Лекомцев (1224979), страница 7

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 7)

Рисунок 2.4 – Кинематическая схема гидропередачи

Блок управления гидропередачей интегрирован в микропроцессорную систему управления и диагностики (МПСУиД) тепловоза.

Приведем структурную схему гидравлической передачи тепловоза ТГ16М (рисунок 2.3).

На рисунке 2.4 представлена кинематическая схема гидропередачи с двумя гидротрансформаторами и гидромуфтой.

Рассмотрим принципы работы гидропередачи, состоящей из гидромуфты и гидротрансформаторов.

Рисунок 2.5 – Гидравлическая муфта

1 – турбинное колесо; 2 – кожух; 3 – ведомы вал; 4 – насосное колесо; 5 – ведущий вал

Гидравлической муфтой называется устройство, обеспечивающее гибкое соединение ведущего и ведомого валов и передачу вращающего момента без изменения его по величине. По конструкции она представляет собой двухлопастную гидравлическую машину, состоящую из двух основных частей (рисунок 2.5): насосного колеса 4, жестко связанного посредством ведущего вала 5 с валом двигателя, и турбинного колеса 1, соединяемого с помощью ведомого вала 3 и механических звеньев с движущими осями. Одно из рабочих колес, чаще всего турбинное, обхватывается кожухом 2, предназначенным для компоновки приборов питания (трубопроводов, клапанов) и уплотнения. Отличительной конструктивной особенностью обоих рабочих колес является наличие плоских радиальных лопаток. Ло­патки сложного профиля применяются редко, только в муфтах спе­циального назначения [2].

При вращении насосного колеса жидкость, находящаяся в круге циркуляции, перемещается под действием центробежной силы от цент­ра колеса к периферии в направлении, указанном на рисунке 4 стрелкой, благодаря чему в потоке накапливается кинетическая энергия. Пройдя по каналам между лопатками, жидкость выбрасывается из насосного ко­леса и, перемещаясь в осевом направлении, попадает на лопатки тур­бинного колеса, давит на них, заставляя колесо вращаться в сторону вращения насосного колеса. По мере перемещения по лопаткам тур­бины кинетическая энергия потока жидкости убывает, превращаясь в механическую энергию ведомого вала и частично в потери.

Каждая частица рабочей жидкости в круге циркуляции (рисунок 2.6) совершает сложное движение, которое складывается из двух простых движений: вращения вместе с колесом относительно круговой оси симметрии О2 гидромуфты (это движение в механике называется пе­реносным) и вращения О в плоскости, проходящей через ось гидромуф­ты О1 со скоростью циркуляции жидкости (это движение называется от­носительным).

Скорость циркуляции, т.е. скорость относительного движения потока жидкости по лопаткам, зависит от отношения угловых скоростей вращения насосного и турбинного колес. Разность чисел оборотов насосного и турбинного колес называется скольже­нием.

Скольжение рабочих колес S находится в обратной зависимости от их передаточ­ного отношения, т. е. от отношения часто­ты вращения турбины к частоте враще­ния насоса . Если скольжение колес отсутствует, т. е. , то исчезнет пе­репад давлений, циркуляция жидкости пре­кратится, а значит, прекратится передача кинетической энергии с насосного колеса на турбинное: вращающий момент будет равен нулю.

Рисунок 2.6 – Схема циркуляции потока жидкости в рабочей полости гидромуфты

Иная картина будет в случае, если турбинное колесо неподвижно, а насосное колесо вращается с нормальной скоростью (скольжение 100 %). Перепад давлений будет наибольший, также наибольшими будут скорость циркуляции жидко­сти и ее воздействие на лопатки турбинного колеса. Передаваемый вращающий момент будет иметь максимальное значение.

Зависимость передаваемого момента от числа оборотов турбинного колеса при постоянной частоте вращения насосного колеса, представ­ленная в виде графика, называется внешней характеристикой гидро­муфты (рисунок 2.7). Уменьшение частоты вращения насосного колеса приводит к снижению передаваемого момента и кривые момента при этом располагаются ниже, чем при нормальной частоте вращения.

