гидротрансформатор

Формула изобретения

1. Гидротрансформатор, содержащий насосное, турбинное и реакторное колеса, образующие круг циркуляции, причем на выпускных сторонах лопаток турбинного и реакторного колес выполнены входные каналы, сообщающиеся с транзитными отверстиями, выполненными с торцов лопаток, отличающийся тем, что насосное и реакторное колеса в круге циркуляции расположены симметрично, а турбинное колесо установлено между ними в верхней части круга циркуляции, входные каналы, сообщающиеся с транзитными отверстиями, выполнены и на вогнутых сторонах лопаток, при этом входные каналы выполнены в виде единой щели по всей высоте лопатки, а в транзитных отверстиях установлены поворотные пустотелые гильзы с двумя рядами отверстий, каждый из которых в соответствующих крайних положениях гильзы выполнен с возможностью совмещения со щелью либо на выпуклой, либо на вогнутой стороне лопатки, каждая гильза снабжена плоским флажком, жестко связанным с ней и введенным в круг циркуляции, причем флажки турбинного колеса расположены за насосным колесом, а флажки реакторного колеса за турбинным колесом.

2. Гидротрансформатор по п.1, отличающийся тем, что флажки расположены на границе круга циркуляции, а на ободах насосного и турбинного колес внутри круга циркуляции параллельно плоскостям их лопаток выполнено по меньшей мере по одному пазу.

Описание изобретения к патенту

Изобретение относится к энергетическому машиностроению и может быть использовано в гидромеханических трансмиссиях транспортных средств.

Известна гидромеханическая передача (см. описание изобретения к авторскому свидетельству РФ N 1789802 опубл. в Бюл. N 3 за 1993 г.), в которой гидротрансформатор содержит насосное, турбинное и реакторное колеса, образующие круг циркуляции, причем на выпуклых сторонах лопаток турбинного и реакторного колес выполнены входные каналы, сообщающиеся с транзитными отверстиями, выполненными с торцов лопаток. Эта передача в данной заявке принята за прототип.

Благодаря устранению вихревых зон на выпуклых сторонах турбинных и реакторных лопаток и соответственно ударных потерь в передаче-прототипе достигается существенное повышение КПД на передаточных отношениях гидротрансформатора от трогания до максимума КПД. Чтобы избежать отрицательного действия входных каналов, соединенных с транзитными отверстиями в лопатках, при смене знака угла атаки, когда вихревые зоны образуются на вогнутых сторонах лопаток, прокачка жидкости через входные каналы прекращается по достижении максимального значения КПД. В прототипе это осуществляется автономным автоматическим приводом специального насоса, введенного в состав гидропередачи. В настоящем изобретении положительный эффект входных каналов распространяется и на область передаточных отношений от максимума КПД до холостого хода гидротрансформатора.

В гидропередаче-прототипе применен комплексный гидротрансформатор с симметричным расположением насосного и турбинного колес. Этот тип гидротрансформатора не является наилучшим объектом для подавления в нем ударных потерь. На фиг. 1 показан примерный баланс энергии в таком гидротрансформаторе. Кривой КПД () соответствует полезная энергия, используемая турбинным колесом, вертикальной штриховкой показано поле потерь на трение (hтр), боковой потерь на удар (hу). Вследствие того, что на участке передаточных отношений (i) от максимума КПД до стоп режима (i=0) в 2.2,5 раза возрастает расход циркуляции, в 4.6 раз возрастают потери на трение, пропорциональные квадрату расхода. Увеличение же расхода в комплексном гидротрансформаторе происходит из-за уменьшения центробежного противодействия турбинного колеса по мере его торможения и полной остановки. В результате на стоп-режиме на трение теряется до 70% энергии и только 30% теряется на удар. Если переместить турбинное колесо в верхнюю часть круга циркуляции и расположить его параллельно оси (фиг. 2), то его вращение не будет создавать центробежного противодействия потоку, выходящему из насосного колеса, поскольку радиусы на входе и выходе лопаток в таком турбинном колесе одинаковы. Поэтому расход и потери энергии на трение в гидротрансформаторе с осевой турбиной постоянны. Баланс энергии на стоп-режиме существенно отличается от предыдущего (фиг. 2): 10% теряется на трение и 90% на удар. Отсюда следует, что в плане возврата энергии, теряемой на удар, этот гидротрансформатор является наиболее перспективным.

Благодаря постоянству расхода в гидротрансформаторе насосные лопатки обтекаются практически стационарным потоком, не дающем ударных потерь в насосном колесе, что также создает ему преимущество по сравнению с прототипом.

Таким образом, предлагается гидротрансформатор с теоретически предельными преобразующими возможностями, для чего насосное и реакторное колеса в круге циркуляции расположены симметрично, а турбинное колесо установлено между ними в верхней части круга циркуляции, входные каналы, сообщающиеся с транзитными отверстиями, выполнены и на вогнутых сторонах лопаток, при этом входные каналы выполнены в виде единой щели по всей высоте лопатки, а в транзитных отверстиях установлены поворотные пустотелые гильзы с двумя рядами отверстий, каждый из которых в соответствующих крайних положениях гильзы выполнен с возможностью совмещения со щелью, либо на выпуклой, либо на вогнутой стороне лопатки, каждая гильза снабжена плоским флажком, жестко связанным с ней и введенным в круг циркуляции, причем флажки турбинного колеса расположены за насосным колесом, а флажки реакторного колеса за турбинным колесом.

