RU2719741C1

RU2719741C1 - Hydromechanical transmission

Info

Publication number: RU2719741C1
Application number: RU2019135710A
Authority: RU
Inventors: Николай Николаевич Трушин
Priority date: 2019-11-06
Filing date: 2019-11-06
Publication date: 2020-04-22

Abstract

FIELD: machine building.SUBSTANCE: invention relates to hydromechanical transmission with two-turbine hydraulic converter. Hydromechanical transmission includes two-turbine hydraulic converter having pump wheel connected with input shaft, first turbine wheel, second turbine wheel, reactor, two mechanical transmissions for communication of turbine wheels with output shaft. One of the mechanical transmissions for communication of the first turbine wheel with the output shaft has a variable gear ratio.EFFECT: broader operational capabilities of hydromechanical transmission.1 cl, 1 dwg

Description

Изобретение относится к транспортному машиностроению и может быть использовано в трансмиссиях самоходных машин различного назначения.The invention relates to transport engineering and can be used in transmissions of self-propelled machines for various purposes.

В трансмиссиях самоходных машин широко применяются гидромеханические передачи, в которых используются одноступенчатые гидротрансформаторы (Микнас В., Попиоль Р., Шпренгер А. Автомобильные сцепления, трансмиссии, приводы. - М.: ООО "Книжное издательство "За рулем", 2012.). Основной недостаток одноступенчатых гидротрансформаторов - сравнительно узкий диапазон регулирования вращающего момента приводного двигателя. Максимальное значение коэффициента трансформации вращающего момента в отдельных конструкциях одноступенчатых гидротрансформаторов не превышает K=3,5-4, а у большинства серийных одноступенчатых гидротрансформаторов коэффициент трансформации составляет K=1,8-2,5. Указанный недостаток требует сопряжения одноступенчатого гидротрансформатора с механической ступенчатой коробкой передач. Количество ступеней в коробках передач гидромеханических трансмиссий самоходных машин достигает 8-9 и имеет тенденцию к увеличению до 12-16 (Филичкин Н.В. Анализ планетарных коробок передач транспортных и тяговых машин. Учебное пособие. Компьютерная версия. - Челябинск: Изд. ЮУрГУ, 2008). Рост количества ступеней в коробке передач ведет к усложнению кинематической схемы трансмиссии, системы управления трансмиссией, обуславливает увеличение отбора мощности приводного двигателя на осуществление вспомогательных функций, что в итоге снижает общий коэффициент полезного действия (КПД) трансмиссии.In the transmissions of self-propelled machines, hydromechanical transmissions are widely used, in which one-stage torque converters are used (Miknas V., Popiol R., Shprenger A. Automobile clutches, transmissions, drives. - M .: LLC Knizhnoye Izdatelstvo Za Rulem, 2012.). The main disadvantage of single-stage torque converters is the relatively narrow range of torque control of the drive motor.The maximum value of the torque transformation coefficient in individual designs of single-stage torque converters ores does not exceed K = 3.5–4, and for most serial single-stage torque converters, the transformation ratio is K = 1.8–2.5, and this drawback requires that the single-stage torque converter be coupled to a mechanical speed gearbox.The number of steps in the gearboxes of self-propelled hydromechanical transmissions machines reaches 8-9 and tends to increase to 12-16 (Filichkin N.V. Analysis of planetary gearboxes of transport and traction machines. Tutorial. Computer version. - Chelyabinsk: Ed. SUSU, 2008). An increase in the number of steps in the gearbox leads to a complication of the kinematic scheme of the transmission, the transmission control system, leads to an increase in the power take-off of the drive engine for the implementation of auxiliary functions, which ultimately reduces the overall efficiency of the transmission.

