Никитин А.О., Сергеев Л.В. - Теория танка (1053683), страница 32
Текст из файла (страница 32)
76. Механическая коробка этой трансмиссии имеет две ступепи для движения вперед: ускоренную (прямую) передачу, когда включается фрикцнон Ф„„, н замедленную (1) передачу, осуществляемую включением тормоза Т„„. Передача заднего хода получается включением тормоза Т«» На каждой передаче включается только один из упомянутых выше фрикционных элементов, а остальные в это время выключены. Механизм поворота в данной трансмиссии дифференциального типа. Поворот танка с этим механизмом рассматривается во П части. При прямолинейном движении танка с указанной трансмиссией «Кросс-Драйв» мощность от двигателя к ведущим колесам передается двумя потоками.
Один поток — от двигателя к насосу гидропередачи и далее от турбины через механические ступени коробки передач к эпициклическим шестерням суммирующих планетарных рядов, затем на водила этих рядов и от них через бортовые передачи к ведущим колесам. Второй поток — от двигателя к дифференциалу механизма поворота, затем по дополнительному при- 187 воду на солнечные шестерни суммирующих планетарных рядов, от которых поступает на водила этих рядов, и далее через бортовые передачи к ведущим колесам. На рис. 76 эти потоки мощности показаны пунктиром.
Таким образом, при параллельном включении гидропередачи к ее насосу поступает лишь часть развиваемой двигателем мощности, а другая часть мощности передается к ведущим колесам по механической цепи, что должно учитываться при рассмотрении совместной работы двигателя с гидропередачей. Исходными данными для построения тяговой характеристики танка и в этом случае будут безразмерная характеристика гидро- передачи и харакге~ристнка совместной работы двигателя с гидро- передачей. Так же, как и в случае последовательно~о включения гидропередачи, на безразмерной характеристике выбирают 5 —; б Расчетных режимов по 1'„и выписывают соответствующие им значения коэффициента момента Ли насоса для определения момента на колесе насоса (при данном 1'„) по формуле Ми = ТЛ л гОа Для рассматриваемой схемы трансмиссии момент колеса насоса, приведенный к валу двигателя, будет равен М„'=— М„ 11'81 где 1,— передаточное отношение цепи механизмов от насоса до двигателя; тн — к.п.д.
этой механической цепи. Как уже отмечалось, прн движении танка двигатель, помимо момента М'и, нагружается еще моментом со стороны дополнительно го привода Этот момент, приведенный к валу двигателя, будет равен М, + Ма М лиф 1,1,а1я, где М1 и Ми — моменты на солнечных шестернях рядов 1 и 2; 1, — передаточное отношение дополнительного привода от дифференциала до солнечных шестерен суммирующих планетарных рядов 1 и 2; я, — к. п.
д. дополнительного привода от дифференциала до солнечных шестерен рядов 1 и 2, В соответствии со свойствами плоского планетарного ряда сум- ма моментов на солнечны~к шестеирнях суммирующих рядов 1 и 2 равна М ' М =~™п — к — '' г= йк 2 где 1„,. — передаточное число коробки передач на рассматриваемой передаче; 189 ~, „ — к.п.д. коробки передач; Фь а — характеристики суммирующих планетарных рядов 1, 2 (отношение числа зубьев эпицикла к числу зубьев солнечной шестерни). Таким образом, момент сопротивления со стороны дополнительного привода, приведенный к валу двигателя, можно записать в таком виде б М,(к.
ппк. л Мнгггк. пЪ. и аиф Аь 2 118дч!чд й1 а 1гл!чл а суммарный момент сопротивления, преодолеваемый двигателем при прямолинейнпм движении танка н приведенный к валу двига- теля, будет равен М,=М„+М,„,= —," ()+ '"" ""," ~) . гдч, 'х йь а (Лд / (62) Очевидно, режимы совместной работы двигателя и гидро- передачи при параллельном включении последней определятся путеч пересечения кривой свободного момента двигателя М, =~(п,) с кривыми М, =г(а„), которые необходимо строить на каждой ступени коробки передач для всех выбранных по г„' расчетных режимов.
Для этого, задаваясь различными оборотами и„насоса, для каждого значения 1'„' находят соответствующие им величины момента М„насоса по зависимости М„=ТЛ„а„Ч)'. Затем по выражению (62) находат значения суммарных моментов сопротивления, приведенных к валу двигателя. При этом величина силового передаточного отношения 1, берется из безразмерной характеристики гидропередачи для соответствующего значения 1„'. При построении нагрузочных характеристик М,=)'(и„) на совместном графике с кривой М„=~(п,) необходимо учитывать, что оборотам колеса насоса гидропередач и соответствуют обороты двигателя, определяемые зависни, мостью и„= — ' Б', Как уже отмечалось, пересечение кривой свободного момента двигателя М,=-у(и,) с каждой из нагрузочных кривых М, = г'(и„) на графике совместной работы позволяет определить режим совмесгной работы двигателя и гидропередачи, т.е.
