Никитин А.О., Сергеев Л.В. - Теория танка (1053683), страница 51
Текст из файла (страница 51)
Один — через левый планетарный ряд, другой — через правы~й. Наличие циркулирующего паразитического готока мощности приводит к уменьшению коэффициента полезного действия трансмиссии. Чем ниже передача, тем к. и. д, трансмиссии будет ниже. Наличие циркулирующей паразитической мощности можно определить, рассматривая работу планетарных механизмов.
На рис. 137 показан план скоростей второго планетарного ряда и нанесены внешние силы, действующие на сателлит со стороны сопрягаемых деталей и позволяющие определить направление потоков Рис. 137 мощности. По отношению к сателлиту только эпициклическая шестерня является ведущей, водило и солнечная шестерня будут ведомыми деталями.
План скоростей и схема сил, действующих на сателлит первого ряда, будут аналогичными. Эпициклическая шестерня также будет ведущей, а водило и солнечная шестерня— ведомыми. На рис. 138 показана схема потоков мощности во всей трансмисмии при прямолинейном движении. При повороте, например, вправо солнечная шестерня второго планетарного ряда будет неподвижной, а солнечная шестерня первого планетарного ряда будет вращаться с удвоенной скоростью в обратную сторону. Скорости гусениц будут при этом равны зп 323 Збкб,г, к к и З,бкбкг, „ 2 0 1+1 кк Гак й б,, Ч где 1,, — силовое и скоростное передаточное число трансмиссии между двигателем и забегающей гусеницей при пово1+й роте с радиусом 1с = Йр, 1, = ю', ббкб ~1 = оо — 2атк— З,бм,г..
З,бб кгк.к бкбк (1 + й) кб.к бп И, — 2бк 324 где бч — силовое и скоРостное пеРедаточное число тРансмиссии между двигателем и отстающей гусеницей при повороб',гк(1+ й) 1б.к те с РадиУсом тс = йр, бч = йб', — 2К, План скоростей танка при повороте с радиусом Й= Й, показан на рис. 139, 1г;~й', ч "Ч„ — й Рис.
139 Из плана скоростей получим В 2 В В Й = о, + — илн ггр — — сю„+ —, гза 2 2 В 2 где с = — = сопз1 для всех передач. Подставив в последнюю формулу значения тте и гао, выраженные через передаточные числа, получим В Ы, йв — — —- 2 т„ Таким образом, и для данного варианта механизма поворота зависимость й =у(ое) будет та же, что и в предыдущих случаях. б) И1онгностной баланс танка при повороте с многорадиуснмми механизмами поворота первого типа и тяговая характеристика поворота Мощностной баланс при повороте танка ранее был рассмотрен в общем виде для всех механизмов поворота данного типа на осно- Зйб ванин общих для данного типа механизмов динамических свойств без разбора конструктивных схем этих механизмов. Не рассматривая конструктивные схемы, нельзя определить отдельные величины, входящие в мощностной баланс.
В частности, нельзя определить мощность, затрачиваемую на трение в трансмиссии, поскольку неи~звестно количество пар шестерен, работающих,при повороте танка. При рассмотрении конструктивных схем можно решить задачу численного определения к. п. д. цепей механизмов, через которые передается мощность от двигателя и от отстающей гусеницы. Конструктивные схемы механизмов позволяют проследить процесс рекуперации мощности, а также |процесс передачи мощности от двигателя к забегающей гусенице и к управляемым фрикционным элементам, т. е. позволяют проанализировать работу механизма при повороте.
Мощностной баланс рассмотрим только для наиболее типичного случая поворота, а именно: для случая, когда сила Р, является тормозной силой. При составлении мощностного баланса для случая поворота с радиусом л' ) Рр на основании общих для данного типа механизмов динамическйх свойств определение мощности двигателя основывалось на положении, что пробуксовка управляемого фрикционного элемента не изменяет соотношение между моментами, подведенными к трансмиссии со стороны двигателя и ведущих колес, и остается тем же, как и при повороте с расчетным радиусом, когда механизм поворота является механизмом с одной степенью свободы.
При наличии конструктивной схемы это общее для всех механизмов поворота данного типа динамическое свойство можно подтвердить, рассматривая равновесие отдельных элементов трансмиссии. Как известно, соотношение между моментами, подведенными к валам трансмиссии со стороны двигателя и ведущих колес, будет следующим: Р,г, „Р,г, „л„ Ап— ~тз тн гх, 1 $ где т', — силовое и скоростное пе редаточное число между двигателем и забегающей гусеницей при повороте с радиусом К=Яр без учета потерь на трение; В й —— Р ~т 3 йр ю'„— то же между двигателем и отстающей гусеницей; 326 г', — силовое передаточное число между двигателем и гусеницами при прямолинейном движении. Прн повороте с ра~диусом Р > гср передаточные числа (и и гч будут только силовыми передаточными числами между двигателем и гусеницами. Действительно, пробуксовка фрнкционов Фз и Ф, в механизме поворота, изображенном на рнс. !31, или пробуксовка тормоза Т, или Т, в механизме поворота (см.
