Учебное пособие 800664

недостатков избавлена гидросхема с дросселем на выходе из двигателя (рис. 3.4, б). Она имеет несколько меньший КПД, так как часть мощности затрачивается на преодоление противодавления в сливной магистрали.

Дроссель можно включить параллельно гидродвигателю в линию, соединяющую напорную магистраль со сливной (рис. 3.5, а).

Рис. 3.5. Гидравлическая схема привода с параллельным включением дросселя: а – гидравлическая схема; б – механическая характеристика привода

В этой схеме поток гидрожидкости от насоса разветвляется на две части: часть потока направляется к гидродвигателю, другая часть – на слив через дроссель. В зависимости от величины открытия дросселя можно получить различную скорость выходного звена гидродвигателя. Эта скорость будет также зависеть от нагрузки, действующей на выходное звено гидродвигателя

(рис. 3.5, б).

Средняя скорость движения выходного звена гидродвигателя без учета давления в сливной линии может быть определена по формуле

	Q		Sдр		2		F	.	(3.7)
	н
			Sп				Sп
	Sп

При нагрузки Fн = 0 скорость движения выходного звена гидродвигателя будет максимальна и не зависит от площади проходного сечения дросселя. При полном закрытии дросселя нагрузка стремится к максимальной, определяемой максимальным давлением жидкости в гидросистеме. При параллельном включении дросселя исключается возможность работы гидросистемы при отрицательной нагрузке на выходном звене гидродвигателя.

КПД гидросистем с дроссельным регулированием пропорционален скорости выходного звена и достигает своего максимального значения при определенной величине скорости выходного звена гидродвигателя.

Общий недостаток схем с дроссельным регулированием состоит в том, что скорость выходного звена зависит от нагрузки. Устранение этого недостатка

80

достигается установкой регулятора расхода на выходе из гидродвигателя. Схема гидропривода с регулятором расхода и его механическая характеристика показана на рис. 3.6.

Рис. 3.6. Схема гидропривода с регулятором расхода и его механическая характеристика

Регулятор расхода устанавливается на выходе из гидродвигателя. Давление в напорной линии задается настройкой предохранительного клапана кп. Слив осуществляется через регулятор расхода в бак. Регулятор потока состоит из регулируемого дросселя и клапанов постоянной разности давлений. Регулятор обеспечивает постоянство скорости выходного звена независимо от нагрузки F. Механическая характеристика гидропривода с регулятором расхода на выходе из гидродвигателя показана на рис. 3.6, б. Небольшое уменьшение скорости выходного звена гидродвигателя на участке 1-2 характеристики обусловлено увеличением утечек рабочей жидкости при увеличении нагрузки на рабочем органе. Резкий спад скорости на участке 2-3 характеристики происходит при срабатывании предохранительного клапана и резким уменьшением расхода рабочей жидкости, подводимой к гидродвигателю.

Объемное регулирование позволяет соблюдать соответствие производительности насоса расходу рабочей жидкости гидродвигателем. Возможны следующие варианты объемного регулирования скорости выходного звена гидродвигателя:

- регулируемый насос питает нерегулируемый гидродвигатель;

-	нерегулируемый	насос питает регулируемый гидродвигатель;
-	регулируемый	насос	питает	регулируемый	гидродвигатель.

Гидравлические схемы этих вариантов изображены на рис. 3.7.

81

а

б

в

Рис. 3.7. Гидравлические схемы объемного регулирования:

а) регулируемый насос – нерегулируемый двигатель; б) регулируемый насос – регулируемый двигатель; в) нерегулируемый насос – регулируемый двигатель

Гидравлическая схема при объемном регулировании (рис. 3.7, а) обычно содержит регулируемый (нерегулируемый) насос 1, нерегулируемый (регулируемый) гидромотор 2, нерегулируемый насос 3 подпитки для компенсации утечек рабочей жидкости, предохранительные клапаны 4, обратные клапаны 6, настраиваемые на рабочее давление в системе. Угловая скорость вала двигателя определяется уравнением

пд= (nн qн ηон ηод)/qд ,

(3.8)

где qн и qд - рабочие объемы насоса и двигателя соответственно; пн – частота вращения вала насоса; ηон, ηод – объемные КПД насоса и двигателя соответственно.

Из уравнения видно, что изменение частоты вращения двигателя может быть достигнуто путем изменения рабочих объемов как насоса, так и двигателя.

Характеристика гидропривода с регулируемым насосом и нерегулируемым гидродвигателем показана на рис. 3.8. Крутящий момент на валу гидродвигателя в общем случае определяют по формуле

Мд= (qд рд ηд)/2π,

(3.9)

где рд – перепад давлений на гидродвигателе.