Более высокими преобразующими свойствами обладают многотурбинные гидротрансформаторы. Максимальные значения коэффициента трансформации в многотурбинных гидротрансформаторах достигают K=4,5-6,5. Высокое значение коэффициента трансформации у многотурбинного гидротрансформатора позволяет сократить количество ступеней в механической коробке передач и тем самым упростить кинематическую схему и систему управления трансмиссией. Многотурбинные гидротрансформаторы нашли применение как в трансмиссиях легковых автомобилей, так в трансмиссиях тяжелых самоходных машин (Мазалов Н.Д., Трусов С.М. Гидромеханические коробки передач автомобилей. - М.: Машиностроение, 1971).Multi-turbine torque converters have higher transforming properties. The maximum values of the transformation coefficient in multi-turbine torque converters reach K = 4.5-6.5. The high value of the transformation coefficient of a multi-turbine torque converter allows reducing the number of stages in a mechanical gearbox and thereby simplifying the kinematic scheme and transmission control system. Multi-turbine torque converters have found application both in passenger car transmissions and in transmissions of heavy self-propelled cars (Mazalov ND, Trusov S. Hydromechanical gearboxes of automobiles. - M.: Mashinostroenie, 1971).

Многотурбинные гидротрансформаторы кроме насосного колеса и реактора содержат два или три турбинных колеса, которые вращаются с различными угловыми скоростями и соединяются с выходным валом с помощью суммирующих механических зубчатых передач. В аналогичных по конструкции и свойствам многоступенчатых гидротрансформаторах все турбинные колеса непосредственно соединяются с выходным валом и вращаются с одинаковыми угловыми скоростями. Последнее обстоятельство ограничивает возможности оптимизации свойств многоступенчатых гидротрансформаторов. В связи с этим обстоятельством многотурбинные гидротрансформаторы обладают более широкими возможностями по оптимизации их параметров и свойств.Multi-turbine torque converters, in addition to the pump wheel and the reactor, contain two or three turbine wheels that rotate at different angular speeds and are connected to the output shaft using summing mechanical gears. In multistage torque converters similar in design and properties, all turbine wheels are directly connected to the output shaft and rotate at the same angular speeds. The latter circumstance limits the possibility of optimizing the properties of multi-stage torque converters. In connection with this circumstance, multi-turbine torque converters have more opportunities to optimize their parameters and properties.

Среди многотурбинных гидротрансформаторов наиболее широкое применение получили двухтурбинные конструкции, в которых присутствуют турбинные колеса разных типов - осевые и центростремительные. Турбинное колесо осевого типа работает более эффективно в диапазоне передаточных отношений гидротрансформатора от 0 до 0,5. Турбинное колесо центростремительного типа эффективно работает при передаточных отношениях свыше 0,5 и на режиме гидромуфты. При этом для одной и той же лопаточной системы двухтурбинного гидротрансформатора могут быть использованы различные конструкции суммирующих зубчатых передач планетарного или непланетарного (вального) типов (Мазалов Н.Д., Трусов С.М. Гидромеханические коробки передач автомобилей. - М.: Машиностроение, 1971, с. 63-64, рис. 24).Among the multi-turbine torque converters, the twin-turbine designs in which there are turbine wheels of various types — axial and centripetal — are most widely used. The axial-type turbine wheel works more efficiently in the range of gear ratios from 0 to 0.5. The centripetal type turbine wheel works effectively with gear ratios over 0.5 and in the fluid coupling mode. Moreover, for the same blade system of a two-turbine torque converter, various designs of summarizing gears of planetary or non-planetary (shaft) types can be used (Mazalov ND, Trusov SM Hydromechanical gearboxes of automobiles. - M.: Mechanical Engineering, 1971 , pp. 63-64, Fig. 24).

В качестве прототипа выбрана гидромеханическая трансмиссия транспортного средства по а.с. СССР №650848, содержащая двухтурбинный гидротрансформатор, имеющий последовательно расположенные в круге циркуляции рабочей жидкости насосное колесо, соединенное с входным валом, первое турбинное колесо, второе турбинное колесо, реактор, две механические передачи для связи турбинных колес с выходным валом.As a prototype, a hydromechanical transmission of the vehicle according to A.S. USSR No. 650848, containing a two-turbine torque converter, having a pump wheel connected to the input shaft, a first turbine wheel, a second turbine wheel, a reactor, two mechanical gears for connecting the turbine wheels with the output shaft, sequentially arranged in a working fluid circulation circle.

