Высокомоментный дифференциальный гидромеханический вариатор

Изобретение относится к транспортному машиностроению и может быть использовано в механизмах зубчатых бесступенчатых передач. Вариатор состоит из двух последовательно соединенных дифференциальных ступеней. Первая дифференциальная ступень представляет собой механический дифференциальный механизм. Вторая дифференциальная ступень представляет собой гидромеханический дифференциальный преобразователь, имеющий два планетарных ряда. Один планетарный ряд образован кинематическими звеньями многошестеренного гидронасоса (9). Второй планетарный ряд образован кинематическими звеньями многошестеренного гидромотора (10). Входным валом гидронасоса (9) является коронное колесо первого планетарного ряда. Выходным валом гидромотора является центральная солнечная шестерня второго планетарного ряда (8). Корпус (12) установлен на подшипниках в картере (20) вариатора и служит для обеих дифференциальных ступеней общим водилом, на котором установлена муфта свободного хода (11). В контур динамической гидравлической связи гидромеханического дифференциального преобразователя установлены автоматический перепускной и регулируемый клапаны. Изобретение позволяет увеличить КПД, максимальное значение коэффициента трансформации, диапазон автоматического регулирования, повысить топливно-экономические и экологические характеристики двигателя, плавности хода и постоянство тягового усилия на ведущих колесах. 4 ил.

 

Изобретение относится к механизмам зубчатых бесступенчатых передач и может быть использовано в машиностроении, в частности транспортном машиностроении.

Высокомоментный дифференциальный гидромеханический вариатор предназначен для автоматического бесступенчатого преобразования вращательного движения между валом двигателя и валом рабочего органа машин и механизмов с целью обеспечения оптимального режима совместной работы двигателя и вариатора при изменяющейся произвольно величине внешней нагрузки на рабочем органе.

Известно устройство, наиболее близкое по совокупности признаков к заявленному изобретению, для бесступенчатого изменения крутящего момента и плавной передачи его на ведущие колеса.

Известное устройство, объемная гидромеханическая передача с внешним разделением мощности, представляет собой одноконтурную или двухконтурную передачу соответственно с одним или двумя дифференциалами и объемной гидропередачей. Мощность, подведенная к объемной гидромеханической передаче, разделяется на два потока через механические и гидравлические звенья, и только часть ее (обычно меньшая) передается гидромашинам. Поэтому по сравнению с объемной гидропередачей объемная гидромеханическая передача обладает более высоким КПД при одних и тех же мощностях и диапазонах регулирования [1]. Одноконтурная объемная гидромеханическая передача состоит из объемной гидропередачи и дифференциального механизма со смешанным или внешним зацеплением шестерен. В зависимости от расположения дифференциального звена по отношению к объемной гидропередаче различают объемную гидромеханическую передачу с дифференциальным звеном на входе или дифференциальным звеном на выходе.

Мощность с ведущего на ведомый вал объемная гидромеханическая передача передает двумя потоками. Первый поток мощности передается через солнечную шестерню на сателлиты и далее на водило. Здесь существуют только механические потери мощности. Второй поток мощности передается на регулируемый гидронасос, далее на нерегулируемый или регулируемый гидромотор и через сателлиты на водило. Здесь мощность теряется в гидрообъемной передаче.

Существенным недостатком одноконтурных объемных гидромеханических передач является необходимость регулирования гидрообъемной передачи, что усложняет конструкцию за счет использования активной системы управления, и ограниченный диапазон автоматического регулирования

где i_max - максимальное передаточное отношение объемной гидромеханической передачи;

i_min - минимальное передаточное отношение объемной гидромеханической передачи.

Увеличение диапазона регулирования достигается в двухконтурной объемной гидромеханической передаче с двумя дифференциалами и гидрообъемной передачей, конструкции которых выполняют по трем схемам: с параллельным, последовательным и параллельно-последовательным соединением дифференциалов. Наиболее распространенной является схема с параллельным соединением дифференциалов, при котором вся мощность, не проходящая через гидропередачу, передается с ведущего вала на ведомый двумя параллельными потоками, причем преобразователем потоков мощности является гидрообъемная передача с дифференциальным механизмом на выходе.

