Гидромеханическая передача

Изобретение относится к гидромеханической передаче с двухтурбинным гидротрансформатором. Гидромеханическая передача содержит двухтурбинный гидротрансформатор, имеющий насосное колесо, соединенное с входным валом, первое турбинное колесо, второе турбинное колесо, реактор, две механические передачи для связи турбинных колес с выходным валом. Одна из механических передач для связи первого турбинного колеса с выходным валом выполнена с изменяемым передаточным отношением. Достигается расширение эксплуатационных возможностей гидромеханической передачи. 1 ил.

 

Изобретение относится к транспортному машиностроению и может быть использовано в трансмиссиях самоходных машин различного назначения.

В трансмиссиях самоходных машин широко применяются гидромеханические передачи, в которых используются одноступенчатые гидротрансформаторы (Микнас В., Попиоль Р., Шпренгер А. Автомобильные сцепления, трансмиссии, приводы. - М.: ООО "Книжное издательство "За рулем", 2012.). Основной недостаток одноступенчатых гидротрансформаторов - сравнительно узкий диапазон регулирования вращающего момента приводного двигателя. Максимальное значение коэффициента трансформации вращающего момента в отдельных конструкциях одноступенчатых гидротрансформаторов не превышает K=3,5-4, а у большинства серийных одноступенчатых гидротрансформаторов коэффициент трансформации составляет K=1,8-2,5. Указанный недостаток требует сопряжения одноступенчатого гидротрансформатора с механической ступенчатой коробкой передач. Количество ступеней в коробках передач гидромеханических трансмиссий самоходных машин достигает 8-9 и имеет тенденцию к увеличению до 12-16 (Филичкин Н.В. Анализ планетарных коробок передач транспортных и тяговых машин. Учебное пособие. Компьютерная версия. - Челябинск: Изд. ЮУрГУ, 2008). Рост количества ступеней в коробке передач ведет к усложнению кинематической схемы трансмиссии, системы управления трансмиссией, обуславливает увеличение отбора мощности приводного двигателя на осуществление вспомогательных функций, что в итоге снижает общий коэффициент полезного действия (КПД) трансмиссии.

Более высокими преобразующими свойствами обладают многотурбинные гидротрансформаторы. Максимальные значения коэффициента трансформации в многотурбинных гидротрансформаторах достигают K=4,5-6,5. Высокое значение коэффициента трансформации у многотурбинного гидротрансформатора позволяет сократить количество ступеней в механической коробке передач и тем самым упростить кинематическую схему и систему управления трансмиссией. Многотурбинные гидротрансформаторы нашли применение как в трансмиссиях легковых автомобилей, так в трансмиссиях тяжелых самоходных машин (Мазалов Н.Д., Трусов С.М. Гидромеханические коробки передач автомобилей. - М.: Машиностроение, 1971).

Многотурбинные гидротрансформаторы кроме насосного колеса и реактора содержат два или три турбинных колеса, которые вращаются с различными угловыми скоростями и соединяются с выходным валом с помощью суммирующих механических зубчатых передач. В аналогичных по конструкции и свойствам многоступенчатых гидротрансформаторах все турбинные колеса непосредственно соединяются с выходным валом и вращаются с одинаковыми угловыми скоростями. Последнее обстоятельство ограничивает возможности оптимизации свойств многоступенчатых гидротрансформаторов. В связи с этим обстоятельством многотурбинные гидротрансформаторы обладают более широкими возможностями по оптимизации их параметров и свойств.

Среди многотурбинных гидротрансформаторов наиболее широкое применение получили двухтурбинные конструкции, в которых присутствуют турбинные колеса разных типов - осевые и центростремительные. Турбинное колесо осевого типа работает более эффективно в диапазоне передаточных отношений гидротрансформатора от 0 до 0,5. Турбинное колесо центростремительного типа эффективно работает при передаточных отношениях свыше 0,5 и на режиме гидромуфты. При этом для одной и той же лопаточной системы двухтурбинного гидротрансформатора могут быть использованы различные конструкции суммирующих зубчатых передач планетарного или непланетарного (вального) типов (Мазалов Н.Д., Трусов С.М. Гидромеханические коробки передач автомобилей. - М.: Машиностроение, 1971, с. 63-64, рис. 24).

В качестве прототипа выбрана гидромеханическая трансмиссия транспортного средства по а.с. СССР №650848, содержащая двухтурбинный гидротрансформатор, имеющий последовательно расположенные в круге циркуляции рабочей жидкости насосное колесо, соединенное с входным валом, первое турбинное колесо, второе турбинное колесо, реактор, две механические передачи для связи турбинных колес с выходным валом.

