Рис. 1. Схема трехэлементного гидротрансформатора и принятые значения величин

Рис. 2. Формы лопаток трехэлементного гидротрансформатора.

Лопатки турбины. Окружная составляющая абсолютной скорости жидкости на входе в турбину равна скорости на выходе из колеса насоса, т. е. равна 2,555; однако вход турбины движется в том же направлении, что и жидкость, со скоростью 0,6 • 2,60 = = 1,56, так что окружная составляющая относительной скорости жидкости на входе в турбину составляет лишь 2,555—1,56 = = 0,995^1. Этим определяется оптимальное значение угла лопаток на входе турбины, которое должно быть таким, чтобы тангенс его был равен единице. Таким образом, угол входа должен составлять 45°. Лопатки на выходе из турбины должны ‘быть наклонены назад до такой степени, чтобы получившаяся окружная составляющая абсолютной скорости была такой же, как и окружная составляющая на входе в реактор. Последняя, как было установлено, должна быть равна 0,974. К этому значению составляющей скорости, имеющей обратное направление, необходимо Добавить значение окружной скорости выхода турбины nURt = — 0,6 • 2,6 • 0,5 = 0,78, а также потери скорости, вызываемые трением в турбине; в результате получим действительную отрицательную скорость жидкости относительно турбины. Ранее было принято, что потери на трение в турбине равны потерям в колесе насоса, однако поскольку кинетическая энергия изменяется пропорционально квадрату скорости, а абсолютная скорость жидкости на выходе из турбины меньше, чем на выходе из колеса насоса, то на выходе из турбины будет происходить более значительное уменьшение скорости, равное 0,09. Таким образом, предпола-гаемая окружная составляющая относительной скорости на выходе из турбины будет составлять

Определение величины потерь на трение. Если исходить из того, что отношение между скоростью концов лопаток U и меридиональной скорости жидкости F составляет 2,6, значит делать некоторое допущение. Одним из видов проверки сделанного допущения может служить определение расчетным путем потерь на трение, исходя из скорости жидкости относительно лопаток и коэффициента трения между жидкостью и лопатками. За скорости потока могут быть приняты скорости на выходе из различных элементов гидротрансформатора. Как указано выше, потери, вызываемые , сопротивлением движению жидкости в каждом из элементов, могут быть выражены уравнением

Определение к. п. д. К- п. д. гидротрансформатора на любом режиме равен отношению работы, совершенной жидкостью в турбине, к работе, затраченной на колесе насоса.

Изменение величины потерь при изменении скорости вращения турбины. Зависимость потерь на трение и потерь на удар от скорости вращения турбины для трехэлементного гидротрансформатора представлена на рис. 3, которая соответствует графику О. К. Келли, руководителя отдела трансмиссии объединения Дженерал Моторс.

Кривые построены в предположении, что расчетная точка агрегата соответствует 1000 об/мин турбины и что момент на ведущем валу остается неизменным.

Рассмотрим (вначале потери на трение. Так как скорость вращения колеса насоса на значительной части диапазона скоростей турбины почти не изменяется (кривая 8, рис. 158), в то время как скорость вращения турбины равномерно возрастает от нуля до максимума, то относительная скорость потока уменьшается с возрастанием скорости вращения турбины, а потери на трение уменьшаются еще более быстро. На режиме расчетной точки потери на трение являются единственным видом гидравлических потерь; таким образом, к. п. д. в этой точке достигает максимума.

При неподвижной турбине наибольшие потери на удар происходят на входе :в реактор. Это объясняется тем, что в этом случае неподвижное колесо турбины не создает никакой противогидро-движущей силы, а циркуляция жидкости интенсивная, и турбина должна менять направление окружной составляющей скорости жидкости на обратное для увеличения момента. Жидкость движется с высокой скоростью, и это приводит к тому, что на входе в неподвижный реактор жидкость имеет большую относительную или 268 ударную скорость. Потери :на удар в реакторе уменьшаются вплоть до выхода на режим расчетной точки, а затем вновь начинают воз-растать и при максимальной скорости вращения турбины достигают весьма значительной величины.

Потери на удар на входе в колесо насоса также относительно велики при неподвижной турбине; однако они все же меньше, чем потери на входе в реактор. С увеличением скорости вращения турбины они изменяются в общем по такому же закону, как и потери на удар в реакторе, уменьшаясь до нуля на режиме расчетной точки, а затем вновь возрастая.

