Буров С.С. - Конструкция и расчёт танков (1053675), страница 85
Текст из файла (страница 85)
Для первой точки пересечения М Л„ (и ')з М,зг(„т),=ТЛ" ~ — ~ Вз, а — я~; / з для второй— справедливо равенство Мам(пип = ТЛа "—" П', тогда При большем значении коэффициента автоматичности, что имеет место в гидротрансформаторах (рис. 203, а, б), приспособляемость двигателя в полной мере использована быть не может. Топливная экономичность танка с ГМТ визуально оценнваетсн по взаимному расположению пучка рабочих входных парабол гндропередачн и зоны минимальных расходов топлива двигателем. Их совпадение предопределяет хорошую экономичность моторно-трансформаторной группы; в случае нх смещения необходима корректировка ранее найденной (144) величины активного диаметра В или передаточного числа („ входного редуктора (141). Увеличение Р приводит на графике рис. 202 к подъему парабол при прежнем положении топографической характеристики двигателя.
Увеличение вызывает смещение топографической характеристики вверх и влево при неизменном положении пучка входных парабол. При создании новой гндропередачи предпочтителен первый путь обеспечения высокой топливной экономичности за счет корректировки величины ЕЛ так как изменение 4, нарушает первое условие. При использовании существующей гидро передачи возможна корректировка только передаточного числа !а входного редуктора, несмотря на отклонения скорости колеса насоса от оптимальной. Част1) корректировка 11 или 1„ дли повышения экономичности (совпадение пучка парабол с зонамн минимальных расходов топлива) нарушает условие получения нан. высших тяговых качеств танка с ГМТ (крайние параболы уже не пересекают внешнюю характеристику двигателя в точках из=-.
нм и лз =- л„). Восстанавливая условие получения наивысших тяговых качеств, приходится нарушать условие оптимальной экономичности и т. д. В этом случае принимаются иекоторьш средние значения 1а и й, в большей мере удовлетворяющие обоим условиям. 4. Найденная и скорректированная величина активного диаметра х) гидропередачи служит основой для ее проектирования и расчета с соблюдением следующих соображений.
1) Обязательное выполнение остальных четырех условий (критериев) подобия проектируемой гидропередачи н гндропередачнпрообраза (см. рис. 201). 45а 2) Выбор наилучшей рабочей жидкости с наибольшим удельным весом т, стабильной и невысокой (4 — 16 сст* при 50'С) вязкостью, хорошими смазывающими и антикоррозионными свойствами.
Кроме того, во избежание кавитации рабочая жидкость не должна поглощать и выделять газы при колебаниях ее температуры и давления. ее)мньстепе айпьнаи!и ннй гиспрабклный гарро трансагеььнатьр ЛигГ~Л„7 ьа 1 гл„ ! !ь ег ет ьге, д !еми) I 1 1 1 ! 3 дг е14 ьь !ими) У ел ць и 4,' ги)сн) 1ьь еле гл„'„'д' ! 1 Л„пийе! ь ! и ь ееь „ге ) егьа не ети ь.е иииЛ Гл„п„ле гь и асами и реретн исатсее с г и Ьретра нсгрернаперен ееетиаинтбгнае3 Р ееетн Ьеьйимт гинчшеасней сийг. псрграчей Рис. 203. Исходные характеристики и области совместной работы с двигателем: и — тепловоаного гндротрансформатора; б — трехступенчатого гидротрансформатора; е — двухреакторной комплексной гидропередачн 3) Разработка системы подпитки с гарантированным давлением подпитки б — 10 птм за счет достаточной производительности подпитывающего насоса и надежных уплотнений внешнего и внутреннего торов круга циркуляции масла.
Система охлаждения рассчитывается на постоянный отвод в атмосферу тепла, соответствующего 20 — 25$ мощности двигателя при максимальной температуре масла до 1ОΠ— 120'С. ч Сантистокс 1ссг) — сдниипа кннематическои вазкости !инакости, 45Ф гл еач танньбнйтрегсин иенчитнй гиррьтраислеергчинтр ° 'р 'ул„'ь~ 7е ), ! а,ь Г„', ! Р4 ь,л ч'г ! гл' и 1! ! ! ! ~ ! ь еаь га ! иеа раагигн сат с гайки!ратьмрнатчгвп ,аргер е алтарики иетыгнснае сарре° пгрграча л *ь л"-.йаг гл„ !рарееаь гена 1 ",! г, еа7Х 1 ' ! ! е )г 1 1 гл„! 1 ! 1 ь ! гл„ л 4) Прочность ведущего вала, насосного колеса и соединяющих жх деталей проверяется на максимальный крутящий момент, подведенный от двигателя М„=М,'„(„ч„(где М„" — наибольший крутящий момент двигателя в полной области режимов его совместной работы с гидропередачей) .
Ведомый вал, турбинное колесо н их соединительные детали нагружаются примерно пятикратным крутя- А щим моментом М, = М„(„„. Колесо реактивного аппарата и его автолог с неподвиж™ной осью рассчитываются по разности двух найденных моментов Мл„— — М, ((„— 1). Опоры валов должны воспринимать осевые усилия, от которых обычно не удается полностью разгрузить насосное н турбинное лопаточные колеса.
5) Блокировочные фрикцноны, иногда применяемые в комплексных гндропередачах, должны рассчитываться иа надежную самостоятельную передачу всего крутящего момента, подведенного от двигателя Ме — — М, так как в сблокированной гндропередаче циркуляция масла прекратится и момент от насосного колеса к турбинному гидравлическим путем передаваться не будет. 5. Для кинематического расчета (рис. 204) механического редуктора необходима выходная характеристика е моторно-трансформа- Рис.
