книги из ГПНТБ / Бухарин Н.А. Автомобили. Конструкции, нагрузочные режимы, рабочие процессы, прочность агрегатов автомобиля учеб. пособие

передач, у которых дифференциал имеет положительное внутреннее

Таким образом, двухпоточные ПМП обладают большими резер­ вами по улучшению энергетических показателей и преобразую­ щих свойств силовых передач автомобилей. Они позволяют создать преобразующие устройства, которые не уступают однопоточным передачам в отношении автоматического регулирования момента в нужном диапазоне и превосходят последние по экономичности (по к. п. д.).

Следует иметь в виду, конечно, что двухпоточные передачи существенно сложнее, чем однопоточные (хотя бы уже потому, что нужен дифференциал), требуют для компоновки большей габаритной ширины машины и применения ряда дополнительных согласующих механизмов, могут загружаться значительной цир­ кулирующей мощностью (в зависимости от схемы), которая не может не влиять на конструктивные показатели двухпоточных ГМП и их работоспособность.

Конструкция основных узлов гидродинамических коробок передач (ГДТ)

Лопастные колеса ГДТ изготавливаются литьем (МАЗ) пли штамповкой с последующей подсборкой отдельных частей (лопа­ ток, чашек, торовых колец) пайкой, точечной сваркой (ЗИЛ) или развальцовкой (ГАЗ). Литые колеса применяются для высокомоментных, сравнительно тихоходных ГДТ большой мощности, штампованные — для быстроходных ГДТ (легковые автомобили). Для лопаток 1 (рис. VII. 10, о), изготавливаемых штамповкой, употребляется листовая сталь (сталь 20, 45 и др.), толщиной 0,8—1,5 мм. Преимуществом штампованных колес является высо­ кая чистота обработки поверхности (не ниже Ѵ5), малый вес, технологичность и простота их изготовления.

Литые 1 рабочие колеса (рис. VII. 10, б) изготовляют чаще всего из алюминиевых сплавов (АЛ-4, АЛ-9), содержащих зна­ чительное количество кремния (до 6%). Такие сплавы отличаются хорошими литейными качествами, имеют малую усадку, обладают достаточной механической прочностью и высокой коррозионной стойкостью. После отливки рабочие колеса подвергаются терми­ ческой обработке. Нагрев до 530° С, выдержка в течение 5—6 ч, закалка в воде при I = 80-^100° С с последующим отпуском при t = 175° С и охлаждение на воздухе. Недостатком литых колес является большая шероховатость рабочих поверхностей (чистота не выше ѴЗ), сложность технологии обработки, а также усадоч­ ные явления, искажающие форму лопаток при литье.

180

I

Рабочие колеса после изготовления тщательно балансируются. Допустимый дисбаланс обычно не превышает (2-ь5) 10_3Н-м (20—50 гс•см).

Опоры рабочих колес. Все рабочие колеса ГДТ строго соосны. Валы насоса и турбины установлены в подшипниках. В каче­ стве подшипников используются бронзовые или стальные втулки скольжения 2 (ГДТ легковых автомобилей, например ЗИЛ-114, рис. V II.10, а), подшипники 2 качения (ГДТ грузовых авто­ мобилей, например МАЗ-543, БелАЗ-540 на рис. VII. 10, б) или комбинация тех и других.

Возникающие на лопастных колесах осевые усилия восприни­ маются специальными упорными втулками 3 (рис. VII. 10, а), основными несущими подшипниками 2 (рис. VII. 10, б) или авто­ номными упорными подшипниками (рис. VII.2, а). Смазка под­ шипников производится рабочей жидкостью гидротрансформа­ тора.

Муфты свободного хода (МСХ) направляющего аппарата. Они могут быть роликовыми (автомобили МАЗ-543, БелАЗ-540 идр.) или кулачковыми. Подробное описание конструкции муфт изло­ жено в предыдущей главе.