Задачей данного изобретения является расширение эксплуатационных возможностей гидромеханической передачи с двухтурбинным гидротрансформатором путем расширения диапазона регулирования вращающего момента приводного двигателя.The objective of the invention is to expand the operational capabilities of the hydromechanical transmission with a two-turbine torque converter by expanding the range of torque control of the drive motor.

Поставленная задача достигается тем, что в гидромеханической передаче, содержащей двухтурбинный гидротрансформатор, имеющий последовательно расположенные в круге циркуляции рабочей жидкости насосное колесо, соединенное с входным валом, первое турбинное колесо, второе турбинное колесо, реактор, две механические передачи для связи турбинных колес с выходным валом, причем одна из механических передач для связи первого турбинного колеса с выходным валом выполнена с изменяемым передаточным отношением.The problem is achieved in that in a hydromechanical transmission containing a two-turbine torque converter having a pump wheel connected in series with the input shaft, a first turbine wheel, a second turbine wheel, a reactor, two mechanical gears for connecting the turbine wheels with the output shaft moreover, one of the mechanical gears for coupling the first turbine wheel with the output shaft is made with a variable gear ratio.

Результаты ранее выполненных исследований показывают, что существенное влияние на характеристики гидромеханических передач с двухтурбинными гидротрансформаторами оказывает величина передаточного отношения зубчатой передачи, соединяющей первое турбинное колесо двухтурбинного гидротрансформатора с выходным валом (Мазалов Н.Д., Трусов С.М. Гидромеханические коробки передач внеавтомобилей. - М.: Машиностроение, 1971, с. 68-71, рис. 27). Это объясняется тем, что первое турбинное колесо гидротрансформатора и соответствующая ему механическая передача определяют динамические свойства самоходной машины в момент ее трогания с места и разгона, т.е. в диапазоне малых передаточных отношений гидромеханической передачи. В известных конструкциях автомобильных гидромеханических передач с двухтурбинными гидротрансформаторами величина передаточного отношения механической передачи между первым турбинным колесом и выходным валом варьируется в диапазоне от 1,6 до 2,5. Увеличение передаточного отношения передачи межу первым турбинным колесом и выходным валом сопровождается ростом преобразующих свойств гидротрансформатора при передаточных отношениях от 0 до 0,5, однако приводит к снижению КПД гидротрансформатора при более высоких передаточных отношениях (свыше 0,5). Поэтому выбор передаточного отношения механической передачи межу первым турбинным колесом и выходным валом гидромеханической передачи производится из компромиссных соображений: меньшие значения этого передаточного отношения характерны для гидромеханических передач легковых автомобилей, а наибольшие значения - для гидромеханических передач автопогрузчиков, работающих вне дорог и в циклическом режиме. Поскольку характер и условия движения самоходной машины могут изменяться в широких пределах, то фиксированное значение передаточного отношения зубчатой передачи для первого турбинного колеса двухтурбинного гидротрансформатора ухудшает динамические свойства гидромеханической передачи. Указанное обстоятельство является недостатком гидромеханической передачи с двухтурбинным гидротрансформатором.The results of previous studies show that the gear ratio connecting the first turbine wheel of a two-turbine torque converter with the output shaft (Mazalov N.D., Trusov S.M. Hydromechanical gearboxes of non-automobiles) has a significant impact on the characteristics of hydromechanical gears with two-turbine torque converters. M.: Mechanical Engineering, 1971, p. 68-71, Fig. 27). This is explained by the fact that the first turbine wheel of the torque converter and the corresponding mechanical transmission determine the dynamic properties of the self-propelled machine at the moment of its starting and acceleration, i.e. in the range of small gear ratios of hydromechanical transmission. In known designs of automobile hydromechanical transmissions with twin-turbine torque converters, the gear ratio of the mechanical transmission between the first turbine wheel and the output shaft varies from 1.6 to 2.5. An increase in the transmission gear ratio between the first turbine wheel and the output shaft is accompanied by an increase in the converting properties of the torque converter at gear ratios from 0 to 0.5, however, it leads to a decrease in the efficiency of the torque converter at higher gear ratios (over 0.5). Therefore, the choice of the gear ratio of the mechanical transmission between the first turbine wheel and the output shaft of the hydromechanical transmission is made for compromise reasons: lower values of this gear ratio are typical for hydromechanical transmissions of cars, and the highest values are for hydromechanical transmissions of forklifts operating off-road and in cyclic mode. Since the nature and conditions of the movement of the self-propelled machine can vary within wide limits, a fixed value of the gear ratio of the gear for the first turbine wheel of a two-turbine torque converter affects the dynamic properties of the hydromechanical transmission. This circumstance is a disadvantage of hydromechanical transmission with a two-turbine torque converter.