Предлагаемое техническое решение иллюстрируется фиг. 3-6. На фиг. 3 представлена конструктивная схема гидротрансформатора. На фиг. 4 показана лопатка колеса реактора и относительное положение в ней гильзы и флажка, устанавливающееся на передаточных отношениях от трогания до максимального КПД. Фиг. 4 справедлива и для турбинной лопатки. На фиг. 5 относительное положение лопатки (турбина, реактор), гильзы и флажка, устанавливающееся на передаточных отношениях от максимума КПД до холостого хода гидротрансформатора. На фиг. 6 показаны кривые КПД исходного гидротрансформатора с осевой турбиной и его же после введения управляемого обтекания турбинных и реакторных лопаток предложенным выше образом.

Гидротрансформатор (фиг. 3) содержит насосное 1, турбинное 2 и колесо реактора 3. Насосное и реакторное колеса расположены симметрично, а турбина установлена между ними в верхней части круга циркуляции. Турбинные и реакторные лопатки снабжены входными каналами на выпуклых и на вогнутых сторонах (фиг. 4 и 5: 4 лопатка, 5 входной канал на выпуклой стороне, 6 - входной канал на вогнутой стороне), выполненных в виде единой щели по всей высоте лопатки. В транзитное отверстие в лопатке установлена поворотная пустотелая гильза 7 с двумя рядами отверстий и жестко связанным с ней флажком 8. Угол поворота гильзы 7 ограничивается торцом 9 обода колеса реактора (турбины), в который упирается флажок при его ходе влево (фиг. 4) и вправо (фиг. 5), благодаря чему обеспечивается возможность совмещения отверстий в гильзе с входными каналами на лопатке. Транзитное отверстие, в которое выходит внутренняя полость гильзы соединено с выходным каналом подпитки 10 (фиг. 3). Входной канал подпитки 11 подводит масло к насосному колесу 1.

Гидротрансформатор работает следующим образом. Включением внешнего насоса подпитки, которым снабжается каждый гидротрансформатор, производится заполнение рабочей полости и прокачка по контуру: входной подпиточный канал 11 насосное колесо 1 входные каналы на лопатках турбинного и реакторного колес выходной подпиточный канал 10. Включением приводного двигателя сообщается вращательное движение насосному колесу 1. Если внешняя нагрузка отсутствует, турбинное колесо вращается с опережающей насосное колесо угловой скоростью, а входные потоки жидкости на турбинных и реакторных лопатках, идущие слева направо (стрелка на фиг. 5), переводят флажки в крайнее правое положение (фиг.5). Отверстия в гильзе 7 совмещаются со щелью на вогнутой стороне лопатки, куда и устремляется прокачиваемое насосом подпитки масло. Переносная скорость в направлении к вогнутым поверхностям турбинных и реакторных лопаток не дает развиться около них вихревым зонам, неизбежно возникающим на обычных лопатках, в результате чего ударные потери на турбинных и реакторных лопатках не появляются в диапазоне от холостого хода до максимума КПД.

По мере загрузки гидротрансформатора турбинное колесо замедляет частоту вращения, а вектор скорости перед турбинными и реакторными лопатками изменяет направление до осевого, а затем и до левого (стрелка на фиг. 4). Флажки автоматически переводятся в крайнее левое положение, дающее выход масла через выпуклые поверхности лопаток и подавляющее ударные потери на этой стороне лопаток, имеющие место в диапазоне от максимума КПД до стоп-режима. В итоге безударное обтекание турбинных и реакторных лопаток будет наблюдаться во всем диапазоне передаточных отношений от режима трогания до холостого хода.

Расчетные значения КПД гидротрансформатора в зависимости от передаточного отношения , где Пн, Пт частота вращения насосного и турбинного колес, показаны на фиг. 6. Сплошной линии соответствует КПД исходного гидротрансформатора, выполненного по фиг. 3, но с обычными лопатками во всех рабочих колесах. Пунктирной линией показана кривая КПД того же гидротрансформатора, нос установкой в лопатки турбины и реактора поворотных гильз (предлагаемый гидротрансформатор). Существенное повышение КПД наблюдается слева и справа от максимума, особенно справа, что привело к увеличению передаточного отношения холостого хода с 1,6 до 2,6. Диапазон передаточных отношений при КПД не ниже 85% равен , что более чем в 2 раза превышает сходный диапазон комплексного гидротрансформатора с симметричными насосным и турбинным колесами и муфтой свободного хода в колесе реактора.

Анализ возможных схем использования этого гидротрансформатора в гидромеханической передаче для транспортной машины показал, что он позволяет перейти с 4-х скоростной гидромеханической передачи на 2-х скоростную, что существенно упрощает конструкцию гидромеханической передачи и ее управление.

При описании работы гидротрансформатора предполагалось, что флажки, введенные в круг циркуляции, не будут влиять на рабочий процесс в гидротрансформаторе помимо их основного назначения. Ввиду малости площади флажка, занимаемой им в меридиональной проекции круга циркуляции, по-видимому, это так и будет при экспериментальном исследовании подобного гидротрансформатора. Однако теоретически флажки будут порождать вихревой след, что может снизить общий положительный эффект повышения КПД возникающей от флажков потерей энергии. Чтобы избежать этого предлагается флажки располагать на границе круга циркуляции, а на ободах насосного (фиг. 7) и турбинного колес изнутри круга циркуляции параллельно плоскостям их лопаток сделать один или несколько пазов 12. Такой паз будет представлять собой мининасосный (на турбинном колесе минитурбинный) канал, ориентированный как и основной канал на выходе насосного (турбинного) колеса, и он будет отбирать небольшой расход жидкости, менее 0,01% для управления флажками. В этом случае дополнительная потеря энергии станет не ощутимой, т.е. близкой к нулю по отношению к энергии на насосном колесе гидротрансформатора.