Гидротрансформатор - RU2066408C1

Чертежи

Описание

Изобретение относится к области гидродинамических передач и предназначено для использования в трансмиссиях БМП, т-в и других боевых машин, имеющих высокую удельную мощность (свыше 20 л.с./т) и ограниченные объемы моторно-трансмиссионного отделения. Может быть также использовано для трасмиссий автомобилей, тягачей и других наземных транспортных средств гражданского назначения.

Известны трех- и четырехколесные комплексные гидротрансформаторы с расположением насосного и турбинного колес симметрично относительно вертикальной оси круга циркуляции и с расположением колеса (колес) реактора в нижней части круга циркуляции с симметрией входных и выходных кромок (см. например, Н. Д. Мазалов, С. М. Трусов "Гидромеханические коробки передач", "Машиностроение", М. 1971 рис. 46, 48 и 49 или П.П. Горбунов, Ф. А. Черпак, К. Я. Львовский "Гидромеханические трансмиссии тракторов", "Машиностроение", М. 1966, рис. 31, 34, 40).

Наиболее близким аналогом гидротрансформатора, который принят за прототип по настоящей заявке, является гидротрансформатор по авторскому свидетельству СССР 390747, кл. В 60 К 17/10 F 16 H 41/26 за 1974 год.

Вышеуказанные технические решения, как аналогов так и прототипа, имеют очертания проточной части рабочей полости в меридиональном сечении различной формы, в том числе и с внутренним тором круга циркуляции, выполненным тремя сопряженными друг с другом дугами окружностей. Насосное колесо у этих гидротрансформаторов имеет угол наклона лопаток по средней линии тока на входе 30-100^o (здесь и далее в материалах заявки угол отсчитывается между вектором минимальной скорости и отрицательным направлением окружной скорости U) и число лопаток 15-36, турбинное колесо имеет угол наклона лопаток по средней линии тока на входе 120-145^o, на входе 20-40^o и число лопаток 15-35, а колесо реактора имеет угол наклона лопаток по средней линии тока на выходе 140-170^o и число лопаток 9-23.

Гидротрансформаторы с некоторыми из вышеуказанных кругов циркуляции имеют достаточно высокие внешние характеристики и значения максимального, КПД у них достигают 90-92% (см. Н.Д. Мазалов, С.М. Трусов "Гидромеханические коробки передач", стр. 67).

В основном, это гидротрансформаторы, у которых круг циркуляции развит в радиальном направлении за счет относительного уменьшения минимального диаметра круга циркуляции D_o, что достигается очертанием наружного тока в виде окружности (прототип).

Разработка нового поколения БМП показала, что необходимая маневренность и подвижность может быть обеспечена с применением гидромеханической трансмиссии на мощность 400-600 л.с. с гидротрансформатором, имеющим активный диаметр 340 мм ≅ D_a ≅ 380 мм. При этом вопросы базовости и унификации моторно-трансмиссионного отделения для ряда машин легкой категории по массе легче решаются с гидротрансформатором меньшего диаметра, например, с D_a 340 мм. Уменьшение же активного диаметра D_a известных отработанных гидротрансформаторов с приемлемыми характеристиками до D_a 340 мм ведет автоматически к уменьшению минимального диаметра круга циркуляции D_o, что практически исключает возможность разработки с этими гидротрансформаторами надежных муфт свободного хода при указанной передаваемой мощности.

