Строительные и дорожные машины. Основы автоматизации

51

личие от гидродинамического трансформатора (ГДТ) имеют только два рабо­ чих колеса − насосное и турбинное и не трансформируют крутящего момента, т. е. Ì ò Ì í . Лопасти рабочих колес ГДМ радиальные. Число лопастей на­ сосного колеса больше, чем турбинного, с целью уменьшения пульсации по­ тока рабочей жидкости и исключения вибраций. Рабочая полость ГДМ запол­ няется турбинным маслом на 85…90 % ее объема, что обеспечивает возмож­ ность его свободного расширения при нагреве и испарении. Для охлаждения ГДМ на наружной поверхности ее кожуха выполняют лопасти, обеспечи­ вающие циркуляцию воздуха в отсеке корпуса трансмиссии в котором распо­ ложена ГДМ. Этот отсек сообщается атмосферой.

На валу гидромуфты предусмотрена установка уплотнения 1, обеспечи­ вающего герметизацию корпуса муфты 2 и вала. Насосное колесо приводит во вращение жидкость, находящуюся в рабочей полости. Под воздействием центробежной силы она отбрасывается к периферии колеса и попадает на ло­ пасти турбинного колеса, оказывая на них давление. Потеряв часть энергии на преодоление сопротивления вращению турбинного колеса, жидкость по его полости течет к центру гидромуфты, где оно вновь переходит на насосное колесо, и цикл его движения повторяется. Относительная скорость, скла­ дываясь с переносной скоростью и движения с насосным колесом, дает в сумме абсолютную скорость схода жидкости с насосного колеса (рис. 1.28, а). Скорость (с) направлена под углом к лопастям турбинного колеса. Этот угол увеличивается с ростом разности угловых скоростей колес и, следовательно, больше будет силовое воздействие жидкости на лопастные колеса и крутя­ щий момент, передаваемый гидромуфтой Крутящий момент (Н∙м) на ведомом валу

D – максимальный диаметр рабочей полости, м; 1 – угловая скорость насос­ ного колеса, рад/с.

Рис. 1.28. Схемы гидродинамических передач: а)– гидромуфта; 1–уплотнение; 2– муфта; 3,4–насосное и турбинное колеса;б)– гидротрансформатор;

1– муфта; 2– реактор; 3, 4– насосное и турбинное колеса

52

Для наиболее распространенных конструкций гидромуфт номинальный коэффициент крутящего момента ном = (2,0...3,2)10 3. Он соответствует но­

минальному скольжению Sном = ( 1­ 2 )/ 1=0,04...0,06 и соответственно но­ минальному КПД ном 2 / 1 = 0,96. ..0,94. Для предохранения двигателя, ведомых механизмов и рабочего оборудования от внешних перегрузок при­ меняют предохранительные гидромуфты, в которых отношение максималь­ ного крутящего момента к номинальному Тмах /Тном соответствует отношению

мах / ном и равно 1,8...3,0. При использовании гидромуфты пуск двигателя можно производить без отключения трансмиссии, так как вначале крутящий момент, передаваемый гидромуфтой и зависящий от квадрата угловой скоро­ сти насосного колеса, мал. На рис. 1.29 приведены основные характеристики гидромуфт, определяющие изменение крутящих моментов и КПД в функции частоты вращения. Кривые Т3 и Тн обозначают характер изменения крутяще­ го момента соответственно в замкнутых и незамкнутых гидромуфтах при по­ стоянной частоте вращения двигателя пе . К замкнутым относятся гидромуф­ ты, у которых рабочий объем жидкости не меняется в зависимости от разви­ ваемого в ней давления.

Рис.1.29. Характеристики гидромуфты с дизельным двигателем

В незамкнутых – регулируемых гидромуфтах рабочая камера соединена с атмосферой или органами питания. Величина характеризует КПД гидро­ муфты. Точка К. соответствует критическому значению крутящего момента, при котором характеристика незамкнутой муфты будет изменяться вследст­ вие уменьшения количества жидкости в рабочей камере. Величины Т1 и Т2 − соответственно механические характеристики двигателя внутреннего сгора­ ния (дизеля) и ведущего вала гидромуфты.

