Буров С.С. - Конструкция и расчёт танков (1053675), страница 89
Текст из файла (страница 89)
2. Проверку усилий и ходов органа управления с учетом пере- менных передаточных чисел проводят графо-аналитическнм мета- дом. Рассмотрим его на примере привода управления главным фрикционом танка Т-54 (см. рпс. 208„а), считая, что сервопружииа пока отсутствует. Схему привода управления в определенном мас- штабе вычерчиваем в нескольких положениях (в восьми на рис.
208,а), из которых нулевое соответствует исходному состоянию привода управления, первое — началу фактического выключения фрикциона после выбора зазоров в механизме выключения, а по- следнее седьмое отстоит от нулевого при измерении по хорде тра- ектории педали на з.м ~ 250 мм. Усилие педали в каждом иЗ семи ее рабочих положений опре- деляем следующим образом (с)я. рис. 208,г).
1) Измеряем иа чер- теже рабочий угол й, поворота подвижной чашки от первого до и-того положения. 2) В каждом положении от второго до седьмого подсчитываем ход нажнмного диска зпм =- — Я1дв. Ход нажиме, 57,3 ного диска зпм в последнем седьмом положении должен быть не менее величины произведения я,,з, что является показателем пра- вильности кинематического расчета привода. 3) Определяем усилие всех л, пружин фрикциона Р, ппт (~+ з,,м) (где рппр — модуль жесткости пружины, ) — ее деформацйя во включенном положении фрнкциона).
4) Вычисляем момент от усилия пружин на подвиж- ной чашке М~ —— Рпр,1д(а+ р))г (где р = 30' — угол трения шариков по рабочим скосам лунок). 5) По конкретному соотношению плеч рычагов для каждого положения привода управления графо-анали- тическим методом определяем усилия Р,м на педали. Например, для пятого положения войдут следующие плечи (см, рис. 208,а) Ь д 1 Рп = М,—. — ° —.
3 г )г'„п1„р По результатам расчета строим график зависимости усилия во- дителя Р,м от угла поворота Т (илн хода) педали (см. рис. 208, б). По максимальной величине усилия Р, на атом графике судят о применимости спроектированного привода управления непосредст венного действия. Если усилие Р, превышает допустимую норму 50 нас, то варьируют исходными углами наклона рычагов или про- филями кулачковых механизмов, добиваясь нужного изменения передаточного числа привода управления, возрастаюшего по мере увеличения сопротивления управляемого агрегата.
Максимальное 4ВО усилие на педали при этом уменьшится, но работа для выключения фрикциона (площадь под кривой графика) сохранится прежней. Применяя сервопружину (см. рис. 208,б), удается несколько снизить н максимальное усилие на педали, и работу для выключения фрикциона. Особенность расчета приводов с сервопружнной состоит в учете ранее определенной доли работы 1, снимаемой с водителя серво-( пружиной. Если привод непосредственного действия можно использовать лишь для агрегатов с работой управления не более 10 кгс м, то приводы с сервопружиной можно применять для пружинных фрикционов и тормозов с работой выключения примерно до 15 кгс м. Наибольшее усилие Р,„, необходимое для прочностного расчета сервопружины, определяется исходя из распространенного способа регулировки натяжения сервопружин.
При выключенном фрикционе сервопружина растягивается регулнровочным болтом настолько сильно, что удерживает псдаль в крайнем переднем положении, преодолевая усилия пружин фрикциона (начальное равновесное положение), Затем натяжение пружины постепенно уменьшают, добиваясь самостоятельного плавного возвращения педали в исходное положение. Такое натяжение является оптимальным с точки зрения эффективности работы привода управления с сервопружиной. В начальном равновесном положении педали сервопружнна испытывает наибольшее расчетное растягивающее усилие Р,„, которое может быть подсчитано так: — "ЯФ. 1з (я р) 'Ч~О Р„ (сч где р > 1 — коэффициент запаса на неточность регулировки; Є— наибольшее усилие пружин фрикциона в выключенном (седьмом) положении; т1,„— к.п.д. привода управления от сервопружины до ведомого конца привода управления; 1,„— передаточное число от сервопружниы к ведомому концу привода управления для начального равновесного положения.
