Буров С.С. - Конструкция и расчёт танков (1053675), страница 30
Текст из файла (страница 30)
Для деталей, размеШенных между мотором и фрикпиовом, расчетный момент б дет М =М У р- тр ч 7 Например, расчетный момент для шестерни л 27 Р-Ф Р-Ф 27 ( . р ., ) составит мр-— -м,р . Лля деталей, находишнхся между (см. рпс. 71, «) составн М =- 50 0,97 7 ф Р фрнкпноном н башней, МР— — М,р — "-, например, для шестерни -" - 9 (см. рне 71, а) ЧФ-Р 61 1+— М ='1(т =Ма 'Р 0,0З МПБ и ов По найденным расчетным моментам прочность и износоустойчивос ь ей р сряются известнымн методамн курсов «Сопротивление материалов» т детал и «Летали машин», 11исковый тормоз служит для исключения самопроизвольных поворотов расстопоренной башни при неработающем электроприводе, поэтому наибольшим моментом М, нагружается на предельном крене башни й„=15-+.20' МР - (М„р — Мр)— )т,.
в Ь Р р .7Ь Л,=<«.,--НЗ 160 Упругий элемент люфтовыбнрающего устройства (пружина или торсион) должен исключать боковой зазор между зубьями шестерни и погона при ручном и моторном наведении пушки во всех положениях танка, при которых возможна стрельба. Поэтому 1 М„= (Л4цр+ Д4„) —. В этих формулах Л4„— момент сил уб.р ')а.р упругости пружины нли торсиона люфтовыбирающего устройства; Л4„р — момент неуравновешенности (27) на предельном крене башни 15 — 20'1 ̄— момент снл трения в опоре при том же кРене (38); г, б, ч, а;)б р,пар — пеРедаточное число н к.
п. д. от тормоза к башне; передаточное число и к. п. д. башенного редуктора. Расчет МПБ с плунжерным гндроприводом характеризуется следующими особенностями. 1) Момент сопротивления вращению башни М„не зависит от типа МПБ и поэтому во всех случаях определяеТся той же формулой (29). 2) Механическая мощность Ф„а электромотора, необходимая для равномерного вращения уравновешенной башни на горизонтали с максимальной скоростью и переброса огня, подсчитывается по формуле (31), но общий к.п.д. МПБ т1 теперь включает два новых сомножителя: общий к.п.д. гидронасоса чц и гидромотора ч„ П = '1ц ~к '1ч.п Чпд Чд ~» Пб,р . Каждый пз ннх представляет произведение гидравлического, объемного и механического к.
и. д гидромашины и зависит от конструкции, степени износа деталей, режима работы, давления, температуры и вязкости масла и др. Примерное значение к. и. д. радиальной гидромашины (см. рнс. 72, 73) 0,8 — 0,85; осевой (см. рис. 75)— 0,85 — 0,90, Электрическая мощность для подбора шунтового электромотора по каталогам также определяется со значительным коэффициентом запаса Л '= 3 —:5 М,=ЛИ„а л. с.
3) После выбора и всесторонней проверки электромотора подсчитывают минимальное передаточное число 1 ы механизма поворота башни, обеспечивающее заданную скорость башни м при перебросе огня 1 и= — '" . Ввиду применения сравнительно тихомдц ходных шунтовых электромоторов с жесткой механической характеристикой и большей скорости вращения башен при гидропрпводе найденное передаточное число (,бд оказывается значительно (в 3— 5 раз) меньше передаточного числа МПБ с электроприводом. 4) Кипематическую схему МПБ разрабатывают с учетом вышеуказанных соображений, обеспечивая получение найденного общего передаточного числа ц! бдббц'чд бдяацдццбб.р.= банд, и-ЫЗ1 Наличие неизбежных утечек масла приведет к увеличению действительного расхода Я„по сравнению с теоретическим Я„ 11 м Ямт Д йм Ч06 Чоб где а),6 — объемный к п д гидромотора (примерно равный к.