Гидротрансформаторы (см. рис. 1.30) в отличие от гидромуфты имеют не менее трех лопастных колес: насосное 3, турбинное 4 и реакторное 2.

53

Рис.1.30. Общий вид гидротрансформатора:

1−корпус редуктора отбора мощности; 2 − маховик двигателя; 3 − зубчатый венец; 4 − зубчатый диск; 5−первичный вал редуктора; 6− разбрызгивающая шестерня; 7− корпус гидротрансформатора; 8 − турбинное колесо; 9 − насосное колесо; 10−направляющий

аппарат; 11 − ведомый вал; 12− подпиточное отверстие; 13 – ведущий вал

В обычном гидротрансформаторе (ГДТ) реактор неподвижен, в универ­ сальном реактор установлен на обгонной муфте 1. При малых нагрузках реак­ тор вращается свободно под действием потока жидкости и не воспринимает крутящий момент. В этом случае гидротрансформатор работает как гидро­ муфта, когда с уменьшением нагрузки КПД увеличивается.

Крутящие моменты на насосном Т1 и турбинном Т2 колесах гидротрансфор­ матора с помощью соответствующих коэффициентов 1 и 2 определяются аналогично гидромуфте:

где К Т2 /Т1 − коэффициент трансформации.

Различают два вида гидротрансформаторов – непрозрачные и прозрачные. На рис. 1.31 приведены характеристики гидротрансформаторов. При больших нагрузках на выходном валу (К> 1) гидротрансформатор работает в режиме редуктора, уменьшая частоту вращения выходного вала по отноше­ нию к частоте вращения входного вала. Изменение частоты вращения и кру­ тящего момента происходит автоматически бесступенчато при изменении внешнего сопротивления – с увеличением внешнего сопротивления снижает­ ся частота вращения выходного вала и соответственно увеличивается вра­ щающийся момент Мт, что позволяет лучше преодолевать возросшие сопро­ тивления. Но во всем диапазоне изменения выходных параметров гидро­ трансформатора частота вращения и вращающийся момент на валу двигателя,

54

с которым связан вал насосного колеса, практически не изменяются, что бла­ гоприятно сказывается на его работе.

Рис. 1.31. Характеристики гидротрансформатора:Т1н и Т2н − механические характеристики непрозрачного гидротрансформатора; Т1п и Т2п − механические характеристики прозрачно­ го универсального гидротрансформатора; н и у − КПД

неуниверсального и универсального гидротрансформаторов

Характеристика прозрачного гидротрансформатора показана на рис.1.31. От рассмотренной выше она отличается тем, что вращающийся момент Мн на входном валу гидротрансформатора не остается постоянным при измене­ нии момента Мт: увеличение момента Мт вызывет увеличение момента Мн , а следовательно, и момента на валу двигателя. Такой гидротрансформатор уже полностью не защищает двигатель от перегрузок, но зато позволяет мак­ симально использовать его тяговые возможности.

Важным параметром ГДТ является коэффициент прозрачности П . Степень прозрачности гидротрансформаторов оценивается коэффициентом прозрачности Пгт , равным отношению вращающегося момента Òí êãòmax при

работе гидротрансформатора в режиме трогания, т. е. в режиме, когда тур­ бинное колесо еще заторможено Òòmax, nò 0 , к моменту Òí êãò 1 при рабо­ те гидротрансформатора в режиме, когда наступает равенство моментов на входном и выходном валах (Òí Òò и Кгт 1):

Пгт < 1, – обратная. На прозрачность большое влияние оказывает расположе­ ние рабочих колес в круге циркуляции и профиль лопастей насосного колеса. Прозрачность оказывает влияние на характеристики совместной работы дви­

