колеса. Для лучшего формирования потока жидкости, меридиональное сечение, рабочей полости делают горообразным с внутренним тором. Обычно реактор по-1 мещают на выходе потока жидкости из турбинного колеса, что обеспечивает более высокий к. п. д. передачи и устойчивую работу двигателя. Для получения боль- шого коэффициента трансформации момента реактор располагают на выходе по- тока жидкости из насосного колеса, несмотря на более низкий к. п. д. такой передачи.

Внешняя характеристика гидротрансформатора (рис. 4.14, б) представляет собою выраженную графически зависимость

Кп, Мт (-\т). М (Х ), ris = Ф ( *).,

где Кп = .-.--коэффициент трансформации момента (силовое передаточное!

Мн I

число); Мт и jWh - крутящие моменты турбинного и насосного колес; А и \ - коэффициенты моментов турбинного и насосного колес:

или я, = -,

(4.1)

[здесь Y и р - удельный вес и плотность рабочей жидкости; D - наружный] (профильный) диаметр рабочей полости]; t]s - к. п. д. гидротрансформатора:

(4.2)

Для получения более высокого к. п. д. гидротрансформатора при Кп = 1 устанавливают блокирующую муфту сцепления и делают комплексную гидропередачу. В качестве блокирующей применяют однодисковую фрикционную муфту, замыкающую маховик двигателя с турбинным колесом при установившемся режиме. Передача превращается в механическую и исключается пробуксовка, вызывающая потерю энергии в гидротрансформаторе.

Комплексная передача работает при малых значениях и* в режиме гидротрансформатора, а при больших - гидромуфты. При этом реактор связывают с корпусом через муфту свободного хода 4 (см. рис. 4.13, г). Когда коэффициент трансформации 1. возникает реактивный момент на реакторе 3. При этом

муфта свободного хода заклинивается и удерживает реактор в неподвижном положении. При /(п < 1 муфта 4 расклинивается и реактор вращается совместно с турбинным колесом. Устанавливая рядом два реактора с различной формой лопастей, получают последовательное их расклинивание с увеличением угловой скорости турбинного колеса. В результате на кривой к. п. д. гидротрансформатора будет два максимума, располагающихся при двух значениях и* (рис. 4.14, в).

Нагружающие свойства гидротрансформатора оценивают коэффициентом Яд! момента насосного колеса при Кп = 1 (для комплексных гидропередач при переходе на режим гидромуфты), определяющим энергоемкость гидротрансформатора данного типа и коэффициентом прозрачности Л = гпахнi-

В непрозрачном гидротрансформаторе при П= 1-1,2 изменение нагрузки и частоты вращения турбинного колеса не оказывают влияния на режим работы насосного колеса и связанного с ним двигателя. На безразмерной характеристике прозрачность гидротрансформатора проявляется в том, что коэффициент первичного момента (а, значит, и М ) для непрозрачного трансформатора сохраняет во всем дпапазоне и* примерно постоянное значение, а для прозрачного изменяется.

Гидротрансформатор рассчитывают в следующей последовательности.

1. Подбирают из существующих гидротрансформаторов прототип с известной внешней характеристикой. Для тракторов предпочтителен комплексный двух-реакторный одноступенчатый симметричный непрозрачный гидротрансформатор с центростремительным турбинным колесом типа ГТР по типажу НАТИ или ЛГ-35 по типажу HA/vlH. Для мощностей Л < 65 л. с. применяют однореактор-

Рис. 4.15. Безразмерная характеристика гидротрансформатора ill-ль

ЛОЙ М0Щни1.и, o.,(j ----- . .

характеристики. По данной характеристике Мн- г ~ ( *) (эту характеристику можно построить, испытав трансформатор на стенде) строят бе.эразмернуго характеристику Х,., Кп, п~ Ф (и*) (рис. 4.15) по формулам (4.1) и (4.2). Чтобы избежать малых чисел и исключить плотность жидкости, часто заменяют произведением у7у.-0*.

2. Подбирают точки совместной работы гидротрансформатора с двигателем. Номинальный режим работы двигателя можно совместить:

а) с работой гидротрансформатора с /(п>1 при максимальном к. п. д., что предпочти-

- тельно для гусеничных тракторов;

б) с переходом на режим работы гидромуфты при Яп = 1

Определяют профильный диаметр рабочего колеса

где ?ьг - коэффициент первичного момента для совмещаемой точки характеристики гидротрансформатора; Dnp, Мпр, п р - профильные диаметр, момент и частота вращения вала насосного колеса гидротрансформатора - прототипа.

3. Вычерчивают по соотношениям меридиональное сечение рабочей полости гидротрансформатора, рассчитывают элементы колес и детали на прочность 13].

4. Составляют схему гидравлической системы трансформатора [2, 13] и рассчитывают параметры ее элементов.

