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.

Регулирование гидромуфт

Способы регулирования

Регулирование скорости вращения ведомого вала гидромуфты при постоянной скорости вращения ведущего можно получить двумя способами: изменением степени заполнения рабочей полости жидкостью или воздействием на поток в рабочей полости (путем изменения угла установки лопаток рабочих колес, дросселированием потока шибером, изменением осевого зазора между колесами и т. п.).

Первый способ является более распространенным. Он основан на том, что с уменьшением заполнения рабочей полости жидкостью при всех прочих равных условиях уменьшается и расход, а следо­вательно, уменьшается и значение передаваемого момента с ростом скольжения. На рис. 4.8, а приведены моментные характеристики М = f (i) с переменным заполнением при условии уменьшения момента пропорционально объему запол­нения V. Как видно из рисунка, при работе гидромуфты с какой- либо машиной, нагрузочная характеристика которой М_м = f (i), можно получить режимы, определяемые точками 1 - 3.

Регулирование гидромуфт воздействием на поток в рабочей полости практически осуществляется либо за счет поворота ло­паток одного из рабочих колес, либо за счет дросселирования потока специальным шибером [17].

На рис. 4.1, б штриховой линией показан шибер, при выдвижении которого из внутреннего тора возрастают потери напора в проточной части, уменьшается Q, увеличивается скольжение и уменьшается передаваемый гидромуфтой момент примерно так, как при уменьшении заполнения рабочей полости (см. рис. 2.23, а).

Рисунок 4.8 – Моментные характеристики гидромуфты при изменении объема заполнения рабочей полости

Немонотонность характеристик

Действительные моментные характеристики не полностью за­полненных жидкостью гидромуфт не имеют монотонного изменения особенно при малых заполнениях, а имеют вид, приведенный на рис. 4.8, б. Объясняется это тем, что при частичном заполнения рабочей полости форма потока жидкости будет определяться не только конфигурацией внутренней поверхности рабочих колес, но и силами, действующими на жидкость.

На рис 4.9, а, б, в, г представлены меридиональные сечения потока жидкости в гидромуфте без тора при частичном ее запол­нении и разных нагрузках, а на рис. 4.9, д – соответствующая моментная характеристика.

При нагрузке М = 0, s = 0 согласно уравнению и Q = 0, т. е. в рабочей полости отсутствует циркуляция жидкости между колесами. Поэтому под действием центробежных сил жид­кость будет отжата к периферии колес; поверхности равных давлений будут концентричными цилиндрами (см. рис. 4.9, а). На моментной характеристике М = f (i) этому режиму соответствует точка а (см. рис. 4.9, д).

С увеличением нагрузки до М_б > 0, s_s > 0 и Q_б > 0 в рабочей полости появится циркуляция жидкости. На нее станут действо­вать, кроме упомянутых центробежных, гидродинамические силы от взаимодействия с лопатками колес. В насосном колесе обе эти силы будут направлены от оси вращения к периферии, в турбин­ном — гидродинамическая сила будет направлена обратно.

Рисунок 4.9 – Распределение жидкости в рабочей полости и изменение момента гидромуфты при частичном ее заполнении

Так как при s > 0 n_н > n_т, то в турбинном колесе будет меньшей центробежная сила, а в итоге и равнодействующая сил, действующих на жидкость. Под действием всех рассмотренных сил часть объема жидкости переместится в турбинное колесо и не будет участвовать в передаче энергии между валами (см. рис. 4.9, б). По этой причине уменьшится величина Q, а следовательно, и момент М - вместо ожидаемого режима, определяемого точкой б' будет передаваться момент, определяемый точкой б (см. рис. 4.9, д).

При дальнейшем увеличении нагрузки до М_в > М_б, s_b>s_б и Q_B > Qs по вышеназванным причинам в турбинном колесе еще больше уменьшится равнодействующая сил, действующих на жидкость, и еще больший ее объем не будет участвовать в передаче энергии (рис. 4.9, в), а следовательно, еще больше будут отличаться моменты, определяемые точками в и в' (см. рис. 4.9, д).

