Буров - Конструктор и расчёт танков (1066281), страница 88
Текст из файла (страница 88)
При проектировании сервопрпводов управления новых танков допустимые усилия иа органах управления значительно сокращаются: на рычагах поворота — до 13 кгс, па рычаге кулисы — до 8 кгс, на педали трансмиссии — не более 15 кгс и на педали тормоза — до 30 кгс. Наконец необходимо определить ходы и усилия рычагов управляемых агрегатов трансмиссии, к которым непосредственно присоединяется ведомый конец привода управления. Для фрнкцнонов и дисковых тормозов с шариковыми механизмами выключения (рис.
209,а) ход з пальца подвижной чашки будет 5 = зн.д с)в а —, (151) й где з„,, = Я„,З вЂ” ход нажнмного диска; 2,,, — число пар трущихся поверхностей; 3 — зазор между дисками для «чистого» выключения фрикцнона. Усилие Р,„ для фрикциона определено раньше (59). 477 Для определения хода з пальца двуилечего тормозного рычага (рис. 209,6) предположим, что лента полностью охватывает барабан на угле Т = 360'.
В выключенном положении тормоза между барабаном и лентой имеется зазор В и длина ленты равна длине ныа мехннчмю ни Рис. 209. Определение ходов н усилий ведомых концов привода управления, связанных: а — с рычагом подвижной кваки механизма выключения фрикциона; о — с двуплечим рычагом ленточного тормоза; в — с рычагом вертикального валика механизма переключения коровки передач окружности с радиусом )т,+В, т.е. 2к(гг,+В).
Для выбора зазора В н включения тормоза лента должна охватить барабан без зазора и длина ее должна уменьшиться до величины 2к)с,. Очевидно, перемещение и'з подвижного конца ленты должно равняться разности длины двух окружностей за=2и(гс, + В) — 2ий,= 2иВ. В реальных ленточных тормозах угол охвата Т меньше 360', пропорционально углу сокращается и ход зз конца ленты, необходимый для выбора зазора зз зз — ° 2к —. Искомый ход а паль- Т Т 360 360 й ца двуплечего тормозного рычага увеличится в отношении плеч Т з=а,— =2 В— д 360 И (152) Усилие Р на этом пальце определяется из уравнения моментов сил, приложенных к двуплечему рычагу гз 5зг(= Р,„Л или Р, =Яз —. Ь Натяжение Ях подвижного конца тормозной ленты найдем нз формул (53) и (54) Яз —— — и окончательно Я,(еРТ 1) 4та М, Ы )з,(авт !) й ' Ход з пальца рычага вертикального валика переключения коробки передач (рис, 209,в) зависит от торцевого зазора б между зубьями и их полной длины Ь, а также от отношения плеч Ы (153) з=(Ь+ в) —.
1 Я (154) Усилие иа пальце Р для коробок передач с синхронизаторами будет Р,„- Р,—, (155) где Рв — усилие синхронизации, определяемое формулой (74). Расчет механических приводов непосредственного действия. Рассмотрим приближенный аналитический и уточненный графоаналитический расчеты пряводов управления. 1. Приближенный аналитический расчет выполняется по среднему значению общего передаточного числа 1„р привода управления.
Оио в соответствии с известным определенйем подсчитывается, как отношение ходов ведущего и ведомого концов привода управ- ления звш 1 пр звч где з,м — полный ход ведущего конца привода управления, т. е. органа управления, ограниченный, как указывалось, физическими возможностями человека; г,„= сз — полный ход ведомого конца привода управления; с — больший единицы коэффициент запаса хода для выбора зазоров, компенсации износов и деформаций деталей управляемого агрегата и привода управления; з — ход пальца рычага управляемого агрегата (151), (152), (154). Найденное таким образом общее передаточное число реализуется конкретной кинематической схемой привода управления, содержащей ряд последовательно соединенных тягами узлов.
Произведение частных передаточных чисел зтих узлов должно равняться найденному общему передаточному числу!А ... — 1, . После составления схемы привода управления подсчитывается приближенно его к.п.д, ч.р = 3~, (156) где ч ж0,96 — к.п.д. одного открытого шарнира скольжения, соединяющего тягу с рычагом; лг — число последовательно рабо- 479 тающих шарниров яривода управления. Приближенно усилие Р, иа органе управления может определяться по формуле Р Рпп ~прчпр где Р— усилие на пальце рычага управляемого агрегата трансмиссии (59), (153), (155).
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.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