Уплотнительные устройства ГДТ. Они должны быть надеж­ ными, чтобы в течение длительного срока не допускать течи ра­ бочей жидкости из внутренней полости, находящейся под напором подпитки 0,2—0,4 МПа (2—4 кгс/см2) и динамического давления. Течь рабочей жидкости считается одной из серьезных неисправ­ ностей ГДТ. Особенно в напряженных и неблагоприятных усло­ виях работают уплотнительные устройства в местах установки рабочих колес на опорах (уплотнения У г и У2 на рис. VII. 10). В качестве уплотнительных устройств в указанных местах исполь­ зуются лабиринтные или манжетные уплотнения. Правильным выбором геометрии колец и канавок, формы и числа рабочих кро­ мок, величин удельных давлений и соответствующих материалов удается создавать надлежащую герметизацию рабочих полостей ГДТ.

Подпитка и охлаждение ГДТ. Подпитка обеспечивает постоян­ ное поддержание в рабочей полости ГДТ некоторого избыточного давления с целью предупреждения кавитационных явлений. По­ следние возникают в зонах пониженного давления, какими являются чаще всего участки круга циркуляции на входе рабочей жидкости в насосное колесо. Следовательно, давление подпитки целесообразно подавать на стыке между НА и Н. Во всех случаях давление подпитки должно быть больше давления насыщенного пара рабочей жидкости.

Кавитация приводит к разрушению лопаток рабочих колес (эррозия поверхностей), их вибрации и шуму, а также снижению к. п. д. ГДТ.

Подпитка необходима и для пополнения ГДТ рабочей жидко­ стью, часть которой вследствие утечек может теряться. Подпитка

181

Рис. VI1.10Конструкция отечественных [гидротрансформато б — одноступенчатый полимериче

182

осуществляется от основного насоса ГМП, а давление подпитки регулируется специальным клапаном.

Вследствие скольжения рабочих колес и наличия потерь (гидравлические и механические) рабочая жидкость ГДТ нагре­ вается. Для поддержания ее нормального температурного режима

Конструкция радиаторов ни чем не отличается от конструк­ ции радиаторов автомобильных систем смазок и систем охлажде­ ния. Прокачка жидкости через радиатор осуществляется авто­ номным насосом (шестеренчатым, лопастным и др.).

Рабочие жидкости ГДТ. В качестве рабочих жидкостей исполь­ зуются минеральные масла и их смеси. Так для ГДТ автомобилей БелАЗ-540 рекомендуется всесезонное масло марки А по ТУ 38-1-110—67, а также смеси масел: для летнего периода эксплуа­

Гидродинамические передачи ГАЗ и ЗИЛ, включающие авто­ матизированные системы, требуют рабочие жидкости более высо­

присадки типа АК.ОР-1 (СТУ 36-1315—64). Количество присадки составляет 10% от веса приготовленной смеси рабочей жидкости.

Возможно применение вместо стандартизованных рабочих жидкостей их заменителей — турбинного, трансформаторного или индустриального масел.

Подбор гидротрансформатора

Выбор типа-и размера ГДТ для вновь проектируемой машины производится преимущественно на основании использования за­ конов подобия, для чего по опыту выполненных конструкций, хорошо зарекомендовавших себя в эксплуатации, отбирается

Анализ многих ГДТ, в том числе и отечественного производства (ГАЗ, ЗИЛ, МАЗ)/показывает, что в качества расчетного режима их работы при определении активного диаметра D по законам

184

Nmmx (MmN, nN), гдe M mN, nN— момент ДВС и его обороты при ма­ ксимальной мощности. Поэтому этой проверенной методики обычно и придерживаются. Для двигателя проектируемого автомобиля

Nmmax. М-тц и п,\і— известны, а А,,"р = /(гт. „) берется по прототипу. Тогда из формулы (VII.36), поскольку М н = MmN, а пн = nN имеем

ѵ Ы * К р

В приведенных формулах индекс «пр» означает принадлеж­ ность того или иного параметра к прототипу.

Нередко один и тот же подобранный ГДТ применяют для нескольких двигателей, к одному из которых он точно подобран, а для других спроектированный ГДТ нужно приспосабливать, чтобы полностью загрузить ДВС. Для этой цели между двига­ телем и ГДТ устанавливают согласующий редуктор (СР). Он может быть как ускоряющим, так и замедляющим. Передаточ­ ное число СР находится из уравнения (к. п. д. СР і]ср =^= 1,0):

MmNicp = K ^ ( ^ L j D \ (VII.13)

откуда

(VII. 14)

м.mN

Как и раньше коэффициент момента насоса А.н выбирается для йт = 1,0 (tT ң при kT= 1).

