Буров - Конструктор и расчёт танков (1066281), страница 83
Текст из файла (страница 83)
' ' -,ение фрикционныын устройствами редуктора 6, 7 и !8 осуществляется лю «луавтоматического гпдросервопривода. Тормоза Т механизма по 14, работают в масле и оборудованы гидравлическим сервоприводом, еы ю .иным по типу регулятора давления. Управление редуктором и мех авеном поворота танка М46 было одиорычажным; иа более поздних машинах М41 н М48 применяются штурвал эля поворота и рычаг кулисы для переключе..зя редуктора, Для тормозов поворота и остановочных тормозов предусмотрено принудительное охлаждение поверхностей трения маслом По компоновочным соображениям полуосевые шестерни цилиндрического дифференциала механизма поворота заменены нолуосевыми эпицнкламн !5, выполненными эа одно целое с ведущими шестернями з .= 54 (см.
рис. !991 дополнительного привода Для экономии осевых размеров МПП остановочные тормоза 2, 21 ииеют большой радиус и «охватывают» суммирующие планетарные 452 еды 4, 22 трансмиссии Для включения этих тормозов усилием водителя испольгются шариковые механизмы включения 3, 20. Радиальные усилия ленточных зрмозов воспринимаются роликоподшипниками 3, 17, установленными пример> по середине тормозных барабанов. В качестве опор деталей, разгруженных от здиальных усилий, широко используются бровзовые втулки. Трансмиссия грооздка, тяжела и нуждается в спецнальнои системе охлаждения. Вокруг центчального вала МПГ! имеет место «слоисгость» валов, значительно усложняющая конструкцию.
Гидрамеханическаи трансмиссия танка М60 (СД-650-6) отличается от рассмотренной другим передаточным числом пходного редуктора и Т.образным зчагом для управления механизмом поворота Двухпоточная ГМТ «Кросс-Драйв» превосходит однопоточные олее высоким общим к.
п.д., обеспечивает танку хорошую управчемость прп поворотах с пробуксовывающим тормозом. По остальям показателям она уступает гидромеханическим трансмиссиям с чследовательиым включением гидропередачи. Ее широкое распроиранение на американских танках М46, М47, М48, М60, видимо, жно объяснить налажениостью производства. й 2. Основы расчета гидромехаинческнх трансмиссий Проектный и поверочный расчеты гидромеханических трансмисзй существенно зависят от их структурных схем, Несколько проще ассчитываются одиопоточные (при прямолинейном движении таит) первая, вторая и третья структурные схемы (см.
рис. !91). Для лвухпоточной (при прямолинейном движении танка) четвертой схемы расчеты значительно усложняются, и мы поэтому ограничимся тишь ее поверочным расчетом. Проектный расчет однопоточных (при прямолинейном движении анка) гндромеханическнх траисмнссий (см. схемы 1, П и 1П чс. !91). Задача этого расчета сводится к нахождению передаточного числа г, входного редуктора, соединяющего коленчатый вал «игателя с насосным колесом гидропередачи; определению основразмеров, необходимых для ее проектирования; подсчету диана, числа ступеней и передаточных чисел механического редука, передающего движение от турбинного колеса гидропередачи )деханизму поворота танка.
Известными при таком расчете счиеются: вес проектируемого танка О; передаточное число (а.„и П.д. т!е.п бортовой передачи; радиус ведущего колеса )с„и й д. т!г.х гусеничного движителя; скоростная и топографическая арактеристики устанавливаемого двигателя, а также вся сумма ,анных (рис. 20!) гидропередачи-прообраза*. Эта сумма данных .е включает: исходную (безразмерную) характеристику прообраза, оптимальное число оборотов и„„, ее насосного колеса; все размен) ы круга циркуляции, обычно выраженные в долях характерного чзмера — активного диаметра .0 е*; число лопаток, размеры нх се' Гидропередзчей-прообразом называется существующая и испытанная идропередача, выбранная и качесгве про~отпив для расчета и проектировании есной гидропередачи методом подобия " Активным диаметром тз гндропередачи называется наибольший внешний гизметр ~ороидальиого объема, заполненного маслом 453 чений и углы входа и выхода для каждого лопаточного колеса; вязкость, температуру и подпиточное давление рабочей жидкости, на которой испытывалась гидропередача-прообраз.
Ю') л 1 о ф цу цг ф цу ца от цв цр 10 1 и„= герц Рис. 20!. Данные гидроиередачи-ирообраза: а — исходная (безразмерная) характеристика; б — геометрическая схема круга ииркулядии; в — сечения, углы иаклоиа и число лоивток каждого колеса Исходной характеристикой гидропередачи (см. рис. 201, а) называется графическая зависимость коэффициентов момента насос ного и турбинного колес Лн и Л„умноженных на удельный вес т рат бочей жидкости и к.
п. д. гидропередачи ч„от ее передаточного отно( 1 и, шения — †', построенная для постоянной оптимальной скоро. го Пн / Пт о сти насосного колеса п„=и„„1Л„ТЛ„Ч„=~~ — при пн=п,,„ .Пн Получается исходная характеристика путем пересчета экспериментальной внешней характеристики (см. рис. 195,в) по формулам н М Л вЂ” т тЛ.