Во избежание циркуляции мощности передаточное отношение всей передачи i находится в пределах между i₀₂ и i₀₁, где i₀₁, i₀₂ - передаточное отношение соответственно первого и второго дифференциалов при заторможенном звене, связанном с гидропередачей. При |i₀₁|>|i₀₂|, т.е. i₀₁=i_max, i₀₂=i_min, диапазон регулирования R=i_max/i_min=i₀₁/i₀₂.

Общим недостатком для всех схем являются ограниченный диапазон регулирования, сложность конструкции, обусловленная применением дорогостоящего и сложного регулируемого гидропривода и системы автоматического управления.

Задачами, на решение которых направлено заявляемое изобретение, являются увеличение максимального значения передаваемого трансформированного крутящего момента, повышение КПД механизма и уменьшение габаритных размеров за счет возможности работы при высоких значениях давления, обеспечение автоматического, без использования систем управления, регулирования вращающего момента на выходном валу в зависимости от изменения внешней нагрузки и диапазоне регулирования вариатора

где i_var - передаточное отношение вариатора;

i_зад - заданное передаточное отношение.

При осуществлении изобретения могут быть получены следующие технические результаты:

- увеличение значения КПД вариатора за счет использования зубчатых гидромашин с шестернями внутреннего зацепления, способных работать при высоких значениях давления и меньших гидрообъемных потерях;

- увеличение максимального значения коэффициента трансформации за счет использования гидростатического момента, направленного в сторону вращения входного вала, возникающего вследствие давления жидкости на криволинейные поверхности зубчатого зацепления при использовании гидромашин с внутренним зацеплением;

- диапазон автоматического регулирования, охватывающий весь спектр частоты вращения выходного вала вариатора от его минимального заданного значения при максимальном крутящем моменте до частоты вращения, равной частоте вращения вала двигателя, и крутящем моменте, равном моменту двигателя;

- повышение топливно-экономических и экологических характеристик двигателя внутреннего сгорания при совместной работе его с гидромеханическим дифференциальным вариатором;

- внутренний автоматизм, не требующий решения задачи логистики управления;

- возможность торможения двигателем;

- бесшумность работы, плавность хода и постоянство тягового усилия на ведущих колесах;

- возможность быстрой смены режимов работы;

- защита двигателя в режиме разгона и режиме «стоп» от перегрузок.

Поставленная задача решается тем, что устройство состоит из двух последовательно соединенных дифференциальных ступеней. Дифференциальная ступень, входной вал которой связан с двигателем и является входным валом вариатора, представляет собой механический дифференциальный механизм со смешанным зацеплением, внутреннее передаточное число которого может иметь различные значения. Вторая дифференциальная ступень представляет собой гидромеханический дифференциальный преобразователь, имеющий два планетарных ряда, один из которых образован кинематическими звеньями многошестеренного гидронасоса, состоящего из коронного колеса соединенного внутренним зацеплением с сателлитами, а второй - кинематическими звеньями многошестеренного гидромотора с двухвенцовыми сателлитами, шестерни одного венца которых внутренним зацеплением связаны с коронным колесом, образуя гидромоторы, а второго венца - наружным зацеплением с центральной солнечной шестерней. Входным валом гидронасоса является коронное колесо первого планетарного ряда, соединенное с водилом механического дифференциального механизма, направление вращения которого совпадает с направлением вращения входного вала вариатора, а выходным валом гидромотора является центральная солнечная шестерня второго планетарного ряда. Оси сателлитов гидромеханического дифференциального преобразователя установлены в общем корпусе. Корпус установлен на подшипниках в картере вариатора и служит для обоих планетарных рядов дифференциального преобразователя общим водилом, на котором установлена муфта свободного хода и с которым связано коронное колесо механического дифференциального механизма первой дифференциальной ступени. Кроме механической связи, обусловленной наличием общего водила, между планетарными рядами гидромеханического дифференциального преобразователя действует динамическая гидравлическая связь, в контур которой установлены автоматический перепускной и регулируемый клапаны.

