Буров С.С. - Конструкция и расчёт танков, страница 93

Автоматизация переключения ступеней планетарных коробок передач усложняется из-за большего числа ступеней и требует специальных мероприятий для обеспечения плавности включения фрикционов и затяжки тормозов. Автоматизация переключения простых коробок передач даже н с синхронизаторами представляет наибольшие трудности. Поэтому рассмотрим упрощенную схему (см. рис.

219) автоматического переключения двух передач трехступенчатого (считая с передачей заднего хода) планетарного редуктора возможной гидромеханической коробки передач (ГМКП). На нейтрали все три гидросервомотора 5, б, 7 сообщены со сливом. Для включения тормоза Т первой передачи масло подается в поршневой сервомотор б, для включения фрикциона Ф, второй передачи — в кольцевой сервомотор 7 и для включения тор. чэб Рнс 2!9.

Схема автоматического переключения дв)х передач трехступенчатого планетарного редуктора: 1 — пружинный регулятор давления (датчик нагрузки двигателя); 2 — золотник ручного переключения передач, Э— орган управлепнн; 4 — золотник автоматического переклю. чения передач, б, б — порш. невые гпдросервомоторы тормозов передачи заднего хода н первой передачн, 7 — коль. цевой сервомотор фршаиюна второй передачи; 8 — центробежный регулятор яавлення (датчнк скорости танка), У- маслонасоси мова передачи заднего хода — в поршяевой сервомотор 5. Автоматизировано переключение не всех передач. Нейтраль Н, передачу заднего хода ЗХ и низшую передачу НП включает водитель золотником ручного управления 2 и только после установки этого золотника в положение высшей передачи ВП открывается доступ масла к золотнику автоматического переключения передач 4 и начинает действовать автоматика.

Пружина регулятора давления ! кинематически связана с педалью подачи топлнва. Чем больше водитель нажимает иа педаль (т. е. чем больше нагрузка двигателя), тем сильнее сжата пружина и выше регулируемое ею давление масла, подводимое к левому торцу золотника автоматического переключения передач 4, препятствующее переходу на высшую передачу. Центробежный регулятор давления 8 состоит из золотника, размещенного в радиальной расточке маховичка, кинематически связанного с ведомыми частями трансмиссии. Вследствие различных диаметров калиброванных частей золотника он оказывается неуравновешенным в отношении давления масла, заполняющего его напорную проточку с(.

Давление масла иа кольцевую площадку, направленное на рис. 219 вниз, уравновешивается центробежной силой, действующей на золотник, вверх. Чем больше скорость вращения маховичка (т. е. чем выше скорость движения танка), тем выше давление в проточке центробежного регулятора, подводимое к правому торцу золотника 4 автоматического переключения, способствующее переходу на высшую передачу. Золотник 4 автоматического переключения передач может занимать два положения: правое, когда без его участия включена низшая (первая) передача (затянут тормоз Т), и левое, соответствующее включению высшей (второй) передачи (включен фрикцион Ф). К этому золотнику предъявляются два специфических требования: для избежания одновременного включения фрикциона Ф и тормоза Т золотник должен быстро переходить из одного крайнего положения в другое, без задержки в пути; для исключения цикличности работы автоматики ' переход с низшей передачи на высшую должен происходить при большей скорости, чем обратный переход с высшей передачи на низшую.

Способы обеспечения этих требований н наглядное представление о работе схемы автоматического переключения передач показаны на графике усилий (рис. 220). По мере увеличения скорости движения танка на первой передаче давление масла в центробежном регуляторе и усилие, дейст; вующее на золотник справа, возрастают по закону квадратичной параболы, так как центробежная сила пропорциональна квадрату скорости (см.

кривую на рис. 220). Усилие пружины и давление масла в пружинном регуляторе при неизменной нагрузке двигателя, действующие на золотник слева, остаются постоянными (прямая 1 — 1). При скорости и,'т усилия, действующие на золотник слева н спра' Под цпклнчностью работы автоматики подразумеваются слишком частые прямые н обратные переключения передач. 49$ ва, выравниваются, но перемещение золотника еще не начинается нз-за значительных сил трения Р„золотника о гильзу, препятствующих движению. При дальнейшем возрастании скорости движения танка до скорости и,, давление масла справа преодолеет также н силы трения и золотник пойдет влево. Вскоре давление пружинного регулятора упадет вследствие соединения его со сливом через осевое н радиальное сверления золотника н левое сливное отверстие гильзы. Уменьшение силы, действующей на золотник слева, приведет к быстрому переходу золотника в крайнее левое положение.

Масло получит доступ для включения фрикциона Ф н одновременного выключения тормоза Т. Таким образом выполняется первое требование прн переходе с первой на вторую передачу. Нг йкхнчпал йнюлп передачи ап Чвмуяч ч «сана яи авппапк айпечвпочпкма перехлачения а в н и, и,е н,, т т Рнс. 220. График усилий, действующих на золотник автоматического переключения передач При движении на второй передаче, когда золотник находится в левом положении (см.

