Работа гидротрансформатора гидропередачи промышленного локомотива в переходных процессах и неустановившихся режимах работы

Интеллектуальные технологии - транспорту

37

УДК 621.225

А. В. Осипов, В. А. Кручек, Д. Н. Курилкин

Петербургский государственный университет путей сообщения

РАБОТА ГИДРОТРАНСФОРМАТОРА ГИДРОПЕРЕДАЧИ ПРОМЫШЛЕННОГО ЛОКОМОТИВА В ПЕРЕХОДНЫХ ПРОЦЕССАХ И НЕУСТАНОВИВШИХСЯ РЕЖИМАХ РАБОТЫ

Переключение гидроаппаратов в многоциркуляционной гидропередаче тепловоза является сложной технической задачей с точки зрения теории и практики. Именно синхронизация процессов переключения гидроаппаратов позволяет приблизить тяговую характеристику тепловоза к идеальной. Однако в настоящее время в научной литературе не предложено универсального решения этой проблемы. В данной работе предлагается решение задачи с помощью новой математической модели, которая учитывает расширенный ряд гидравлических потерь, а также переходные и неустановившиеся режимы работы системы. Расчет уравнений выявил ряд существенных недостатков в работе привода, возникающих при переключении гидроаппаратов, а также дал возможность сформулировать основные положения по усовершенствованию конструкции и системы автоматического регулирования, обозначить перспективы дальнейших расчетов.

гидротрансформатор, гидропередача, переходные процессы, неустановившиеся режимы работы, переключение гидроаппаратов.

Введение

Для создания тяговой характеристики транспортного средства с гидропередачей, близкой к идеальной, в конструкцию современной гидропередачи локомотива должны быть включены два гидротрансформатора (ГТР) или более. Качество работы гидропередачи локомотива в целом оценивается плавностью переключения гидроаппаратов (ГА) и отсутствием скачкообразного изменения частоты и момента вращения выходного вала передачи [4].

В процессе эксплуатации промышленного локомотива типа ТГМ при изменении внешних условий или режимов тяги гидроаппараты гидропередачи работают как в переходных процессах, так и в неустановившихся режимах. Переходные процессы характеризуются изменением угловой скорости или момента на входном и выходном валах; неустановившиеся режимы работы характеризуются периодическими колебаниями момента и угловой скорости на входном и выходном валах отдельных гидроаппара-

тов гидропередачи или хотя бы на одном из них [6]. Переходные процессы и неустановившиеся режимы отдельных ГТР гидропривода оказывают большое влияние друг на друга. Синхронизация переключения гидроаппаратов гидропередачи с выполнением определенных требований эксплуатации тепловозов является одной из самых сложных и актуальных задач создания систем управления гидропередачей локомотива, решение которой сегодня в полной мере не осуществлено [5].

1 Определение моментов на валах

насосного и турбинного колес ГТР

1.1 Математическая модель ГТР

Наилучшим режимом переключения ГТР с одного на другой является процесс передачи энергии с минимальными гидравлическими потерями. Для определения изменения вращающего момента на валах гидропередачи при переключении гидроаппаратов

ISSN 1815-588Х. Известия ПГУПС

2012/2

38

Интеллектуальные технологии - транспорту

необходимо определить значения моментов на входном и выходном валах [7]. Для этого воспользуемся многомассовой крутильной системой, включающей в себя сосредоточенные массы двигателя, ГТР и нагрузки.

Кинематическая схема, на основе которой был произведен расчет, представлена на рис. 1.