204. Построение выходной характеристики моторио-траисформаториой группы; а — исходная характеристика гидропередачи-прообраза; б — график фуикции козффициеита момента двигателя; в — таблица для цостроеиия характеристики; г — выкодиая характеристика М у(и,) цри и„= оаг ' Оиа также ииогда иазывается характеристикой совместяой работы двигатгля с гидровередачей. чбп торной группы. Она представляет графическую зависимость момента турбинного колеса от числа его оборотов для внешней характеристики двигателя и рабочей зоны гидропередачн М,=~(п,) прн н„ж т) и и„= наг (см.
рис. 204, г). Для ее построения к исходной характеристнке гид-- ропередачи (см. рис. 204,а) пристраивают в равном масштабе по. осям ординат вспомогательную кривую коэффициента приведенного момента двигателя (см. рис. 204, б), подсчитанную по формуле М (зт ( а наО6 (14бр на в зависимости от скорости колеса насоса а„= — '.
Рабочая зона га исходной характеристики гидропередачи (см. рнс. 204,а) разбивается на произвольное число участков, границы которых нумеруются и номера заносятся в заголовок таблицы (см. рнс, 204,в). В первые три строки таблицы с исходной характеристикой выпи- 1 сываются передаточные отношения гидропередачи —, ее к.п.д, гг н коэффициент момента турбины (Х, для каждого номера границы. В четвертую строку таблицы записываются скорости насосного колеса л„, определенные графическим способом (путем проектирования точки с кривой коэффициента момента насоса на кривую коэффициента момента двигателя т) „= 1),). Данные пятой строки получаются перемножением чисел первой н четвертой 1 строк и, = — и . В шестую строку записываются моменты турбинного колеса, определенные по формуле (!43), М,=уа,наела. По данным пятой и шестой строк таблицы строится искомая характеристика М,=Дат) (см.
рис. 204,г). На ней выделяются моменты М;, М; и скорости а,', и,' турбинного колеса на границах рабочей зоны гидропередачи, а также вычисляется силовой рабочий гт диапазон с(р „„моторно-трансформаторной группы гт М; л Ир.гр =, ~( с(рК. М," (147) При полном использовании приспособляемости двигателя диапазон группы равен произведению силового рабочего диапазона л гидропередачи Ыр на коэффициент К приспособляемости двигателя, в остальных случаях он меньше этого произведения. ' Погрешность этого способа также заключается в игнорировании незначигельного влияния скорости насосного колеса и» на коэффициент момента 1ьь и к и л Ы гнароперелачн 6.
Кинематнческий расчет механического редуктора, дополняющего гидропередачу до гидромеханической коробки передач, начинается с определения требуемого диапазона редуктора И,р. 1) Если в результате тягового расчета танка с ГМТ известен общий диапазон изменения передаточных чисел всей трансмиссии д, задача решается наиболее просто бб ., = ~ . В противном слу- А'б чае сначала подсчитывается передаточное число 1п,р! механического редуктора на первой ступени, исходя из условия получения достаточной удельной силы тяги ~пм = 0,6-: 0,65 при работе моторнотраисформаторной группы на левой границе (М,') рабочей зоны г ввг©пв.к (м.р! М (м.п(б.п Ъ рк(м.ив(б.и Чг в(о Передаточное число высшей ступени механического редуктора (,,„, определяется нз условия движения танка с максимальной скоро; стью по дорогам с малым суммарным коэффициентом сопротивления (г и = 0,03+ 0,045 прн работе моторно-трансформаторной группы на правой границе (М;) рабочей зоны ~спаьййв,к (149) М (м.п(б.пв(м.рв(м.пк(б.пЧгл(гп! Отношение найденных крайних передаточных чисел механического ! м.р! редуктора представляет его искомый диапазон б(,р — — — б, а об!и.рвг * Щий Диапазон тРансмиссии бУДет Ы=Ир,гббб„,р.
2) Число передач переднего хода пб„механического редуктора выбирается в пределах 2 — 4. Для уточнения числа передач т„предполагают их разбивку по закону геометрической прогрессии со знапг ! и и'п менателем (1 )г И„,„тогда И.б-(т " . Знаменатель д для облегчения переключения передач редуктора обычно выбирают не гк больше диапазона (бр, моторно-трансформаторной группы 4 4, л л «: (бр. р. Для крайнего случая равенства д др,,т находим л„, ! а полный диапазон трансмиссии будет л л л ! л,„ Й Йр.гр((икр (1игрй мм (~б т ° Решая полученное показательное уравнение путем его логарифмирования, найдем д 1К1, (160) Обычно дробное значение отношения логарифмов округляется до ближайшего большего целого числа, вычисляется знаменатель д и подсчитываются промежуточные передаточные числа механического (>.е! редуктора („,»и = — л; 1,,р <„..
и = („р„,д. 3) Общее число передач и„+ 1 увеличивают на единицу за счет ступени заднего хода или применяют иа входе (танк «Леопард») или выходе (танк «Шеридан») механического редуктора специальный реверс, удваивающий общее число ступеней (2т„). Для переключения передач прн заведенном двигателе под нагрузкой небольшого момента, передаваемого от насосного колеса к турбинному и далее на механический редуктор, последний должен переключаться фрикциоиным путем, как в планетарных конструкциях: без разъединения и соединения зубчатых муфт или шестерен.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