п. д. насоса) . Подставляя зти выражения в уравнение неразрывности, получим 1 '?оган 106 = Чм Им 0!06 откуда н ?м Пм Г?н '906 В механизмах поворота башен применяются гидропередачи с постоянным литражом моторов 6?„=сопз1 и регулируемым литражом насосов д„=чаг, Передаточное число гидропередачи будет минимальным при максимальном дмн литраже насоса ~?м Гн оно— г 1?нт Н!06 (39) н Для упрощения производства часто используют однотипные насос и гидромотор равных размеров с большим числом взаимозаменяемых деталей Тогда до = д„и 1, „= — нн!.1, а общее 1 оаа передаточное число создается в основном шестернями редуктора, связывающего ротор гндромотора с башней !Е2 Передаточным числом ?„гидрообьемной передачи называ отношен о ие скорости ведущего звена пн — ротора гидронасоса к скоется рости ведомого звена и„ вЂ” ротора гндромотора 1„ ° †".
Оно опреПм делается на основании неразрывности потока масла, т. е равенства производительности насоса О„расход! масла Я„через гидромотор сом не Теоретическая производительность Я,,, или подача масла н о- асв единицу времени равна произведению литража 6?„насоса на скорость пн вращения его ротора (?,, =- д„п„. Действительная производительность Я„ вследствие чтечск н|асла будет меньше теоретической 'и'и — Ян ~ а!06 Чн пн чоа где ч„о — объемный к п д гндронасоса Теоретический расход масла через гидромотор будет Я„, = д„п„, (ц((ц ц( (цц (ц (ц ц цл (ц ц 1,1 Скорость вращения башни (рис. 79) при практически постоянном числе оборотов ротора электромотора регулируется путем изменения литража насоса ()„ (см.
рис. 79,а) и, следовательно, передаточного числа гидрообъемной передачи (,. Для этого в радиальном насосе (см. рис. 72, 73 и 79, б) принудительно смещают статор и ре(улируют экспентриситет е гидромашины, от которого зависит литраж ее (40) ((( 4 = —" 2 ег см'(об, 4 где (( — диаметр плунмсера; 2е — полный ход плунжера за один оборот ротора; г — число плунжеров. В осевом насосе (см рис. 75 и 79,г) для изменения литража меняют угол э наклона шайбы ч(Р (7 = — 2й 1яц(а см(/об, 4 (41) где 2Я,1й~ — полный ход плунжера за один оборот ротора; Йр — радиус размещения расточек в роторе.
Лнтраж гидромоторов определяется теми же формулами (40) и (41), но в отличие от насосов регулировке не подвергается и остается постоянным. Лнтраж многоходового радиального гидромотора (см. рис. 79,в) дополнительно зависит от числа полных ходов Я плунжера за один оборот ротора; оно равно числу выступов на ста- торе (7 = — ߄— й,) Я„з смц(об, яУ 4 ( 42) где ߄— (т,-- ход плунжера при переходе с выступа на впадину.
5) Для расчета и проектирования гидрообъемной передачи, входящей в состав МПБ, пользуясь известной формулой курса гидравлики Ж =- л. с., определяют наибольшую производитель- И) 45 10' ность насоса Я„из условия надежной передачи мощности выбранного электромотора Ф, при рабочем давлении масла рр и давлении подпитки р„ атмосфер: Я„= 45 10' ' см' мин. рр р Задаваясь максимальным давлением р, на которое регулируется предохранительный клапан, по аналогйи с выполненными МПБ в пределах до 100 в !1О атм, рабочее давление масла рр по сравне11ц 163 Рвс 79 Расчет МГ1Ь с гндропрнводом и — графнк регулирования скорости башни, о — схема раднального эьсиентрнкового насоса, а— схема радиалькото многоходового мотора, а — схема осевого насоса М„ иию с максимальным сник ают в —" раз Отношение пускового Мам М„к номинальному М„н моменту электромотора определяют по каталогу (обычно оно находится в пределах 3 — 6) Затем находят наибольший литраж насоса д„= — ", задаваясь числом %Лез оборотов ротора и„ радиальных гидронасосов в пределах 2000 об(мин, а осевых — до 3000 об/агин По найденному литражу проектируют гидронасос, определяя для радиальной гидромашины по одному уравнению (40) три неизвестных: г(, е и а, а для осевой — по одному уравнению (4!) четыре неизвестных: А Яю <р, г Для заданного литража приходится разрабатывать несколько вариантов насосов, выбирая из них конструкцию наиболее компактную и технологичную Поиск наиболее компактной конструкции плоского радяального насоса (см рис 79, б) облегчается математическим исследованием минимума внутреннего диаметра Р, стзтора вл Рс Ра-1-2Е:.—.