Движение системы, представленное на рис. 1, можно описать с помощью следующей системы уравнений:

Г d2 ^

Д —2 ©1(0 + C1(©1(t) -©2(t)) = MD;

Г d 2 ^ Г

—-©2(t) - C1(©1(t) -©2(t)) = -p- q(t) dt

r122I d ©2

dt

Г R12 ' P12 R32 ' С1§Рэ2 ^

F

12

F

p'

Г d2

dt

H - H2 - H3 - h = 0;

Г d 2 ^

©3(t) -C2(©4(t) — ©3(t)) = p'q(t)x

Л

dt2

dt

RX22|d©2

ГR12 ' P12 R22 ' CtgP22 ^

d

P'

F12

Г d^

dt2

F

22 JJ

©3

-P'

Г d2

dt

2 ©2

4 dt2

©4(t) + C 2 (©4(t) — ©3(t)) = -MC,

32 JJ

где I1,12, I3,14 - соответственно моменты инерции масс двигателя, насосного и турбинного колес с заполняющей их жидкостью

рабочего органа и нагрузки; ©. (t), d ©. (t), d2 dt

—2 ©г (t) - соответственно угол поворота, dt

Рис. 1. Кинематическая схема многомассовой гидромеханической системы

2012/2

Proceedings of Petersburg Transport University

Интеллектуальные технологии - транспорту

39

угловая скорость и ускорение масс двигателя, насосного, турбинного валов и рабочего органа; q(t), — q(t) - соответственно dt

расход жидкости в круге циркуляции и его первая производная; C1, C2 - соответственно жесткость входного и выходного вала; M MC - соответственно момент двигателя и нагрузки; H1, H2, H3, h4 - напор насосного, турбинного колес, инерционный напор и ги-

дравлические потери; F FL2 - геометрические параметры каналов лопастных колес; FB1, FB2, FB3 - площадь каналов лопастных колес; IQl, IG2, IB1, IB2 - инерционный фактор насосного и турбинного колес.

Соответственно напор насосного, турбинного колес, инерционный напор и гидравлические потери выражаются следующими формулами для расчета уравнения баланса энергии [3]:

((

H =

d_

dt

2

g

((R12 • CtgPH R32 • CtgPn 1)1 1

dt

F

VV r12

F

32

f

(Fli + Fbi + Fb3) (—q(t) 1 + ((J gi * bi

((Igi - Ibi)) (—2

q

dt

q

2

))

JJj

ff

H 2 =

—

dt

3

g

dt dt

(R12 • CtgPl2 R22 • CtgP22 ^ 1

F

V 12

F

22 yj

dt2 4

q

(d2

q

-y o3(t) dt2

1 (Ib1) ( d2

q

Л

~2 2(t) dt2

H3 =

^q(t) 1Л3 l^:2(t)J^ IG1

13 V dt

- +-----------

g

g • q

(d2 /4) Г d2

—2 2(t) V dt2 J Fl1 • - + V dt2

2

(d2(t))^{d4{t)) (dtq(t) 1J23 [d3(t)]• Ig2

+ -------------- + ----— +-----

g

( d2

dt

2 3

g • q

F

(d2

L2

+-

dt

2 3

g

g

d 3

g • q

g •q(t) d

dt

q(t) IJ

'33

g

h4 =

£1 ( 1 + ctg P11 + 1 + ctg P12

2 g V F?

F 2 112

• q(t) +-J2"

2 g

^2 (1+ctg2p21 ,1+ctg2P

12

F

V 21

F2 122

• q(t)+

2g

1+ctg Pn +1+ctg P32

F 2 V 31

F 2

1 32

• q

_5l

2 g

d_

dt

q

F

1

-R11 —2(t) ^ —• ctgp32D “ТУ2 • ctgPn

F

32 V

F

31

JJ

ISSN 1815-588Х. Известия ПГУПС

2012/2

40

Интеллектуальные технологии - транспорту

• R / d ffl2(t) ]-4 d

2 g I 12 V dt dt

+ ^ • R22 / d 2(t) I+

2g V V dt y

q{t)