На фиг. 1 представлен вариант принципиальной кинематической схемы гидромеханической передачи с двухтурбинным гидротрансформатором ко мплексного типа и механическими зубчатыми передачами непланетарного (вального) типа. Многоступенчатая механическая передача, соединяющая первое турбинное колесо с выходным (ведомым) валом, выполнена с двумя различными передаточными отношениями, а для изменения передаточного отношения используются две фрикционные сцепные муфты.In FIG. Figure 1 shows a variant of the basic kinematic scheme of a hydromechanical transmission with a two-turbine torque converter of a complex type and non-planetary (shaft) type mechanical gears. A multi-stage mechanical transmission connecting the first turbine wheel to the output (driven) shaft is made with two different gear ratios, and two friction clutches are used to change the gear ratio.

Элементы гидромеханической передачи смонтированы в корпусе 1. Гидромеханическая передача содержит двухтурбинный гидротрансформатор 2, который имеет насосное колесо 3 центробежного типа, соединенное с входным (ведущим) валом 4, первое турбинное колесо 5 осевого типа, соединенное с промежуточным валом 6, второе турбинное колесо 7 центростремительного типа, соединенное с промежуточным валом 8. Промежуточный вал 6 посредством сцепных муфт 9 и 10 соответственно соединяется с выходным (ведомым) валом 11 через зубчатые колеса 12 и 13 или через зубчатые колеса 14 и 15. Передаточное отношение зубчатой передачи 12-13 не равно передаточному отношению зубчатой передачи 14-15. Промежуточный вал 6 соединяется с выходным валом 11 посредством зубчатых колес 16 и 17.Elements of the hydromechanical transmission are mounted in the housing 1. The hydromechanical transmission contains a two-turbine torque converter 2, which has a centrifugal pump wheel 3 connected to the input (drive) shaft 4, the first axial type turbine wheel 5 connected to the intermediate shaft 6, and the second centripetal turbine wheel 7 type connected to the intermediate shaft 8. The intermediate shaft 6 through the coupling 9 and 10, respectively, is connected to the output (driven) shaft 11 through the gears 12 and 13 or through gear wheels 14 and 15. The gear ratio of the gear 12-13 is not equal to the gear ratio of the gear 14-15. The intermediate shaft 6 is connected to the output shaft 11 by means of gears 16 and 17.

Двухтурбинный гидротрансформатор 2 содержит также реактор 18, который с целью реализации режима гидромуфты установлен на муфте свободного хода 19, соединенной в свою очередь с корпусом 1.The twin-turbine torque converter 2 also contains a reactor 18, which, for the purpose of implementing the fluid coupling mode, is mounted on a freewheel 19, which in turn is connected to the housing 1.

Работает гидромеханическая передача следующим образом.The hydromechanical transmission operates as follows.