82

Рис. 3.8. Статические характеристики гидропривода с регулируемым насосом и нерегулируемым мотором

Рабочий объем регулируемого насоса можно представить через параметр 0 ≤ εн ≤ 1, который определяет текущую величину рабочего объема насоса

qн = εн qн макс.	(3.10)
Максимальная частота вращения вала гидродвигателя с учетом
предыдущего выражения будет при εн=1
пд макс= (nн εн qн макс ηон ηод)/qд .	(3.11)

При постоянном рабочем объеме гидродвигателя и постоянном перепаде давления на нем теоретически момент двигателя не зависит от текущего объема насоса. Практически с учетом утечек жидкости вращение вала двигателя начнется при такой величине εн, когда производительность насоса превысит объем утечек. При увеличении εн возрастают механические и гидравлические потери в гидросистеме. Фактически момент двигателя будет изменяться по пунктирной кривой. Фактическая частота и мощность растут в соответствии с пунктирным линиями. Мощность гидравлического привода можно определить по формуле

N = Δpд nд qд ηмд ηод.

(3.12)

Схема гидропривода с регулируемым двигателем и нерегулируемым насосом была показана на рис. 3.7, в. Параметр регулирования двигателя εд может изменяться в пределах 0 ≤ εд ≤ 1. При объемном регулировании подача насоса с учетом объемного КПД равна расходу двигателя. Справедливо будет с учетом параметра регулирования следующее выражение

83

εд qд nд = nн qн ηон ηод.

(3.13)

Откуда получаем выражение для частоты вращения вала гидродвигателя

nд = (nн qн ηон ηод)/( εд qд).

(3.14)

Частота вращения вала двигателя обратно пропорциональна параметру регулирования. Естественно представить, что при постоянной производительности насоса уменьшение рабочего объема qд двигателя увеличивает частоту его вращения, а увеличение εд = 1 дает минимальную частоту вращения.

На рис. 3.9 показана статическая характеристика гидропривода с нерегулируемым насосом и регулируемым двигателем. Крутящий момент на валу двигателя можно определить из выражения

Мд= (qн пн рд ηмд ηон ηод)/2π пд.

(3.15)

Рис. 3.9. Статическая характеристика гидропривода с нерегулируемым насосом и регулируемым двигателем

С ростом частоты вращения вала двигателя его крутящий момент уменьшается. Мощность двигателя вычисляют по формуле

Nд = Δpд Qд ηд или Δpд Qн ηон ηод ,

(3.16)

где Qд – расход двигателя; Qн – расход насоса.

Схема гидропривода с регулируемыми насосом и двигателем была представлена на рис. 3.7, б. Она имеет широкий диапазон регулирования по моменту и частоты вращения вала двигателя. Статическая характеристика такого привода показана на рис. 3.10.

84

Рис. 3.10. Статическая характеристика гидропривода с регулируемыми насосом и двигателем

Зона I при максимальном рабочем объеме (εд = 1) двигателя показывает возможность регулирования момента, частоты вращения и мощности двигателя за счет изменения рабочего объема насоса от минимального (εн = 0) до максимального (εн = 1). Зона II показывает изменение указанных параметров двигателя при максимальном рабочем объеме насоса (εн = 1) путем изменения рабочего объема двигателя от максимального (εд = 1) до минимального (ε'д = 0). Сочетая разные величины рабочих объемов насоса и двигателя можно получить необходимые величины крутящего момента и различную частоту вращения вала двигателя.

Сравнение различных способов регулирования по КПД, по нагрузочным характеристикам, по стоимости позволяет сделать следующее заключение. Объемное регулирование позволяет получить регулировочные характеристики с наилучшим КПД. Но такой способ регулирования значительно дороже дроссельного способа регулирования. Его следует применять в гидроприводах большой мощности для экономии энергии. В маломощных приводах кратковременного действия предпочтительно применение дроссельного регулирования.

3.3.2. Гидродинамические трансмиссии

В связи с необходимостью увеличения производительности транспортных и тяговыхмашин, повышения ихтягово-сцепныхкачеств, все большее распространение получилигидродинамическиепередачи.

Гидродинамическая трансмиссия предполагает наличие в передаваемом силовом потоке от двигателя к рабочему органу технологической машины специальногоустройства–гидромуфтыили гидротрансформатора.

Гидромуфта (рис. 3.11)имеетвсвоемсоставенасосное итурбинное колеса.

85

Рис. 3.11. Схема гидромуфты: Н – насосное колесо; Т – турбинное колесо; К–корпусгидромуфты

Ее отличительной особенностью является отсутствие жесткой связи между входом (насосным колесом) и выходом (турбинным колесом). Передача мощности осуществляется за счет кинетической энергии рабочей жидкости. Механическую энергию силовой установки насосное колесо преобразует в кинетическую энергию жидкости, которая передается на турбинное колесо и заставляет его вращаться. Гидромуфта передает вращающий момент от насосного колеса к турбинному не изменяя его. Отставание скорости вращения турбинного колеса от насосного составляет 2 - 5 %. В этом случае гидромуфтой передается номинальный входной момент и КПД гидромуфтысоставляет95–98%.