рис. 136) не изменяет соотношения моментов, действующих на отдельные элементы трансмиссии. Соотношения этих моментов будут такими же, как и при полном включении этих фрикцнонных элементов. Пробуксовка фрикциониых элементов изменяет лишь скоростные передаточные числа. При повороте с радиусом гс > гс момент двигателя М,„г выраженный через силы Рз и Р, (и те же силовые передаточные числа), будет представлен тем же уравнением. Угловая скорость двигателя остается без изменения и, следовательно, мощность двигателя при повороте с радиусом гх' > )ср можно выразить той же формулой, что и для случая поворота с расчетным радиусом. В этом случае силы Р, и Р, численно изменятся в соответствии с изменением сопротивления повороту при большем радиусе.
Рассмотрим это положение более подробно на примере механизмов поворота первой и третьей групп. При повороте вправо в механизме (см. рис. 131) включаются фрикцион Фз (или Ф„) и фрикцион Фг Включение фрикциона Ф, или Фх изменяет передаточное число дополнительного привода. При включении фрикциона Ф, солнечная шестерня второго планетарного ряда будет вращаться в ту же сторону, что и : пициклическая шестерни этого ряда; сохнечная же шестерня первого планетарного ряда будет вращаться с той же угловой скоростью, но в обратную сторону, Определим для этого случая направления потоков мощности в механизме.
На рис. 140 показан план скоростей первого планетарного ряда и нанесены внешние силы, действующие на сателлит со стороны сопрягаемых деталей. Отстающая гусеница через бортовую передачу будет вращать водило. Мощность с отстающей гусеницы будет передаваться на водило и далее на сателлиты. Солнечная шестерня будет вращаться от двягателя через дополнительный приьод в обратную сторону по отношению к направлению вращения эпициклической шестерни.
Мощность от двигателя будет передаваться также на сателлит, поскольку солнечная шестерня является ведущей деталью по отношению к сателгшту, Зпициклическая шестерня пвляется ведомой деталью. Для того чтобы за. с~авить вращаться солнечную шестепнкг первого планетарного ряда, необходимо приложить со стороны двигателя к.дополнительному приводу момент, равный Рггв.к ~г.х ~в.п га.п (1 + й) (хтхоплп.м На рис. 141 показан план скоростей второго планетарного ряда и нанесены внешние силы, действующие на сателлит со стороны сопрягаемых деталей.
Со- гласно схеме сил и плану скоростей, эпициклическая и солнечная шестерни яв- 327 с Р, но главк ~ сотстоющеи гусеницы Рис. 140 но зобееаю- ис ую гусении оа доигов через допопн ьый прио от двигателя через дополнитепьныи норобкупередач дополни- 02 тельный припое и с отстоюсцей гусеницы Рис. 141 Следовательно, в рассматриваемом случае мощность от двигателя поступает к солнечной шестерне как первого, так и второго планетарного ряда. Кроме того, мощносгь от двигателя поступает через коробку передач на главный аал.
По условию равновесия главного вала коробки передач к нему необходимо подвести от двигателя момент Ма. Определим крутящий момент лвигатсля, необходимый для передачи на главный вал коробки передач. Уравнение равновесия главного вала норобки передач будет (рис. !42) М, =- М вЂ” М з где Ма= оМдд'дчд а Рдгд д 1 + й 'Ь.п й йг,дбб,пз)п,м Рдтд, з)г.дз)б.пт)д.и' 1+й Ь.п М = 1 опз доигапзепя через допоп- птепьныи приоод и с опгста- опт деигапзепя через коробку передач Рис.
142 ляются ведущими деталями, а водило — ведомой. Мощность на солнечную шестерню будет передаваться от двигателя через дополнительный привод, а на зпипиклическую шестерню от двигателя через коробку передач. Для того чтобы вращать солнечную шестерню вгорого планетарного ряда, необходимо от двигателя к дополнительному приводу приложить момент, равный 1ддгд „ оМ, = дд гб.п (1+ й) ганг.дз)б.пт)п.мт)доп 1 Подставляя значения т)оо, М и М в уравнение равновесия главного вала г коробни передач, определим крутящий момент двигателя, необходимый для передачи на главный вал коробки, Р2гв.к ' 11в.ктг.д 1бл 1п.м 1+й. 1+й тк й тб.п'1к.пт)п.мт)б.пт12.2 тк бл 1к.п й Полный крутящий момент двигателя равен Р!1 в.кт1г.дт)б.п (б.и (1 + й) 1221ло1тби.м + Р2гв к мдп ЬМ21 + М12+ Мдз Рвг „ 'б,и(1+ й) 122112'12 ~Ли мт)доп . 1 + й + 12 1б итщк ити втаб Т1 Р1гн.к тг.дт)б.п 1и,м Рлги к Ртг «Угр 11221т ~б.п ~к.и л тт У~т 1 где 3 1и.м 1ло» 1б.п 1г.л и' 2 2 2 УР 21г.дт1б.пт1п.м 21т — йк.пйп.м Чб,п 1г.л' гктл (1 й) тб,п Утв = Мд+ (к гктл (1 + й) 'о.п тт 1 Мд тк Таким образом, нани получено то >ке выражение для крутящего момента двигателя, которое было выведено из мощностного баланса.
При пробуксовке фрикциона Ф, изменятся скорости вращения солнечных шестерен, а вместе с этим скорости водил и скорости гусенип, но выражения для моментов ДМдп ЬМд, ЬМд останутся теми же. Лв' 22 Действительно, формула момента Р,г,кг ~М21 — .
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