Оценка эксплуатационных преимуществ ГДТ и ГМП

По опытным данным [VII.7 ] 'при установке на городских автобусах ГДТ увеличивается средний пробег агрегатов транс­ миссии до капитального ремонта по сравнению с механической ступенчатой КП по полуосям и главным передачам ведущих мостов более чем в 2 раза, а по моторесурсу двигателей в 1,85 раза. Это обусловлено меньшими динамическими нагрузками, отсутствием

185

резонансных колебаний агрегатов трансмиссии, плавнымтроганиём

и разгоном автомобилей, более стабильным режимом работы

две.

Увеличение ресурса агрегатов трансмиссии и двигателей су­ щественно снижает и эксплуатационные расходы. Кроме того, при наличии ГДТ (ГМП) значительно облегчается труд водите­ лей: с механической КП водитель на автобусе в городских усло­ виях делает от 700 до 2000 различных переключений в силовой передаче за смену, в то время как на автобусах с ГМП число переключений снижается на 58—60%.

§ 32. ГИДРООБЪЕМНЫЕ ПЕРЕДАЧИ (ГИДРООБЪЕМНЫЕ ТРАНСФОРМАТОРЫ)

Типы гидрообъемных трансформаторов

В отличие от гидротрансформаторов, где используется дина­

мический напор рабочей жидкости Н — ~ (ѵ — скорость жидко­

сти в м/с, g — ускорение силы тяжести, м/с2), в гидрообъемных трансформаторах реализуется в основном гидростатический на­

пор Н = -Д (р — давление рабочей жидкости, Па, у — удель­

ный вес жидкости, Н/м3) или иначе напор вытесняемых объемов рабочей жидкости.

в варианте «гидровала» или «гидроредуктора»; двухпоточная, в которой через гидрообъемный трансформатор

пропускается лишь часть общей мощности ДВС. Этот тип нахо­ дится в стадии прогнозирования и пока недостаточно исследован.

На автомобилях, оборудуемых гидрообъемными трансформа­ торами (ГОТ), факторы мощностного потока (момент и обороты) на ведущих колесах изменяются за счет изменения рабочих пара­ метров гидромашин, составляющих ГОТ при возможном постоян­ стве мощности первичного двигателя (ДВС). В ГОП типа «гидровал» и «гидроредуктор» параметры гидромашин постоянны, изме­ нение факторов мощностного потока на ведущих колесах осуще­ ствляется регулированием потребляемой, мощности ДВС.

Гидрообъемные трансформаторы в силовой передаче автомо­ биля являются агрегатами постоянного действия в отличие от ГОП типа «гидровал» (или «гидроредуктора»), которые относятся

кчислу передач периодического (бустерного) действия, например, при помощи «гидровала» легко осуществляется временная активи­ зация осей прицепов (полуприцепов).

Гидрообъемные передачи и в первую очередь ГОТ относятся

кчислу перспективных, к их преимуществам причисляются [VII. 1 ]:

186

возможность бесступенчатого изменения факторов мощностного потока (М, со) на ведущих колесах в широком диапазоне эксплуа­ тационных режимов;

дистанционность (отсутствие необходимости иметь карданную передачу), простота и удобство разделения мощности по ведущим колесам (отсутствуют раздаточные коробки, главные передачи, межколесные и межосевые дифференциалы и др.);

возможность осуществления за счет ГОТ торможения автомо­ биля с различной интенсивностью (в том числе длительного тор­ можения, например, на горных спусках).

