Содержание к диссертации
Введение
Глава 1. Состояние вопроса и задачи исследования 10
1.1. Тенденции конструкторских разработок 10
1.2. Морфологическое описание объекта исследования 16
1.3. Сравнительный анализ объёмных гидравлических машин 19
Выводы 34
Глава 2. Теоретические исследования рабочего процесса ИТВМ с гидродифференциальным выпрямителем момента 36
2.1. Анализ показателей и характеристик объемных гидромашин с точки зрения их применимости в качестве МСХ 36
2.2. Теоретическое обоснование параметров гидросистемы выпрямителя момента 43
2.3. Выбор и обоснование типа рабочей жидкости. 48
Выводы 58
Глава 3. Математическое моделирование рабочего процесса ИГТВМ 59
3.1. Математическая модель рабочего процесса ИГТВМ 59
3.2. Описание рабочего процесса ИГТВМ математической моделью 73
3.3. Результаты математического моделирования рабочего процесса ИГТВМ с разной степенью износа гпдро-МСХ 81
Выводы 91
Глава 4. Экспериментальное исследование рабочего процесса ИГТВМ 92
4.1. Конструкция испытательного стенда и информационно-измерительная аппаратура 93
4.2. Методика экспериментальных исследований 100
4.3. Результаты экспериментальных исследований 102
Выводы 117
Глава 5. Обеспечение ресурса гидродифференциального выпрямителя момента 118
5.1. Комплексное обеспечение ресурса выпрямителя момента на стадиях проектирования и изготовления 119
5.2. Методика прогнозирования ресурса гидродифференциалыюго выпрямителя момента 123
Выводы 131
Общие выводы и рекомендации 132
Список литературы 134
Приложение 140
- Сравнительный анализ объёмных гидравлических машин
- Теоретическое обоснование параметров гидросистемы выпрямителя момента
- Результаты математического моделирования рабочего процесса ИГТВМ с разной степенью износа гпдро-МСХ
- Методика прогнозирования ресурса гидродифференциалыюго выпрямителя момента
Введение к работе
Множество выпускаемых в настоящее время типов машин, различающихся между собой по назначению, например, дорожные, транспортные и др., является следствием большого разнообразия видов деятельности и потребности человека.
В автотракторостроении обычно применяется двигатель внутреннего сгорания (ДВС). Действительно, несмотря на его недостатки, до настоящего времени никакие другие двигатели не могут составить ему конкуренцию. Причиной этого является большая удельная мощность ДВС по сравнению с другими типами двигателей.
Характеристики ДВС далеки от оптимальных, а его мощностные и топ-лишю-экономические показатели существенно зависят от режима работы. В процессе движения нагрузка на двигатель зависит от скорости и ускорения транспортного средства, количества пассажиров и массы перевозимого груза, качества дорожного покрытия и других факторов. Для каких-либо заранее известных условий движения можно подобрать оптимальное передаточное число трансмиссии, при котором двигатель будет работать на желательном режиме. Однако, в процессе эксплуатации мобильных машин, условия движения все время меняются, и требуется непрерывное изменение скоростного и силового факторов.
С этой целью в трансмиссии автомобиля или трактора необходимо иметь устройство, способное изменять её передаточное число, и таким образом, в случае необходимости преодоления повышенных сопротивлений движению повышать вращающий момент на ведущих колесах. Эту функцию и выполняет коробка передач.
Существует два принципиальных способа изменять передаточные числа трансмиссии при движении автомобиля — последовательный выбор дискретных значений передаточных чисел или бесступенчатое изменение передаточного числа трансмиссии в диапазоне от максимального до минимального.
Применение бесступенчатых передач в трансмиссии при автоматическом регулировании передаточных чисел является одним из средств дальнейшего повышения производительности и улучшения основных эксплуатационных качеств транспортных машин.
Накопленный опыт эксплуатации автоматических трансмиссий (главным образом гидромеханических) позволил сформулировать законодательные и эксплуатационные требования к автоматическим коробкам передач.
К эксплуатационным требованиям следует отнести экономическую эффективность применения, бесшумность в работе, возможность прямого замыкания для повышения коэффициента полезного действия трансмиссии, компактность, запуск двигателя буксировкой и т.д.