В комплексном гидротрансформаторе, принятом за прототип, с уменьшением диаметра до размеров, например, D_a 340-380 мм минимальный диаметр круга циркуляции становится равным D_o 126,5-141,4 мм, т.к. D_o D_a 4 r₁ D_a 4 • 0,317 D_a/2 0,372 D_a, где r₁ радиус окружности наружного тора,
0,317 отношение радиуса r₁ к максимальному радиусу круга циркуляции. У трансмиссий на мощность N ≈ 500 л.с. турбинный вал гидротрансформатора имеет диаметр порядка 50 мм. Для гидротрансформатора с D_a 340 мм размер, предназначенный для муфты свободного хода, в радиальном направлении становится равным примерно 75 мм. Этого размера не достаточно для размещения муфты свободного хода при такой передаваемой мощности. Кроме этого, гидротрансформатор по прототипу с углом выхода лопаток насосного колеса равным β₁₂ 20-105^o не дает возможности получить высокую энергоемкость и КПД при прямой прозрачности внешней характеристики и значениях коэффициента трансформации момента на стоп-режиме К_o 2,0-2,5, что необходимо для транспортных средств с высокой удельной мощностью.

Целью настоящего изобретения является уменьшение габаритов узла гидротрансформатора в радиальном направлении при сохранении высоких значений его КПД и работоспособной муфты свободного хода.

Указанная цель достигается тем, что образованная колесами рабочая полость в меридиональной плоскости выполнена в виде эллиптического кольца, вытянутого параллельно оси вращения гидротрансформатора так, что минимальный диаметр ее выбран из соотношения

, где D_a активный диаметр гидротрансформатора, а отношения ее ширин по наружному и внутреннему тору к активному диаметру составляют соответственно B/D_a 0,33-0,34 и b/D_a 0,18-0,19, где В ширина по наружному тору, b ширина по внутреннему тору. При этом длина отрезка между точками пересечения вертикальной оси симметрии круга циркуляции с наружным и внутренним торами на большем радиусе составляет (0,052-0,054) D_a, а длина аналогичного отрезка на меньшем радиусе выбрана из соотношения наружный тор выполнен тремя сопряженными друг с другом дугами окружности, лопатки всех колес в меридиональной плоскости по наружному тору размещены на (0,9-0,92) L, где L периметр наружного тора, а по внутреннему тору на (0,94-0,95) l, где l периметр внутреннего тора. Отношение длин разверток лопаток насосного и турбинного колес по наружному тору к длинам разверток этих же лопаток по внутреннему тору выполнено в пределах 1,76-1,86, а отношение угла наклона лопатки по внутреннему тору к углу лопатки по наружному тору на входе в насосное колесо выполнено в пределах 0,85-1,06 и последнее имеет угол β₁₂ выхода лопаток в радианах, определяемый из соотношения .

Другой целью изобретения является упрощение изготовления колес гидротрансформатора путем размещения точек сопряжения дуг окружности, образующих нижнюю часть круга циркуляции по наружному и внутреннему торам, в межколесных зазорах, примыкающих к колесу реактора.

На фиг. 1 схематично изображено меридиональное сечение гидротрансформатора, на фиг. 2 и 3 круги циркуляции предлагаемого гидротрансформатора и гидротрансформатора ГТК-ХУ-380: на фиг. 4 изображено образование наружного и внутреннего торов круга циркуляции предлагаемого по данной заявке гидротрансформатора.

Гидротрансформатор (фиг. 1) содержит центробежное насосное колесо 1 центростремительное турбинное колесо 2 и колесо реактора 3 с муфтой свободного хода 4, расположенной на неподвижном элементе 5. Как было сказано выше, проектирование гидротрансформаторов с уменьшенными габаритами в радиальном направлении на основе известных образцов приводят к практически непригодным кругам циркуляции по наименьшему диаметру D_a.

Проектирование и практическое использование гидромеханических трансмиссий для специальных транспортных машин различных категорий по массе и удельной мощности показывает, что при передаче через гидротрансформатор мощности порядка N ≥ 500 л.с. граничным активным диаметром D_a, допускающим использование круга циркуляции прототипа или его аналогов являются диаметры D_a 380-390 мм.

В предлагаемом гидротрансформаторе (фиг. 2, 4) для получения требуемых параметров внешне характеристики и габаритов в радиальном направлении минимальный диаметр рабочей полости в меридиональной плоскости выбран из соотношения

Приведенная зависимость для D_o получена объединением фигур 2 и 3 в единую расчетную схему.

