книги из ГПНТБ / Стесин С.П. Гидродинамические передачи учебник

существенным обстоятельством при выборе именно этого меха­ низма в качестве составляющего элемента. В этом случае удается составить такие кинематические схемы дифференциальных меха­ низмов, которые оказались бы неосуществимыми при использо­ вании трехзвенных дифференциалов других типов. Технологич­ ность конструкции плоского трехзвенного дифференциала является вторым, не менее важным обстоятельством при выборе именно этого типа механизма.

Геометрические параметры плоского трехзвенного дифферен­ циала определяются числом а, представляющим собой отношение числа зубьев большой основной шестерни к числу зубьев малой основной шестерни. Это число называется параметром трехзвен­

разные формы плоских трехзвенных дифференциалов ограничивают его значения пределами 1,3—1,7 и 2,3—5. Нижний предел может быть уменьшен до 1 применением двухрядных дифференциалов второго и третьего типов. Однако следует иметь в виду, что при­ менение конических зубчатых колес менее желательно, чем исполь­ зование цилиндрических. Внутри указанных выше пределов имеются ограничения для значения параметра а трехзвенных дифференциалов, вызванные тем, что этот параметр представляет собой отношение чисел зубьев, т. е. целых чисел, поэтому а должно быть рациональным числом. Кроме того, возможность сборки трехзвенного дифференциала, в котором число сателлитов равно двум и более, накладывает дополнительные ограничения на воз­ можные значения параметра а.

Однако соответствующим выбором чисел зубьев всегда можно подобрать такое рациональное значение параметра а, которое будет сколь угодно близко к любой заданной величине, хотя это может потребовать очень больших чисел зубьев. Замена зубча­ тых колес фрикционными может позволить реализовать в указан­

Совершенным трехзвенным дифференциалом называется такой, в котором отсутствуют потери энергии. Для такого трехзвенного дифференциала

200

Подставляя в уравнения (121) моменты из выражений (120), получим уравнение связи между угловыми скоростями трех звеньев этого дифференциала:

со, -\- асоц — (1 -f- а) ю ш = 0.

Уравнения связи между нагрузочными показателями режима трехзвенного дифференциала получаются из выражений моментов

М, :Мп:Мш= 1 : а : — (1 - f a ) . (122)

Следовательно, трехзвенный дифференциал обладает двумя кинематическими степенями свободы и одной нагрузочной, при­ чем нагрузка любого из трех основных звеньев означает одновре­ менную разгрузку и остальных двух, как это следует из уравне­ ния (122). Основные теоретические положения, необходимые для создания трехзвенного дифференциала, изложены в работе [18].

Отметим основные особенности схем гидромеханических передач с внешним разветвлением силового потока [18]. Задачей расчета обычно является выбор схемы и передаточных чисел механичес­ кой передачи при определенной характеристике гидротрансформа­ тора. В связи с этим расчет производится с использованием без­ размерной характеристики гидротрансформатора и уравнений связи между кинематическими со и силовыми M параметрами механической передачи.

Рассматривая гидротрансформатор как механизм с двумя ва­ лами (реактор жестко соединен с неподвижным корпусом), можно представить различные способы соединения этих валов с плане­ тарными механизмами (рис. 116, а—е). Причем схемы, приведен­ ные на рис. 116, а—е, являются частными случаями схемы, изо­ браженной на рис. 116, а.

Схема, показанная на рис. 116, б, представляет собой последо­ вательное соединение гидротрансформатора и механической пере­ дачи, в другой схеме (рис. 116, в) механический редуктор устанав­ ливает постоянное передаточное отношение между насосом и тур­ биной, а схема, показанная на рис. 116, е, представляет собой передачу с гидротормозом. В большинстве случаев применяются схемы (рис. 116, г) с разветвлением потока на выходе и с развет­ влением на входе (рис. 116, д).

201

Разберем две последние схемы более подробно. На рис. 117, а

насосу гидротрансформатора и к солнечной (главной малой) шестерне 3 планетарной передачи. Солнечная шестерня нахо-

' / / / / / / / /

Рис. 117. Наиболее распространенные конструктивные схемы гидромеханиче­ ских передач:

а — суммирующий планетарный ряд; б — разделительный планетарный ряд: 1 — веду­ щий вал; 2 — ведомый вал; 3 — солнечная шестерня; 4 — сателлит; 5 — коронная ше­ стерня; 6 — водило

суммирует обе мощности и через водило 6 передает суммарную мощность ведомому валу 2.