= „, 1.), « т», = и, нов н он * Иногда вместо кривой тйт на ясходиои характеристике наносят кривую г, силового иередаточиого числа гйн Наиболее сложной частью расчета оказывается определение размеров новой гидропередачи, предназначенной для совместной работы с устанавливаемым двигателем Эта часть не имеет приемлемых для практических расчетов аналитических решений, а полностью основывается иа условиях (критериях) подобия проектируемой гндропередачи и гидропередачи-прообраза. Существо расчета гндропередач методом подобия основано на подтвержденном практикой предположении, что для создания новой гидропередачи, равноценной прообразу по оценочным параметрам и внешней характеристике, достаточно выполнить при ее проектировании пять условий (критериев) подобия.
1) Равенство скорости насосного колеса гидропередачи при наиболее вероятной скорости коленчатого вала двигателя ц, оптимальному числу оборотов насоса п„,ч, выявленному при испытаниях прообраза. 2) Геометрическое подобие круга циркуляции * проектируемой гидропередачи и прообраза. 3) Равные углы наклона лопаток на входе и выходе масла из лопаточных колес, геометрическое подобие сечений лопаток. 4) Пропорциональное активному диаметру изменение числа лопаток насосного, турбинного и реактивных колес. 5) Равная вязкость масла при рабочей температуре, однотипное качесгво поверхностей гидропередачи, омываемых маслом.
Приближенность расчета методом подобия обычно вызывает необходимость в стендовых испытаниях первых опытных образцов новой гидропередачи, ее длительной доводки, уточнений оптимальной величины давления подпитки, проверки температурного состояния гидропередачи, установленной вместе с системой охлаждения в танк. Проектный расчет ГМТ ведется в такой последовательности.
1. Для выполнения первого условия подобия передаточное число входного редуктора определяют так, чтобы при работе двигателя в режиме максимальной мощности (па=ля) колесо насоса гндропередачн имело бы оптимальную скорость прообраза л„„. и„ (141) Лв.ов Увеличение ая сверх найденного значения нежелательно, так как приводит к росту силовой нагрузки на гидропередачу н увеличению ее размеров. Уменьшение 1„снижает силовую нагрузку, но повышает скорости колес гидропередачи и циркуляции масла, создавая опасность появления кавитацни *в. 2, Для получения максимальной скорости танка с ГМТ активный диаметр В гндропередачи определяют так, чтобы при работе двн* Крбгом цирьзляцин называется осевое сечение тороидального объема гидоапередачи.
** Усиленное газовыделение масла из-за чрезмерного снижения давления при больших скороргях циркуляции Гммг ), Т аил 144) где Млм — свободный крутящий момент, кгс лг; им — число оборотов коленчатого вала двигателя в минуту для режима максимальной мощности; г„, т)„— передаточное число и к. п.д. входного редуктора; Т)., — произведение удельного веса масла и коэффициента момента насосного колеса для правой границы рабочей зоны с максимальным к. п. д. (см.
рис. 201). Для анализа эту формулу можно преобразовать, заметив, что з 3 6 1Уяг па =ДГаб! з пн.оя и ГЗ= 716,2 . з гп Тйяпн.аа Активный диаметр гндропередачн (7 и все ее остальные пропорпнональнме диаметру размеры медленно растут с увеличением мощности дГ„, устанавливаемого двигателя, Так, при удвоении мощности двигателя ЛГм активный диаметр гидро- Б передачи должен быть увеличен лишь иа !5тз (Р'2 1,15).
При постоянной мощности двигателя более компактными (с меньшим,0) будут гидропередачи, работающие на тяжелой жидкости с большим удельным весом ь с большим коэффипиентом момента насоса 1 и его высокой оптимальной скоростью л„р„. При прочих равнык условиях гндропередача с двойной оптимальной скоростью насосного колеса н„ „ будет иметь на 34зй меньший активный диаметр 17 и ( 1 остальные размеры з - 0,65 Г'зз В случае использования существующей гндропередачи для совместной работы с новым двигателем но формуле (144) можно подсчитать новое значение передаточного числа гяь обеспечивающее нормальную силовую нагрузку гидропере. дачи з з 3 / Малан!тз лпгт ' / дг, «3 — и! — пг Магга пгт! л1 лги (! 45) гателя в режиме максимальной мощности и,=им; М, = М,гг гидропередача работала иа правой границе рабочей зоны (и, - и„') максимальным к.п.д.
Для подсчета диаметра 0 и построения вы ходной характеристики моторно-трансформаторной группы г(спользуются формулы: М„= Тл„гз2Пз, (142) М, = Т),,из„0з (143) из курса гидравлики. В формулу (!42) подставляют М„=М,мгят)я, лж и„= —. и Т)„=ТЛ"„и получают га Однако оптимальной скоросги пч,еп насосное колесо в режиме максимальной мошиости двигателя иметь при этом не будет, так как для ее получения нужно и„„ выполнвть другое условие (пз =- йп я . На практике допускают откло илг! ление скорости насосного колеса от оптимальной до 30'в, если ограничиться всего лишь половинным отклонением (15тз), то путем варьирования велнчинои г„ (145) чожно одну и ту же гндропередачу использовать для двигателей.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
