Введение. Благодаря простоте конструкции шестеренные гидромашины получили очень широкое распространение в качестве нерегулируемых насосов, применяемых для питания гидропередач небольшой мощности с дроссельным управлением, для подачи смазки, для питания систем управления. Зубчатые шестеренные гидромашины являются обратимыми механизмами, самыми простыми и имеющими наименьшую стоимость из всех гидрообъѐмных гидромашин. Однако они не нашли широкого применения в трансмиссиях транспортных средств из-за сложности обеспечения бесступенчатого регулирования крутящего момента на выходном валу и изменения его частоты вращения. Проблема осуществления регулирования зубчатых гидромашин решается в случае преобразования их в гидромеханические дифференциальные механизмы [1, 2].

Использование в качестве исполнительных механизмов в дифференциальных гидрообъемных передачах шестерѐнчатых гидронасосов и гидромоторов обусловлено следующими свойствами последних:

-   зубчатые шестеренные гидромашины легко трансформируются в дифференциальный механизм, в котором центральная шестерня является ведущей, если это гидронасос, или ведомой, если это гидромотор, шестерни в количестве не менее двух, установленные на осях в подвижном корпусе являются сателлитами;

-   величина потока мощности на каждой из шестерѐн изменяется с изменением  размеров шестерѐн и, соответственно, с изменением передаточного числа между ними;

-   суммирование мощности происходит частично за счѐт силового взаимодействия в зубчатом зацеплении при передаче мощности с одной шестерни на другую, и частично за счет преодоления моментов сопротивления обусловленных действием неуравновешенных гидростатических сил давления жидкости, которые создают неравные окружные моменты на каждой из шестерен [3, 4].

Моменты, приложенные к шестерням шестеренной гидромашины, определяются действием сил давления жидкости на те же площадки, которые определяют процесс образования подачи. Для расчета подачи на рисунке 1, шестерни гидронасоса заменены плоскими системами, в которых точка А – точка зацепления шестерен в рассматриваемый момент времени t. Прямые О1А = ρ1 и О2А = ρ2, соединяющие эту точку с центрами шестерен, и прямые О1F1 и О2F2 разделяют области всасывания и нагнетания.

То есть часть мощности воспринимается непосредственно на ведущей шестерни (на валу гидронасоса), а другая часть на ведомом колесе гидронасоса, и через передаточное отношение от ведомого колеса к ведущей шестерни передается на вал гидронасоса. График изменения моментов от угла поворота вала гидронасоса изображен на Рисунке 2.

Учитывая       это       мгновенное       значение       момента       на       валу       гидронасоса      запишется       как 

Одному рабочему циклу машины соответствует поворот шестерен на угловой шаг 2p/ z1 (z1  – число зубьев ведущей шестерни). При этом точка контакта зубьев перемещается по линии зацепления. Это вызывает переменность подачи и как следствие крутящего момента на протяжении рабочего цикла.


Из теории зубчатых зацеплений известно, что при повороте в пределах углового шага длина отрезков ρ1 и ρ2, изменяется по параболическому закону. Геометрические величины, характеризующие зацепление позволяют выразить зависимость момента гидромашины от угла поворота шестерен [5, 6, 7, 8]
Отношение моментов сопротивления на ведущей и ведомой шестернях можно представить через коэффициент λн, который определится как 

Зависимости коэффициента λн гидронасоса с внешним зацеплением от параметров зубчатого зацепления изображены на Рисунке 3.

Анализируя формулу зависимости коэффициента λн от параметров зубчатого зацепления и график можно сделать вывод, что наибольшее влияние на коэффициент λн оказывает значение передаточного числа гидронасоса и угол зацепления αw. Увеличение числа ведомых колес гидронасоса не оказывает влияние на перераспределение моментов.

1.   Исходя из анализа сил и моментов, действующих в шестеренных гидромашинах можно сделать вывод, что шестеренные гидромашины можно преобразовать в гидромеханические дифференциальные механизмы, которые можно рассматривать как первую ступень гидромеханических вариаторов.

2. Гидромеханический дифференциальный механизм имеет следующие особенности:

-   имеет две степени свободы;

-   коэффициент распределения моментов от неуравновешенных гидростатических сил давления определяет наличие и величину голономных и неголономных связей между ведущими и ведомыми звеньями зубчатых гидромашин;

-   использование потока рабочей жидкости в качестве гидравлической связи между гидромеханическим дифференциалом и одним из возможных механизмов преобразования гидравлической энергии в механическую, позволяет создать бесступенчатую гидромеханическую передачу;

-   механический момент, снимаемый с водила гидромеханического дифференциального механизма можно суммировать с другим механическим моментом, получаемым после преобразования мощности гидравлического потока;

-   при изменении угловых скоростей звеньев гидромеханического дифференциального механизма, происходит изменение подачи гидронасоса, что обеспечивает внутренний автоматизм при преобразовании мощности гидравлического потока в механический.

Это позволит решить задачу создания высокомоментных гидромеханических вариаторов.

 

 

Список литературы

1.     Волошко В.В.,  Мавлеев И.Р.  Автоматические трансмиссии с  динамическими связями на базе дифференциальных гидромеханичексих вариаторов. [Текст] // Справочник. Инженерный журнал. М: ООО«Издательский дом «Спектр». – 2012. – №9. – С 50-55.

2.     Фасхиев Х.А., Волошко В.В., Мавлеев И.Р. Силовые соотношения в гидромеханическом дифференциальном механизме [Текст] // Справочник. Инженерный журнал. – 2013. – №9. – С. 38-43.

3.     Фасхиев Х.А., Волошко В.В., Мавлеев И.Р. Анализ распределения силового потока в гидромеханическом дифференциальном механизме [Текст] // Вестник Ижевского государственного технического университета.– Ижевск: Изд-во ИжГТУ. – 2007. – № 4. – С. 20-24.

4.     Волошко В.В., Галимянов И.Д., Салахов И.И., Мавлеев И.Р. Кинематический и силовой анализ универсального многопоточного дифференциального механизма автоматических коробок переда [Текст] // Известия Московского государственного технического университета «МАМИ». – М: МГТУ «МАМИ», 2012. – Т. 1. №2(14). – С. 318-328.

5.     Мавлеев И.Р. Разработка рациональных схем и конструкций высокомоментных гидромеханических вариаторов для транспортных средств: автореф. дис. …канд. техн. наук. – Набережные Челны, 2007. – 19 с.

6.     Салахов И.И. Разработка рациональных схем автоматических коробок передач на основе планетарной системы универсального многопоточного дифференциального механизма: автореф. дис. …канд. техн. наук. – Ижевск: ИжГТУ им. М.Т. Калашникова, 2013. – 23 с.

7.     Мавлеев И.Р. Разработка рациональных схем и конструкций высокомоментных гидромеханических вариаторов для транспортных средств: дис. …канд. техн. наук. – Набережные Челны, 2007. — 147 с.

8.     Салахов И.И. Разработка рациональных схем автоматических коробок передач на основе планетарной системы универсального многопоточного дифференциального механизма: дис. …канд. техн. наук. – Ижевск: ИжГТУ им. М.Т. Калашникова, 2013. – 177 с.