рис. 2!9,г), на него слева действует только усилие пружины (см. прямую 2 — 2 на рис. 220). Золотник в правое положение под действием одной пружины начнет перемещаться только при значительном уменьшении давления центробежного регулятора, т. е. прн значительно меньшей скорости танка тка-ь Так выполняется второе требование, предъявляемое к золотнику автоматического переключения передач, исключающее цикличность. Вскоре после начала движения золотника вправо перекроется слив н возрастет давление пружинного регулятора. Усилие пружины и усилие давления масла слева обеспечат быстрый переброс золотника в правое положение и быстрое переключение с высшей передачи на низшую. Основм расчета силовой части гидросервопривода управления.

Силовую часть всех трех типов гидросервоприводов управления (см рис. 212) н систем автоматического переключения ступеней, включающую насос, гидросервомотор и нагрузку, ориентировочно рассчитывают следующим образом. 32ч 499 1) Рабочее давление рс а сервомотойе выбирают в зависимости от принятой конструкции масляного насоса: Рс< 20 атч — лля шестеренчатых масляных на- сосов; Рс Ы 40 атл — для шестереичэтых насосов повышенной точности иаго- товлення: Р, < 100 агм — для плунжерных масляных насосов. 2) Ход поршня сервомотора э» оппеделяют в зависимости от хода ведомого конца зеч привода управления и передаточкого числа г от поршня к нагрузке з„= зьий для кольцевых сервомоторов обычно г =1; для поршневых пере- даточное число» определяется соотношением ялеч рычагов г — (см. рис.

213, У К 215, 216) Хол ведомого конца привода управления подсчитывают так же, как для механических приводов непосредственного действия (см. рис. 209). 3) Площадь Гэ поршня сервомотора определяют нэ условия его раяиове- гия при максимальном сопротивления Р,„ управляемого агрегата Рэи РсРэгн = . + Рэ аг~. гг, где Р,„— наибольшее сопротивление управляемого агрегата (59), (!53), (155); г' и г! — передаточное число и к.

п. д. от сервомотора к управляемому агрегату; Р, „— усилие возвратной пружины сервомотора, обеспечивающее достаточно быстрое его опорожнение при сливе; Р,— давление масла в сераомотоРе; 4с — к. п. д. сеРвомотоРа. 4) Производительность !,) масляного насоса определяется в зависимости от заданного времени Г =- 0,5- 1 с чсрзботкн» гндросервопривода "с Риза Гбн Шч где тм — коэффициент наполнения, учитывающий утечки и соотношение по. Ь леэиого и полного объемов сервомотора. Если насос в тупиковой схеме обеспечивает одновременную работу нескольких сервомоторов, его производительаость должна быть увеличена (гсг + (гсэ .т:. () = . По найденной производительности (г рассчитывают и (тм проектируют насос и асю гидравлическую схему сервопривода управления при условии„чтобы заданное время чсработкн» Г гидросервопривода обеспечивалось и при минимально устойчивых оборотах двигателя под нагрузкой и при возможных а эксплуатации колебанинх вязкости масла.

5) Диаметры трубопроводов в сиерлеиий для масла, а также проходные сечения эолотиинов н сервомоторов выбирают с таким расчетом, чтобы скорость масла не превосхолила 7 — 10 м/с. Стенки цилиндров сервомоторов и гильз эоаотииков пРовеРЯют на полное давление масла Рш, огРаннчнааемое пРедокРанительиым павианом. Силовые тяги, штанги, рычаги и валики рассчитывают пп максимальному усилию поршня сервомогора Р»г =РмРа с учетом передаточных чисел от поршня до конкретной детали.

Устойчивость штока н длинных штаиг, работающих иа сжатие, проверяют по известной формуле Эйлера. » Формула справедлива а том случае, если возвратная пружина силой Р, действует непосредственно на поршень нлн шток поршня гндросервомотора, 500 ЧАСТЬ ТРЕТЬЯ. ХОДОВАЯ ЧАСТЬ ТАИКА глава х!ч. подвеска танков Подвеской танка называются детали, узлы н механизмы, связывающие корпус машины с осями опорных катков. Для смягчения толчков, получаемых каткамн при движении танка по неровностям местности, в подвеску танка обязательно включают упругий элемент — рессору.

Для быстрого гашения колебаний корпуса танка на упругой подвеске н поглощения энергии ударов на современных быстроходных танках устанавливают амортизаторы. Подвеска служит для передачи веса танка через опорные катки н гусеницу на грунт, для смягчения толчков и ударов, действующих на корпус танка, и быстрого гашения его колебаний на упругих рессорах.