Наименьший диаметр D_o круга циркуляции, равный 140,2 мм комплексного гидротрансформатора ГТК-ХУ-380 (фиг. 3 круг циркуляции; характеристика таблица 1) с D_a 380 мм на мощность 400-600 л.с. должен быть принят за базовый для разработки новых кругов циркуляции, если их активный диаметр менее 380 мм. Гидротрансформатор ГТК-ХУ-380 был также разработан для проведения опытных работ по новой БМП.

Только это дает возможность иметь проверенную работоспособность муфты свободного хода, позволить выбрать отводные каналы для подпитки полости ГТ рабочей жидкостью достаточно большого сечения и, тем самым, обеспечить приемлемый тепловой режим работы трансмиссии при допустимых давлениях подпитки. Если использовать метод геометрического подобия, то, например, для гидротрансформатора с D_a 340 мм наименьший диаметр гидротрансформатора ГТК-ХУ-380 равен D_o 125 мм, а для прототипа D_a 126 мм.

Разность между требуемым наименьшим диаметром круга циркуляции (⌀ 140 мм) и получаемым геометрическим подобием для кругов типа прототипа ((⌀ 125 мм)) составляет 15 мм или

, а диаметр 125 мм составит 0,368 D_a. В целом, соотношение для D_o будет выглядеть как сумма этих двух слагаемых (см. выше). "Сплющивая" таким образом круг циркуляции, получаем рабочую полость, образованную колесами в меридиональной плоскости, выполненную в виде эллиптического кольца, вытянутого параллельно оси вращения гидротрансформатора (фиг. 2 и 4).

Дальнейшее построение нового круга циркуляции ведется в направлении определения отрезка Δr_вн (фиг. 2) между точками пересечения вертикальной оси симметрии круга с наружным и внутренним торами на меньшем его радиусе.

Для обработанного круга циркуляции с D_a 380 мм, Δr_вн=37,7 мм.. Используя геометрическое подобие, например, для D_a 340 мм, получаем Δr_вн=32 мм при внутреннем диаметре D_a 125 мм (см. выше). При переходе на D_o 140 мм, из условия сохранения меридиональной площади находим новое Δr_вн=29,5 мм.. Базируя полученные отрезки Δr_вн этих двух кругов циркуляции на единый наименьший диаметр круга циркуляции (⌀ 140 мм) получаем разность 35,7-29,5 6,2 мм или

. Поэтому длина отрезка между точками пересечения вертикальной оси симметрии круга циркуляции с наружным и внутренним торами на меньшем радиусе выбирается из соотношения

Используя известные рекомендации по построению меридионального сечения круга циркуляции (см. например, А. Я. Кочкарев "Гидродинамические передачи", "Машиностроение", Л. 1971 стр. 104), когда R_ср•h const, где h - текущий отрезок ширины кольца меридионального сечения, а R_cр текущий радиус середины этого отрезка, находим длину отрезка между точками пересечения вертикальной оси симметрии круга циркуляции с наружным и внутренним торами на большем радиусе равную Δr_н=(0,052÷0,054)D_а. Оптимальные отношения ширин по наружному и внутреннему торами к активному диаметру составляет соответственно B/D_a 0,33-0,34 и b/D_a 0,18-0,19, где В ширина по наружному тору, а b - ширина по внутреннему тору. При этом наружный и внутренний торы не представляется возможным очерчивать единым радиусом каждый, а необходимо делать сопряженными минимум тремя дугами окружности (см. фиг. 4). Отличительная особенность предлагаемого гидротрансформатора заключается в том, что точки сопряжения дуг окружности, образующих нижнюю часть круга циркуляции по наружному (радиусы R₂ и R₃) и внутреннему торам (радиусы r₂ и r₃) расположены в межколесных зазорах, примыкающих к колесу реактора (точки А₁ и A₂ фиг. 4). Это упрощает изготовление модельной оснастки на колесо реактора, поскольку наружный и внутренний торы его оказываются очерченными едиными дугами окружностей.