Узкий диапазон рабочих передаточных чисел, определяемый допустимым минимальным к. п. д., и невозможность реверсирования гидротрансформатора вызывают необходимость соединять его с механической передачей. Наиболее распространено последовательное соединение гидротрансформатора со ступенчатой коробкой передач, как правило, переключаемой иа ходу. При применении коробки передач с переключением шестернями нужно последовательно с гидротрансформатором установить главную муфту сцепления, обеспечивающую полное его отключение. Для возможности торможения двигателем, пуска двигателя от буксира и повышения к. п. д. при близких к единице передаточных отношениях ставят блокировочную (фрикционную, зубчатую) муфту.

При работе с отбором мощности на привод рабочей машины автоматическое I регулирование мол<ет ухудшить качество работы. Чтобы обеспечить постоянство угловой скорости ВОМ, его включают через редуктор параллельно гидротрансформатору. В этом случае гидротрансформатор следует рассчитывать на свободную мощность Лгт = Лд - Лвом (где Лд - мощность двигателя).

Из-за недостатков гидромеханических передач: низкого по сравнению е зубчатыми передачами к. п. д., особенно малого при отклонении от оптимального режима работы; сложности и больиюго общего веса, на 7-10% превышающего вес механической передачи той же мощности; необходимости усложненного независимого привода ВОМ для обеспечения постоянства его угловой скорости, они не получили применения на сельскохозяйственных тракторах. Для промышленных тракторов, работающих при резко выявленных динамических нагрузках, применение гидромеханических передач целесообразно.

4.5. ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ ОБЪЕМНЫЕ ПЕРЕДАЧИ

Двигатель гидрообъемной передачи соединен с валом насоса, который питает гидродвигатель рабочей жидкостью под высоким давлением. В зависимости от схемы соединения иасоса и гидродвигателя различают передачи разомкнутые и замкнутые.

Разомкнутая передача состоит из бака с рабочей жидкостью, насоса, засасывающего через фильтр жидкость из бака и подающего ее в гидродвигатель непосредственно или через гидрораспределитель (если требуется изменять направление вращения), гидродвигателя, преобразующего энергию потока рабочей жидкости в энергию движения выходного звена, обратного трубопровода, по которому отработавшая жидкость возвращается в гидробак, дренажной гидролинии, по которой просочившаяся в рабочих органах насоса и гидродвигателя жидкость сливается в гидробак.

Замкнутая передача имеет насос, позволяющий изменять направление потока жидкости без изменения направления вращения двигателя. Насос и гидродвигатель в ней соединяют трубопроводами, образующими замкнутый контур циркуляции. Для компенсации утечки жидкости через зазоры к трубопроводам подключают коробку с клапанами подпитки, через которую от насоса подпитки поступает жидкость, создавая во всасывающей гидролинии постоянное давление до 10-12 кгс/см. В систему подпитки и в систему передачи включают предохранительные гидроклапаны, предотвращающие чрезмерное повышение давления.

Гидрообъемные передачи, используемые в качестве трансмиссий, выполняют по замкнутой схеме, обеспечивающей более четкое и быстрое регулирование, а также возможность торможения гидродвигателя насосом.

Гидрообъемные передачи имеют следующие преимущества; широкий диапазон изменения силовых и кинематических передаточных чисел {Pi = 5-ь 10); простота и удобство компоновки на тракторе, легкость привода четырех ведущих колес, передачи мощности через гибкий шланг к гидродвигателю на прицепной машине; удобство управления - одной рукояткой можно пустить трактор в ход, задать желаемую скорость, изменить направление движения и затормозить трактор; возможность легкой и простой автоматизации управления; легкость демону тажа и установки на трактор.

К недостаткам гидробъемных передач относятся необходимость применени! материалов высокого качества и их тщательной обработки из-за высоких напря! жеиий, возникающих при работе с высоким давлением в системе (100-250 кгс/см2) более низкий, чем у механических передач, к. п. д., уменьшающийся с увеличе нием температуры; трудность создания надежных уплотнений; необходимост1 прогрева передачи перед работой при пониженной температуре; относительна большой удельный вес (5-12 вместо 4-8 кгс/л. с. для механических передач)!

В качестве насоса и гидродвигателя используют поршневые и роторные гидро машины, характеристики которых приведены в табл. 4.5 и 4.6.

Мощность (л. с), потребляемую насосом и развиваемую гидродвигателем,] можно определить по формуле

45-10*

где q - рабочий объем машины (объем, вытесняемый за один оборот вала), см; р - давление в системе, кгс/см; п - частота вращения вала гидромашины, об/мин.

При постоянной мощности на входе для регулирования частоты вращения и крутящего момента на выходе можно применить следующие способы.

