Буров С.С. - Конструкция и расчёт танков (1053675), страница 86
Текст из файла (страница 86)
Применение планетарных механических редукторов продиктовано также большой силовой нагрузкой на ведущем валу редуктора М„,«= М, . Использование фрикционных устройств редуктора, работающих в масле, не приводит к значительному»сложнению конструкции, так как гидравлическая система управления н прокачки охлажденного масла через фрикционы и тормоза удачно совмещается с системой подпитки и охлаждения гидропередачи. В заключение заметим, что для второй структурной схемы (см. рнс.
191) по приведенным формулам будут определяться не передаточные числа механического редуктора !>,рь а передаточные числа двухпоточного механизма передач и поворота („о включенного последовательно за гидропередачей. Основы поверочного расчета двухпоточной (прн прямолинейном движении) гидромеханической трансмиссии «Кросс;Драйв> современных американских танков (см. схему 1Ч рис 191 н 199). Такой расчет в основном включает кииематнческий и динамический анализы схемы для выявления силовой нагрузки ее отдельных частей, необходимой для прочностного расчета деталей. Для анализа схемы могут быть использованы ранее полученные формулы (10!), (118), (124) для механизмов передач и поворота второй группы при условии замены передаточного числа (, механической коробки передач передаточным числом гидромеханической коробки передач ( Последнее представляет произведение передаточных чисел гидро- передачи и механического редуктора.
В механических схемах, пренебрегая небольшими потерями мощности на трение в полюсах шестерен, мы считали к.п.д. равным единице, и поэтому силовые передаточные числа были равны кинематическим. В гидродинамических передачах потери велики, пренебрегать ими не следует и обобщать кииематические и силовые передаточные числа нельзя, т. е. А б ~гм>«м — ~ггн.р3 ~гм.к м — 1р«м.р1 ° Кииематический анализ схемы. Передаточное число гидромехаинческой трансмиссии 1„создается всего двумя агрегатами: 463 двухпоточным механизмом передач и поворота !м, н бортовой передачей ув.
гм = 1„г!а. ° 1) Кинематическое передаточное число !м, получается при подстановке г, = г,гмр; в формулу (118) гаагам.рггд (1 + й) Гм!— йгд + гггм.рг Рабочий диапазон изменения кннематического передаточного чнс. ла МПП будет дмье~,;г Гмд, агсм.рм й!д+ йлм.рГ Первый сомножитель представляет отношение максимальных передаточных чисел гидропередачи г„' и механического редуктора а,р4 к нх минимальным значениям !„'и г,,рм и является диапазоном гидромеханнческой коробки передач ггтм рг ! ! Г мтд + гггмрггг гм.к,к, гм.к.н гггм.рм й!д + Ггкм.р! Второй сомножитель представляет правильную, меньшую единицы дробь, так как второе слагаемое числителя намного меньше второго слагаемого знаменателя.
Следовательно, диапазон трансмиссии Лг меньше диапазона 41гм.к.гг (Ик Фгм.к.в) Нежелательное сУжение диапазона — неизбежный недостаток всех двухпоточных механизмов передач и поворота второй группы. Например, в трансмиссии «Кросс-Драйв» (см, рис. 199) диапазон ГМКП, представляющий произведение рабочего диапазона гидропередачи на диапазон механического редуктора, будет Ф,„,„, = с!рта„,р — — 2,8.3,5 = 9,8 „а соответствующий диапазон трансмиссии, вычисленный по предыдущей формуле, составит всего с! = 6,!. б 2) Силовое передаточное число гм, механизма передач и позой рота получается при подстановке в формулу (!!8) г', = г,гм рг, б гвгггм,рггд (1 + й) гмг= "' ' л йгд+ !гам,рг г Рабочий диапазон с! изменения силового передаточного числа МППг' будет * В соответствии с ранее принятыми обозначениями Г„ггредсгавляет большее передаточное число шдропередачи на левой границе рабочей эоны (см.