В предлагаемом комплексном гидротрансформаторе лопатки всех колес в меридиональной плоскости по наружному тору размещены на (0, 9-0,92) L, где L - периметр наружного тора, а по внутреннему тору на (0,94-0,95) l, где l - периметр внутреннего тора. У прототипа по наружному и внутреннему тору лопатки размещены на 0,98 длины периметра.

Отношение длин разверток лопаток насосного и турбинного колес по наружному тору к длинам разверток этих же лопаток по внутреннему тору выполнено в пределах 1,76-1,86 против 2,15-2,85 у прототипа. Вышеприведенные сравнения показывают, что отношению к прототипу в предлагаемом гидротрансформаторе будут снижены потери на трение и особенно на "удар", что обусловливает получение высоких значений КПД как в максимуме, так и в точке перехода на режим гидромуфты.

В предлагаемом гидротрансформаторе отношение угла наклона лопатки по внутреннему тору к углу лопатки по наружному тору на входе в насосное колесо выполнено в пределах 0,85-1,06 против 1,15-1,45 у прототипа. Уменьшение значений этого отношения улучшает условия входа потока в насосное колесо при прочих равных условиях. Следуя теоретическим предпосылкам (см. например, работы С.М. Трусова, А.Н. Нарбута, С.П. Стесина и др.) можно утверждать, что исходя из параметров лопастной системы гидротрансформатора-прототипа невозможно создать гидротрансформатор с прозрачной нагрузочной характеристикой и КПД η≥ 90% в круге циркуляции с увеличенным D_o. При этом наиболее существенно должен быть изменен угол выхода лопаток сн насосного колеса β₁₂ (β₁₂ прототипа 20-105).

Известна также взаимосвязь максимальных КПД и коэффициента трансформации покрывающая, что поддержание высокого к.п.д. гидротрансформатора η_max≥ 90% при высокой энергоемкости возможно только за счет понижения максимального коэффициента трансформации на стоп-режимe К_o до 2,0-2,5 и даже 1,5-1,6. А так как К_o зависит от момента на насосном колесе, а момент, в свою очередь, зависит от выходного угла лопаток насосного колеса, то выбор этих углов является важным моментом.

Для предлагаемого гидротрансформатора с учетом вышеизложенного, а также на основании имеющегося у заявителей опыта экспериментально-конструкторских работ в области создания гидродинамических передач для трансмиссий ВГМ угол выхода в радианах лопастной системы насосного колеса предлагается определять по эмпирической зависимости:

Экспериментальная проверка оптимальности заявленных соотношений была проведена на предприятии п/я А-7701 при испытании вариантов гидротрансформатора с D_a 340 мм. Стендовая установка была смонтирована в соответствии с ГОСТ 17069-71 "Передачи гидродинамические. Методы стендовых испытаний". Методика и программа испытаний также разработаны на основании этого ГОСТа. Были получены внешние характеристики шести вариантов гидротрансформатора с D_a 340 мм (см. материалы акта испытаний).

Варианты гидротрансформаторов комплектовались из турбинного колеса с углом наклона лопаток по средней линии тока β₂₂=30; двух колес реактора с углами выхода β₃₂=147^° и 156^° и трех насосных колес. Углы наклона лопаток на средней линии тока на выходе у испытанных насосных колес были равны 106^o, 115^o и 127^o (см. акт испытаний).

Геометрические соотношения и размеры по кругу циркуляции были выполнены в соответствии с вышеуказанными отличительными признаками.