При оценке эффективности автоматических передач необходимо выявлять и социальные результаты. В этом плане автоматическая коробка передач обеспечивает значительное упрощение управления автомобилем, что ведет к уменьшению утомляемости водителя и повышает безопасность движения.
Автоматическая трансмиссия, обеспечивающая оптимальный режим работы двигателя, - важный фактор в вопросе экономного расхода топлива. Необходимо отметить, что применение автоматических бесступенчатых передач улучшает стабильность рабочих процессов двигателя и содействует снижению вредных примесей в выхлопных газах, снижению динамических нагрузок и повышает долговечность транспортного средства.
Из числа известных в настоящее время механических бесступенчатых передач инерционно-импульсные передачи могут считаться перспективными для применения в силовых приводах самоходных машин в силу ряда присущих им преимуществ таких, как автоматичность и бесступенчатость регулирования скорости и крутящего момента на ведущих колёсах машины в широком диапазоне при высоком коэффициенте полезного действия, возможность защиты двигателя от перегрузок, простота и удобство управления. В связи с этим, наблюдается постоянный интерес к использованию инерционного трансформатора вращающего момента (ИТВМ) в автоматических приводах различных ма-
шин. Потенциальные возможности таких передач, заложенные изначально физической сущностью происходящих процессов в ИТВМ, и малый опыт их применения в конструкциях колесных машин диктует актуальность и важность этой проблемы в перспективе как с научной, так и практической точки зрения.
Большой вклад в развитие теории и создание инерционно-импульсных передач внесли работы А.С. Антонова, М.Ф. Балжи, СП. Баженова, А.А. Бла-гонравова, Г.Г. Васина, С.Н. Кожевникова, Н.К. Куликова, А.И. Леонова, В.Ф. Мальцева, В.А. Умняшкина.
Проведённые исследования касаются вопросов кинематики и динамики различных инерционных передач, отдельных узлов и их механизмов. Однако до сих пор этн передачи не получили широкого применения в промышленности по причине низкой надёжности выпрямителя инерционного момента, состоящего из двух механизмов свободного хода (МСХ). МСХ работают с большой частотой включения при больших динамических нагрузках, что предъявляет повышенные требования к их конструктивным и технологическим параметрам. Теоретически и экспериментально исследованы выпрямители момента различного принципа действия и конструктивного исполнения, в том числе роликовые, пластинчатые, микрохраповые, эксцентриково-клиновые с кинематической связью в виде кулисно-крестовой муфты и внутреннего зубчатого зацепления, кулачковые, пружинные.
Однако передачи такого типа не получили широкого применения в промышленности вследствие выхода из строя выпрямителя инерционного момента по причине износа и разрушения тел заклинивания механизмов свободного хода. С целью повышения надежности передачи разработаны оригинальные схемы гидродифференцналыюго выпрямителя момента (пат. РФ №1028924, 2106554 и др.) в конструкции которых, в качестве тела заклинивания, применена гидравлическая жидкость, а обе гидромашины закреплены стационарно благодаря использованию дифференциального ряда, что значительно упрощает
конструкцию гидравлической арматуры.
Таким образом, введение гидравлических звеньев в конструкцию инерционного трансформатора в качестве элементов, передающих силовой поток, или
служащих опорными звеньями при передаче последнего механическим путём переносит такую передачу в разряд гидромеханических. В связи с этим рассмотрено семейство объёмных гидромеханических передач с целью выявления наиболее рациональной конструкции автоматической бесступенчатой передачи. Проведён обзор работ Л.Ф. Андреева, Т.М. Башты, В.Л. Васильченко, Б.А. Гавриленко, ІО.А. Данилова, ЮЛ. Кирилловского, ІО.Г. Колпакова, В.А. Петрова, К.Д. Шабанова.
В специальной и технической литературе приведены математические зависимости, позволяющие определить основные параметры гидромашины, рассчитать статическую характеристику клапанов, определить сопротивление гидросистемы, но получение заданных динамических свойств представляет определённые трудности. Эти свойства определяются моментом инерции вращающихся масс, связанных с ведущим валом гидромашины, зазорами между шестернями и стенками корпуса гидромашины, массой клапана, жёсткостью его пружины, законом увеличения открытия щели, рабочим давлением, присущими гидроаппарату силами демпфирования.