Потери на удар 4ia входе в турбину имеют относительно малое значение на всем диапазоне изменения скоростей вращения турбины, в особенности в гидротрансформаторе, в котором лопатки колеса насоса имеют на выходе наклон назад. При наличии колеса насоса такого типа окружная составляющая относительной скорости уменьшается с возрастанием скорости вращения турбины, так как при этом уменьшается меридиональная скорость. Эта составляющая имеет направление, обратное направлению окружной скорости колеса насоса, и окружная составляющая абсолютной скорости на выходе из колеса насоса вследствие этого возрастает с увеличением скорости вращения турбины. В результате направление потока на входе в турбину остается почти неизменным и потерь на удар практически нет.

Область применения гидротрансформатора. Выполненные до настоящего временни конструкции показывают, что применение гидротрансформатора на автомобиле в качестве единственного средства для преобразования крутящего момента нецелесообразно, поскольку в этом случае трудно удовлетворить требованию иметь высокий крутящий момент при трогании с места, широкий диапазон изменения передаточного отношения и высокий средний к. п. д. Однако гидротрансформатор является замечательным средством, для того чтобы разогнать автомобиль до такой скорости, при которой он может продолжать движение на прямой передаче. Гидротрансформатор позволяет получить непрерывный и плавный разгон; он, кроме того, устраняет износ и разрушение фрикционного сцепления, так как даже если фрикционное сцепление должно быть использовано для того, чтобы соединять трубину с колесом насоса и коленчатым валом двигателя при движении на прямой передаче, то практически проскальзывание в процессе разгона будет происходить в гидротрансформаторе. Это свойство гидротрансформаторов имеет особое значение для городских автобусов, которые должны часто останавливаться и разгоняться. Этим и объясняется то, что гидротрансформаторы впервые были сконструированы именно для автобусов.

Рис. 3. Изменение потерь в гидротрансформаторе в зависимости от скорости вращения турбины:
1 — турбина; 2 — колесо насоса; 3 — реактор; 4 — расчетная точка; 5 — к. п. д. 6 — потери на трение; 7 — потери на входе в реактор; 8 — скорость вращения колеса насоса; 9 — потери на входе в колесо насоса; 10 — потери на входе в турбину.

Комплексный гидротрансформатор. Для обычных режимов работы автомобиля желательно иметь непосредственный привод от двигателя, т. е. прямую передачу, а для разгона автомобиля использовать гидротрансформатор. Прямая передача может быть получена путем непосредственного соединения ведомого вала гидротрансформатора с коленчатым валом двигателя при помощи фрикционного сцепления после того, как автомобиль разовьет скорость, достаточную для того, чтобы непосредственно соединить двигатель а с ведущими колесами автомобиля; кроме того, можно применить такой гидротрансформатор, который после достижения указанной выше скорости автоматически переходит на режим гидромуфты. Для этой цели достаточно установить реактор на муфте свободного хода. В таком гидротрансформаторе, когда коэффициент уменьшается до 1, т. е. когда момент на турбине станет равным моменту на колесе насоса, то на реакторе больше не будет крутящего I момента, и при малейшем дальнейшем увеличении скорости вращения турбины реактор начнет свободно вращаться. При свободном вращении он не оказывает сколько-нибудь значительного сопротивления потоку, и жидкость поступает в колесо насоса почти с такой же скоростью, с какой она покидает турбину, что является признаком работы на режиме гидромуфты.

Комплексный гидротрансформатор, т. е. гидротрансформатор, который может работать на режиме гидромуфты, был изобретен Котсом (Шотландия), получившим в 1930 г. в США патент на гидротрансформатор с реактором, состоящим из ряда отдельных секций, каждая из которых была через муфту свободного хода связана со ступицей следующей секции, за исключением последней, которая посредством такой же муфты свободного хода была соединена с картером гидротрансформатора. При трогании с места си ла, возникающая при натекании жидкости, препятствовала вращению всех секций реактивного колеса; однако с увеличением скорости вращения турбины и изменением направления движения жидкости одна секция за другой начинала свободно вращаться. Таким образом, Коте не только изобрел комплексный гидротрансформатор, но и предложил гидротрансформатор, в котором отдельные секции элементов установлены на роликовых муфтах свободногс хода, что уменьшает потери на удар. Коте является создателем гидротрансформатора, выпущенного в 1930 г. под названием Вик керс-Котс; однако этот гидротрансформатор ,не обеспечивал получение тех показателей, о которых говорилось в патенте.