Отличительной особенностью гидромашин с шестернями внутреннего зацепления является наличие неуравновешенного гидростатического момента на водиле, образующегося давлением потока рабочей жидкости на коронные колеса и сателлиты гидронасоса и гидромотора, причем направление гидростатического момента совпадает с направлением вращения входного момента и вала вариатора, благодаря чему достигается увеличение максимального значения коэффициента трансформации.

В отличие от прототипа, у которого преобразователь двух потоков мощности входного дифференциала состоит из кинематически связанных гидрообъемной и дифференциальной передач, предлагаемое изобретение решает задачу преобразования потоков мощности входного дифференциала с помощью гидромеханического дифференциального преобразователя, что позволяет достигнуть вышеуказанные технические результаты.

Принцип работы высокомоментного гидромеханического дифференциального вариатора основан на равенстве взаимодействия противоположно направленных по отношению друг к другу моментов, создаваемых на водиле в результате действий внутренних сил дифференциальных ступеней и автоматическом изменении давления р и расхода рабочей жидкости Q через гидронасос и гидромотор, который происходит в результате изменения относительных скоростей звеньев дифференциальных ступеней при изменении скорости выходного вала по отношению к постоянной скорости входного вала.

На фиг.1 представлена кинематическая схема конструкции предлагаемого высокомоментного гидромеханического дифференциального вариатора.

На фиг.2 представлен разрез гидромеханического дифференциального вариатора.

На фиг.3 представлена безразмерная характеристика изменения расхода жидкости Q и давления p в функции

На фиг.3 Q_{max раб} - максимальный расход;

p_max - максимальное давление;

р₀ - давление при i_var=1;

- коэффициент трансформации.

На фиг.4 представлена схема для определения гидростатического момента на водиле.

На кинематической схеме фиг.1 обозначены:

А₁ - механический дифференциальный механизм; А₂ - гидромеханический дифференциальный преобразователь; 1 - входное звено дифференциального механизма, оно же входной вал вариатора; 2 - сателлиты; 3 - коронное колесо дифференциального механизма A₁, 4 - водило дифференциального механизма A₁, оно же входное звено гидромеханического дифференциального преобразователя; 4′ - ведущее коронное колесо гидронасоса; 5 - сателлиты гидронасоса; 6 - коронное колесо гидромотора; 7-7′ - двухвенцовый сателлит; 8 - центральная солнечная вал-шестерня; 9 - гидронасос; 10 - гидромотор; 11 - муфта свободного хода; 12 - водило (корпус) вариатора; 13 - фильтр; 14 и 19 - соответственно выпускные окна гидромотора и гидронасоса; 15 и 18 - соответственно впускные окна гидромотора и гидронасоса; 16 - автоматический перепускной клапан; 17 - управляемый клапан; 20 - картер вариатора; 21 - расширительный бачок; 22 - кольцевой канал; 23 - теплообменник.

Корпус 12 высокомоментного дифференциального гидромеханического вариатора опирается на подшипники, установленные в заполненном маслом картере 20. Для компенсации температурных расширений масла картер имеет расширительный бачок 21. Первая дифференциальная ступень вариатора представляет собой механический дифференциальный механизм, составленный из входного вала 7, сателлитов 2 с водилом 4, служащим выходным звеном механизма и коронного колеса 3, соединенного с корпусом 12. Вторая дифференциальная ступень представляет собой гидромеханический дифференциальный преобразователь, имеющий два планетарных ряда, один из которых образован кинематическими звеньями многошестеренного гидронасоса 9, состоящего из коронного колеса 4′ соединенного внутренним зацеплением с сателлитами 5, а второй - кинематическими звеньями многошестеренного гидромотора 10 с двухвенцовыми сателлитами 7-7′, шестерни 7 которых связаны внутренним зацеплением с коронным колесом 6, а шестерни 7′ которых связаны внешним зацеплением с центральной солнечной шестерней 8. Гидронасос и гидромотор имеют впускные 15 и 18, выпускные 14 и 19 окна, число которых равно числу сателлитов гидронасоса и гидромотора.