1. Перепуск части жидкости через переливной клапан в бак или во всасывающую гидролинию при постоянном давлении р и подаче в гидродвигатель количества жидкости (Эгд = (?гд гд. которое меньше подачи насоса Qh = 9н н-Так как и постоянны, то уменьшение Qщ ведет к снижению частоты

5 Схемы и характеристики поршневых гидромашии

Схема

Характеристика

С радиальным, расположением поршней

Наибольшее давление

Ртах < 300 кгс/см

Общий к. п. д.

42 = Vo Рабочий объем

= 0,785 йгт (R - КгУ, q, = 1,57 dze

С осевым расположением поршней

Наибольшее давление

Ртах < 350 кгс/см

Общий к. п. д.

Рабочий объем

q = 0,785 dzD sin а

П р и м е ч а и и е. d Диаметр цилиндра; О -диаметр Р абочей шайбы; UTaTлгTSыVиб лX дТовГС-механический к. п. д.; объемный к. п. д.

. Классификации и типовые схемы силовых передач

4.6. Схемы и характеристики роторных гидромашин

С внешним зацеплением

Шестеренная

С внутренним зацеплением

Наибольшее давление

Ртах < 50 кгс/см Общий к. п. д.

2 = ПмПо 0,80 -ь 0,85

Рабочий объем

q = 2nmzb

Двойная

Пластинчатая

Наибольшее давление

тах < >> кгс/см Общий к. п. д.

2 = П % 0,70 0,75 Рабочий объем

9 = [я (D - 0,5е) - szffte

(для одинарной) 9 = 2 [я (О - 0,5е) - sz] be (для двойной)

Трехвинтовая

Винтовая

Наибольшее давление

Ртах < 15 кгс/см при L = Ы Общий к. п. д.

П2 = П Т1д 0,75 * 0,80 Рабочий объем

q = Ft > 4,I5d

р Л Л чание. Ь - ширина шестерни, лопасти; е - эксцентриситет; , я канала червяка; пг - модуль зуба; < - шаг червяка;

г - число зубьев, лопастей. j , v

Гидравлические объемные передачи

Чти р

вращения Ягд = Пн- Основные недостатки этого способа - очень низкий к. п. д., Ртаи. особенно уменьшающийся при большом пе-, репуске лидкости, и невозможность увеличения кpyтянeгo момента на ведомом валу при снижении частоты вращения.

2. Регулирование рабочего объема насоса (flu =h const). Чтобы мощность оставалась постоянной при изменении подачи насоса, необходимо изменить давление, так как . </нРн const: т. е. уменьшение вызывает увеличение давления р (рнс. 4.1G). При максимальном давлении срабатывает предохранительный клапан, предотвращая повреждение детален. Минимальное давление получают при максимальном значении q. Диапазон регулирования

Qh(Qh)

Рис. 4.16. Характеристика регулирования гидрообъемной передачи при изменении подачи насоса

Ршах Pmln

Регулирование частоты вращения изменением рабочего объема насоса q имеет следующие преимущества, обеспечивающие широкое применение этого способа в трансмиссиях транспортных машин: допускает плавное регулирование частоты вращения выходного вала от нуля до максимума; позволяет реверсировать направление движения, тормозить выходной вал; допускает работу при переменном давлении, невысоком на больших скоростях, что обеспечивает лучшую долговечность передачи; упрощает привод управления ввиду расположения насоса около двигателя.

3 Изменение расхода гидродвигателя гд- При постоянной подаче, насоса Qh частота вращения вала гидродвигателя Ягд = Отсюда следует, что

, 9гд

Лгд не может быть снижено до нуля, и для обеспечения остановки трактора и трогания с места нужно вводить между двигателем и насосом муфту сцепления. Управление гидродвнгателями, расположенными у ведущих колес, более сложно. По этим причинам регулирование изменением расхода гидродвигателя не применяется.

4.. Изменение подачн насоса и расхода гидродвигателя. Этот способ имеет все преимущества регулирования изменением подачи насоса и одновременно дает более широкий диапазон регулирования, но очень сложен и поэтому редко применяется.

Основные типичные схемы гидрообъемных передач следующие. 1. Насос и гидродвигатель объединены в один блок (рис. 4.17, а), соединенный карданным валом с центральной передачей и заменяют только коробку передач и сцепление зубчатой передачи. Из-за недостатков: стесненности в компоновке агрегатов, низкого общего к. п. д., сложности устройства в чистом виде схема не применяется. Встречается в двухпоточных передачах, у которых гидропередача включена параллельно механической передаче.

2. Насос соединен с двигателем, а гидродвигатели - с ведущими колесами (рис. 4.17,6) непосредственно или через колесные редукторы. Привод ведущих колес имеет гидродифференциальиую связь, облегчающую поворот. Для повышения проходимости возможна блокировка путем установки дроссельных клапанов. Включением гидродвигателей последовательно можно увеличить скорость их вращения при снижении крутящего момента и получить высшую (транспорт-иую) передачу.