рис !Зб н 2041, а Г, менынее передаточное число иа правой границе. Их отногг жение †„ есть рабочий днанаэон гтр гндропередачн. г„ 464 »р лм рэ м. магг'.,еу г м !м.. (~ И б. /~, — 4гм»мм г ' ( Нем.м.м ° ! гам.рт й!» + !'ггм.р! й!» + !ФФм.р! Как видно из последнего неравенства, происходит нежелательное д сужение также и силового диапазона ФР трансмиссии по сравнению Л с силовым диапазоном И.,,.
гидромехаиической коробки передач. Для трансмиссии «Кросс-Драйв» оио характеризуется такими величинами; Ам»мм = брдм,р = 2,1 3,5 = 7,35; Й = 5,1. 3) Коэффициент полезного действия МПП представляет отно- шение найденных силового и кннематическогФР передаточных чисел Л Фм! механизма передач н поворота Ч! = †. Подсчитаем его с учетом !'м, только больших потерь в гидропередаче и, пренебрегая, как раньше, небольшими потерями в шестеренчатых передачах, л йФ; + !',Фм.р, ма = —. л й! + 1ФФм,р! Первый сомножитель 1отношение силового передаточного числа пгдропередачи к кннематическому) есть к.
п. д. гидропередачн гг — тогда !'„ йФ» + ФгФм.р! йФ» + ФгФм.р! та = т!г л ' й1, + Ф,Ф!„!'„,Р! ~!» !гФм.р! Второй сомножитель представляет неправильную, ббльшую едини- цы дробь, следовательно, ч, ) ч„. В этом увеличении к, и. д. меха- низма передач и поворота ч! по сравнению с к. п. д, гидропередачи Ф!г ЗаКЛЮЧаЕтСя ОСНОВНОЕ ПрЕИМущЕСтВО МПП ВтсрОй ГруППЫ ПРИМЕ- нительио к гядромеханическим трансмиссиям. Объясняется оно тем, что через гидропередачу с низким к.
п.д. проходит лишь часть мощ- ности двигателя, а остальная мощность идет по механической ветви, малыми потерями в которой мы пренебрегли. Коэффициент нагрузки гид опе е и гидропередачи й, определяется подстановкой Фг= " ' " фор эФ, г г Г~гг! г, — ' (! э ФФ""' йг, + г,г„р! принимают азл р имают различные значения для множества величин Фг и г!. Зо†!43! 4) Условные расчетные радиусы поворота гг '„получаемые при полном включении тормоза поворота отстающей стороны (см. рис. 199), определяются подстановкой в формулу (101) передаточных чисел от двигателя к отстающей 1, = 1,1„1'„,рг — и забе- !+А « В И„+ 21„(„,рг гающей (з = и ™~ х ' ' гусеницам И,я = — .
«(д + 2(гтп.рг 2 (,л„,рг Как видно из последней формулы, радиусы поворота даже при полном п,~ включении тормоза поворота (лг = 0; аз = 2 — ~ не являются ног',ю'„,l стоянными, а зависят от автоматически изменяющегося (с нагрузкой) передаточного числа гидропередачи, в связи с чем они и названы условно-расчетными. Радиусы поворота увеличиваются с переходом на высшие ступени механического редуктора и с автоматичел„ ским уменьшением передаточного числа гидропередачн Лт Так, в трансмиссии кКросс-Драйв» при уменьшении нагрузки турбинного колеса и сокращении передаточного числа 1„ с 2,8 до 1,0 (рабочая зона) радиусы поворота на замедленной ступени автоматически увеличиваются с 1,7В до З,ОВ и на прямой ступени с 3,4В до 7,8В. Ввиду неопределенности этих условно-расчетных радиусов поворот американских танков преимущественно осуществляется при буксующем тормозе поворота. За счет применения дисковых тормозов поворота (см.