В гидромуфте имеются только два рабочих элемента, связанных рабочей жидкостью: насосное и турбинное колеса, а так как согласно законам механики всякому действию механического характера соот­ветствует равное ему противодействие, то в гидромуфтах всегда имеет­ся равенство моментов на насосном и турбинном колесах. Это значит, что гидромуфта не меняет величину передаваемого вращающего мо­мента. В таком случае говорят, что коэффициент трансформации мо­мента гидромуфты равен единице. Под коэффициентом трансформации (преобразования момента) понимают отношение момента на турбинном колесе к моменту на насосном колесе , т.е. .

Рисунок 2.7 – Внешняя характеристика гидромуфты

Условие равенства моментов на рабочих колесах гидромуфты объясняется тормозящим воздействием на насосное колесо потока жидкости, выходящего из турбинного колеса. Это воздействие увели­чивается с ростом скольжения колес.

Увеличение нагрузки на турбинное колесо, вызывающее от­ставание его от насосного колеса, приводит к росту потерь энергии потока на преодоление сопротивлений. Коэффициент полезного дей­ствия при этом уменьшается в линейной зависимости от частоты вращения турбинного колеса. На графике эта зависимость представ­лена прямой линией, практически во всем диапазоне изменения пере­даточного отношения - от 0 до 1 . При наступает идеальный холостой ход гидромуфты и ее к.п.д. равен нулю.

Если момент на рабочих колесах поддерживается неизменным, то гидромуфта работает по так называемой тяговой характеристике (рисунок 2.8).

Рисунок 2.8 – Тяговая характеристика гидромуфты

Из характеристик гидромуфты видно, что по своим энергетиче­ским свойствам гидромуфта, отдельно взятая, не отвечает целям тяги. Это объясняется перегружающим воздействием на дизель и низким к. п. д. ее в диапазоне невысоких частот вращения турбинного колеса. Гидромуфта рассчитывается на передачу нормального момента и работу при высоких передаточных отношениях с к. п. д. 0,95—0,98. В этот режим она включается в качестве ступени скорости гидравлической передачи.

Гидротрансформатор (рисунок 2.9) отличается от гидромуфты наличи­ем третьего неподвижного лопастного колеса, называемого направ­ляющим аппаратом 4. Насосное колесо 1, закрепленное на валу 5, при­водится во вращение от дизеля. Частота вращения насосного колеса и вращающий момент на нем равны или, в случае наличия входного ре­дуктора между дизелем и гидротрансформатором, пропорциональны частоте вращения коленчатого вала дизеля и вращающему моменту на нем. Турбинное колесо 2 соединяется с движущими колесами теп­ловоза посредством механических элементов: системы зубчатых колес и карданных валов. Следовательно, скорость движения и сила тяги тепловоза пропорциональны частоте вращения турбинного колеса и вращающему моменту на нем.

Рисунок 2.9 – Гидротрансформатор

1 – насосное колесо; 2 – турбинное колесо; 3 – кожух; 4 – направляющий аппарат; 5 –ведущий вал; 6 – ведомый

Все три рабочих колеса имеют профилированные лопатки, т. е. лопатки, сечение которых имеет сложную аэродинамическую форму.

Лопатки рабочих колес размещаются так, что выходные кромки одних лопастей располагаются в непосредственной близости от входных других лопаток. Между кромками лопаток смежных колес преду­сматриваются зазоры, необходимые для обеспечения свободного вра­щения и теплового расширения. С этой же целью предусматриваются зазоры между дисками колес и корпусом гидротрансформатора.

Принцип действия гидротрансформатора аналогичен принципу действия гидромуфты. Насосное колесо закручивает жидкость, созда­вая в ней запас кинетической энергии вращательного движения. Турбинное колесо благодаря соответствующему профилю его лопаток раскручивает жидкость. Запас кинетической энергии потока жидкости используется для преодоления внешних сил сопротивления, приложенных к ведомому валу, а значит, и к движущим осям тепловоза.