202

В схеме на рис. 117, б мощность подводится к водилу 6 сател­ лита 4. Сателлит передает мощность одновременно насосу гидро­ трансформатора (через коронную шестерню 5) и ведомому валу 2 через солнечную шестерню 3. Мощность турбины гидротрансфор­ матора передается также ведомому валу 2. Составим уравнения для определения коэффициента трансформации, передаточного отношения и к. п. д. передачи (см. схему на рис. 117, а). Для упрощения к. п. д. планетарной передачи примем равным 1. При установившемся движении передачи окружные усилия от солнечной и коронной шестерен одинаковы и равны Р, поэтому момент на ведомом валу 2

М2 = 2РЯЪ;

момент на солнечной шестерне 3

Мс = PRC;

соответственно момент на коронной шестерне 5

MK = PRK;

момент на насосе

где К — коэффициент трансформации гидротрансформатора. Так как момент на турбине равен моменту на коронной шестерне

203

Определим зависимость между передаточным отношением гид­ ротрансформатора t и передаточным отношением передачи і*гм п . Так как окружная скорость оси сателлита равна полусумме окружных скоростей коронной и солнечной шестерен

,»к + "с

"в — 2 '

то, заменяя окружные скорости через соответствующие значения

Имея внешнюю характеристику гидротрансформатора, можно построить внешнюю характеристику передачи. Задаваясь последо­

"Пгмп = Агмп'гмп

*или

Для гидродинамической передачи, показанной на рис. 117, б, имеем:

момент на ведущем валу

M i = 2PRb;

момент на солнечной шестерне

Мс = PRC;

204

момент на коронной шестерне

Мк = PRK;

момент на насосе

Мн = Мк;

момент на турбине

Мт = кмн.

Момент на ведомом валу равен сумме моментов на солнечной шестерне и турбине:

М2 = Мс + Мт = PRC + / Ш к = Р (Rc + ад. Тогда получим коэффициент трансформации

Rjh. — 4 " ( # к " к + # с " т ) -

Разделив обе части этого уравнения на щ и имея в виду, что "к = "н. "т = "г. 3 также учитывая, что /?в = — — — , получаем

г гмп :

205

Таким образом, рассмотренные гидромеханические передачи имеют большие значения коэффициентов трансформации и к. п. д. по сравнению с соответствующими значениями для гидротранс­ форматора в зоне повышенных передаточных отношений, но имеют худшие пусковые свойства и меньшие к. п. д. в зоне пониженных

передаточных отношений. Следовательно, в зависимости от предъ­ являемых требований гидромеханические передачи могут оказаться более или менее целесообразными, чем гидродинамические пере­ дачи.

Схемы передач с внутренним разветвлением силового потока в настоящее время изучены мало. Расчет подобных схем должен производиться как для отдельного гидротрансформатора, но с уче­ том дополнительных связей между рабочими колесами. В отличие от схем с внешним разветвлением силового потока, где гидро­ трансформатор рассматривается как двухвальный механизм и ис­ пользуется его безразмерная характеристика, правда, в более широком диапазоне передаточных отношений, в схемах с внутрен­ ним разветвлением силового потока гидротрансформатор рассмат­ ривается как многовальный механизм (обычно трехили четырех-

206

схемы расположения рабочих колес, их основных геометрических параметров и передаточных чисел механических передач, устанав­ ливающих дополнительные связи между рабочими колесами.

На рис. 119, а показана гидромеханическая передача «Трилок» (ФРГ), а ее внешняя характеристика — на рис. 119, в, на рис. 119, б передача «СРМ» (Швеция), а ее внешняя характеристика — на рис. 119, г.

Рис. 119. Гидромеханические передачи с внутренним разветвлением силового потока:

а и б — конструктивные схемы передачи «Трилок» (ФРГ), «СРМ» (Швеция); в и г — внешние характеристики; Ф,, Ф2 — фрикционные тормоза

На рис. 120, а показана передача, состоящая из трехтурбинного гидротрансформатора и двух планетарных рядов. В данном гидротрансформаторе за насосом / расположены три независимые турбины 2, 3 и 4, из которых турбина 4 соединена с ведомым валом 13, а турбины 2 и 3 передают вращение ведомому валу 13 через два планетарных ряда. Турбина 2 соединена с солнечной шестерней 9, находящейся в зацеплении с сателлитом 8, обкаты­ вающим неподвижную коронную шестерню 7. Водило 6 сателлита изготовлено как одно целое с ведомым валом 13. Из плана ско­ ростей (рис. 120, б) следует, что угловая скорость ю3 турбины 2 больше угловой скорости ведомого вала щ. Таким образом,

207

планетарный ряд шестерен 7, 8, 9 является понижающей механи­ ческой ступенью; при этом момент, передаваемый первой турбиной, достигает значительной величины, но лишь при малой частоте вращения ведомого вала.

