Рабочий процесс и основные технические показатели

Гидромуфты могут быть с тором (рис. 4.1, б) и без него (рис. 4.6 6). Опыт эксплуатации показал, что гидромуфты без тора имеют лучшие показатели, так как поток жидкости в них с изменением режима работы имеет возможность принимать структуру, которая обеспечивает наименьшие потери напора.

Рисунок 4.6 – Схема гидромуфты без тора

Рабочие колеса обычно имеют одинаковую лопастную систему. Причем лопатки обоих колес чаще всего плоские и устанавливаются по радиусу. Чтобы избежать колебательных явлений, число лопаток колес делают неодинаковым (обычно у насосного колеса на 3 – 5 лопаток больше). Для уменьшения потерь напора в гидромуфте осевой зазор между колесами сводят до минимума (2 – 5мм).

Ниже рассмотрен процесс преобразования энергии в гидромуфте вдоль средней линии меридиального сечения рабочей полости (рис. 4.6). На выходе из турбины и на входе в насос энергия потока будет минимальной. В насосном колесе жидкость за счет подводимой механической энергии и силового взаимодействия с лопатками перемещается от малого радиуса R₁ к большому R₂. При этом механическая энергия будет преобразовываться в гидравлическую – напор, который достигнет максимального значения на радиусе R₂. Покинув колесо насоса, жидкость попадает в колесо турбины и по мере протекания в нем от радиуса R₂ к R₁ напор жидкости будет уменьшаться, превращаясь в механическую энергию ведомого вала за счет силового взаимодействия с лопатками турбины.

Так как у гидромуфты между насосными и турбинными колесами нет каких-либо элементов, имеющих внешнюю опору, то при установившемся режиме работы моменты на валах будут равны, т. е.

М_н = М_т. (4.20)

М_т слагается из момента на валу и механических потерь, к М_н относятся и вентиляционные потери.

Коэффициент трансформации момента

k_м = М_т / М_н = i. (4.21)

Тогда КПД гидромуфты

(4.22)

Из-за наличия момента сопротивления ведомый вал отстает в своем вращении от ведущего (проскальзывает). Величина скольжения

(4.23)

Подставляя значение i из (4.23) в уравнение (4.22 ), получим

η = 1 – S. (4.24)

Момент передаваемый полностью заполненной жидкостью гидромуфтой при скольжении 3 – 5%, принято считать номинальным М_ном. Как следует из уравнения (4.24), КПД при этом η_ном = 0,97…0,95.

У наиболее распространенных гидромуфт с плоскими мередиальными лопатками ( рис. 4.6) при постоянной скорости вращения ведущего вала напор, развиваемый насосным колесом, изменяется весьма незначительно (теоретический напор остается постоянным независимо от подачи насоса, действительный – несколько уменьшается с подачей [3]). Поэтому, малому моменту сопротивления на ведомом валу будет соответствовать малый расход в рабочей полости муфты. Этому режиму соответствует и малая мощность потока N = ρgHQ.

С увеличением момента сопротивления на ведомом валу увеличивается расход рабочей жидкости, а следовательно, и мощность потока. Увеличивается при этом и значение скольжения s между колесами. Максимального значения расход в рабочей полости достигает при работе гидромуфты в тормозном режиме (s = 1, n_т = 0). Передаваемый гидромуфтой момент в этом случае будет максимальным. На этом принципе основана работа гидравлических тормозов.

При s = 1 будут максимальными и потери напора в рабочей полости, которые в конечном итоге преобразуются в тепло. Поэтому требуется охлаждение гидромуфт.

Кавитация в гидромуфтах практически не представляет опасности. Объясняется это тем, что из-за неодинакового расширения жидкости и корпуса при нагревании гидромуфта никогда полностью не заполняется жидкостью. Так, гидромуфта считается полностью заполненной, если объем жидкости будет составлять 90 – 95% объема рабочей полости. Свободное пространство необходимо не только для расширения жидкости при нагревании, но и для выделения из нее паров и газов при работе гидромуфты. Наличие газов в рабочей полости резко уменьшает кавитационный износ [19].

При отрицательном значении скольжения (генераторный режим, например, при спуске груза) меняется направление вращения жидкости в рабочей полости и турбинное колесо становится насосным, и наоборот.

Характеристики гидромуфт

Характеристики служат для оценки энергетических и эксплуатационных качеств гидромуфт. Различают внешние, универсальные и приведенные (безразмерные) характеристики.

Внешняя характеристика представляет собой графическую зависимость момента, мощности и к. п. д. от частоты вращения турбины или передаточного отношения (или от скольжения) при постоянных значениях частоты вращения насосного колеса и вязкости жидкости (рис. 4.7, а).

Рисунок 4.7 – Характеристики гидромуфт

Строится она обычно по результатам опытных испытаний гидромуфты. В некоторых случаях на характеристику наносят и значение осевых сил. Часто ограничиваются только моментной характеристикой, так как значение мощности и к. п. д. можно получить расчетным путем.

Как указывалось выше, при s = 0 (i=1) М = 0. С увеличением скольжения момент увеличивается и достигает своего максимума при s = 0 (i=1). Для полностью заполненных гидромуфт в зависимости от конструкции М_max = (5…7)М_ном.

Так как по условию n_н = const, то согласно уравнению N_н = ω_нМ кривая мощности на ведущем валу должна иметь тот же вид, что и кривая момента. Мощность на ведомом валу N_т = ω_тМ равна нулю при i = 0 (n_т = 0) и при моменте, равном нулю (n_т = n_н). Максимальное значение эта мощность имеет в промежутке между n_т = 0 и n_т = n_н.

Зависимость η = i представляет собой прямую линию, проходящую через начало координат. Так как даже при холостом ходе момент на валу не равен нулю, то к. п. д. не может быть равным единице (η_max = 0,99…0,995). С увеличением нагрузки (момента) КПД интенсивно падает, что является недостатком гидромуфт.

Универсальная характеристика в отличии от внешней указывает на зависимость момента, мощности и КПД от i, n_т или s при разных частотах вращения ведущего вала. Строится она на основании серии внешних характеристик полученных опытным путем при различных частотах вращения насосного колеса. Обычно на эту характеристику насосят только значение моментов и линии равных КПД (рис. 4.7, б).

Приведенная характеристика представляет собой зависимость коэффициентов мощности от передаточного отношения или КПД (рис. 4.6, в). Обычно она строится путем пересчета по уравнениям (4.19 ), (4.20 ) и эталонным величинам (D = 1м, n_н = 100 об/мин, ρ = 10³ кг/м³) на основании внешних характеристик. Приведенная характеристика служит для сопоставления эксплуатационных свойств гидромуфт различных конструкций и размеров, работающих при разных частотах вращения насосного колеса и разных жидкостях, а также для выбора размеров гидромуфт из ряда подобных данной конструкции.