В гидротрансформаторе (рис. 3.12), кроме насосного и турбинного колес, установлено на валу турбинного колеса с помощью муфты свободного хода специальное направляющее колесо (реактор). Поток рабочей жидкости при вращении насосного колеса под действием центробежных сил с внешнего контура насосного колеса поступает на лопатки турбинного колеса и разгоняет его. Жидкость с турбинного колеса поступает на лопатки направляющего колеса, изменяет свое направление и безударно входит на лопатки насосного колеса, замыкая круг циркуляции жидкости. Реактивный момент направляющего колеса от изменения направления потока жидкости воздействует на турбинное колесо, создавая на нем дополнительный момент, равный по величине реактивному моменту. Это позволяет повысить величинукрутящегомоментанатурбинномколесе.

86

Рис. 3.12. Схема гидротрансформатора: Н – насосное колесо; Т – турбинное колесо; А–реактор; К–внешнийкорпус

Гидротрансформаторы характеризуются соответствующей безразмерной характеристикой, которая определяетсяэкспериментально (рис. 3.13).

Рис. 3.13. Безразмерная характеристикагидротрансформатора

На характеристике показаны зависимости от кинематического передаточного отношенияiт.=ωт/ωн:

-коэффициентатрансформацииКт=Мт/Мн,

-КПД гидротрансформатораηт =Мтωт/Мнωн,

-коэффициентакрутящегомомента λн =Мн/ρпн2 Dн5.

87

Комплексным гидротрансформатором называют устройство, которое совмещает в себе свойства гидромуфты и гидротрансформатора (рис. 3.14). Такой гидротрансформатор отличается наличием двух реакторов, установленных на неподвижной втулке на муфтах свободного хода. Реакторы могут вращаться только в сторонувращения турбинногоколеса. Такойкомплексныйгидротрансформаторимеет трихарактерныхрежимаработы.

Рис. 3.14. Схема комплексного гидротрансформатора: Н – насосное колесо; Т–турбинноеколесо;А1иА2-реакторы

Первый режим характеризуется неподвижным положением реакторов, что позволяет получить на турбинном колесе момент, в 2 – 3 раза превышающий момент на насосном колесе, т.е. надвигателе. Это позволяет преодолетьсилы трения покоя и силыинерциипритрогании машинысместабезперегрузкидвигателя.

Второй режимсоответствуетсвободномувращениюреактора А1 всторону

вращения турбинного колеса без создания	реактивного момента. Реактор	А2
неподвижен и создает реактивный момент.	Это соответствует условиям разгона
машины.

88

При третьем режиме оба реактора свободны и вращаются в сторону вращения турбинногоколеса. Гидротрансформаторработаетврежимегидромуфты.

Начало вращения реакторов происходит автоматически в зависимости от скорости вращения турбинного колеса и соответствующего этой скорости изменения направления потокажидкости навходевреакторы.

Гидродинамические передачи по сравнению с механическими передачами имеютследующиепреимущества:

-автоматическое регулирование скорости, позволяющее получить «ползучие» скорости, важныедлятранспортныхитяговыхмашин;

-улучшение пусковых качеств машины, так как гидродинамическая передача позволяетосуществитьпускмашиныпод нагрузкой;

-повышение надежности основных узлов машины, так как предохраняются двигательи механизмы трансмиссии от перегрузкиза счет уменьшения прозрачности. При этом существенно снижаются динамические нагрузки за счет демпфирования крутильныхколебанийотдвигателя ирабочегоорганавгидродинамическойпередаче;

-улучшение проходимости и тягово-сцепных качеств за счет плавного автоматическогоизменения момента гидротрансформатором;

-облегчение труда водителя благодаря более простой автоматизации процесса переключения передач.

К недостаткам гидродинамическогоприводаследуетотнестиследующее:

-сложностьреверсирования выходноговала;

-низкийКПД намалыхоборотах;

- зависимость	эксплуатационных показателей от температуры рабочей
жидкости;

-сложностьизготовления.

Гидродинамические трансмиссии, построенные только на применении гидромуфт или гидротрансформаторов, применяются в весьма ограниченных случаях. Практически всегда гидротрансформаторыработаютс редукторами, чащес планетарными редукторами в транспортных машинах, погрузочных машинах, специальных грузовых шасси. На рис. 3.15 приведена для примера кинематическая схемагидромеханическойкоробкипередачпогрузчикаТО-17.

Крутящий момент вала отбора мощности	ДВС карданной передачей 1
передается на комплексный гидротрансформатор	2, который передает момент на

двухскоростной двухдиапазонный зубчатый редуктор с реверсом. Переключение диапазонов осуществляется зубчатой муфтой 3. Вторая и четвертая передачи включаются фрикционной муфтой 4, первая и третья передачи включаются муфтой 5. Реверс осуществляется фрикционной муфтой 6. Выходной вал коробки передач передает крутящий момент с помощью карданных валов 7 на мосты ходового оборудования.

89