Турбина 3 связана с коронной шестерней 10, находящейся

взацеплении с сателлитом 11, обкатывающим неподвижную

солнечную шестерню 12. Сателлит 11 расположен на водиле 6,

б) 61

Рис. 120. Гидромеханическая передача с трехтурбинным гидротрансформатором:

а — гидротрансформатор и планетарные ряды; б — план скоростей первого планетарного ряда; в — план скоростей второго планетарного ряда; / — насос; 2, 3 и 4 — турбины; 5 — реактор; 6 — водило; 7 —12 — шестерни; 13 — ведомый вал; г — внешняя характе­ ристика

представляющем одно целое с ведомым валом 13. Планетарный ряд, образованный шестернями 10, 11 и 12, является также пони­ жающей ступенью (рис. 120), но с меньшим передаточным числом, чем предыдущий планетарный ряд.

передается ведомому валу также увеличенным. На рис. 120, г приведена характеристика передачи с трехтурбинным гидротранс­ форматором. Пунктирными линиями показаны кривые крутящих моментов соответствующих турбин, а сплошной линией — сум­ марная кривая крутящего момента М 2 .

§39. АВТОМАТИЧЕСКОЕ ПЕРЕКЛЮЧЕНИЕ СКОРОСТЕЙ

ВГИДРОМЕХАНИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧЕ

Автоматическое переключение скоростей в гидромеханической передаче производится или в коробке передач или в гидротранс­ форматоре (при помощи блокирования насоса и турбины). Для

208

правильного использования совместной работы двигателя и гидро­ трансформатора в гидромеханической передаче переключение скоростей необходимо производить в определенные моменты. Наибольшее распространение получили автоматические системы, в которых переключение осуществляется в зависимости от двух факторов: от скорости движения машины и угла открытия дрос­ сельной заслонки (для дизеля — от перемещения рейки топлив­ ного насоса). Такие автоматические системы обеспечивают пере­ крытие передач, назначение которого состоит, во-первых, в том, чтобы после перехода на прямую передачу, когда гидротранс­ форматор сблокирован, он снова не включился бы в работу на ре­ жим трансформации момента и, во-вторых, чтобы иметь некоторый запас силы-тяги, необходимый для поддержания постоянной скорости движения при переключении передач.

Рассмотрим в качестве примера конструкцию гидромеханичес­ кой передачи ЗИЛ-111 с гидравлической системой автоматического переключения передач [11]. Передача (рис. 121, а) содержит комплексный четырехколесный гидротрансформатор, работаю­ щий совместно с двухступенчатой планетарной коробкой передач.

схема планетарной коробки передач, что и в передаче Пауэрфлайт (рис. 121, б). При включенной понижающей передаче тормоз 7 включен, а сцепление 6 и тормоз 14 выключены. Вращение от турбины 1 гидротрансформатора передается через вал 5 коронной шестерне 8. Шестерня 8 обкатывает сателлит 9 по неподвижной солнечной шестерне 10.

Замедленное вращение с водила первого планетарного редук­ тора передается на водило второго планетарного редуктора.

соединенная с валом 5, вращается с той же угловой скоростью, что и шестерня 8. Второй планетарный ряд так же, как и первый, работает в качестве понижающей передачи. В определенный момент движения автомобиля автоматически блокируется понижающая передача, после чего начинает работать прямая передача. При этом включается ленточный тормоз 7 и включается сцепление 6 (тор­ моз 14 остается выключенным). Крутящий момент через сцепле­ ние 6 передается солнечной шестерне 10 и через вал 5 — коронной шестерне 8. Обе шестерни вращаются с одинаковой угловой скоростью, в результате чего первый планетарный ряд блоки­ руется, и каретка сателлитов вращается с той же угловой скоро­ стью, что и шестерни 8 и 10. Ко второму планетарному ряду вращение передается от каретки сателлитов и от шестерни 11. Каретка и шестерня 11 вращаются с одинаковой угловой скоро­ стью, в результате чего и второй планетарный ряд оказывается блокированным.