—

12

—

ЛЛ

CtgPl2D —рт • ct§p21

—

q

(

—

22

Ct§p22D - —2 • Ctgp

—

21

ЛЛ2

31

J =Т, j=P ,

Фс

J =H 2g

J=т,J=р Ac . J =t ,J=p Z  • X2

mi i Л.i

31 yy

J = P, J=T

+ I ^ • (^1 - CmJ2)2 + £ + Z ^

J=

H 2g

J =

H 2g

p

J =H 2

yy

( — Л

1 - —j-1 V —i2 y

mj

где j - индекс, обозначающий рассматриваемое колесо (насосное, турбинное, реакторное); ^ • l

Е, = —----коэффициент сопротивления межлопаточного канала; Е, - коэффициент потерь на

8 • Rg

удар; rtgp12D = ctgn -

л - R12 • sin в

12

( ( d2

2 • Z1 • c m

R

12

V

d

X\

—2 2(t) + ctgp12 — cn dt dt

CtgP22D = Ctg22

n • R22 • sin в

22

2 • Z2 • c m

( ( d2 R22 •

V

— Ш3(7) + ctge22 — c„ dt2

d_

dt

yy

ЛЛ

yy

_ n R32 • sin в32 ( d Л

ctge 32 D = ctg 32--—----2_^2" • I — c I - котангенсы углов выхода потока из лопастных

2 • z, • c2 V dt m j

колес ГТР на переходных режимах; фс - коэффициент сужения; Z = 0,124 + 0,274 • коэффициент сопротивления; ф - коэффициент сопротивления диффузора.

(b Л

cp

Г

V cp y

3,5

1.2 Основные допущения, принятые в расчете, и исходные данные

Для расчета математической модели, а также последующих характеристик, связанных с наполнением и опорожнением ГА, примем следующие допущения и исходные данные:

1. Расчет динамических характеристик производится на основании струйной теории.

2. ГТР разделяет систему привода на две крутильные системы, связанные между собой гидродинамически.

3. Моменты двигателя и нагрузки включают в себя моменты дискового трения и моменты трения на валах [3].

4. Угол наклона линии тока жидкости на выходном участке принят для всех колес одинаковым и равным 90°.

5. Коэффициент потерь на удар принят равным 1,0 для всех колес ГТР.

6. Момент нагрузки учитывает динамическую составляющую и принят из учета всей области работы ГТР.

7. Значение момента тепловозного дизеля принято равным номинальному режиму работы, учитывающему динамическую составляющую неравномерности вращения коленчатого вала.

8. В качестве расчетного режима работы ГТР выбран разгон вала турбинного колеса.

9. В момент переключения угловые скорости на насосном и турбинном валах считаются постоянными [1].

10. Скорости наполнения и опорожнения гидроаппаратов считаем равномерными [1].

11. Наполнение включаемого и опорожнение выключаемого из работы гидроаппаратов начинается одновременно [1].

Расчет выполнен для гидротрансформатора типа ТП1000 М, который используется в гидропередаче УГП 750-1200. В качестве двигателя, приводящего в движение насосный вал ГТР, был использован дизель 3А-6Д49.

2012/2

Proceedings of Petersburg Transport University

Интеллектуальные технологии - транспорту

41

1.3 Методика расчета многомассовой гидромеханической системы

Выполнив необходимые преобразования системы (1) с учетом новых переменных, а также основных допущений и исходных данных, принятых для расчета, получена математическая модель

( d2

j? 1

С1 • 1

I

Md

Л

p^q

R

12

j

dt

h

2

( R12 • CtgP12 R32 • С^ёРэ2 11

F

V 1 12

32 JJ

+

d

p

( d2

dt

2 2

j

J.

c d2

—^2

dt2

C1

-p- q

r122 •

C R12 • CtgP12 R32 • CtgP32 11

F

V 1 12

F

32 JJ

h

d

dt

C d2

P'

dt2

J

1

(f

d_

dt

2

d

(R12) •^-2(t) + q(t) •

dt

((R12 • ctgp12 R32 • ctgp32 1 ^ 1

F

vv М2

F

(FL1 + FB1 + FB3) (jq(t)j + ((1G1 1B1)) ( d

q

32 J JJ

j

dt

1

—2

v

((

j

dt

3

g

dt dt

( R12 • CtgP12 R22 • CtgP22 ^

1

f

(FL 2 FB 2

q

(d2 d?q (t»