В гидравлический кольцевой канал 22 установлен автоматический перепускной клапан 16 и управляемый клапан 17. Между водилом 12 и картером 20 установлена муфта свободного хода 11, на впускных окнах гидронасоса установлен фильтр 13, в нижней части картера 20 установлен теплообменник 23.

При неподвижном водиле 12 вращающий момент M₁ от внешнего источника энергии передается на входное звено 1 дифференциального механизма A₁, которое вращается с частотой вращения n₁ и через сателлиты 2 передается на водило дифференциала 4, кинематического звена 4-4′. При этом звено 4-4′ вращается в ту же сторону, что и входное звено 7. Вращение звена 4-4′ и сателлитов 5 создает поток рабочей жидкости, определяемый параметрами уравнения

где M_4-4′=М_ГН - момент на входном валу гидронасоса, Н·м;

р_н - давление жидкости, МПа;

V_ГН - рабочий объем гидронасоса, м³.

Из теории рабочих процессов шестеренных гидромашин известно, что в них происходит перераспределение подведенного момента [2]. Отношение моментов сопротивления на ведущей и ведомой шестернях равно .

Отличительной особенностью гидромашин с шестернями внутреннего зацепления является наличие гидростатического момента на водиле. На фиг.4 проекции криволинейных поверхностей зубчатых венцов, на которые давит поток жидкости, сводятся к прямоугольной площадке длиной L и шириной b. Равнодействующая сил давления жидкости F направлена перпендикулярно прямой АВ и создает неуравновешенный гидростатический крутящий момент на водиле

М_ГС=FH,

где Н - плечо действия силы F, м.

В то же время на коронном колесе момент равнодействующих сил давления равен нулю, так как вектор равнодействующих сил давления проходит через ось вращения коронного колеса.

В общем случае величина силы F равна

F=p_нS=p_нLb,

где р_н - давление жидкости, МПа; L - длина хорды, проходящей через точки А и В, м; b - ширина зуба, м.

Окончательно значение гидростатического момента на водиле равно При ведущей коронной шестерни М_ГС=М_ГН.

Водило 12 воспринимает реактивный момент со стороны механического дифференциального механизма A₁, равный М_12A1=-М₁i₁₃, направленный в сторону, противоположную направлению вращения входного звена 1.

При использовании зубчатого насоса с шестернями внутреннего зацепления с двумя и более ведомыми колесами момент, подведенный к шестерне 4′ (момент гидронасоса), воспринимается моментами сопротивления, действующими на шестернях гидронасоса 4′ и 5. При этом момент сопротивления на звене 5 определяет значение реактивного момента на водиле 12, который равен На водило 12 также действует неуравновешенный гидростатический момент, образующийся давлением потока рабочей жидкости, равный M_ГCA2=M_ГН=-M₁(1-i₁₃).

Значение момента сопротивления на звене 5 определяется из уравнения и коэффициента перераспределения моментов в гидронасосе

. т.е. .

Сумма моментов М_12A1, M_12A2 и M_ГCA2 равна и имеет направление, совпадающее с направлением вращения входного звена 7. Этот момент является опорным и определяет максимальный коэффициент трансформации исходя из условия равновесия водила 12 при действии на него суммарного реактивного момента со стороны гидромотора.

