Поскольку согласно теории подобия лопастных насосов Q прямо пропорциональна n_д, то из (4) следует: М_гм=f(n_д) и пропорционален n_д².

При установившемся режиме в единицу времени передается энергия - передаваемая мощность N_гм равная:

Определим n_гм, используя (5):

Из баланса мощностей:

N_н - энергия, передаваемая жидкости насосным колесом 2 в единицу времени;

N_п - потери энергии в единицу времени при движении жидкости по каналам лопаток;

γ - объемный вес жидкости;

h_п - потери напора в канале лопатки.

Баланс энергии (напора) потока жидкости между сечениями на входе и выходе канала в лопатке согласно уравнению Бернулли равен:

р_вх - давление на входе в канал;

р_вых - давление на выходе из канала;

Н_нп - потребный напор;

N - сила, с которой стенка канала лопатки действует на жидкость;

ξ - коэффициент сопротивления;

g - ускорение свободного падения;

ξ_вх, ξ_вых, ξ_от - коэффициенты сопротивления соответственно входа, выхода и поворота канала;

λ - коэффициент потерь на трение;

l - длина канала;

d - диаметр канала.

При установившемся движении жидкости:

Подставим в (6) выражения (7), (8), (9), (10), (11), (12), (15), (16), (2), (3), (4) и, опуская промежуточные преобразования, получаем:

Поскольку согласно теории подобия лопастных насосов Q прямо пропорциональна n_д, то из (17) следует: n_гм=f(n_д) и прямо пропорциональна n_д.

Определим ϕ:

N_д - мощность двигателя;

Связь между объемным весом и плотностью жидкости:

Подставим в (18) выражения (5), (4), (17), (19), (8), (15), (11), (10), (12), (16), (2), (3), (13), (3), (20) и, опуская промежуточные преобразования, получаем:

Поскольку принято ξ=const, то из (21) следует: ϕ подобен ϕ_н и ϕ=f(ϕ_н).

Определим R из (4) и (17), приравняем правые части уравнений и, опуская промежуточные преобразования, получаем:

Из (22) следует: М_гм=f(n_гн) и связаны обратно пропорциональной зависимостью.

Для определения Н_нп=f(Q) подставим в (11) выражения (10), (12), (16), (2), (3), (13), (3), (20) и, опуская промежуточные преобразования, получаем:

Возможность достижения заявленного технического результата

ГМ обеспечивает достижение заявленного технического результата, что подтверждает сравнение, например: режима разгона двух автомобилей, оснащенных двигателями [5] модели 740.74-420 (далее по тексту - ДК): максимальная полезная мощность N_д=309 Н*м (420 л.с), максимальный полезный крутящий момент М_дм=1864 Н*м, частота вращения коленчатого вала, соответствующая максимальному крутящему моменту n_дм=1300 об/мин, номинальная частота вращения коленчатого вала n_дн=1900 об/мин. При этом трансмиссия одного автомобиля (машина №1) включает ГМ, а трансмиссия второго (машина №2) - ПП.

Принимаем условия режима разгона:

- разгон машин начинается под действием моментов:

М_пгм - пусковой момент ГМ;

М_пгдм - пусковой момент ГДМ;

после снятия блокировки их ведущих колес при достижении установившейся работы ДК с частотой вращения коленчатого вала n_дм;

- разгон завершается по достижении скорости вращения ведомых валов муфт равной скорости n_нгм - номинальной скорости вращения ведомого вала ГМ.

Для выполнения расчетов требуется характеристика насоса ГМ Н=f(Q) и зависимость потребного напора Н_нп=f(Q).

Образно ГМ представляет снабженный байпасом центробежный насос, корпус которого одновременно является корпусом турбины ГМ и не связан с фундаментом: функцию байпаса выполняет объединенное с корпусом насоса турбинное колесо ГМ, диск которого разделяет подводящую и отводящую полости насоса, а лопатки их соединяют. Поэтому за Н=f(Q), ввиду ее отсутствия, принимаем характеристику аналога (см. фиг. 2).

Аналогом выбран центробежный насос производства ОАО "ГМС Ливгидромаш" марки 1Д630-125: подача Q_a=630 м³/час, напор Н_а=127 м, мощность на валу N_a=291 квт, скорость вращения вала n_а=1450 об/мин, наибольший КПД ϕ_а=75%, диаметр рабочего колеса Д_а=590 мм (согласно заводскому каталогу).