F

v М2

( j 2

(1G2 1 B2) , ( d

v

q

—73

dt2 v 7

J

F22

22 jj

1 ' (d2

1

dt^ 2(t *

V>)IJ Vj2(t>J'Ц£2(t>

F

L1

( d2 dt

\

2 2

g

g • q

j 2(t) J-fl' 'V j,q{t >

g •q

dq(t)IJ Ij3(t) !• Igi

dt

dt

( d2

Л

, 3

v dt2 v J

F

L2

( d2 dt

2 3

j 3(t > j’ FL2 ~ j,* >

g • q

g • q

j dt

q(t) IJ

2

ISSN 1815-588Х. Известия ПГУПС

2012/2

42

Интеллектуальные технологии - транспорту

^ _( 1 + ctg Рп + 1 + ctg Р12

2 g I F1

F 2 1 12

• q(t)•

2 g

^2 \ 1 + Ctg2p21 , 1 + Ctg2P

12

F

V 1 21

F 2

1 22 У

xq(t) -^ •

2g

1 + ctg Pn + 1 + ctg P32

F2 V 31

F2

1 32 У

• q

_5l

2 g

?2_

2 g

2g V

j =T, j = P

(

V (

V (

- Rn •d ш2

dt

d

F

32

( f 112

ctgp32D -~=T • ctgP11

F

d

31 УУ

(

R12 •! — ш20) I- R21 •! — 3(t) 1 +

q

dt

R22 •

dt

(

F

12

ctgp12D -t=T • ctgP21

dt

F

22

ctgp22D - ^ • ctgP:

V

F

31

F12

V F21

112

'31 -

УУ

2

- у • (c - c )2 -

^ Пгт 'mj1 ^mj2'

J=H 2g

j =T,j = P дс . J=T,j = P Z . • X 2 „ . . ,,

^ ^ sj kj „2 _ у _H

у о ' фdif

- У" mj -

j=H 2 g =н 2 g

j=P, j=T ,

mj

P

j=H 2

( F 1 1 - ^

V Fj 2 У

• c,„

mj

dt2

Л

C 2(rn4(t)) I,

У

p • q

R\2

( R12 • ctg в 12 R22 • ctg^22 11

dt

dt

F

12

F

22 УУ

I3 P4FZ,2 - FB2 - FB1) V —tq(t)^j + P^( 1G2 - IB2) • ( d2 V dt2 У Q. + ( d2 осл1 —2 ш2(t) V dt2 У

I3 -2 V C2-ш4(0 + C2•ш4(t) = Me dt2 ' 'J I, I3 I4 P • q(t) [R.22 • (d ш2(/) J - R222 • |dt ш3(()^) + q ,(t) \R12 • ctg012 R22 • ctgP22 1

( ) F F V 12 1 22 УУ

I3 P4FZ,2 - FB2 - FB1) |dtq(t)^j + P^(IG2 - IB2) • ( d2 —2 ш3(t) Vdt2 У + РЧ IB1) ' ( d2 осл1 —2ш2^) V dt2 У

3

где ш 1(t), ra4(t) - углы скручивания валов; ra2(t), ra3(t) - углы поворота валов.

2012/2

Proceedings of Petersburg Transport University

Интеллектуальные технологии - транспорту

43

Переход от углов поворота к углам скручивания входного и выходного валов передачи дает возможность оценить, насколько данный тип ГТР защищает тепловозный дизель от динамических нагрузок в трансмиссии, а трансмиссию - от крутильных колебаний, возбуждаемых дизелем.

Такие параметры, как угловое ускорение, производная расхода жидкости в круге циркуляции, упругие податливости входного и выходного вала, входящие в математическую модель, заданы с учетом как переходных процессов, так и неустановившихся режимов работы системы «двигатель - гидротрансформатор - нагрузка».