В различных гидросистемах, обладающих различными объёмами, длинами труб и характеристиками гидродвигателей, характеристики переходных процессов одного и того же гидроаппарата различны. Поэтому оценка применимости гидроаппарата для определённой гидросистемы или получение динамических характеристик вновь разрабатываемого гидроаппарата возможна только в результате исследования его поведения в условиях, близких к эксплуатационным либо экспериментальным путём, либо путём моделирования переходных процессов на ЭВМ.
Возможность применения инерционного гидродифференциального трансформатора вращающего момента в трансмиссии мобильной машины всецело зависит от обеспечения механизмом требуемого технического ресурса.
Целі.ю работы является повышение технического ресурса инерционной гидродифференцналыюй передачи мобильных машин.
Для достижения указанной цели в работе были поставлены и решены следующие основные задачи:
разработана обобщенная математическая модель инерционной бесступенчатой автоматической гидродифференцналыюй передачи с учетом утечек рабочей жидкости в гидро-МСХ;
разработаны методы математического моделирования рабочего процесса ИГТВМ с учетом утечек рабочей жидкости по мере износа гидро-МСХ;
на базе разработанных алгоритмов и программ методами математического моделирования проведены теоретические исследования влияния степени износа гидро-МСХ па рабочий процесс ИГТВМ;
разработана методика и проведены экспериментальные исследования влияния степени износа гидро-МСХ на рабочий процесс ИГТВМ;
выполнено сравнение результатов имитационного математического моделирования и экспериментальных исследований;
разработана методика прогнозирования технического ресурса ИГТВМ, пригодная для использования как на стадии проектирования, так и для оценки долговечности выполненных конструкций.
Научная новизна рпПотм. В диссертационной работе получены следующие результаты, имеющие научную новизну, которые выносятся па защиту:
- обобщенная математическая модель ИГТВМ, отличающаяся от извест
ных учетом утечек рабочей жидкости по зазорам силовых гидро-МСХ;
методы математического моделирования рабочего процесса ИГТВМ, отличающиеся от известных учетом и моделированием утечек рабочей жидкости в гидро-МСХ по мере их износа;
особенности динамических явлений механизмов переменной структуры с переменным моментом инерции и циклическим рабочим процессом с учетом износа силовых элементов гидро-МСХ;
- методика прогнозирования технического ресурса инерционного бесступенчатого автоматического гидродифференциал ыюго трансформатора Dpa-щающего момента.
'*'t
\Н)
Сравнительный анализ объёмных гидравлических машин
Ещё одно направление работ - разработка и исследование гидравлических МСХ, использующих принцип свободного перетекания жидкости при подаче некоторого элемента (объёмного гидронасоса) в одну сторону и запирание потока при подаче в другую. Возникающее давление создаёт вращающий момент на ведомых элементах МСХ. Опыт создания МСХ механического типа показывает, что наиболее слабые их звенья — тела заклинивания. Использование в качестве тела заклинивания жидкости устраняет это слабое звено и позволяет уменьшить износ. Результаты экспериментальных исследований [34, 35] позволяют сделать предположение о работоспособности МСХ такого типа в качестве выпрямителя момента инерционной автоматической бесступенчатой передачи.
Однако введение гидравлических звеньев в конструкцию инерционного трансформатора в качестве элементов, передающих силовой поток, или служащих опорными звеньями при передаче последнего механическим путём (см. Инерционная гидромеханическая передача, Л.с. №1028924 РФ) [48], переносит такую передачу в разряд гидромеханических. В связи с этим следует рассмотреть семейство объёмных гидромеханических передач с целью выявления наиболее рациональной конструкции автоматической бесступенчатой передачи.
Объёмные гидромеханические передачи по характеру разветвления потока мощности разделяют на передачи с внутренним и внешним разветвлением [50]. Разветвление потока мощности в передачах первого типа происходит следующим образом: часть мощности потребляет насос, передающий её через жидкость гидромотору. От гидромотора эта часть мощности поступает на выходной вал. Реактивный момент гидромотора воспринимается корпусом передачи. Другая часть мощности непосредственно передаётся на ведомый вал механическим путём за счёт реактивного действия корпуса насоса, закреплённого на выходном валу передачи. В соответствии с требованиями компоновки, в передачах такого типа применяются гидромашины с наклонным диском. При нагрузочном передаточном числе объёмной гидравлической передачи (ОГП), равным четырём, крутящий момент на выходном валу в 5 раз больше, чем на валу насоса. Таким образом, на выходной вал мощность поступает двумя потоками: механическим (20%) и гидравлическим (80%).