Задачей данного изобретения является расширение эксплуатационных возможностей гидромеханической передачи с двухтурбинным гидротрансформатором путем расширения диапазона регулирования вращающего момента приводного двигателя.

Поставленная задача достигается тем, что в гидромеханической передаче, содержащей двухтурбинный гидротрансформатор, имеющий последовательно расположенные в круге циркуляции рабочей жидкости насосное колесо, соединенное с входным валом, первое турбинное колесо, второе турбинное колесо, реактор, две механические передачи для связи турбинных колес с выходным валом, причем одна из механических передач для связи первого турбинного колеса с выходным валом выполнена с изменяемым передаточным отношением.

Результаты ранее выполненных исследований показывают, что существенное влияние на характеристики гидромеханических передач с двухтурбинными гидротрансформаторами оказывает величина передаточного отношения зубчатой передачи, соединяющей первое турбинное колесо двухтурбинного гидротрансформатора с выходным валом (Мазалов Н.Д., Трусов С.М. Гидромеханические коробки передач внеавтомобилей. - М.: Машиностроение, 1971, с. 68-71, рис. 27). Это объясняется тем, что первое турбинное колесо гидротрансформатора и соответствующая ему механическая передача определяют динамические свойства самоходной машины в момент ее трогания с места и разгона, т.е. в диапазоне малых передаточных отношений гидромеханической передачи. В известных конструкциях автомобильных гидромеханических передач с двухтурбинными гидротрансформаторами величина передаточного отношения механической передачи между первым турбинным колесом и выходным валом варьируется в диапазоне от 1,6 до 2,5. Увеличение передаточного отношения передачи межу первым турбинным колесом и выходным валом сопровождается ростом преобразующих свойств гидротрансформатора при передаточных отношениях от 0 до 0,5, однако приводит к снижению КПД гидротрансформатора при более высоких передаточных отношениях (свыше 0,5). Поэтому выбор передаточного отношения механической передачи межу первым турбинным колесом и выходным валом гидромеханической передачи производится из компромиссных соображений: меньшие значения этого передаточного отношения характерны для гидромеханических передач легковых автомобилей, а наибольшие значения - для гидромеханических передач автопогрузчиков, работающих вне дорог и в циклическом режиме. Поскольку характер и условия движения самоходной машины могут изменяться в широких пределах, то фиксированное значение передаточного отношения зубчатой передачи для первого турбинного колеса двухтурбинного гидротрансформатора ухудшает динамические свойства гидромеханической передачи. Указанное обстоятельство является недостатком гидромеханической передачи с двухтурбинным гидротрансформатором.

На фиг. 1 представлен вариант принципиальной кинематической схемы гидромеханической передачи с двухтурбинным гидротрансформатором ко мплексного типа и механическими зубчатыми передачами непланетарного (вального) типа. Многоступенчатая механическая передача, соединяющая первое турбинное колесо с выходным (ведомым) валом, выполнена с двумя различными передаточными отношениями, а для изменения передаточного отношения используются две фрикционные сцепные муфты.

Элементы гидромеханической передачи смонтированы в корпусе 1. Гидромеханическая передача содержит двухтурбинный гидротрансформатор 2, который имеет насосное колесо 3 центробежного типа, соединенное с входным (ведущим) валом 4, первое турбинное колесо 5 осевого типа, соединенное с промежуточным валом 6, второе турбинное колесо 7 центростремительного типа, соединенное с промежуточным валом 8. Промежуточный вал 6 посредством сцепных муфт 9 и 10 соответственно соединяется с выходным (ведомым) валом 11 через зубчатые колеса 12 и 13 или через зубчатые колеса 14 и 15. Передаточное отношение зубчатой передачи 12-13 не равно передаточному отношению зубчатой передачи 14-15. Промежуточный вал 6 соединяется с выходным валом 11 посредством зубчатых колес 16 и 17.

Двухтурбинный гидротрансформатор 2 содержит также реактор 18, который с целью реализации режима гидромуфты установлен на муфте свободного хода 19, соединенной в свою очередь с корпусом 1.

Работает гидромеханическая передача следующим образом.