Математическую модель (6), состоящую из дифференциальных уравнений, решаем численным методом с помощью программы Maple 14.

1.4 Результаты расчета

Разгон вала турбинного колеса ГТР производится при постоянной угловой скорости насосного вала. Момент двигателя соответствует номинальному режиму работы, а нагрузка на валу турбинного колеса равна 3700 Нм. Угловая скорость, приведенная к валу насосного колеса ГТР, составляет 214 рад/с, а расход жидкости в круге циркуляции - 0,8 м3/с.

Результаты расчетов представлены на рис. 2 и 3.

2 Расчет переключения гидроаппаратов

2.1 Математические зависимости, описывающие опорожнение и наполнение ГТР

Анализ экспериментальных данных показывает, что момент опорожняемого ГТР аппроксимируется эспоненциальной зависимостью [2]:

м„ 1 = м0„ 1 • e-<a-)2,

где MOH1 - момент гидротрансформатора в начале опорожнения; e - основание нату-

ральных логарифмов; a - постоянная аппроксимации.

В расчете принимаем время опорожнения ГТР равным пяти секундам, а интенсивность опорожнения учтем с помощью коэффициента постоянной аппроксимации. Коэффициент учитывает, что вращающий момент турбинного колеса в рабочем диапазоне спустя 1,5 секунды после начала опорожнения равен нулю [1].

Исходя из принятых допущений, в расчете момент заполняемого ГТР зависит от относительной степени заполнения q круга циркуляции [2]:

MH 2 _ MH0 2

{ д-др Л

1 - e q1

V J

где MH02 - момент на валу насосного колеса ГТР после завершения процесса переключения; q1 - постоянная процесса заполнения

ГТР. 1

Время заполнения второго гидротрансформатора (ГТР2) также считаем равным 5,0 секундам. Значение степенных параметров экспоненты выбираем из экспериментальных данных, где определено, что момент заполняемого ГТР лишь спустя 3,5 секунды войдет в рабочий диапазон [1].

График моментов насосных колес во времени, отражающий процесс переключения гидротрансформаторов ГТР1 и ГТР2, представлен на рис. 4.

2.2 Анализ характеристик,

описывающих процесс переключения гидроаппаратов гидропередачи

Характер изменения зависимости момента опорожняемого ГТР1, представленный на рис. 4, зависит от начального значения момента, времени и скорости опорожнения.

Интенсивность нарастания характеристики заполняемого ГТР2 зависит от степени наполнения круга циркуляции и, как следствие, от производительности питательного насоса (рис. 4).

ISSN 1815-588Х. Известия ПГУПС

2012/2

44

Интеллектуальные технологии - транспорту

Рис. 3. Изменение момента турбинного колеса ГТР

Рис. 4. Характеристики моментов насосных колес при опорожнении и заполнении кругов циркуляции соответственно ГТР1 и ГТР2

2012/2

Proceedings of Petersburg Transport University

Интеллектуальные технологии - транспорту

45

Характеристики, описывающие переходной процесс при переключении ГТР, показывают, что при передаче крутящего момента с ГТР1 на ГТР2 происходит прерывание силы тяги. Вращающий момент насосного колеса в диапазоне работы ГТР уже при опорожнении на 30 % равен нулю [1], это примерно 1,5 секунды с начала опорожнения, а вращающий момент включаемого в работу ГТР появляется спустя 3,5 секунды и резко, в течение 1,5 секунды, возрастает до номинального значения. В течение двух секунд передачи вращающего момента от двигателя к выходному валу гидропередачи не происходит.

Кроме того, характер зависимостей свидетельствует о том, что в период переключения, который длится 5 секунд, нарушается равенство значений между моментами насосных колес и моментом двигателя, что отрицательно сказывается на работе последнего.