Однако на стоповом режиме выходной момент дифференциальной и полнопоточной передачи, содержащей ту же ОГП будет одинаков [50]. Это объясняется тем, что в этом случае гидромотор будет иметь нулевой расход рабочей жидкости, следовательно подача насоса также будет равна нулю. При этом передача на выходной вал момента двигателя не происходит вследствие отсутствия реактивного действия корпуса насоса на выходной вал. Очевидно, что дифференциальные передачи с внутренним разветвлением потока мощности имеют более сложное устройство по сравнению с полнопоточными, что вызвано следующими обстоятельствами. Для передачи мощности механическим путём один из вращающихся элементов насоса (блок цилиндров, наклонный диск) должен быть соединён с одним из вращающихся элементов гидромотора, а один из элементов насоса или гидромотора должен быть неподвижным и воспринимать реактивный момент всей передачи. Наклонный диск одной или двух гидромашин прикреплён к вращающимся деталям, что затрудняет их управление. Необходимость ориентации относительно наклонных дисков усложняет подвод жидкости от насоса к мотору и обратно. Из-за увеличенного числа вращающихся деталей, через которые подаётся жидкость, увеличиваются утечки.
Дифференциальная одноконтурная передача с внешним разветвлением потока мощности представляет собой зубчатый дифференциальный механизм, два звена которого связаны между собой при помощи ОГП. Для уменьшения рабочих объёмов гидромашин и повышения КПД применяют двухконтурные дифференциальные передачи, для которых характерно большое разнообразие возможных схем [61]. Так, если в одноконтурной передаче гидравлическим путём передаётся 50-60% входной мощности [2], то в двухконтурной этот процент может снижаться до 35% [50]. Однако уменьшение доли мощности, передаваемой через ОГП, влечёт за собой сужение диапазона регулирования передачи.
Для получения передачи с большим диапазоном изменения передаточного числа и малым рабочим объёмом гидромашин за дифференциальной передачей, так же как и за обычной полнопоточной, устанавливают ступенчатый редуктор с переменным передаточным числом. При переключении передач в редукторе необходимо производить перерегулирование исходной ОГП. Этого недостатка лишены специальные - многодиапазонные дифференциальные передачи, в которых переключение с одного диапазона на другой осуществляется без перерегулирования исходной ОГП. Такой эффект достигается в результате изменения структурной схемы передачи при переключении диапазонов.
Допускаемая максимальная частота вращения входного вала дифференциальной передачи значительно выше частоты вращения полнопоточной передачи. Это позволяет использовать дифференциальную передачу на самоходных машинах с двигателями, имеющими высокую частоту вращения (легковые автомобили). Однако дифференциальная передача имеет ряд существенных недостатков. Она является более сложной, чем полнопоточная, у неё меньше крутящий момент на заднем ходу, что может потребовать применения дополнительной механической передачи заднего хода.
В сравнении с рассматриваемой инерционной гидродифференциальной передачей к описанным недостаткам добавляются необходимость применения гидромашин с переменным рабочим объёмом и специальной системы автоматического регулирования передаточного отношения гидромеханической передачи. Несомненным преимуществом инерционной передачи является то, что два определяющих ресурс гидромашины фактора, такие как давление и частота вращения, никогда не совпадают по времени, т.е. при рабочем давлении в напорной магистрали практически отсутствует вращение вала гидромашины, а при холостом ходе гидро-МСХ на порядок уменьшается давление. Вследствие цикличного режима работы инерционной передачи гидромашины МСХ работают поочерёдно. Таким образом, КПД передачи определяется объёмными утечками и моментом холостого прокручивания только одной гидромашины в отличие от гидромеханических передач непрерывного действия, где потери мощности происходят одновременно и и насосе, и в гидромоторе.
Теоретическое обоснование параметров гидросистемы выпрямителя момента
Основными преимуществами объемного гидравлического привода являются его высокие динамические качества, простота переключения с рабочего хода на холостой и обратно, а также весовые характеристики (отношение веса машины к ее мощности) и конструктивный объем, приходящийся на единицу передаваемой мощности (энергоёмкость). Благодаря возможности получения в заданном ограниченном пространстве больших крутящих моментов и усилий обеспечивается высокая приемистость и быстродействие гидропривода и соответственно — малое время запаздывания при реверсировании, что особенно важно при работе гидромашины в качестве МСХ.