Приводной двигатель (на схеме не показан) через входной (ведущий) вал 4 приводит во вращение насосное колесо 3 гидротрансформатора 2, которое создает поток и напор рабочей жидкости. Рабочая жидкость последовательно поступает сначала в турбинное колесо 5 осевого типа, а затем в турбинное колесо 7 ц ентростремительного типа. В зоне малых передаточных отношений (u<0,5) 6 олее высокий КПД имеет турбин ное колесо 5 осевого типа, а в зоне высоких передаточных отношений (u>0,5) и на режиме гидромуфты - турбинное колесо 8 центростремительного типа. Вращающий момент от второго турбинного колеса 7 через промежуточный вал 8 и зубчатые колеса 16 и 17 передается на выходной (ведомый) вал 11. Вращающий момент от первого турбинного колеса 5 через промежуточный вал 6 передается на ведомый вал 11 либо через включенную муфту 9 и зубчатые колеса 12 и 13, либо через включенную муфту 10 и зубчатые колеса 14 и 15. В зависимости от условий движения самоходной машины вращающий момент от первого турбинного колеса 5 трансформируется зубчатой передачей 12-13 или зубчатой передачей 14-15. Передаточные отношения передачи 12-13 и передачи 14-15 подбираются таким образом, чтобы обеспечить оптимальные значения коэффициента трансформации и КПД гидромеханической передачи для легких и тяжелых условий движения самоходной машины. Передаточное отношение механической передачи между первым турбинным колесом 5 и выходным валом 11 изменяется от 0 до значения max(Z₁₂/Z₁₃, Z₁₄/Z₁₅), где Z₁₂, Z₁₃, Z₁₄, Z₁₅ - числа зубьев зубчатых колес 12, 13, 14, 15 соответственно.The drive motor (not shown in the diagram) through the input (drive) shaft 4 drives the pump wheel 3 of the torque converter 2, which creates a flow and pressure of the working fluid. The working fluid sequentially flows first into the turbine wheel 5 of the axial type, and then into the turbine wheel 7 of the centripetal type. In the zone of small gear ratios (u <0.5) 6, the axial type turbine wheel 5 has a higher efficiency, and in the zone of high gear ratios (u> 0.5) and in the hydraulic clutch mode, the turbine wheel 8 is of centripetal type. The torque from the second turbine wheel 7 through the intermediate shaft 8 and gears 16 and 17 is transmitted to the output (driven) shaft 11. The torque from the first turbine wheel 5 through the intermediate shaft 6 is transmitted to the driven shaft 11 or through the included clutch 9 and gears 12 and 13, or through the included clutch 10 and gears 14 and 15. Depending on the conditions of movement of the self-propelled machine, the torque from the first turbine wheel 5 is transformed by gear 12-13 or gear 14-15. The gear ratios of the transmission 12-13 and transmission 14-15 are selected in such a way as to ensure optimal values of the transformation coefficient and efficiency of the hydromechanical transmission for light and heavy traffic conditions of the self-propelled machine. The gear ratio of the mechanical transmission between the first turbine wheel 5 and the output shaft 11 varies from 0 to the value max (Z ₁₂ / Z ₁₃ , Z ₁₄ / Z ₁₅ ), where Z ₁₂ , Z ₁₃ , Z ₁₄ , Z ₁₅ - the number of gear teeth 12, 13, 14, 15, respectively.

При включении какой-либо одной сцепной муфты (например, муфты 9) другая сцепная муфта (например, муфта 10) находится в выключенном состоянии, что обеспечивается соответствующим алгоритмом работы системы управления гидромеханической передачей. Если обе сцепные муфты 9 и 10 выключены, то гидротрансформатор 2 работает как одноступенчатый, в котором первое турбинное колесо 5 вращается вхолостую, а преобразование вращающего момента приводного двигателя осуществляется только посредством второго турбинного колеса 7. Выключенное состояние обеих сцепных муфт 9 и 10 необходимо в диапазоне высоких передаточных отношений двухтурбинного гидротрансформатора 2 и при его работе на режиме гидромуфты. Одновременное включение сцепных муфт 9 и 10 предотвращается как недопустимое посредством соответствующего алгоритма работы системы управления гидромеханической передачей.When any one clutch coupling (for example, clutch 9) is turned on, the other clutch coupling (for example, clutch 10) is in the off state, which is ensured by the corresponding algorithm of the hydromechanical transmission control system. If both couplings 9 and 10 are turned off, then the torque converter 2 operates as a single-stage, in which the first turbine wheel 5 rotates idle, and the torque of the drive motor is converted only by the second turbine wheel 7. The off state of both couplings 9 and 10 is necessary in the range high gear ratios of the two-turbine torque converter 2 and when it is operating in the fluid coupling mode. The simultaneous inclusion of the coupling couplings 9 and 10 is prevented as unacceptable through the appropriate algorithm of the hydromechanical transmission control system.