Например, для седьмого 0 ф л положения привода управления (см. рис. 208, а) !',„= — — - —, Ц л у По найденному расчетному усилию Р,. определяют диаметр пружины Р и диаметр проволоки 4,р. Числом витков пружины и ее модулем жесткости задаются исходя нз конструктивных соображений и с учетом отводимого для размещения пружины места. Жесткость сервопружипы желательно иметь минимальную с тем, чтобы после перехода нейтрального положения усилие пружины не падало слишком резко. $4. Классификация, анализ выполненных конструкций и основы расчета гидросервоприводов управления В состав крайне разнообразных схем гидросервоприводов управления обязательно входят четыре основных элемента (рис.
210): 31-1431 43! ор~ан управления, источник гидравлической энергии, распределительное устройство н исполнительный механизм, связанный с нагрузкой, т. е. с управляемым агрегатом трансмиссии. Кроме того, необходимы резервуар с запасом масла, фильтр для его очистки, иногда требуются радиатор для охлаждения масла, предохранительный (или редукционный) клапан и трубопроводы.
Характерным 'вфатлай 7ГаГа Гтмиа 7 сслйР втламох вгдаетт йтйстйи~~ ' 1 Рнс. 2!О Структурная схема гндросервопрпвода управлення элементом приводов следящего действия является обратная связь. Водитель, действуя на орган управления, подает сигнал распределительному устройству, которое направляет поток маслл, создаваемый источникол1 энергии, в исполнительный механизм. Давление масла на поршень сервомотора или мембрану бустера создает силу, необходимую для преодоления сопротивления нагрузки.
Таким образом работа для управления тем нли иным агрегатом трансмиссии полностью выполняется двигателем танка, приводящим в действие масляный насос; водитель лишь управляет золотником, для перемещения которого нужна ничтожная сила. Гидросервоириводы классифицируются в основном по двум признакам: по схеме циркуляции масла при неработающем гидросервоприводе и по возможности и характеру регулирования воздействия на управляемый агрегат трансмиссии. По первому признаку различают гндросервоприводы с проточной н тупиковой гидравлическими схемами.
В проточной схеме (рис. 2!1,а) масло, подаваемое насосом, постоянно циркулирует', через золотник; для повышения давления с началом работы масло дросселируется золотником на сливе. Тупиковая схема (рис. 211,6) отличается постоянной работой насоса на полное противодавление масла, ограничиваемое редукциониым клапаном. Золотник, перемещаясь, постепенно перекрывает сливное отверстие и с некоторым запозданием открывает напорную магистраль.
Достоинства проточной схемы заключаются в более быстром реагировании привода управления с постоянно заполненным маслом золотником и серво- 482 мотором на действия водителя; незначительных затратах мощности иа вращение шестерен насоса, обычно работающего без противодавления; упрощении конструкции редукцнонного клапана, вступающего в действие лишь в исключительных случаях.
Недостаток сводится к трудности обслуживания одним насосом нескольких сервомоторов. яя гиы пап Рас 2!н Гидравлические сиены сервоприводов управления. а — проточная; б — тупиковая Тупиковая схема допускает обслуживание одним насосом нескольких ссрвомоторов, что часто требуется в танковых приводах у правления.
Аккумуляторы давления, применяемые в тупиковых схемах автомобильных гидроприводов управления, восполняют нс.„остаточную подачу масла насосом при расходе его несколькими сервомоторами и обеспечивают работу привода управления в течение некоторого времени после остановки двигателя.
Поэтому тупи- :алая схема получила большее распространение, чем проточная, несмотря на свойственные ей недостатки: менее быстрое реагирование на действия водителя, повышенный расход мощности на постоянное приведение нагруженного насоса в действие, более сложн1ю конструкцию постоянно работающего редукцнонного клапана. От двух последних недостатков свободны тупиковые схемы с раз~ р)зной системы от давления масла при неработающем приводе управления.
Возможность и характер регулирования воздействия на управляемый агрегат трансмиссии зависят в основном от способа соединения органа управления с распределительным устройством — золотником. По этому признаку все гидросервоприводы управления тополнительно делятся на три типа (рис, 212 и 205, б). Гидросервопрпводы первого типа (см. рис. 212, а) практически не представ.я" 4зз ляют водителю возможности регулировать силу илн перемещение тяги, связанной с нагрузкой, и поэтому кратко называются приводами «да — нет» или «включен — выключен», Приводы второго.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
