Гидродинамические передачи

Гидродинамический трансформатор (гидротрансформатор) был предложен в 1902 г. X. Феттингером для соединения быстроходных судовых двигателей с тихоходным гребным валом. На рис. 8.1 изображена схема передачи крутящего момента от вала двигателя 5 к валу гребного винта 1 с помощью гидротрансформатора. Двигатель приводит во вращение рабочее колесо насоса 4, которое сообщает жидкости меха­ническую энергию, увеличивая момент количества движения жидкости, и направляет поток жидкости через неподвижный направляющий аппарат 3 в гидравлическую турбину 2. В турбине происходит уменьшение момента количества движения жидкости, благодаря чему создается крутящий момент на валу гребного винта. Из турбины жидкость снова возвращается в насос.

Рис. 8.1. Принципиальная схема судо­вой гидродинамической передачи

Эксплуатация судов показала, что гидротрансформаторы работают надежно. В 1910 г. X. Феттингер создал гидродинамическую муфту (гидромуфту) с КПД в пределах 0,96-0,98, исключив из гидротрансформатора направляющий аппарат. В дальнейшем получили развитие гидрозубчатые передачи, состоящие из гидродинамических и зубчатых передач. Применение гидрозубчатых передач для соединения главных двигателей с винтом целесообразно на ледоколах, судах ледового плавания, буксирах, специальных судах, судах с комбинированными ЭУ и газотурбинными установками. Эти суда имеют широкий диапазон режимов работы гребного винта. На дизельных судах для смягчения ударов зубцов колес редуктора от толчков и ударов со стороны винта между двигателем и зубчатой передачей устанавливают гидромуфту. Применение гидромуфты создает удобства для подключения дизеля при работе нескольких дизелей на один гребной вал.

Для судовой газотурбинной установки разработана гидрозубчатая реверсивная передача (рис. 8.2), включающая зубчатый редуктор 3, гидротрансформатор заднего хода 2 и гидромуфту 4, связанные с ведущим валом 1. При маневрировании передний и задний ход судна осуществляют через гидромуфту переднего хода и гидротрансформатор заднего хода. Для продолжительной работы на переднем ходу судна включают фрикционную муфту 5.

Рис. 8.2. Схемагидрозубчатой реверсивной передачи

Использование гидрозубчатой реверсивной передачи на ледоколах и судах ледового плавания обеспечивает высокие маневренные качества. На чистой воде энергия двигателя на винт передается через гидромуфту и зубчатую передачу, при этом обеспечивается КПД около 0,95, что на 8-10 % больше КПД электрической передачи. При плавании во льдах включают гидротрансформатор и зубчатую передачу. Суммарный КПД гидрозубчатой передачи составляет около 0,85 (как и при электрической передаче). Дизельная установка с гидрозубчатой передачей имеет лучшие массогабаритные показатели по сравнению с дизельной установкой с электрической передачей.

Работа гидродинамической передачи характеризуется внутренними и внешними параметрами. К внутренним параметрам относятся расход жидкости в круге циркуляции, напор, мощность, КПД насосного и турбинного колес. Основными внешними параметрами являются угловая скорость ω₁ и ω₂, момент M₁ и М₂, мощность на ведущем N₁ ина ведомом N₂ валах передачи, КПД η, коэффициент трансформации момента k=M₂/M₁, передаточное отношение i = ω₂/ω₁, скольжение

S = (ω₁ – ω₂)/ω₁ = 1- i.

Гидромуфты. Гидромуфта состоит из насосного колеса 2 (рис. 8.3), закрепленного на ведущем валу 1, турбинного колеса 3, связанного с ведомым валом 7, и кожуха 8, охватывающего турбинное колесо и соединенного с насосным колесом. Насосное и турбинное колеса-центробежного типа. Жидкость подается в гидромуфту специальным питательным насосом по каналу 5 в камеру наполнения 6, а из нее в рабочую полость гидромуфты. На периферии кожуха имеются отверстия 9, через которые жидкость непрерывно вытекает из рабочей полости во вспомогательную полость 4. Для поддержания постоянной температуры необходима непрерывная смена жидкости, которая во время циркуляции в рабочей полости муфты нагревается за счет трения.

