ГИДРОТРАНСФОРМАТОР

Предлагаемое техническое решение относится к области машиностроения, а именно, к гидравлическим передачам вращения гидродинамического типа и может быть использовано в трансмиссиях тракторов, строительно-дорожных машин и автомобилей, таких как тягачи, бульдозеры и т.д.
Уже известен гидротрансформатор, содержащий центробежное насосное лопастное колесо, центростремительное турбинное лопастное колесо и центрально размещенное между ними осевое лопастное колесо реактора, выполненные с наружными и внутренними торами и установленные с образованием рабочей полости, симметричной относительно ее вертикальной оси, при этом в меридиональном сечении входные и выходные кромки лопастей колеса реактора ориентированы перпендикулярно оси вращения гидротрансформатора. /Патент США №5313793, F16D 33/00, опубл.1994 г., фиг.1в/.
Указанный гидротрансформатор достаточно эффективен только для гидротрансформаторов средней и малой энергоемкости.
Однако гидротрансформаторы, входные и выходные кромки лопастей колеса реактора которых удалены на неоптимизированное расстояние от вертикальной оси рабочей полости, обладающие высокой энергоемкостью, т.е. у которых угол «β» выхода из насосного колеса не превышает 75 градусов, имеют большую прямую прозрачность, в результате чего из-за высокого значения коэффициента энергоемкости на стоповом режиме /при отношении числа оборотов турбинного колеса к числу оборотов насосного колеса, равном нулю/ не обеспечивается оптимальное совмещение характеристик гидротрансформатора и двигателя внутреннего сгорания, приводящего во вращение насосное лопастное колесо.
Задача предлагаемой полезной модели состоит в повышении эффективности работы высокоэнергоемких гидротрансформаторов, т.е. в увеличении их выходной мощности, достигаемом изменением коэффициента энергоемкости «λ» и обеспечением оптимального совмещения характеристик гидротрансформатора и двигателя внутреннего сгорания.
Для решения поставленной задачи с достижением заявляемого технического результата в известном гидротрансформаторе, содержащем центробежное насосное лопастное колесо, центростремительное турбинное лопастное колесо и центрально размещенное между ними осевое лопастное колесо реактора, выполненные с наружными и внутренними торами и установленные с образованием в меридиональном сечении рабочей полости, симметричной относительно ее вертикальной оси, при этом в меридиональном сечении входные и выходные кромки лопастей колеса реактора размещены перпендикулярно оси вращения гидротрансформатора, согласно предлагаемой полезной модели, входные и выходные кромки лопастей колеса реактора в меридиональном сечении удалены с обеих сторон от вертикальной оси рабочей полости на расстояние «а», равное (0,055-0,060) Да, где Да - активный диаметр гидротрансформатора.
Сущность предлагаемого технического решения поясняется графически.
На фиг.1 показан предлагаемый гидротрансформатор в меридиональном сечении.
На фиг.2 показан вид по стрелке А на колесо реактора /без внутреннего тора реактора/.
На фиг.3 показана характеристика гидротрансформатора: зависимость его коэффициента полезного действия «η» и коэффициента энергоемкости «λ» от кинематического передаточного отношения «i» гидротрансформатора.
На фиг.4 показано совмещение зависимости крутящего момента двигателя от его оборотов и нагрузочных парабол гидротрансформатора, т.е. зависимостей момента на насосном колесе от его оборотов для различных величин кинематического передаточного отношения «i» гидротрансформатора.
На фиг.5 показана зависимость коэффициента полезного действия гидротрансформатора и его энергоемкости от кинематического передаточного отношения «i» гидротрансформатора для различных величин «а» удаления от вертикальной оси рабочей полости гидротрансформатора входных и выходных кромок лопастей колеса реактора в меридиональном сечении.