Выводы

1. Математическая модель, описывающая ГТР в виде многомассовой крутильной системы, дает полное представление о процессах, происходящих в работе привода. Отличие представленной модели от существующих состоит в том, что она учитывает большее количество категорий гидравлических потерь, используемых в современной гидродинамике, а также переходные процессы и неустановившиеся режимы работы в гидроаппаратах, принимая во внимание угол отклонения потока за колесами ГТР. Из представленных выше характеристик (см. рис. 2, 3) видно, что наиболее интенсивные переходные процессы протекают в первые секунды работы ГТР. Наличие коле -бательных процессов во время разгона системы свидетельствует о неравномерности крутящего момента двигателя и нагрузки, что обусловлено наличием неустановившихся режимов в работе гидроаппарата.

2. Представленные характеристики переключения ГА свидетельствуют о несовершенстве системы автоматического регули-

рования. На протяжении двух секунд передача вращающего момента от двигателя на выходной вал гидропередачи отсутствует, а весь период переключения сопровождается неравенством моментов двигателя и гидроаппаратов. Качество передачи момента с одного гидротрансформатора на другой может быть улучшено посредством увеличения времени и уменьшения интенсивности опорожнения выключаемого из работы ГТР или же увеличения производительности питательного насоса.

3. Воздействовать на процесс переключения при непосредственном влиянии на систему автоматического регулирования можно как путем технологической оптимизации существующих звеньев, так и введения новых механизмов, способных обеспечить более гибкое управление процессами включения и выключения гидроаппаратов.

Заключение

С помощью полученных результатов удалось выявить наиболее слабые стороны в системе автоматического регулирования и элементах гидропередачи. Это позволит вносить соответствующие изменения как в конструкцию ГА гидропередач, так и в систему автоматического регулирования, а также искать и устранять неисправности в работе привода во время эксплуатации локомотива.

Из графика переключения ГА видно нарушение равенства моментов насосных колес ГТР и вала двигателя. Использование в уравнении баланса энергии широкого ряда гидравлических потерь позволяет охватить все наиболее значимые участки лопастной системы и полости ГТР. Дальнейшие расчеты в области исследования переходных процессов при переключении ГА в гидропередаче локомотива должны быть направлены на получение графических и аналитических зависимостей, на основе которых можно установить оптимальный режим переключения гидротрансформаторов при эксплуатации в зависимости от режима работы двигателя

ISSN 1815-588Х. Известия ПГУПС

2012/2

46

Интеллектуальные технологии - транспорту

и характера нагрузки, а также на разработку ряда критериев оптимизации процессов переключения, по которым можно судить о качестве переключения гидроаппаратов.

Библиографический список

1. К вопросу улучшения процесса переключения скоростей в гидропередаче / Л. А. Собе-нин // Труды ЛИИЖТа. - Л. : Транспорт, 1966. -Вып. 254. - С. 71-79.

2. О переходных процессах в многоциркуляционных гидродинамических передачах тепловозов / В. И. Юшко, В. Г. Мицкевич // Труды МИИТа. - М. : Транспорт, 1967. - Вып. 243. -

С. 135-141.

3. Динамика гидромеханических передач / Ю. Н. Лаптев. - М. : Машиностроение, 1983. - 104 с.

4. Гидродинамические передачи : проектирование, изготовление и эксплуатация / Б. А. Гавриленко, И. Ф. Семичастнов. - М. : Машиностроение, 1980. - 224 с. : ил.

5. Оптимизация параметров гидродинамических приводов строительных и дорожных машин / С. П. Стесин. - М. : Машиностроение, 1996. - 173 с.

6. Лопастные машины и гидродинамические передачи / С. П. Стесин, Е. А. Яковенко. -М. : Машиностроение, 1991. - 248 с.

7. Исследование неустановившихся режимов работы регулируемых гидротрансформаторов / Л. А. Капанадзе // Труды МИИТа. - М. : Транспорт, 1966. - Вып. 232. - С. 62-71.

2012/2

Proceedings of Petersburg Transport University