значения М, и и, для данного г'„'. Зная численное значение М„ можно из выражения (62) найти величину момента М„колеса насоса гидропередачи., а по п„найти соответствук>щие нм обороты п„колеса насоса. По значениям и„и М„для каждого („' находят обороты п, и моменты М, колеса турбины, а по ним и числам оборотов и, двигателя на режимах совместной работы определяют силы тя- 190 ги и скорости танка на каждой передаче коробки передач для всех выбранных значений 1„'. В конкретно рассматриваемом случае, учитывая свойства плоских планетарных рядов с внутренним зацеплением, силу тяги на ведущих колесах танка для каждого 1', можно подсчитать по выра- жению 1+1, гИтбк.п кб.п г1к.п г)с.р г)б.п й, Гп. к Р, = Р..
кг)п ' Р, О Скорость танка на каждом режиме совместной работы может быть найдена по формуле пьг и'ьгйьг г. к + Гп. кнк +йьг бп йкг Ю',+ 4п ч где пм, — число оборотов в минуту водил суммирующих планетарных рядов 1, 2; пьг — число оборотов в минуту солнечных шестерен сумл, миРУЮШих РЯДОВ1 мь г=— бг 1п и', г †чис оборотов в минуту эпициклических шестерен а, 1„'и, суммирующих рядов; а'ьг = 1к. и бгбк. и 5 4.
ДИНАМИКА ТАНКА С ГИДРОМЕХАНИЧЕСКОИ ТРАНСМИССИЕИ В НРОЦЕССЕ РАЗГОНА Для танка с гндромеханической трансмиссией пока еще не найдено точных решений задач динамики вследствие того, что: 1) танк с такой трансмиссией представляет собой систему по меньшей мере с двумя степенями свободы; 2) дифференциальные уравнения движения в этом случае получаются нелинейными и их интегрирова»не в чистом виде затруднено. 191 где „,, — к.п.д. суммипующего планетарного ряда; И п)б, — ПЕрЕдатОЧНОЕ ЧИСЛО И К.
П. д. бОртОВОй ПЕрЕдаЧИ танка; й, = Йг — характеристики суммирующих планетарных рядов. Сила тяги и удельная сила тяги танка определяются известными выражениями: По этим же причинам изложенный ниже метод оценки динамических качеств машины является приближенным, однако оп с достаточной для практики точностью позволяет рассчитывать динамику танка с гидромеханической трансмлссией при разгоне. Процесс разгона танка с гидродинамическим преобразователем можно представить состоящим из нескольких этапов. На первом этапе (при трогании с места,и после включения последующей передачи в процеосе разгона) числа оборотов коленчатого вала двигателя увеличиваются до величины, при когорой момент нагрузки насоса гидропередачи становится равным крутящему моменту, развиваемому двигателем при его работе по внешней характеристике, т.
е. на первом этапе происходит выход на внешнюю характеристику двигателя, На втором этапе двигатель работает по внешней характеристике совместно с гидрапередачей. На третьем этапе разгона, так же ка~к и в случае ступенчатой механической трансмиссии, машина движется по инерции при переключении коробки передач на следующую передачу. В дальнейшем процесс разгона протекает аналогичным образом. Как и в случае ступенчатой механической трансмиссии, в качестве оценочных параметров при разгоне принимают ускорение танка, время и путь разгона до заданной скорости движения.
В изложенном ниже методе определения ускорения танка в про. цессе разгона приняты следующие допущения. 1. Несмотря на то, что разгон танка сопровождается работой двигателя и гидропередачн на неустановившихся режимах, при ра<- четах свойства двигателя и гидропередачи будем отображать характеристиками, полученными при установившихся режимах их работы. 2. Первым этапом разгона пренебрегаем. Возможность принятых допущений, значительно упрощающих расчеты, объясняется небольшой продолжительностью первого этапа разгона (не более 1 сек [16)), незначительным отличием характеристик гидродинамнческих передач (и двигателей) при работ< на неустановившихся режимах по сравнснию с работой на установившихся режимах (2), а также тем, что подобные расчеты носят сравнительный характер, т.
е. служат для сравнения отдельных танков. Разгон танка при последовательном включении гидропередачи. Уравнение (40), посредством которого определяют ускорение танка при прямолинейном движении, является справедливым для любого типа трансмиссии, в том числе н гндромеханичсс~кой. Но если коэффициент 6 для ступенчатой механической трансмиссии в процессе разгона на каждой передаче является величиной постоянной, то п~ри наличии в танке гидромеланической трансмиссии коэффициент учета вращающихся масс танка оказывается переменной величиной, изменяющейся в зависимости от скорости движения.
Обозначим этот коэффициент через <<„„. Тогда при гидромеханнческой 192 трансмисяи ускорение танка может быть определено из уравнения х= — (7, — 7»). (63) ГМ После построения тяговой характеристики танка значения для любой скорости движения на каждой передаче оказываются известными и для подсчета по формуле (63) ускорений х танка в процессе разгона необходимо определить лишь величину коэффициента 3„, в зависимости от скорости танка на каждой передаче. Для определения коэффицненга З>„ воспользуемся, как и в случае ступенчатой механической трансмиссии, законом изменения кинетической энергии системы в дифференциальной форме (18).
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