Рисунок 2.10 – Схема изображения потока, протекающее через турбинное колесо при различной частоте его вращения

а – колесо подвижное; б – вращение с нормальной частотой (расчетный режим); в – вращение с повышенной частотой; UТ1,UТ2 – абсолютная скорость жидкости соответственно на входе и выходе из колеса; WТ2 – относительная скорость жидкости на выходе из колеса; ИТ2 – переносная скорость жидкости на выходе из колеса

На выходе из турбинного колеса направление потока жид­кости зависит от частоты его вращения. Эту зависимость можно наглядно представить на трех схемах изменения на­правления потока на турбинном ко­лесе (рисунок 2.10). Когда колесо неподви­жно (рисунок 2.10, а), поток имеет направление, совпадающее с выходны­ми кромками турбинных лопаток, и претерпевает наибольшее изменение. При этом давление потока на лопатки турбинного колеса будет наибольшим.

На характеристике гидротрансформатора (рисунок 2.11) этот режим отвечает наибольше­му вращающему моменту . С разгоном турбинного колеса появляется переносная состав­ляющая скорости движения частиц жидкости и поток на вы­ходе по направлению приближается к потоку на входе.

Рисунок 2.11 – Внешняя характеристика гидротрансформатора

В момент, когда абсолютная скорость потока на выходе из турбин­ного колеса почти совпадет по направлению с абсолютной ско­ростью потока на входе (рисунок 2.10, б), поток будет претерпевать наи­меньшие изменения; вращающий момент на валу колеса будет умень­шаться. Этому режиму соответствует наибольший к.п.д. гидротранс­форматора (в современных гидротрансформаторах до 0,88). При даль­нейшем увеличении частоты вращения турбинного колеса (рисунок 2.10, в) поток на выходе его будет отклоняться вправо, момент будет снижаться. Очевидно, что во всех случаях, когда поток на выходе отклоняется по направлению от потока на входе, на лопатках турбинного колеса будут иметь место потери энергии. Эти потери тем больше, чем больше отклонение претерпевает поток. Этим объясняется выпуклая форма кривой к. п. д. (рисунок 2.11), известная в математике под назва­нием квадратичной параболы.

Наличие в круге циркуляции неподвижных лопаток направляющего аппарата придает гидротрансформатору свойство автоматически изменять вращающий момент на турбинном колесе в зависимости от частоты вращения последнего, т. е. от скорости движения тепловоза. Преобразующее свойство гидротрансформатора оценивается коэффициентом трансформации момента . Для тепловозных трансформаторов значение К составляет 3 и более.

Передача крутящего момента от выходного вала гидропередачи ко второму осевому редуктору первой тележки тепловоза происходит через раздаточный карданный вал длинной 2410 мм, а от второго к первому осевому редуктору – через тележечный карданный вал. Передача крутящего момента от выходного вала гидропередачи к третьему осевому редуктору второй тележки тепловоза происходит через промежуточный карданный вал Б длинной 2410 мм, раздаточный карданный вал В длинной 2410 мм и промежуточную опору, установленную между промежуточным и карданным валами, а от третьего к четвертому осевому редуктору – через тележечный карданный вал А. Равная длина промежуточного Б и раздаточных карданных валов В, равный угол наклона карданных валов в вертикальной плоскости (3°) обеспечивают равномерное распределение тягового и тормозного усилия на тележки.

Понижающий осевой редуктор служит для передачи вращающего момента от выходного вала гидропередачи к колесам тепловоза. Он имеет две пары зубчатых колес; цилиндрическую и коническую. Цилиндрическая косозубая пара выполнена из зубчатых колес 16 и 2 с модулем т=10 и числом зубьев 25 и 38. Коническая пара выполнена из конических колес с круговыми зубьями z=20 и z=57. Общее передаточное число редуктора i=4,33.

3 Методика расчета тепловозных гидропередач и построения тяговых характеристик

Характеристики

Список файлов ВКР