Передача энергии от ведущего вала к ведомому осуществляется благодаря изменению количества движения жидкости при циркуляции в каналах насосного и турбинного колес. Движение жидкости в гидромуфте и передача энергии происходят только в том случае, если насосное колесо вращается быстрее турбинного. В насосном колесе гидромуфты механическая энергия двигателя преобразуется в энергию потока жидкости. Из насосного колеса жидкость поступает непосредственно в турбинное колесо, в котором энергия жидкости преобразуется в механическую энергию ведомого вала. Из турбинного колеса жидкость снова поступает в насосное колесо. Вследствие гидравлических и объемных потерь мощность на ведомом валу N₂ меньше мощности на ведущем валу N₂, поэтому при передаче крутящего момента имеет место скольжение турбины относительно насоса. На расчетном режиме гидромуфта работает с передаточным отношением i = 0,96 ÷ 0,98 и КПД Л = 0,96 ÷ 0,98. По закону количества движения М ₂ = М₁ .

Гидромуфты можно разделить на следующие типы: регулируемые и нерегулируемые с переменным и постоянным наполнением; регулируемые изменением наполнения и формы проточной части; гидромуфты с плоскими радиальными, плоскими наклонными и двоякой кривизны лопастями рабочих колес; одно- и двухполостные; гидромуфты с внутренним тором и без него.

На судах находят применение главным образом нерегулируемые гидродинамические муфты полного наполнения с рабочими колесами, имеющими плоские радиальные или наклонные лопасти в одно- и двухполостном исполнении. Их используют для эластичного соединения двигателя с гребным валом.

Гидромуфты служат также для разгона тяжелых масс и пуска двигателя под нагрузкой (тяговые муфты), защиты двигателя от перегрузок (предельные муфты), регулирования скорости вращения приводимой машины (насоса, вентилятора и др.).

Характеристики гидромуфт устанавливают зависимость между ее параметрами работы на переменных режимах. К основным параметрам работы гидромуфты следует отнести передаваемый момент М₂, мощность N₁ и N₂ , угловую скорость ведущего .(насосного) ω₁ и ведомого (турбинного) ω₂ валов и КПД η. Из них независимыми являются только два параметра: ω₁ и ω₂.

Внешняя характеристика гидромуфты выражает зависимость передаваемого момента М ₂, мощности N₁ и N₂ и КПД η от угловой скорости ведомого вала ω₂ при постоянных угловой скорости вала ω₁ и коэффициенте кинематической вязкости ν.

Универсальная характеристика гидромуфты представляет графическое изображение зависимости момента М₂ от угловой скорости ω₂ для нескольких значений угловой скорости ведущего вала. Кроме того, на график наносят линии равного КПД. На рис. 8.4 представлены внешняя и универсальная характеристики гидромуфты при полном наполнении при постоянной скорости ведущего вала ω₁.

Пользуясь универсальной характеристикой, можно определить для любого режима основные параметры работы гидромуфты: передавае­мый момент М₂, КПД η, мощность N₂=M₂ ω₂ и N₁=N₂ η ,скольжение S=1-i. Универсальную характеристику гидромуфты можно построить по внешней характеристике, используя уравнения подобия. Пренебрегая в первом приближении изменением механического КПД, получаем следующие уравнения:

; ; .

Приведенная характеристика гидромуфты представляет собой зависимость коэффициентов моментов k_M2 =M₂/ρω₁²D⁵ и мощности k_N1=N₁/ ρω₁³D⁵ от передаточного отношения i = ω₂ / ω₁ (рис. 8.5). Данная характеристика справедлива для серии геометрически подобных гидромуфт и не зависит от скорости вращения ведущего вала, если гидромуфты работают в автомодельной области по числу Рейнольдса и имеют одинаковую относительную шероховатость проточных каналов.

Относительная характеристика гидромуфты выражает зависимость. М₂=М₂/М₂р от передаточного отношения при постоянных ω₁ и ν (рис. 8.6). Момент М_2р берется на расчетном режиме работы гидромуфты при i_р = 0,95 ÷ 0,98. Эта характеристика является безразмерной и вид ее не зависит от абсолютных размеров гидропередачи. Для геометрически подобных гидромуфт она остается неизменной.

Относительная характеристика гидромуфты при частичных наполнениях представляет собой зависимость относительного момента М₂ от передаточного отношения i для нескольких относительных наполнений q = q_i/q (см. рис. 8.6). При частичном наполнении проточной части гидромуфты передаваемый момент уменьшается и каждому наполнению соответствует своя характеристика.