На режиме трансформации вращающего момента заклиненная муфта свободного хода 19 останавливает реакторное колесо 18, а при переходе двухтурбинного гидротрансформатора 2 на режимы гидромуфты муфта свободного хода 19 расклинивается, а реакторное колесо 18 вращается свободно в потоке рабочей жидкости.In the torque transformation mode, the jammed overrunning clutch 19 stops the reactor wheel 18, and when the two-turbine torque converter 2 switches to the hydraulic clutch modes, the overrunning clutch 19 is wedged, and the reactor wheel 18 rotates freely in the flow of the working fluid.

Использование в конструкции заявляемой гидромеханической передачи управляемых сцепных муфт позволило отказаться от примененной в прототипе муфты свободного хода, отключающей первое турбинное колесо от выходного вала в диапазоне высоких передаточных отношений. Отключение первого турбинного колеса 5 от выходного вала 11 на неоптимальном режиме его работы в области высоких передаточных отношении в заявляемой гидромеханической передаче осуществляется путем отключения обеих сцепных муфт 9 и 10.Use in the design of the claimed hydromechanical transmission of controlled couplers allowed to abandon the freewheel used in the prototype, which disconnects the first turbine wheel from the output shaft in the range of high gear ratios. The disconnection of the first turbine wheel 5 from the output shaft 11 at a non-optimal mode of operation in the high gear ratio in the claimed hydromechanical transmission is carried out by disconnecting both couplings 9 and 10.

В качестве сцепных муфт 9 и 10 могут быть использованы также кулачковые или зубчатые муфты. Двухступенчатая зубчатая передача (Z₁₂/Z₁₃, Z₁₄/Z₁₅) может быть выполнена без применения сцепных муфт 9 и 10 путем использованием подвижного блока зубчатых колес Z₁₂ и Z₁₄, перемещающегося вдоль оси вала 6. Кроме этого, механическая передача между первым турбинным колесом 5 и выходным валом 11 гидромеханической передачи может быть выполнена как вариатор. Перечисленные конструктивные варианты гидромеханической передачи принципиально не изменяют заявляемый принцип ее действия.Cam couplings or gear couplings can also be used as couplers 9 and 10. A two-stage gear transmission (Z ₁₂ / Z ₁₃ , Z ₁₄ / Z ₁₅ ) can be performed without the use of couplings 9 and 10 by using a movable block of gears Z ₁₂ and Z ₁₄ moving along the axis of the shaft 6. In addition, a mechanical transmission between the first turbine wheel 5 and the output shaft 11 of the hydromechanical transmission can be made as a variator. The listed design options for hydromechanical transmission do not fundamentally change the claimed principle of its action.

Таким образом, предлагаемая гидромеханическая передача по сравнению с прототипом обладает более широкими эксплуатационными возможностями. Работа данной гидромеханической передачи лучше согласуется с работой приводного двигателя и различными условиями движения самоходной машины. В результате заявляемая гидромеханическая передача обеспечивает более высокие значения КПД во всем диапазоне передаточных отношений трансмиссии самоходной машины.Thus, the proposed hydromechanical transmission in comparison with the prototype has a wider operational capabilities. The operation of this hydromechanical transmission is better aligned with the operation of the drive engine and various driving conditions of the self-propelled machine. As a result, the claimed hydromechanical transmission provides higher values of efficiency in the entire range of gear ratios of the transmission of the self-propelled machine.

Claims

A hydromechanical transmission comprising a two-turbine torque converter, including a pump wheel connected in series with the input shaft, a first turbine wheel, a second turbine wheel, a reactor, two mechanical gears for connecting the turbine wheels to the output shaft, characterized in that one of mechanical gears for coupling the first turbine wheel with the output shaft is made with a variable gear ratio.