Проверка заявленного соотношения для β₁₂ по экспериментальным данным первого, второго и третьего вариантов показывает удовлетворительную сходимость вычисленных углов выхода из насосных колес с испытаниями:
Первый вариант:

в опытном образце β₁₂=127:
Второй вариант:
в опытном образце β₁₂=115^°.
Третий вариант:
в опытном образце β₁₂=106.
Испытание гидротрансформатора, разработанные на основании заявленных соотношений, обладают высокой энергоемкостью, прозрачностью и η_max≥ 90% при увеличенном по сравнению с прототипом на 12% внутреннем диаметре D_о, что существенно уменьшило радиальный габарит проточной полости и позволило создать заведомо работоспособную муфту свободного хода. Это было бы невозможно при использовании прототипа и его аналогов.

Таким образом, заявленные отличительные признаки позволяют создавать для современных транспортных средств легкой категории по массе гамму гидротрансформаторов с улучшенными в радиальном направлении габаритами и высокими преобразующими свойствами.

Тактико-экономическую эффективность по данному изобретению можно показать на сравнении заявленного технического решения и базовым объектом. Базовым объектом в данном случае должен быть принят гидротрансформатор ГТК-ХУ-380 (таблица I и фиг. 3 настоящей заявки), прошедший ходовые испытания на новой 5МП и показавший высокую работоспособность по узлу муфты свободного хода. Гидротрансформатор ГТК-ХУ-380 имеет активный диаметр 380 мм и максимальный КПД около 93% что находится на уровне лучших известных образцов (см. табл. 1).

Установка гидротрансформатора ГТК-ХУ-380 в более жесткие условия по мощности и габаритам, указанные в данной заявке (см. выше) привела бы к существенному проигрышу по к.п.д. и тепловыделению. Ориентировочные расчетные оценки и проработки показывают, что установка базового объекта в отведенные габариты по диаметрам D_a и D_o при D_a 340 мм приводит к понижению максимального КПД до 6% т.е. дает η_max =87%.. В гидротрансформаторах, разработанных с использованием заявленных отличительных признаков, согласно стендовым испытаниям сохраняются высокие значения КПД η_max не ниже 90% что приводит по сравнению с базовым объектом к уменьшению тепловыделению до 30% Это весьма существенно для машин с малогабаритными узлами гидротрансформатора, в которых возможности систем охлаждения также весьма ограничены из-за стесненности объектов моторно-трансмиссионных отделений, как это имеет место в БМП и других военных гусеничных машинах.

Реферат

Использование: для трансмиссий автомобилей, тягачей и других наземных транспортных средств. Сущность изобретения: образованная колесами рабочая полость в меридиальной плоскости выполнена в виде эллиптического кольца, вытянутого параллельно оси вращения гидротрансформатора так, что минимальный диаметр ее выбран из соотношения:

- где D_a - активный диаметр гидротрансформатора, а отношение ее ширин по наружному и внутреннему тору к активному диаметру составляют соответственно B/D_a=0,33-0,34 и b/D_a= 0,18-0,19, где В - ширина по наружному тору, b - ширина по внутреннему тору. Длина отрезка между точками пересечения вертикальной оси симметрии круга циркуляции с наружным и внутренним торами на большем радиусе составляет (0,052-0,054)D_a, а длина аналогичного отрезка на меньшем радиусе выбрана из соотношения: Наружный тор выполнен тремя сопряженными друг с другом дугами окружности. Лопатки всех колес в меридиальной плоскости по наружному тору размещены на (0,9-0,92)L, а по внутреннему тору - на (0,94-0,95)l, где L и l - периметры наружного и внутреннего торов. Отношение длин разверток лопаток насосного и турбинного колес по наружному тору и длинам разверток этих же лопаток по внутреннему тору выполнено в пределах 1,76-1,86. Отношение угла наклона лопатки по внутреннему тору к углу лопатки по наружному тору на выходе в насосное колесо выполнено в пределах 0,85-1,06. 1 з.п. ф-лы, 4 ил., 1табл.

Формула