Большое внимание привлек комплексный гидротрансформатор под названием Трилок фирмы Клайя и Шанцлин (Германия), ко торый демонстрировался на автомобильной выставке в Берлине в начале 1934 г. Это трехэлементный гидротрансформатор с одной муфтой свободного хода реактора. Муфта свободного хода позволяла реактору свободно вращаться на оси, но сэ скоростью, не превышающей скорости вращения турбины; в то же время вторая муфта свободного хода предотвращала вращение реактора в обратном направлении. Этот гидротрансформатор также не получил применения на автомобилях, вероятно, потому, что без дополнительного шестеренчатого редуктора он должен был бы работать на режимах, соответствующих слишком низкому к. п. д., чтобы имело смысл использовать его на практике.

Рис. 4. Гидропередача Трилок: 1 и 2 — муфты свободного хода.

Переход с работы на режиме гидротрансформатора на работу на режиме гидромуфты происходит в так называемой точке сцепления. т. е. при такой скорости вращения или отношении скоростей вращения, при которой к. п. д. гидротрансформатора, понижаясь, становится равным этому отношению. Эта точка соответствует минимуму к. п. д. Для того чтобы предотвратить чрезмерное снижение к. п. д. комплексного гидротрансформатора, расчетная точка и точка сцепления выбираются таким образом, чтобы они соответствовали более, высоким значениям отношения скоростей вращения. На рис. 4 расчетная точка соответствует отношению скоростей вращения, равному 0,65, а «точка сцепления» — 0,78. Эти значения соответствуют современной практике, хотя были опубликованы характеристики гидротрансформаторов, имеющих даже более высокие значения отношений скоростей вращения, соответствующих точке сцепления.

Комплексные гидротрансформаторы иногда называют двухфазными.

Многоступенчатые гидротрансформаторы. Хотя коренное изменение характера протекания кривой к. п. д. гидротрансформатора практически недостижимо (кривая к. п. д. начинается от нуля при отношении скоростей вращения, равном нулю, возрастает до максимума и вновь падает до -нуля при отношении скоростей вращения несколько меньше единицы), однако имеется возможность несколько изменять отношения скоростей вращения, соответствующих максимальному к. п. д., а также расширить область скоростей вращения, в которой к. п. д. близок к максимуму.

В предыдущем разделе уже был рассмотрен вопрос о переносе расчетной точки в область более высоких значений отношения скоростей вращения с целью повышения минимального к. п. д. двухфазного гидротрансформатора. Теперь будут рассмотрены вопросы, связанные с возможностью сглаживания максимума кривой к. п. д. Один из способов достижения этого состоит в том, что жидкость заставляют воздействовать на турбину не в одной, а в нескольких ступенях. При этом ступени турбины отделяются друг от друга ступенями реактора. Этот принцип был заимствован из паровых турбин, в которых поступающий в турбину пар высокого давления проходит через ряд последовательных ступеней, в каждой из которых его давление понижается. Выходя из одной ступени вращающихся лопаток, пар проходит в ступень направляющих лопаток, которые выполняют роль реактора. Последние изменяют направление движения потока пара, который поступает на вторую ступень вращающихся лопаток примерно в том же направлении, что и на первую. Высокий к. п. д., достигаемый в многоступенчатых паровых турбинах, объясняется тем, что в этом случае отношение скорости лопаток к скорости истечения пара будет довольно высоким. В многоступенчатых гидротрансформаторах в каждой ступени турбины только часть всей кинетической энергии жидкости, выходящей из колеса насоса, превращается в механическую энергию. Это позволяет применять лопатки турбины и реактора со сравнительно незначительной кривизной, а также уменьшить потери на удар. Разрез трехступенчатого гидротрансформатора, имеющего три ступени турбины и две ступени реактора, приведен на рис. 5. Одно из отличий этого гидротрансформатора от описанного ранее заключается в том, что здесь жидкость поступает на колесо насоса с последней ступени лопаток турбины, а не с лопаток реактора.

Рис. 5. Схема трехступенчатого гидротрансформатора:
1 — колесо насоса; 2 —первая ступень турбины; 3 — первая ступень реактора; 4 — средняя струйка; 5 — вторая ступень турбины; 6 — вторая ступень реактора; 7 — третья ступень турбины; 8 — ведомый вал; 9 — ведущий вал.