При каком-то критическом моменте М_г' > М_в, s_r > s_b равнодействующая сил, действующих на жидкость в турбинном колесе, станет настолько малой, а в насосном – настолько большой, что жидкость достигнет минимального радиуса R₁ (см. рис. 4.9, г). После этого в меридиональном сечении рабочей полости жидкость создаст кольцо, прижатое к чашам колес. При этом резко увели­чится передаваемый момент как за счет увеличения Q (весь объем жидкости участвует в передаче энергии, Q_г >>Q_в), так и величины R₂c_u2 – R₁c_u1. Переход от одной формы движения жидкости к другой происходит скачкообразно. Поэтому на моментной характеристике появляется разрыв.

На рис. 4.9, д вместо режима, определяемого точкой г', появится режим, определяемый точкой г (М_г>>М_г').

При дальнейшем увеличении нагрузки участок моментной ха­рактеристики М = f (i) левее точки г будет оставаться устойчивым до i = 0.

Гидромуфта с частично заполненной рабочей полостью может работать неустойчиво. Так, при работе под нагрузкой, определяе­мой характеристикой М_м =f (i), рабочий режим будет устойчивым. Определяется он точкой е. При увеличении нагрузки до = f (i) режим станет неустойчивым.

Действительно, с увеличением нагрузки резко увеличится скольжение и рабочий режим из точки е пройдет через точки в, г' , г. Но в точке «г» М_г > М'_м, поэтому начнется разгон системы и режим пройдет через точки г, в', в. В точке «в» М_В < М'_м, поэтому произой­дет замедление системы и процесс повторится. Он будет изменяться до тех пор, пока статические характеристики М = f (i) и М_м = f (i) не станут пересекаться правее точки «в» или левее точки «г».

На практике неустойчивость режима проявляется в резком колебании моментов и скоростей в приводе. Чем меньше заполне­ние рабочей полости гидромуфты, тем больше амплитуда колеба­ний момента, тем больше диапазон неустойчивых режимов (см. рис. 4.8, б).

Сглаживание характеристик

На основании вышерассмотренного и уравнения (4.1) могут быть следующие способы сглаживания моментных характеристик и предотвращения неустойчивых режимов:

установка порога на выходе из турбинного или на входе в насосное колесо и придание меридиональному сечению рабочей полости асимметричной формы;

применение гидромуфт с внутренним тором;

удаление рабочей полости от оси вращения.

Первый способ является наиболее эффективным и рациональ­ным. Он основан на том, что наличие порога в рабочей полости (см. рис. 4.4, а) не позволяет формироваться жидкости в кольцевой поток при больших скольжениях, а следовательно, не проис­ходит и резкого увеличения момента. Значение минимального входного радиуса R₁ для насосного колеса в этом случае ограничи­вается высотой порога. Меридиональное сечение такой гидромуфты, как видно из рис. 4.4, а, асимметричное. По рекоменда­циям разных институтов отношение диаметра порога к ак­тивному диаметру должно находиться в пределах 0,4 - 0,5 [3].

Величину заполнения рабочей полости гидромуфты следует выбирать так, чтобы при длительном эксплуатационном режиме (малое скольжение) вся рабочая жидкость циркулировала выше порога. Однако установка порога приводит к увеличению потерь напора в муфте и ее перегреву.

Применением гидромуфт с внутренним тором (см. рис. 4.1,б) также пытаются исключить возможность преобразования формы потока с изменением скольжения. Однако это мероприятие дает менее значительный эффект сглаживания моментных характери­стик, чем порог, а потери напора в таких муфтах больше. Поэтому гидромуфты этой конструкции почти не получили распростра­нения.

Удаление рабочей полости от оси вращения необходимо для уменьшения разности между входным и выходным радиусами R₁ и R₂. И в этом случае сглаживание моментных характеристик менее эффективно, чем у муфт с порогом. Однако потери напора в проточной части значительно меньше, поэтому такие гидромуфты находят некоторое применение. На рис. 4.1, б, приведена гидро­муфта с отнесенной рабочей полостью. Как видно, активный диа­метр таких гидромуфт больше, чем обычных.