55

гателя с ГДТ. У прозрачного ГДТ коэффициент момента насосного колеса í переменный, зависящий от передаточного отношения. Поэтому нагрузочные характеристики ГДТ Òí f í представляют собой пучок квадратичных па­ рабол, что обеспечивает работу двигателя на всех возможных режимах и по­ зволяет использовать его приспособляемость. Однако у тракторных дизель­

зрачные или малопрозрачные ГДТ, позволяющие более полно использовать мощность двигателя. В качестве расчетных режимов работы гидротрансфор­ матора принимают режимы, близкие к гт max , которым соответствуют мо­

мент на турбинном колесе Òò ð , коэффициент трансформации Кгт р и пере­ даточное число uгт р .

Для того чтобы машина с гидродинамической трансмиссией обладала наиболее высокими тяговыми и скоростными качествами, необходимо, чтобы двигатель и гидротрансформатор работали на согласованных друг с другом расчетных режимах: для двигателей внутреннего сгорания это режимы, близ­ кие к режиму максимальной мощности, а для гидротрансформаторов – к ре­ жиму максимального КПД. Согласование совместной работы двигателя и гидротрансформатора осуществляется как путем выбора нужных параметров и характеристик гидротрансформатора, так и путем установки между двига­ телем и гидротрансформатором согласующего редуктора, позволяющего либо понижать частоту вращения вала насосного колеса по сравнению с частотой вращения вала двигателя (такой редуктор называется понижающим или за­ медляющим, его передаточное число ucp >1), либо повышать частоту враще­

ния вала насосного колеса (такой редуктор называется ускоряющим, его пе­ редаточное число ucp < 1). В соответствии с этим вал двигателя с валом на­

сосного колеса гидротрансформатора может быть соединен напрямую, без редуктора, или через редуктор.

В зависимости от схемы соединения двигателя с гидротрансформатором между режимными параметрами двигателя, приведенными к валу насосного колеса, и параметрами последнего имеют место следующие соотношения:

а) при соединении вала двигателя с валом насосного колеса напрямую, ко­ гда вся мощность, развиваемая двигателем, передается через гидротранс­ форматор

Òä.ïð .í Òí ;nä.ïð.í ní ; Ðä.ïð .í . Ðí ,

гдеÒä.ïð .í .,nä.ïð.í ,Ðä.ïð .í .− вращающий момент, частота вращения и мощность двигателя, приведенные к валу насосного колеса;

б) при той же схеме соединения валов двигателя и насосного колеса, но при отборе части мощности Рона привод вспомогательных механизмов

где коэффициентиспользованиямощностидвигателя

Ðä Ðî /Pä ;

в) при соединении двигателя с гидротрансформатором через согласующий редуктори при отсутствии отбора мощности

Òä.ïð .í Òí uñ.ð ñ.ð;nä.ïð.í nä/uc.ð; Ðä.ïð .í . Ðä ñ.ð.,

где с.р. КПД согласующего редуктора;

г) при соединении двигателя с гидротрансформатором через согласующий редуктори отборе части мощности

Òä.ïð .í Òí uñ.ð ñ.ð; nä.ïð.í nä /uc.ð; Ðä.ïð .í . Ðä ñ.ð. .

Характеристики совместной работы ГДТ с двигателем оказывают большое влияние на технико­экономические показатели машины. Желаемое совмеще­ ние их характеристик можно обеспечить двумя способами: либо применени­ ем согласующей механической зубчатой передачи, позволяющей использо­ вать выбранный ГДТ, либо разработать нового ГДТ, геометрически подобно­ го выбранному прототипу. В первом случае необходимо определить переда­ точное число согласующей передачи uc.n.. Передаточное число согласующей передачи

где ä коэффициент изменения угловой скорости на расчетном режиме работы при совмещении нагрузочной параболы; îòá коэффициент, учиты­ вающий отбор мощности двигателя на привод различных механизмов и сис­ тем, осуществляемый до ГДТ; ñ.ï . КПД согласующей передачи.