Приводной двигатель (на схеме не показан) через входной (ведущий) вал 4 приводит во вращение насосное колесо 3 гидротрансформатора 2, которое создает поток и напор рабочей жидкости. Рабочая жидкость последовательно поступает сначала в турбинное колесо 5 осевого типа, а затем в турбинное колесо 7 ц ентростремительного типа. В зоне малых передаточных отношений (u<0,5) 6 олее высокий КПД имеет турбин ное колесо 5 осевого типа, а в зоне высоких передаточных отношений (u>0,5) и на режиме гидромуфты - турбинное колесо 8 центростремительного типа. Вращающий момент от второго турбинного колеса 7 через промежуточный вал 8 и зубчатые колеса 16 и 17 передается на выходной (ведомый) вал 11. Вращающий момент от первого турбинного колеса 5 через промежуточный вал 6 передается на ведомый вал 11 либо через включенную муфту 9 и зубчатые колеса 12 и 13, либо через включенную муфту 10 и зубчатые колеса 14 и 15. В зависимости от условий движения самоходной машины вращающий момент от первого турбинного колеса 5 трансформируется зубчатой передачей 12-13 или зубчатой передачей 14-15. Передаточные отношения передачи 12-13 и передачи 14-15 подбираются таким образом, чтобы обеспечить оптимальные значения коэффициента трансформации и КПД гидромеханической передачи для легких и тяжелых условий движения самоходной машины. Передаточное отношение механической передачи между первым турбинным колесом 5 и выходным валом 11 изменяется от 0 до значения max(Z₁₂/Z₁₃, Z₁₄/Z₁₅), где Z₁₂, Z₁₃, Z₁₄, Z₁₅ - числа зубьев зубчатых колес 12, 13, 14, 15 соответственно.

При включении какой-либо одной сцепной муфты (например, муфты 9) другая сцепная муфта (например, муфта 10) находится в выключенном состоянии, что обеспечивается соответствующим алгоритмом работы системы управления гидромеханической передачей. Если обе сцепные муфты 9 и 10 выключены, то гидротрансформатор 2 работает как одноступенчатый, в котором первое турбинное колесо 5 вращается вхолостую, а преобразование вращающего момента приводного двигателя осуществляется только посредством второго турбинного колеса 7. Выключенное состояние обеих сцепных муфт 9 и 10 необходимо в диапазоне высоких передаточных отношений двухтурбинного гидротрансформатора 2 и при его работе на режиме гидромуфты. Одновременное включение сцепных муфт 9 и 10 предотвращается как недопустимое посредством соответствующего алгоритма работы системы управления гидромеханической передачей.

На режиме трансформации вращающего момента заклиненная муфта свободного хода 19 останавливает реакторное колесо 18, а при переходе двухтурбинного гидротрансформатора 2 на режимы гидромуфты муфта свободного хода 19 расклинивается, а реакторное колесо 18 вращается свободно в потоке рабочей жидкости.

Использование в конструкции заявляемой гидромеханической передачи управляемых сцепных муфт позволило отказаться от примененной в прототипе муфты свободного хода, отключающей первое турбинное колесо от выходного вала в диапазоне высоких передаточных отношений. Отключение первого турбинного колеса 5 от выходного вала 11 на неоптимальном режиме его работы в области высоких передаточных отношении в заявляемой гидромеханической передаче осуществляется путем отключения обеих сцепных муфт 9 и 10.

В качестве сцепных муфт 9 и 10 могут быть использованы также кулачковые или зубчатые муфты. Двухступенчатая зубчатая передача (Z₁₂/Z₁₃, Z₁₄/Z₁₅) может быть выполнена без применения сцепных муфт 9 и 10 путем использованием подвижного блока зубчатых колес Z₁₂ и Z₁₄, перемещающегося вдоль оси вала 6. Кроме этого, механическая передача между первым турбинным колесом 5 и выходным валом 11 гидромеханической передачи может быть выполнена как вариатор. Перечисленные конструктивные варианты гидромеханической передачи принципиально не изменяют заявляемый принцип ее действия.

Таким образом, предлагаемая гидромеханическая передача по сравнению с прототипом обладает более широкими эксплуатационными возможностями. Работа данной гидромеханической передачи лучше согласуется с работой приводного двигателя и различными условиями движения самоходной машины. В результате заявляемая гидромеханическая передача обеспечивает более высокие значения КПД во всем диапазоне передаточных отношений трансмиссии самоходной машины.

Гидромеханическая передача, содержащая двухтурбинный гидротрансформатор, включающий последовательно расположенные в круге циркуляции рабочей жидкости насосное колесо, соединенное с входным валом, первое турбинное колесо, второе турбинное колесо, реактор, две механические передачи для связи турбинных колес с выходным валом, отличающаяся тем, что одна из механических передач для связи первого турбинного колеса с выходным валом выполнена с изменяемым передаточным отношением.