Р„+ 2!-„2Г =- — — — "+2Л(2+Зф) г. флз Последнее преобразование основано на предположенивх Ц зазор Л между расточками на внутреннем днаметре Ра ротора равен !Э вЂ” 1) б, тогда нРа = Эах. 2) зксцеитрисктет е фл; 3) длина плунжера ) для сокрашения коисольности равна 2а + 2е ПрнравдР„ навея частизю производную — нулю, найдем дгг 3 к г( = 0,585 1/ "Фнпр Р2+зф)' для часто используемых отношений з Э 1,2; ф = —: л=0,52 р' д,~ 3 ' По найденному таким образом оптимальному значению диаметра плунжера легко определяются все остальные размеры, необходимые для проектировании накболее компактного гндронасоса 2 Эет Эзи а=фг(, х= —, Рз= —, Рр=Рз+4(кее), Рс=Рр+2е апзф ' и Для уменьшения неравномерности работы предпочтительно нечетное число з плунжеров Сверление в вале и отверстия в коллекторе должны пропускать масло со скоростью не более 6 мгс Перемычка коллектора должна быть шире расстояния между соседними сверлениями вала на 0,2 — 0,6 мм Плунжеры из хромистой стали типа 40Х или 20Х с высокой твердостью НггС 60 шлифуются и полируются для получения скользящей посадки в расточках ротора по второму классу точности Перестановочное усилие статора, нагрузка на подшипники ротора и плоский подшипник корпуса определяют.
1ь5 ся путем геометрического сложения усилий Р 7т' н Т (см рис 74'1 действующих иа активные плунжеры полуокружности нагнетания Гидромотор обычно выполняется аналогичным гидронасосу, но без элементов регулирования литража Давление подпптывающего насоса рв в выполненных механизмах находится в пределах 6 атм Прочность валов гидромашпн, а с учетом передаточных чисел и прочность деталей механического ред1ьтора проверяются по максимально возможному моменту на роторах гндронасоса и пщро- мотора М =" и и"1 М = и" ' 1и кгссха 2п " 2к Выводятся эти простые и удобные дая практических расчетов мулы путем приравииваиия выражеиия мощиост ~ в механических Ми чинах Л~= — х с к выражению мощности через гидравлические 7500 чипы И=в 7нг 45.
10з и рч 50 рч М вЂ” = Р— =Рч — =-— 7500 45 1Оэ 45 !04 2к 45 1оэ 2я (441 фор веля ЧАСТЬ ВТОРАЯ. ТРАНСМИССИЯ ТАНКОВ Трансмиссией танка называется совокупность агрегатов, соединяющих коленчатый вал двигателя с ведущими колесамн движителя Она служит для передачи энергии и трансформирования крутящего момента двигателя Основное назначение трансмиссии заключается в изменении тяговых усилий н скорости прямолинейного движения танка и в обеспечении его поворотливости Важнейшие требования, вытекающие нз этого назначения, сводятся к следующему.
1) Высокие тяговые качества танка при прямолинейном движении и повороте, обеспечивающие большую скорость движения. 2) Простота и легкость управления танком, исключающие быструю утомляемость водителя 3) Ранее перечисленные (см главу П) общеконструкторские требования Классификация и сравнительная оценка танковых трансмиссий. По способу передачи энергии и методу переменного трансформирования крутящего момента двигателя танковые трансмиссии делятся на механические, гидромеханические н электромеханические Следовательно, тип трансмиссии определяется главным образом конструкцией коробки передач, трансформирующей крутящий момент двигателя Механическими называются трансмиссии с механическими ко робками передач, содержащими лишь шестеренчатые и фрикционные устройства Применение на всех советских н многих зарубежных танках меланическил шестеренчатых трансмиссий объясняется их важными преимушествами большим к и д в широком диапазоне изменения передаточных чисел трансмиссии, высокой компактностью и малым весом механических трансмиссий (они значитель но компактнее гидромеханических и вдвое-втрое легче электромеханических трансмиссий), сравнительно дешевым и освоенным в производстве изготовлением агрегатов механических трансмиссий, простотой их войскового и заводского ремонта Недостатком механических трансмиссий является ступенчатость изменения ее передаточных чисел, снижающая степень использования двигателя, среднюю скорость двии ения и поворотливость танка Сравнительно * атеааиическоа будет также траисмиссия с ииерцаоиимм или фрикииоииьи иреобрааоаатеаем крутяитего момента сложно осуществляется управление танком.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