дач с применением гидротрансформаторов в землеройных, землеройно­ транспортных машинах и всевозможных погрузчиках, где с ростом внешней нагрузки на рабочем органе или движителях целесообразно автоматическое уменьшение рабочей скорости, приводящее к большей чувствительности в управлении машиной, а также к уменьшению стопорных динамических на­ грузок, появляющихся при встрече с препятствием рабочего органа или дви­ жителей.

Гидрообъемные трансмиссии являются более совершенными по сравнению с гидромеханическими трансмиссиями, выполняемыми на базе гидромуфт или гидротрансформаторов. В конструкцию гидрообъемных трансмиссий входят гидронасосы и гидромоторы, гидроцилиндры, направляющие, регули­

57

рующие и вспомогательные устройства и соединяющие их рабочие гидроли­ нии высокого (напорного) и низкого (сливные, всасывающие, подпиточные) давления.

Схемы гидроцилиндров одно-(а) и двустороннего действия с одно-(б) и

двусторонним (в) штоком приведены на рис. 1.32, а конструкция на рис.1.33.

а) б) в)

Рис. 1.32. Схемы гидроцилиндров: а) − одностороннего и б) −двустороннего действия; в) −двусторонним штоком; 1− корпус; 2 − шток; 3 − штуцер для подвода рабочей жидко­ сти; 4 −поршень; 5 − уплотнительные манжеты; 6−возвратная пружина; 7 −уплотнения

штока

Гидроцилиндр представляет собой корпус (трубу) с тщательно обработан­ ной внутренней поверхностью. Внутри гильзы перемещается поршень 4, имеющий резиновые манжетные уплотнения 3, 7 и 8, которые предотвращают перетекание жидкости из полостей цилиндра, разделенных поршнем, и обес­ печивают съем грязи.

Рис. 1.33. Конструкция гидроцилиндра:

1– шток; 2− крышка; 3, 7, и 8 – резиновые манжеты; 4– поршень; 5– штуцер; 6 – крышка с отверстием

Усилие от давления на поршень передается через шток 1. С двух сторон корпуса укреплены крышки 2 и 6 с отверстиями. В крышке 6 крепится шту­ цер 5. Отверстия в крышке и штуцере служат для подвода и отвода рабо­ чей жидкости. Скорость перемещения штока цилиндра зависит от направ­ ления подачи жидкости. Если жидкость от насоса подается в подштоковую полость, то скорость перемещения штока

58

При поступлении жидкости в штоковую полость гидроцилиндра скорость перемещения поршня при той же подаче насоса увеличивается:

ш 4Q/ Dц2 dш2 ,

усилие при выдвижении одностороннего штока (рис.132, а)

где dш − диаметр штока; р1, р2 давление в поршневой и штоковой полостях гидроцилиндра.

При вытягивании штока

При P1 0 усилие втягивание штока

F 2 Dï2 døò2 ð2 ì .

4

Для гидроцилиндров с двусторонним штоком (рис.1.32, б)

Если подавать жидкость в обе полости одновременно, то поршень будет

Для увеличения хода штока применяют телескопические гидроцилиндры (рис.1.32,в), которые в сдвинутом положении имеют небольшие размеры. Усилия, необходимые для выдвижения штока F1 и втягивание F1 первой сту­ пени, определяются выражениями:

где Ai i 1,2,3,4 активная площадь поршня.

Из выражения (1.40) при известных значениях Vп и Аi определяют расход жидкости Q. Скорость поршня при одинаковой подаче жидкости в поршне­ вую и штоковую полости гидроцилиндра будет разной, так как в первом слу­ чае Аi Aп, а втором случае Аi Aц fшт , где Ац,fшт соответственно пло­

щади поршня и штока. Очевидно, что при подаче жидкости в штоковую по­ лость, т. е. при обратном ходе поршня, его скорость больше, чем при прямом

59

ходе в Ац/ Ап fin раз. Следовательно, при обратном ходе расход жидкости,

что поступающей в штоковую полость, что вызывает повышение давления жидкости при сливе. Во избежание этого сечения трубопроводов, подклю­ ченных к поршневой полости (к линии слива), должны быть больше сечений трубопроводов, подключенных к штоковой полости.