Поток рабочей жидкости через выпускные окна гидронасоса 19 попадает в кольцевой канал 22 и через впускные окна гидромотора 18 в его рабочие полости, образованные впадинами шестерен 6 и 7. Крутящий момент на выходном валу гидромотора равен

где р_н - давление жидкости, МПа;

V_ГМ - рабочий объем гидромотора, м³;

- гидравлическое передаточное число;

М_7-7′ - момент на выходном валу гидромотора, Н·м;

M_II - момент на выходном валу вариатора, Н·м;

i_7′8 - передаточное число зубчатого зацепления между шестернями 7′ и 8.

При наличии сопротивления на выходном валу гидромотора возникают реактивные моменты на водиле, направленные в сторону, противоположную вращению входного вала. При подаче рабочей жидкости в рабочие полости зубчатого гидромотора с шестернями внутреннего зацепления с двумя и более сателлитами так же, как и в гидронасосе, возникают моменты сопротивления на шестернях 6 и 7. При этом момент сопротивления на звене 6 определяет значение реактивного момента от гидромотора на водиле 12, который равен При дальнейшей передаче крутящего момента с зубчатого венца 7′ на центральную солнечную шестерню 8 возникает реактивный момент, равный М_12ГМ2=М_ГМ(1-i_7′8). Аналогично гидронасосу, в гидромоторе с шестернями внутреннего зацепления так же действует неуравновешенный гидростатический момент, образующийся давлением потока рабочей жидкости, направленный в сторону вращения входного вала и равный M_ГС2=-M_7-7′i₇₆. В результате действия этого момента суммарный реактивный момент со стороны гидромотора на водиле 12 уменьшается на эту величину и равен

Передаточные числа кинематических звеньев вариатора определяются исходя из условия равновесия водила 12 при заданном коэффициенте трансформации или

Корпус 12, являясь общим водилом дифференциального преобразователя, одновременно соединен с коронным колесом 3 механического дифференциального механизма, при наличии момента сопротивления на выходном валу 8 М_С=-MII, находится в состоянии равновесия и число оборотов его n₁₂=0, а число оборотов выходного вала вариатора (K - коэффициент трансформации). При |М_C|>|-M_II| разница моментов на водиле 12 воспринимается муфтой свободного хода 11. При уменьшении числа оборотов выходного вала под действием нагрузки, превышающей расчетную, до n_II=0 давление в кольцевой полости растет до величины давления срабатывания автоматического перепускного клапана 16 и разность расходов жидкости через гидронасос и гидромотор перетекает из кольцевого канала 22 во внутреннюю полость картера 20. Ввиду значительного повышения температуры рабочей жидкости при перетекании ее через щели клапана 16 такой режим работы допускается кратковременно в процессе трогания транспортного средства с места.

При уменьшении нагрузки на выходном валу II реактивный момент на водило 12 со стороны гидромотора уменьшается, поток гидравлической мощности уменьшается в то время, как механический суммарный момент образуемый работой дифференциальных ступеней А₁ и А₂, при постоянном числе оборотов входного вала I осуществляет передачу мощности по параллельному механическому потоку мощности. Разница между суммарным моментом и реактивным моментом приводит к вращению водила 12, в ту же сторону, что входной I и выходной II валы, и число оборотов выходного вала II возрастает от до n_II=n_I, что и определяет диапазон автоматического регулирования вариатора . При этом происходит перераспределение потоков мощности по гидравлическому и механическому контуру и при n_II=n_I вся мощность передается по механическому контуру.

При скорости вращения выходного вала n_II=n_I относительные скорости всех звеньев равны нулю, следовательно Q=0. При изменении скорости n_II изменяется скорость водила n₁₂ и, соответственно, скорости звеньев гидронасоса и гидромотора относительно водила 12. Изменение числа оборотов выходного вала в диапазоне от n_II=1/i_зад до n_II=0 происходит при n₁₂=0. При n₁₂=0 расход рабочей жидкости Q=n_4′V_ГН=n_IIV_ГМ и давление р=p_max. В связи с перераспределением потока мощности при изменении скорости выходного вала, параметры гидравлического потока мощности р и Q изменяются в соответствии с графиком, изображенным на фиг.3.