Эти важные достоинства ГОТ непрерывно привлекают внима­ ние конструкторов и настойчиво ищутся пути к их более широ­ кому практическому применению на автомобилях. Причинами, затрудняющими реализацию положительных свойств ГОП, являются следующие:

необходимость применения высоких рабочих давлений жидко­ сти до 25—50 МПа (250—500 кгс/см2), так как только в этом слу­ чае можно получить ГОТ умеренных габаритов и веса, сопоста­ вимых с агрегатами механических передач;

высокие требования к точности изготовления (2-й класс точ­ ности) и качеству рабочих поверхностей (чистота обработки ѵ'9— ѴІ0) гидроагрегатов; при недостаточной точности и низком ка­ честве поверхностей резко возрастают утечки, что приводит

кснижению эффективных показателей гидромашин; сравнительно невысокие значения общего к. п. д. ГОТ, соста­

вляющего для лучших образцов т)т = 0,85ч-0,90, а чаще всего цт = 0,75-^0 85.

необходимость применения высокосортных масел стабильной' вязкости и надежных высокопроизводительных фильтров для их очистки.

Варианты компоновки ГОТ и их общие свойства

Любой ГОТ должен включать по крайней мере два гидроагре­ гата — н а с о с (Н), приводимый от ДВС и создающий в гидро­ системе требуемое рабочее давление, и г и д р о м о т о р (М),

.связанный с ведущими колесами автомобиля и реализующий энергию гидростатического потока жидкости. Один из указанных гидроагрегатов должен быть обязательно регулируемым.

Рассмотрим основные варианты компоновки ГОТ.

Первый вариант компоновки (рис. VII. 11, а) применим для неполноприводных и полноприводных автомобилей с числом осей не более двух-трех. Питание гидромоторов здесь может быть осуществлено одним насосом, поскольку расход жидкости в маги­ стралях сравнительно небольшой. Для многоосных полнопривод­ ных машин одного насоса, как правило, уже недостаточно (по соображениям сохранения умеренных габаритов и надежности), поэтому прибегают к использованию двух (но не более трех)

187

насосов, каждый из которых питает колеса или своего борта (рис. V II.II, б), или группу своих мостов (например, на каждый насос по два ведущих моста). Многоосные машины, как правило, являются машинами специальными, работающими в тяжелых дорожных и климатических условиях (например, трубовозы нефтегазовой промышленности н пр.), исходя из чего они должны отличаться повышенной надежностью. Применение нескольких

Рис. VII.II. Варианты компоновки основных элементов гидрообъемного транс­ форматора: а — компоновка с одним насосным агрегатом с обозначением основных узлов и приборов гидросистемы; б — компоновка с автономным бортовым приво­ дом ведущих колес:

I — бак охладителя; 2 — основной бак; 3 — двигатель внутреннего сгорания; 4 — ма­ гистраль подпитки; 5 — фильтр; 6 — насос подпитки; 7 — гидронасос; 8 — дренажные магистрали; 9 — гидромоторы; 10 — магистраль низкого давления; И — магистраль вы­ сокого давления

параллельно действующих насосов и магистралей повышает эксплуатационную надежность транспортных средств: при выходе из строя одной из автономных магистралей, движение возможно на другой исправной магистрали. Кроме того, автономный побортовой гидрообъемный привод (рис. VII. 11, б) позволяет за счет реверсирования одного из бортов создавать длинобазную машину высокой маневренности.

Установим основные соотношения для ГОТ на примере наи­ более простой его схемы (рис. VII. 11, а), включающей один насос

188

и несколько моторов. Для других схем в предложенный метод необходимо внести некоторые коррективы.

Основным оценочным параметром гидромашины является удельный теоретический объем А, равный объему рабочей жидко­ сти, которую он вытесняет за один оборот. Тогда, если гидрома­ шина делает п (об/с), то ее теоретическая производительность будет

Q = Ап = -4^-- м3/с, (VII.15)

где А — удельный теоретический (геометрический) объем гидро­

Н а {р-іы) на выходе, а у гидронасоса — наоборот. Допуская отсут­ ствие потерь в соединительных трубопроводах, можно считать, что

Из этого выражения видно на какие параметры и в каком направлении нужно влиять, чтобы менять передаточное число

ГОТ.

Подведенная к насосу механическая мощность преобразуется в гидравлическую. Тогда из уравнения баланса мощностей для насоса получим

где т]0 „— к. п. д. насоса, учитывающий его внутренние потери (любые потери, не являющиеся объемными, например механиче-

189