Под приемистостью насоса в общем случае понимают время достижения насосом максимальной подачи от нулевого ее значения, в лучших образцах насосов оно не превышает 0,03 - 0,04 с [15]. На основании этого справедливо будет предположить, что промежуток времени между закрытием обратного клапана и остановкой вала гидромашины, работающей в качестве МСХ, также не будет превышать вышеуказанной величины.
Преимуществом гидравлического привода является также простота управления, плавность, равномерность и устойчивость движения под изменяющейся нагрузкой и высокая надежность гидроэлементов. Срок службы при работе под нагрузкой насосов и моторов достигает 20000 часов и более. Гидропривод может работать в любых климатических условиях. Высококачественные моторы и насосы имеют на номинальном режиме работы высокий КПД: объемный Г„б = 0,98-=-0,99, механический г\мск = 0,96- 0,98 и полный ц1ЮЛ = 0,95-г0,96 [16].
Специфика работы гидромашины в качестве МСХ требует обеспечения постоянного присутствия в нагнетательной и всасывающей полостях рабочей жидкости для возможности нагружения прямым импульсом или «запирания» обратным клапаном при любом угле поворота приводного вала. Кроме того, гидропривод (МСХ) должен обладать механической жесткостью по отношению к нагрузке (минимальной податливостью под нагрузкой). Этот фактор обеспечивается высоким модулем упругости рабочей жидкости и герметичностью гидроагрегата. Наибольшее влияние на механическую жесткость гидро-МСХ оказывает герметичность, определяющаяся наличием и величиной внутренних зазоров в гидромашине.
Утечки рабочей жидкости в шестеренном насосе происходят через радиальный зазор между дуговой поверхностью корпуса и внешней цилиндрической поверхностью шестерни, а также через торцовый зазор между боковыми стенками корпуса и торцами шестерен. Кроме этого, при дефектах профиля зубьев и их монтажа утечки жидкости могут происходить по линии контакта зубьев, находящихся в зацеплении, а также по более сложным каналам. Основным каналом утечек в насосе с некомпенсированным торцовым зазором являются утечки через этот зазор, которые составляют около 75 — 80% суммарных утечек в насосе, ввиду чего величину этого зазора следует уменьшать; практически ее доводят до 0,02 - 0,03 мм.
Так как уплотнение по торцам обеспечивается узким кольцевым пояском, образуемым диаметром впадин зубьев шестерен и диаметром цапфы или кольцевой выточки в боковых втулках, очень важно обеспечить соответствующую ширину этой кольцевой перемычки, с увеличением которой значительно повышается объёмный КПД и повышается срок службы насоса.
Значение минимального радиального зазора определяется в основном возможной его величиной в подшипниках и их несоосности, а также эксцентричного положения шестерен в колодцах корпуса.
Учитывая возможность неблагоприятного совпадения производственных допусков, радиальный зазор обычно выбирают относительно большим (до 0,03 - 0,05 мм на сторону). В общем случае его выбирают по выражению S 0,0015De.
Величины радиального и торцового зазоров зависят от степени несоосности противолежащих подшипников насоса, которая определяет возможность сборки насоса и величину объемного КПД, причем общая величина радиальных и поперечных утечек при максимальной несимметричности шестерен в колодцах примерно вдвое превышает утечки при симметричном их положении.
Величина внутренних утечек Qym является важной характеристикой гидромашины с точки зрения применимости ее в ИГТВМ. Это объясняется тем, что при «запирании» обратным клапаном, вал гидромашины не затормаживается, а продолжает вращаться с небольшой скоростью. Ввиду того, что вращающий момент на валу гидромашины может достигать значительной величины (на стоповом режиме на порядок превышает максимальный момент двигателя), то даже при небольшой частоте вращения, мощность, расходуемая на дросселирование рабочей жидкости через внутренние зазоры в гидромашине, может заметно снижать общий КПД инерционной передачи.
Ввиду того, что внутренние зазоры неизбежно имеют местные сужения и расширения, а степки, образующие эти зазоры, могут периодически колебаться перпендикулярно направлению потока (вследствие чего сопротивление зазоров периодически изменяется за один оборот вала), точный расчет утечек жидкости в узких щелях (зазорах), которые могут быть, как плоскими, так и кольцевыми, представляет практический интерес в связи с герметизацией гидромашин, плотность соединения подвижных пар которых обеспечивается выполнением гарантированного малого зазора.