0
ГМ
0
ГМ
Для сведения сообщаем, что на фиг.3 показана характеристика гидротрансформатора, имеющего большую прямую прозрачность /кривая А/, т.е. такое протекание зависимости коэффициента энергоемкости «λ» от кинематического передаточного отношения «i» гидротрансформатора, равного отношению числа оборотов турбинного колеса к числу оборотов насосного колеса, при котором отношение «λ» к «λ» превышает 2,2, где «λ» - коэффициент энергоемкости на стоповом режиме (при «i»=0), «λ» - коэффициент энергоемкости на режиме «i», при котором отношение моментов на турбине и насосе равно 1.
Совмещение характеристики такого гидротрансформатора с характеристикой двигателя внутреннего сгорания, представленное на фиг.4, включает кривую В изменения крутящего момента двигателя внутреннего сгорания от изменения его оборотов и кривые С изменения крутящего момента насосного колеса гидротрансформатора от оборотов двигателя для различных режимов, т.е. для различных величин кинематического передаточного отношения «i», представляющие собой квадратичные параболы.
Д
Mmax
Если в точке Д пересечения кривой момента двигателя и параболы гидротрансформатора, соответствующей режиму максимального значения «λ» обороты «n» меньше оборотов максимального крутящего момента «n», то работа системы будет неустойчивой и такое совмещение является нецелесообразным.
При этом для того, чтобы система была устойчивой и достигалось оптимальное совмещение характеристик гидротрансформатора и двигателя внутреннего сгорания должно быть соблюдено условие, чтобы обороты совместной работы двигателя внутреннего сгорания и гидротрансформатора на режиме, имеющем максимальное значение коэффициента «λ» энергоемкости, были бы больше оборотов максимального крутящего момента.
Представленный на фиг.1 и фиг.2 предлагаемый гидротрансформатор содержит три рабочих колеса: центробежное насосное лопастное колесо 1, центростремительное турбинное лопастное колесо 2 и расположенное между ними осевое лопастное колесо 3 реактора, входные 4 и выходные 5 кромки лопастей 6 которого в меридиональном сечении ориентированы перпендикулярно оси 7 вращения гидротрансформатора. Три рабочих колеса установлены с образованием в меридиональном сечении рабочей полости 8 с наружными 9 и внутренними 10 торами, причем рабочая полость 8 выполнена симметричной относительно ее вертикальной оси 11.
Входные кромки 12 лопастей турбинного колеса 2 в меридиональном сечении выполнены параллельными выходным кромкам 13 лопастей насосного колеса 1 и расположены в непосредственной близости друг от друга. Входные 4 и выходные 5 кромки лопастей 6 колеса 3 реактора, размещенные в меридиональном сечении перпендикулярно оси 7 вращения гидротрансформатора, удалены на одинаковое расстоянии «а» от вертикальной оси 11 рабочей полости 8. Величина «а» для входных 4 и выходных 5 кромок лопастей 6 колеса 3 реактора выполнена в зависимости от активного диаметра «Da» гидротрансформатора и составляет (0,055-0,060) Da.
Работа предлагаемого гидротрансформатора осуществляется следующим образом.
0
Привод насосного колеса 1 гидротрансформатора осуществляют двигателем внутреннего сгорания. Механическая энергия, подводимая к насосному колесу 1 преобразуется в нем в гидравлическую энергию рабочей жидкости, которая движется в рабочей полости 8 гидротрансформатора по кругу циркуляции последовательно от насосного колеса 1 в турбинное колесо 2, а далее в колесо 3 реактора и снова в насосное колесо 1. В турбинном колесе 2 при прохождении рабочей жидкости происходит преобразование ее гидравлической энергии в механическую энергию. При удалении входных 4 и выходных 5 кромок лопастей 6 колеса 3 реактора от вертикальной оси рабочей полости на расстояние, равное (0,055-0,06) Да значение коэффициента энергоемкости на стоповом режиме «λ» у предлагаемого высокоэнергоемкого гидротрансформатора снижается не менее, чем на 20% по сравнению с известным вышеуказанным гидротрансформатором, взятым в качестве прототипа, что подтверждается результатами экспериментальных исследований, показанными на фиг.5, и поясняющими заявленный технический результат.
