Гидромуфта
HYDRAULIC COUPLING

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.
гм
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, 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
гм
д
- ГМ не обладает саморегулируемостью, т.е. М не зависит от i-отношения скорости вращения ведомого вала n к скорости вращения ведущего вала n;
- КПД ГМ ϕ не зависит от i;
гм
д
д
2
- М=f(n) и пропорционален n;
гм
д
д
- n=f(n) и прямо пропорциональна n;
н
н
- ϕ подобен КПД центробежного насоса ГМ ϕ и ϕ=f(ϕ);
гм
гм
- М=f(n) 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.
д
д
После пуска двигателя насос, приводимый во вращение моментом двигателя М с числом оборотов n, 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:
д
гм
д
д
2
Поскольку согласно теории подобия лопастных насосов Q прямо пропорциональна n, то из (4) следует: М=f(n) и пропорционален n.
гм
При установившемся режиме в единицу времени передается энергия - передаваемая мощность N равная:
гм
Определим n, используя (5):
Из баланса мощностей:
н
N - энергия, передаваемая жидкости насосным колесом 2 в единицу времени;
п
N - потери энергии в единицу времени при движении жидкости по каналам лопаток;
γ - объемный вес жидкости;
п
h - потери напора в канале лопатки.
Баланс энергии (напора) потока жидкости между сечениями на входе и выходе канала в лопатке согласно уравнению Бернулли равен:
вх
р - давление на входе в канал;
вых
р - давление на выходе из канала;
нп
Н - потребный напор;
N - сила, с которой стенка канала лопатки действует на жидкость;
ξ - коэффициент сопротивления;
g - ускорение свободного падения;
вх
вых
от
ξ, ξ, ξ - 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:
д
гм
д
д
Поскольку согласно теории подобия лопастных насосов Q прямо пропорциональна n, то из (17) следует: n=f(n) и прямо пропорциональна n.
Определим ϕ:
д
N - 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:
н
н
Поскольку принято ξ=const, то из (21) следует: ϕ подобен ϕ и ϕ=f(ϕ).
Определим R из (4) и (17), приравняем правые части уравнений и, опуская промежуточные преобразования, получаем:
гм
гн
Из (22) следует: М=f(n) и связаны обратно пропорциональной зависимостью.
нп
Для определения Н=f(Q) подставим в (11) выражения (10), (12), (16), (2), (3), (13), (3), (20) и, опуская промежуточные преобразования, получаем:
Возможность достижения заявленного технического результата
д
дм
дм
дн
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=309 Н*м (420 л.с), максимальный полезный крутящий момент М=1864 Н*м, частота вращения коленчатого вала, соответствующая максимальному крутящему моменту n=1300 об/мин, номинальная частота вращения коленчатого вала n=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:
пгм
М - пусковой момент ГМ;
пгдм
М - пусковой момент ГДМ;
дм
после снятия блокировки их ведущих колес при достижении установившейся работы ДК с частотой вращения коленчатого вала n;
нгм
- разгон завершается по достижении скорости вращения ведомых валов муфт равной скорости n - номинальной скорости вращения ведомого вала ГМ.
нп
Для выполнения расчетов требуется характеристика насоса ГМ Н=f(Q) и зависимость потребного напора Н=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).
a
а
a
а
а
а
3
Аналогом выбран центробежный насос производства ОАО "ГМС Ливгидромаш" марки 1Д630-125: подача Q=630 м/час, напор Н=127 м, мощность на валу N=291 квт, скорость вращения вала n=1450 об/мин, наибольший КПД ϕ=75%, диаметр рабочего колеса Д=590 мм (согласно заводскому каталогу).
дм
н
а
а
дм
дм
a
а
A
A
3
С целью согласовать работу ДК в режиме с М и работу ГМ с наибольшим ϕ (ϕ-ϕ=75%) и выполнения условия: Q*γ*Н/ϕ≤М*n=254 квт перестраиваем Н=f(Q) и N=f(Q) по формулам теории подобия лопастных насосов на скорость вращения n=1300 об/мин и определяем характерную точку А с параметрами: Q=628 м/час и Н=98 м (см. фиг. 2).
a
а
нп
нп
A
A
2
2
Для выполнения последующих расчетов фиг. 2 дополнена графиками ϕ=f(Q), ϕ=f(ϕ) и графиком Н=f(Q), построенным на основе координат А, т.е. H=(H/Q)*Q.
нп
А
а
д
дм
Учитывая, что Н=Н при n=n=n 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:
дм
A
2
R=M*F*z/(2*ρ*Q)=0,2635 м.
нгм
Из (17) определяем п:
нгм
A
n=Q/(F*z*R)=735 об/мин.
нпд
ппд
пгдм
дм
нпд
пд
Для выполнения (24) принимаем, что ПП несущественно доработана и параметры доработанной ПП (далее по тесту - ПД) составляют: номинальный крутящий момент М=852 Н*м, пусковой момент М=М=М=1864 Н*м, номинальные обороты ведущего вала n=1300 об/мин, отношение стопового момента (при скольжении 100%) к номинальному - 2,19…2,4 и номинальное скольжение S - не более 3%.
гм
гм
гм
пд
пд
пд
пд
пд
пд
пд
На фиг. 3 представлены графики характеристик ГМ и ПД: М=f(n), ϕ=f(n), М=f(n) и ϕ=f(n), где М и n - соответственно крутящий момент на ведомом валу ПД и скорость его вращения, ϕ - КПД ПД.
гм
гм
гм
пдм
гм
гм
пдм
гм
нгм
гм
д
График M=f(n) построен по точке с координатами: М=М при n=0 и второй точке с координатами: М=М при n=n, т.к. из (4) следует М=const, поскольку Q=const при n=const.
гм
а
д
гм
д
График ϕ=f(n) получен перестроением (см. фиг. 2) графика ϕ=f(Q) с учетом Q=f(n), n=f(n) 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.
пд
пд
пд
ппд
пд
пд
нпд
пд
нпд
пд
Ввиду отсутствия опытной характеристики ПД график М=f(n) построен по точке с координатами: М=М при n=0 и второй точке с координатами: М=М при n=n*0,97=1261 об/мин (с учетом S=3%).
пд
пд
График ϕ=f(n) построен согласно [1, стр. 295].
гм
пд
нгм
Из графиков (см. фиг. 3) следует, что при разгоне машин в диапазоне чисел оборотов n и n от нуля до n:
- 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.