рис. 200), работающих в масле с трением стали по металлокерамике при сравнительно постоянном коэффици-. енте трения и благодаря использованию точно работающего гидросервопривода управления по схеме регулятора давления, машияа. обладает хорошей управляемостью. Силовой аналяз схемы (см. рис 199,а) для выявления наибольших (расчетных) моментов гидропередачи, фрикцноашах и шестеренчатмх узлов механизма. крайке затрудняется нз-эа различной величины наибольших моментов М снимаемых с двигателя иа разных передачак трансмиссии (см.
рис !99,з), пэ-за переменного козффнциента нагрузки гндропередачн (194) и ее автоматически д меняющегося силсяюго передаточного числа й (см. рис. 199,6). Поэтому эдесв приведены в виде формул и таблицы лишь яонечные результаты исследования, не-, обходимые для приближенного поверочного расчета узлов н деталей двухпоточного механизма передач и поворота типа чКросс-Лрайв».
1) Прочность деталей гндромеханичесной коробки передач проверяют па наибольшим крутящим моментам М, подводимым к ией от двигателя при пря-' молинейном движении танка. Для подсчета згих моментов необходимо построать характеристику совместной работы двигателя с МПП для наиболее опасного режима вынужденной остановки танка от О на включенной передаче и при полной подаче топлива в двигатель. Передаточные отношения гидропередачи 1 для этого опасного режима определяют из условия 1гг их гагггпвагх (1 + «) 1 гч.эг 1мг = сч, тОгда— лэ «гд + гггь э, гы «га 1 !м.йг 1 + йг 3,5 для нср я ясрэой передачи , — — ' — — — — — 0,256; 'гг Мг йг» 2,5 5,46 1 1 для втор ок (прямой) передачи — = — — = — 0,073 н для передачи заднего 13,7 ггг — й г 25 „дэ' — — —: — — — йлйй(см строку 2 табл.
24 и рнс. !99, б). Налом. й! !3,7 нвм, что коэффициентом пагр)экн рг было названо отношение мощности у„, проходящей через коробку передач (э данном случае гндромеханическую), к мощности дгав двигателя м„ М„ — — Поэтому Мл = — но Мл = М г „ М„~ Л~ р М 7гг )г Иг М.-Т1ен )3~= 11.~ — ~ ~Вз н Р, к Л Мг + !ггм рг тогда момент М снимаемый с двигателя двухпотогной траисмп„ней будет Л Йкггз Мз ! гггм,рг л = Спэ. з гзбз х Постоянный для каждой передачи коэффициент С, подсчитывают для трех значений псРелаточных чисел редуктора; г„! — — С,5; г„ргг 1; !ар ! — — — 2,5;КОэф. фпцненты момента насоса 71„(10,2 10; 11,! 10 4 и 15,1 1О г) к силовые пере- Л даточныс числа ггг (5,8, 4,2; 2,72) на каждой передаче берут из исходной характеристики (см.
рис. !99, б п строки 3, 4 табл. 24) для ранее найденных передаточных отношений опасного режима -0,256; — 0,073 и 0,182, На поле внешней характеристики двигателя Мх = г"(ла) строят три параболические входные характеристинн МПП Мх Сгл„ (см рис, !99,е), Ордииаты точек пересечения г парабол с характеристикой двигателя представляют искомые наибольшие возчожные крутящие моменты двигателя М, М„г и М„, для каждой передачи трансмиссии (см.
строку 6 табл. 24). Наибольший иа них (в табл. 24 подчерк. нут) используют для проверки прочности цилиндрических и конических шестерен входного редуктора. Момент насосного колеса Мзг на каждой перелаче опреде»Яют с Учетом пеРедаточного числа )п и к, п, д. 6п входного РедУктоРа и, главное, коэффициента нагРУзхв ()г (124) гидРопеРедачи Ыз Мзг = М,' г(пг)зРг * М,'„,йпг)з й!з+ !мгжрг (см. строку 7 табл, 24).
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