0
Кривая Е на фиг.5 показывает изменение коэффициента энергоемкости «λ» для трех гидротрансформаторов с активным диаметром 480 мм, реакторы которых имели «а»=26,4 мм., 27,8 мм. и 28,8 мм., что составляет 0,055 Да, 0,058 Да и 0060 Да соответственно. При этом коэффициент «λ» на стоповом режиме равнялся . Кривая «F» - к.п.д. этих гидротрансформаторов. Максимальное значение «η» равно 0,905.
Если входные и выходные кромки лопастей реактора расположены на расстоянии «а», превышающем 0,06 Да или находятся в непосредственной близости от выходных кромок лопастей турбинного колеса и входных кромок лопастей насосного колеса, то изменение коэффициента «λ» описывается кривой. «R.»… и .
Таким образом, снижение значения  в предлагаемом гидротрансформаторе составляет 20,2%. Значение «η» при этом не изменялось.
0
Указанное снижение «λ» обеспечивает возможность оптимального совмещения характеристик гидротрансформатора и двигателя(кривая Р на фиг.4) и повышение эффективности использования гидротрансформатора, т.е. увеличение его выходной мощности.
Для подтверждения эффективности заявляемого оптимального соотношения размеров были проведены сравнительные испытания предлагаемого гидротрансформатора и гидротрансформатора, взятого в качестве прототипа.
Привод насосного колеса обоих гидротрансформаторов осуществлялся посредством двигателя внутреннего сгорания мощностью 350 л.с. Активный диаметр обоих гидротрансформатора составлял 480 мм. Для предлагаемого гидротрансформатора расстояние от вертикальной оси 11 до каждой входной или выходной кромки лопастей 6 реактора 3, было принято равным: 0,055×480 мм=26,4 мм, 0,058×480 мм.=27,8 мм. и 0,060×480 мм.=28,8 мм.
При устойчивой совместной работе двигателя и предлагаемого гидротрансформатора с оптимизированными в заявленном диапазоне размерами «а» между вертикальной осью 11 рабочей полости 8 и кромками лопастей 6 реактора 3, равными (0,055-0,06) Да, величина мощности на выходном валу составила 273,4 л.с., т.е. при «а»=26,4 мм., 27,4 мм и 28,8 мм.
В то время как при совмещении с тем же двигателем гидротрансформатора с реактором, выполненным с запредельными величинами указанного размера «а», т.е. с «а», превышающим 0,060 Да, мощность на выходном валу гидротрансформатора составила 254,3 л.с., т.е. меньше по сравнению с предлагаемым техническим решением.
В случае, когда реактор имел «а» меньше 0,055 Да, снижался коэффициент полезного действия гидротрансформатора (кривая Т на фиг.5). Максимальное значение коэффициента полезного действия гидротрансформатора в этом случае было равно 0,890, в то время как для предлагаемого гидротрансформатора в пределах заявленного диапазона размера «а» коэффициент полезного действия гидротрансформатора составил 0,905, т.е. был выше.
При испытании гидротрансформатора, взятого в качестве прототипа, была получена мощность на выходном валу, равная 250 л.с., т.е. значительно меньше, чем у предлагаемого гидротрансформатора.
Следовательно, заявляемый технический результат достигнут только при величине а=(0,055-0,060) Да. Вне этого диапазона он не достигается.
Предлагаемый гидротрансформатор успешно прошел испытания и подготовлен к внедрению.
0
Применение предлагаемого гидротрансформатора позволит повысить эффективность работы высокоэнергоемких гидротрансформаторов, т.е. увеличить их выходную мощность. Это достигается оптимизацией величины «а» в заявляемых пределах, которая приводит к оптимальному снижению коэффициента энергоемкости «λ» и обеспечению оптимального совмещения характеристик гидротрансформатора и двигателя внутреннего сгорания.