Если проточная полость не содержит специального устройства (порога), то при частичных заполнениях гидромуфта будет иметь область неустойчивой работы, в которой происходит резкое изменение крутящего момента вследствие перестроения потока в проточной полости гидромуфты.

Гидротрансформаторы. Простейший гидродинамический трансформатор (рис. 8.7) включает насосное колесо 3, закрепленное на ведущем валу 1, турбинное колесо 4, связанное с ведомым валом 2, и направляющий аппарат 5, жестко соединенный с корпусом. При враще­нии ведущего вала насосное колесо преобразует механическую энергию двигателя в механическую энергию жидкости и подает жидкость в турбинное колесо, в котором энергия жидкости превращается в механическую энергию вращения ведомого вала. При поступлении жидкости в неподвижный направляющий аппарат, под воздействием его лопастей происходит изменение момента количества движения потока на величину М_н-а.

Гидротрансформаторы делят: по направлению вращения ведомого вала относительно ведущего (зависит от места установки направляющего аппарата) - на гидротрансформаторы прямого хода (рис. 8.7, а), в которых оба вала вращаются в одну сторону (направляющий аппарат установлен перед насосным колесом), и на гидротрансформаторы обратного хода (рис. 8.7, б), в которых валы передачи вращаются в разные стороны (направляющий аппарат установлен за насосным колесом); по числу ступеней турбинного колеса - на одноступенчатые (рис. 8.7, а) и многоступенчатые (рис. 8.7, в); по числу гидротрансформаторов, объединенных в один агрегат, на однополостные и многополостные; по изменению скорости вращения ведомого вала - на регулируемые и нерегулируемые; по способу регулирования -на регулируемые заполнением, на регулируемые механическим воздействием на рабочую жидкость в рабочей полости, регулирование поворотом лопаток, регулирование заменой рабочих колес.

Для уяснения работы гидротрансформатора рассмотрим рис. 8.8, на котором представлена развертка на плоскость сечения круга циркуляции гидротрансформатора по средней струйке. В результате получены три решетки и в зависимости от того, какая из них будет неподвижной (решетка направляющего аппарата), зависит направление вращения колеса турбины.

Рис. 8.8. Развертка решеток гидротрансформаторов: а – прямого хода; б – обратного хода.

Рассмотрим взаимодействие решеток на установившемся режиме. При движении жидкости снизу вверх она поступает на решетку насосного колеса, где ей сообщается энергия (смотри треугольники скоростей на входе и выходе). Если за насосным колесом следует турбинное (рис. 8.8, а), на лопатки турбины поток поступает безударно с относительной скоростью w_lT, а абсолютная скорость потока на входе равна абсолютной скорости на выходе из насосного колеса с_1т = с_2н. Вращение турбинного колеса приходит водну сторону с насосным. Треугольник ско­ростей на выходе из турбинного колеса показывает как поток со скоростью с_1н.а = с_2т поступает безударно на решетку направляющего аппарата. Скорость потока на входе в насосное колесо равно скорости потока на выходе из направляющего аппарата

(с_1н = с_2н-а).

При установке направляющего аппарата за насосным колесом (рис. 8.8, б) на решетку направляющего аппарата поток поступает безударно со скоростью с_1на =с_2н. В решетке направляющего аппарата меняются величина и направление скорости потока. При выходе из направляющего аппарата поток поступает на решетку турбинного колеса и вращает его в противоположную сторону по отношению к направлению вращения насосного колеса. Приведенные треугольники скоростей показывают, что на входе в решетки всех колес поток поступает безударно, обеспечивая минимум потерь, что возможно на расчетном режиме.

Многополостные схемы служат для создания реверса, обеспечения нескольких скоростей вращения ведомого вала и параллельной работы.

Гидротрансформаторы проектируют с передаточным отношением на расчетном режиме i_p = 1/1,2 ÷ 1/12. Коэффициент полезного действия η = 0,8 ÷ 0,9 и снижается с уменьшением передаточного отношения. У гидротрансформаторов обратного хода КПД примерно на 15 % меньше.

Многоступенчатые гидротрансформаторы обычно применяют при передаточных отношениях меньше 0,5. Турбинное колесо делят на несколько ступеней, между которыми устанавливают направляющие аппараты. Все ступени турбины соединены между собой и передают момент на ведомый вал передачи.