С целью согласовать работу ДК в режиме с М_дм и работу ГМ с наибольшим ϕ (ϕ_н-ϕ_а=75%) и выполнения условия: Q*γ*Н/ϕ_а≤М_дм*n_дм=254 квт перестраиваем Н=f(Q) и N_a=f(Q) по формулам теории подобия лопастных насосов на скорость вращения n_а=1300 об/мин и определяем характерную точку А с параметрами: Q_A=628 м³/час и Н_A=98 м (см. фиг. 2).

Для выполнения последующих расчетов фиг. 2 дополнена графиками ϕ_a=f(Q), ϕ=f(ϕ_а) и графиком Н_нп=f(Q), построенным на основе координат А, т.е. H_нп=(H_A/Q_A²)*Q².

Учитывая, что Н_нп=Н_А при n_а=n_д=n_дм из (23) определяем F:

При вычислении F принимаем: z=10 шт., ξ=0,72 (величина обеспечивается конструктивно и технологически, в том числе, выполнением входного и выходного участков канала в форме, соответственно, конфузора и диффузора).

Из (4), учитывая (24), определяем R:

R=M_дм*F*z/(2*ρ*Q_A²)=0,2635 м.

Из (17) определяем п_нгм:

n_нгм=Q_A/(F*z*R)=735 об/мин.

Для выполнения (24) принимаем, что ПП несущественно доработана и параметры доработанной ПП (далее по тесту - ПД) составляют: номинальный крутящий момент М_нпд=852 Н*м, пусковой момент М_ппд=М_пгдм=М_дм=1864 Н*м, номинальные обороты ведущего вала n_нпд=1300 об/мин, отношение стопового момента (при скольжении 100%) к номинальному - 2,19…2,4 и номинальное скольжение S_пд - не более 3%.

На фиг. 3 представлены графики характеристик ГМ и ПД: М_гм=f(n_гм), ϕ=f(n_гм), М_пд=f(n_пд) и ϕ_пд=f(n_пд), где М_пд и n_пд - соответственно крутящий момент на ведомом валу ПД и скорость его вращения, ϕ_пд - КПД ПД.

График M_гм=f(n_гм) построен по точке с координатами: М_гм=М_пдм при n_гм=0 и второй точке с координатами: М_гм=М_пдм при n_гм=n_нгм, т.к. из (4) следует М_гм=const, поскольку Q=const при n_д=const.

График ϕ=f(n_гм) получен перестроением (см. фиг. 2) графика ϕ_а=f(Q) с учетом Q=f(n_д), n_гм=f(n_д) и (21).

Известно [1, стр. 294], что моментные характеристики ГДМ, как правило, имеют вид падающих кривых и при эксплуатационных расчетах применяют характеристики, полученные опытным путем.

Ввиду отсутствия опытной характеристики ПД график М_пд=f(n_пд) построен по точке с координатами: М_пд=М_ппд при n_пд=0 и второй точке с координатами: М_пд=М_нпд при n_пд=n_нпд*0,97=1261 об/мин (с учетом S_пд=3%).

График ϕ_пд=f(n_пд) построен согласно [1, стр. 295].

Из графиков (см. фиг. 3) следует, что при разгоне машин в диапазоне чисел оборотов n_гм и n_пд от нуля до n_нгм:

- крутящий момент ПД уменьшается, а крутящий момент ГМ - постоянен;

- КПД ГМ по диапазону высоких значений превосходит КПД ПД.

Таким образом, ГМ обеспечивает достижение заявленного технического результата:

- крутящего момента ГМ не зависит от i, т.е. постоянен, что повышает интенсивность разгона машины;

- КПД ГМ не зависит от i, что расширяет диапазон его высоких значений на режиме разгона машины.

Источники информации

1. Гидравлика, гидравлические машины и гидравлические приводы / под редакцией Т.М. Башты. М., "Машиностроение", 1970 (стр. 291…323).

2. Гидротрансформаторы / А.Н. Нарбут. М., "Машиностроение", 1966 (стр. 6).

3. Стесин С.П., Яковенко Е.А. Гидромеханические передачи. М.. "Машиностроение", 1973, (стр. 28…92).

4. Характеристика гидромуфты ГПП-500МА.

5. Характеристика двигателя модели 740.74-420.

Гидромуфта, содержащая корпус, размещенные в нем насосное и турбинное колеса с закрепленными на них лопатками, отличающаяся тем, что лопатки турбинного колеса выполнены в форме закругленного русла-канала.