Эксперименты показывают, что непосредственные утечки жидкости через зазоры гидравлических машин изменяются при всех прочих равных условиях практически прямо пропорционально перепаду давления. Поэтому выражение для этих утечек может быть представлено в виде [15]:
Результаты математического моделирования рабочего процесса ИГТВМ с разной степенью износа гпдро-МСХ
Механическая смесь воздуха с жидкостью отрицательно влияет на работу гидросистемы, в особенности при низких давлениях. Это обусловлено повышением упругости рабочей среды, величина которой, независимо от размеров пузырьков воздуха, будет тем большей, чем больше суммарный их объём. При высоких давлениях (выше 10 МПа) объём воздушных пузырьков настолько уменьшится, что упругость среды обусловливается в основном модулем упругости жидкости.
Повышение упругости рабочей среды вызывает понижение жесткости гидромеханизма, характеризуемой величиной смещения выходного звена исполнительного двигателя под действием приложенной к нему нагрузки.
Анализ отказов приводов строительных и дорожных машин, показывает, что основная их доля объясняется загрязненностью рабочей жидкости. Для защиты систем от загрязнения жидкость перед заправкой в систему и в самой системе подвергается очистке. Жидкость загрязняется пылью из воздуха, которая попадает через заливные горловины, уплотнения и т.п. При работе привода в жидкость непрерывно поступают продукты износа сопрягаемых деталей.
На работоспособность привода оказывает влияние не столько масса примесей, сколько размеры твердых частиц и их твердость. ГОСТ і 7216-71 устанавливает 19 классов чистоты рабочей жидкости, каждому из которых соответствует определенное число частиц различного размера, содержащихся в 100 см жидкости.
При загрязнении рабочей жидкости наблюдается интенсивный износ в сопрягаемых элементах, в результате чего резко снижается объёмный коэффициент полезного действия. На рис. 2.3.3. показано изменение КПД насоса в зависимости от времени работы и наличия загрязнений [54].
При движении жидкости с большими скоростями загрязнения в виде твердых частиц воздействуют на детали распределительных устройств подобно абразивной эмульсии. С течением времени увеличиваются зазоры, уменьшаются перекрытия, изменяются коэффициенты расхода сопел, дросселей и т.п.
Таким образом, выбор рабочей жидкости необходимо осуществлять с учетом максимального значения объемного КПД гидромашины и обеспечения минимально возможного гидравлического сопротивления магистрали с учетом диапазона изменений рабочей температуры гидросистемы выпрямителя момента.
Приведенные уравнения позволяют определить вязкость различных гидравлических масел в зависимости от температуры, давления, а также определить необходимую вязкость рабочей жидкости для обеспечения максимального значения полного КПД гидро-МСХ (за счет снижения объемных утечек в гидромашине и уменьшения потерь на підравлическое трение в гидромагистрали и обратном клапане). Эти зависимости необходимы для разработки математической модели рабочего процесса гидродифференциалыюго выпрямителя момента и более точного решения задачи по оптимизации характеристик гидросистемы. 1. В качестве базового элемента конструкции МСХ целесообразно применение многошестеренной гидромашины с периферийным расположением малых шестерен вокруг центрального колеса большого диаметра. Такая компоновка позволяет размещать гидро-МСХ сооспо с валом реактора, валом опорного звена дифференциального ряда и получать значительный тормозной момент. 2. Износ рабочих поверхностей шестеренного насоса приводит к росту внутренней утечки Qym рабочей жидкости, вследствие чего может нарушиться протекание рабочего процесса и произойти снижение КПД ИГТВМ. 3. Основные характеристики рабочей жидкости — вязкость, модуль упругости, а также максимальное рабочее давление должны выбираться исходя из конкретных условий эксплуатации. Однако, вязкость жидкости в любом случае не должна быть менее 80 мм /с, во избежание падения объемного КПД шестеренной гидромашины. Повышение вязкости ведет к увеличению момента сопротивления прокручиванию гидро-МСХ на холостом ходу.