Связь моментов на ведущем М₁ и ведомом М₂ валах гидротрансформаторов может быть получена из его уравнения равновесия следующего вида:

М₁ + M_н.а. + М_с – М₂ = 0

где М_н.а., М_с - моменты на направляющем аппарате и от сил трения в подшипниках и сальниках.

Представив М_с как сумму моментов от сил трения в подшипниках и сальниках насосного и турбинного колес (М_с =М_С1+М_С2) к выразив моменты на насосном М_Н=М₁-М_С1 и на турбинном М_Т=М₂+М_С2 колесах, окончательную связь между моментами получим в виде

М_Н + M_н.а. - М_Т = 0

Внутренний КПД гидротрансформатора

Общий КПД трансформатора

η = N₂/N₁ = M₂ω₂ / (M₁ω₁) = ki,

где k =M₂ / M₁ - коэффициент трансформации крутящего момента.

Показатели работы гидротрансформатора для средней струйки жидкости круга циркуляции определяют по уравнениям лопастных насосов. Значение теоретического напора, создаваемого насосным колесом [см. уравнение (2.5)], равно H_T1 = (c_u2u₂ - c_u1u₁)_H, а полезный напор, срабатываемый турбинным колесом, равен - H_T2 = (c_u2u₂ - c_u1u₁)_T Значения момента насосного колеса и момента турбинного колеса определяются следующим образом:

M_H = G_H(c_u2R₂ - c_u1R₁)_H и M_T = (c’_u2R₂ - c_u1R₁)_T

где G_H и G_т - расходы жидкости через насосное и турбинное колеса. Гидравлическая мощность насосного N_H и турбинного N_T колеc

N_H =M_Hω₁ =G_H(c_u2u₂ - c'_u1u₁)_H; и N_T =M_Tω₂ = G_T(c'_u2u₂ - c'_u1u₁)_T

Для одноступенчатых гидротрансформаторов на расчетном режиме передаточное отношение i_р = 0,5 ÷ 0,8, а КПД η =0,90. Тогда из последнего уравнения получаем коэффициент трансформации момента k = η / i = 0,9/(0,5 ÷ 0,8) = 1,80 ÷ 1,12. При заторможенном ведомом вале, когда i = 0, коэффициент трансформации момента в зависимости от конструкции гидротрансформатора будет

k₀= M_2,0 / M_1,0 = 2,0 ÷ 6,0

Внешняя характеристика гидротрансформатора полного наполнения представляет собой зависимость моментов М₁ и М₂, мощностей N₁ и N₂, КПД η от частоты вращения ведомого вала ω₂ при постоянных значениях ω₁, ν и ρ (рис. 8.9, а). Гидротрансформатор работает с достаточно высоким η только в определенном диапазоне изменения передаточных отношений. Уменьшение угловой скорости ω ₂ ведомого вала связано с увеличением момента М₂ на ведомом вале. Характер изменения момента М₁ на ведущем вале зависит от расположения лопастных систем в круге циркуляции и их геометрии. Гидротрансформаторы, у которых М₁ на ведущем вале остается постоянным при изменении скорости вращения ведомого вала, называют непрозрачными. Если момент М₁ увеличивается с уменьшением передаточного отношения, то гидротрансформаторы имеют прямую прозрачность. И, наконец, гидротрансформаторы, у которых Mj падает с уменьшением i, обладают обратной прозрачностью.

Универсальная характеристика гидротрансформатора представляет собой графическое изображение моментов М₁ и М₂ от угловой скорости ведомого вала ω₂ для нескольких значений угловых скоростей ведущего вала ω₂ (рис. 8.9, б). Кроме того, на графике нанесены изолинии КПД.

Приведенная характеристика гидротрансформатора устанавливает зависимость коэффициента момента k_M2 =M₂ /(ρω₁²D⁵ ) и КПД от передаточного отношения i при постоянном ν (рис. 8.10, а). Величины k_Ml, k_M2, η и i связаны следующей зависимостью:

η =i k_M2 / k_Ml.

Относительная характеристика гидротрансформатора представляет зависимость относительного момента M₁, коэффициента трансформации момента k=M₂/M₁ и КПД η от передаточного отношения при постоянном ν (рис. 8.10, б).

В практике применения гидродинамических передач на судах используют комплексные гидродинамические передачи, которыми называют такие передачи, в которых в одной проточной полости совмещены гидротрансформатор и гидромуфта.