С целью обеспечения постоянного давления p_max в диапазоне разгонного режима, когда Q_ГН≠Q_ГМ, в гидросистеме предусмотрен автоматический перепускной клапан 16. Кроме того, в гидросистеме предусмотрен управляемый клапан 17, назначением которого является разрыв потока рабочей жидкости в гидравлическом контуре, что необходимо при запуске двигателя, трогании с места автомобиля, рассоединении двигателя с трансмиссией во время движения.

По сравнению с прототипом автоматическое бесступенчатое регулирование кинематических и силовых параметров осуществляется при полном отсутствии какой-либо системы управления, достигается простота вариантов конструкции.

Повышение коэффициента полезного действия происходит за счет уменьшения гидрообъемных потерь, в виду отсутствия местных сопротивлений в органах управления, малых значений длины потока и скорости движения рабочей жидкости в нем.

Свойство обратимости роторных гидромашин при действии нагрузки со стороны выходного вала обеспечивает возможность торможения двигателем.

Демпфирующие свойства гидравлического контура обуславливают бесшумность работы, плавность хода и постоянство тягового усилия на ведущих колесах.

Муфта свободного хода, установленная на валу водила и автоматический перепускной клапан в гидравлическом контуре защищает двигатель в режиме разгона и режиме «стоп» от перегрузок.

Сравнительный анализ состава конструкций автоматических коробок передач, клиноцепных и тороидных вариаторов, выпускаемых современной автомобильной промышленностью разных стран, показывает высокую степень конструкторско-технологической преемственности по отношению к существующему производству зубчатых передач и гидромашин, высокую степень унификации, значительно меньшую стоимость материалов и трудозатрат и, соответственно, гораздо более низкую стоимость.

В автомобилестроении высокомоментные дифференциальные гидромеханические вариаторы, используемые в качестве автоматических трансмиссий грузовых автомобилей, при совместной работе с двигателем позволяют последнему при изменяющейся во всем диапазоне внешней нагрузки работать в области режима равных мощностей, что приводит к оптимальной степени использования мощности и, соответственно, к значительному уменьшению расхода топлива.

Достигаемые технические результаты обуславливают многофункциональное использование предлагаемого изобретения во всех областях машиностроения.

Источники информации

1. Гидропневмоавтоматика и гидропривод мобильных машин. Объемные гидро- и пневмомашины и передачи. Под ред. Гуськова В.В. - Мн.: Выш. шк., 1987. - С.212-221.

2. Галеева Р.А., Сунарчин Р.А. Объемные гидромашины. - Уфа.: изд. Уфимского ордена Ленина авиационного института им. Серго Орджоникидзе, 1984. - С.62-71.

Высокомоментный дифференциальный гидромеханический вариатор, состоящий из дифференциальной ступени, входной вал которой соединен с двигателем и является входным валом вариатора, а выходные звенья связаны со звеньями гидромеханического дифференциального преобразователя, отличающийся тем, что гидромеханический дифференциальный преобразователь имеет два планетарных ряда, один из которых образован кинематическими звеньями многошестеренного гидронасоса, состоящего из коронного колеса, соединенного внутренним зацеплением с сателлитами, а второй - кинематическими звеньями многошестеренного гидромотора с двухвенцовыми сателлитами, шестерни одного венца которых внутренним зацеплением связаны с коронным колесом, образуя гидромоторы, а второго венца - наружным зацеплением с центральной солнечной шестерней, являющейся выходным валом вариатора, механическая связь между планетарными рядами гидромеханического дифференциального преобразователя осуществлена общим водилом, опирающимся на подшипники в картере вариатора, при этом между общим водилом и картером установлена муфта свободного хода, а в контуре гидравлической связи между планетарными рядами гидромеханического дифференциального преобразователя установлены автоматический перепускной и управляемый клапаны.