Методика прогнозирования ресурса гидродифференциалыюго выпрямителя момента
На режиме трансформации момента (рис.3.3.1. и 3.3.3.) рабочий процесс гидродифференциального выпрямителя момента протекает следующим образом. Передача положительного импульса момента на выходной вал начинается в такте разгона реактора. Инерционная масса коронного колеса дифференциального ряда используется в качестве динамической опоры, в результате чего скорость последнего уменьшается до нуля.
Однако вместе с изменением направления вращения коронного колеса изменяется и направление потока рабочей жидкости в гидросистеме выходного гидро-МСХ, сопровождающееся закрытием обратного клапана. При этом коронное колесо принудительно затормаживается давлением жидкости, запертой клапаном в качающем узле выходного гидро-МСХ, являясь на протяжении всего такта совместного движения статическим опорным звеном дифференциального ряда. В момент закрытия обратного клапана происходит резкое увеличение передаваемого на ведомый вал инерционного момента, что соответствует включению выходного гидро-МСХ. Корпусной гидро-МСХ при этом вращается вхолостую. В целом, инерционный момент, передаваемый на ведомый вал в такте совместного движения, имеет характерную для импульсных механизмов синусоидальную форму.
С переходом на третий такт (торможение реактора) отрицательный импульс инерционного момента начинает тормозить вращающиеся элементы передачи и при полной остановке реактора закрывается обратный клапан корпусного гидро-МСХ. При этом обратный клапан выходного гидро-МСХ начинает открываться и угловая скорость коронного колеса выпрямителя момента начинает возрастать до определенного значения.
Увеличение инерционного момента на выходном валу при закрытии обратного клапана происходит вследствие повышения давления в напорной магистрали гидро-МСХ. На приведенных выше рисунках показаны динамические характеристики выходного и корпусного гидро-МСХ на разных режимах рабо -87 ты, которые наглядно подтверждают это явление. Небольшое увеличение давления Рг в период открытия обратного клапана обусловлено сопротивлением проточной части клапана и гидравлических магистралей прямому току рабочей жидкости в гидросистеме МСХ. Аналогичным образом протекает рабочий процесс и в корпусном гидро-МСХ.
Переход с режима трансформации момента на режим динамической муфты происходит при увеличении коэффициента трансформации момента до 0.7...0.8. Угловые скорости звеньев и динамические характеристики передачи на таком переходном режиме изображены на рис.3.3.4. Величина отрицательного импульса момента уменьшается настолько, что его энергии недостаточно для полной остановки реактора, По этой причине такт выстоя реактора исключается из рабочего цикла передачи, а переход с третьего такта на первый происходит при достижении разницей углов р1Х p2i значения 2к1а .
Величина и продолжительность положительного импульса момента возрастают, что способствует увеличению средней скорости реактора и снижению таковой у коронного колеса дифференциального ряда. Амплитуды колебаний угловых скоростей солнечного и коронного колёс постепенно уменьшаются и при равенстве момента сопротивления на выходном валу и момента двигателя, умноженного на передаточное число дифференциального ряда, происходит стабилизация угловых скоростей. Скорость вращения реактора становится равной скорости вращения вала приводного двигателя, а коронное колесо останавливается. Таким образом, гидродифференциальный выпрямитель момента при работе инерционной передачи в режиме динамической муфты выполняет функцию понижающего редуктора.
Корпусной гидро-МСХ на режиме динамической муфты работает в режиме холостого хода с периодическим изменением угловой скорости вала гидромашины. Динамика выходного гидро-МСХ не режиме динамической муфты незначительно отличается от режима трансформации момента, а именно меньшими значениями давления в напорной магистрали при закрытом обратном клапане. Это объясняется уменьшением величины реактивного момента вслед -88 ствие снижения значения выходного момента передачи.
По мере увеличения степени износа гидро-МСХ рабочий процесс передачи начинает нарушаться. Результаты моделирования показывают, что давление, создаваемое в напорных магистралях корпусного и выходного гидро-МСХ на всем диапазоне изменения передаточного отношения, падает (рис. 3.3.5).
Это происходит вследствие того, что увеличивается величина радиального зазора в шестеренном гидронасосе и, как следствие из этого, возрастают утечки рабочей жидкости (рис. 3.3.6), что приводит к падению объёмного КПД гидронасоса и соответственно общего КПД инерционной передачи (рис. 3.3.7).
Похожие диссертации на Метод прогнозирования технического ресурса инерционной гидродифференциальной автоматической передачи мобильных машин