Мощность (кВт), развиваемую поршнем гидроцилиндра, определяют в за­ висимости от усилия F(Н) на штоке гидроцилиндра и скорости поршня

Vп (м/с): Рц FVп/1000.

Посредством гидроцилиндров можно обеспечить не только поступатель­ ное, но и вращательное движение. Для этого их соединяют с зубчато­ реечными, канатно­блочными, цепными, винтовыми или кривошипно­ шатунными механизмами. Направляющие гидроаппараты обеспечивают пуск, остановку и изменение направления потока рабочей жидкости в гидролиниях полным открытием или закрытием рабочего проходного сечения. Основными параметрами этих гидроаппаратов является условный проход, номинальное давление и номинальный поток. К основным направляющим гидроаппаратам относятся гидрораспределители, гидроклапаны и гидрозамки.

Гидрораспределители служат для переключения и направления потоков рабочей жидкости, реверсирования движения и фиксирования гидродвигате­ лей в определенном положении. Они автоматически переключают систему на холостой ход по окончании рабочего хода. Гидрораспределители обеспечи­ вают управление несколькими исполнительными гидродвигателями.

Если гидрораспределитель состоит из отдельных секций, то его называют секционным. В этом случае в каждой секции расположен один золотник.

В гидрораспределители обычно встраивают различные клапаны — предо­ хранительные, обратные, подпиточные, антикавитационные и др. Гидрорас­ пределители имеют устройства для возврата рукояток управления в исходное положение или фиксации их в заданных положениях. Ими можно управлять вручную или с помощью гидравлических или электрогидравлических серво­ устройств, позволяющих упростить управление, снизить усилия на рукоятках управления и повысить точность выполнения операций.

Гидрораспределители, предназначенные для автоматического, дистанци­ онного и кнопочного управления, состоят из электромагнита, пере­ мещающего вспомогательный золотник, который включает главный золот­ ник.

По схеме разгрузки насоса при нейтральном положении золотников гид­ рораспределители делят на два типа − с открытым и закрытым центрами. Гидрораспределитель с открытым центром при нейтральном положении зо­ лотников позволяет жидкости из полости нагнетания по каналу в корпусе пе­ ретекать в сливную полость.

60

Гидрораспределители применяют как для параллельной, так и последова­ тельной схем соединения гидродвигателей. При параллельной схеме можно к одному насосу подключать одновременно несколько гидродвигателей.

Тогда подача насоса

где Q’2…,Qn2 – расходы рабочей жидкости через гидродвигатели.

Давление в гидросистеме устанавливается в соответствии с наименее на­ груженным двигателем.

При последовательной схеме (рис. 1.34) гидродвигатели (гидромоторы) 5 и 6 включаются так, что жидкость по гидролинии 1 из насоса через распредели­ тель 3 вначале поступает в гидродвигатель 5, слив из которого через гидро­ распределитель 4 подключается к следующему гидродвигателю 6 и затем на слив по гидролинии 7.

Рис. 1.34. Схема последовательного подключения гидромоторов

Если рабочие площади гидродвигателей одинаковы на входе и выходе из гидродвигателя, то

а давление, развиваемое насосом, ограничивается гидроклапаном 2 с точно­ стью

1 2/ 2// ... 2п ,

где 2/ , ... , 2// – перепады давления на гидродвигателях.

При индивидуальной схеме можно включить только один гидродвигатель. С включением первого гидродвигателя по движению потока напорная гидро­ линия отключается от всех остальных золотников. В реальных системах гид­ ропередач используют комбинации перечисленных схем.

Гидроклапаны (рис. 1.35) представляют собой различные запорные устрой­ ства: шариковые, конические, золотниковые.