Носов Н.А. - Расчёт и конструирование гусеничных машин (1066314), страница 60
Текст из файла (страница 60)
п. д. 9о„в этом случае имеет максимальное значение (примерно 0,96 — 0,97). ЗО! Т а б л и ц а Н!.2. Основные относнтельяые размеры блока цилиндров в долях от Ттг А=1,3 А = 1,5 А= 1,4 Обоана- ченне а=9 г=11 г=и г = 11 г=7 г=9 г=7 г=9 а=13 0,43 0,50 0,38 0,39 1,52 1,83 2,02 0,50 0,49 0,42 1,44 1,54 1,37 1,47 1,57 1,68 1,41 1,5! 1,52 1,63 Г7н 2,00 0,88 0,77 2,09 2,07 2,14 1,02 . 1,05 0,68 0,67 0,72 0,90 0,82 0,84 0,75 0,81 А=1,5 А = 1,5 А = 1,7 Обозна- чение г = 11 г=1З г=7 г=!1 г= 11 г= 1д а=13 г=9 г=7 0,36 0,33 0,48 0,41 0,32 0,41 1,8 1,72 0,35 1,62 1,74 2,17 1,71 1,45 1,55 2,22 1,56 1,75 1,7 Рд 1,84 1,89 2,27 1,67 2,22 1,82 2,30 1,10 0,91 ггн 2,21 2,29 Ва 1,07 1,20 0,68 0,92 0,78 0,90 0,84 1,24 0,90 0,87 0,94 0,85 Минимальный перепад давления в моторе в МПа (кГ1смз) вычисляется по наименьшему крутящему моменту, развиваемому на его валу: Мм.
аг пнп О, 1 59чаа где М,п измеряется в Н м (кГ см) и определяется по формуле 21б. Рчг. чяб. рчанг. м ЗДЕСЬ хг 1„— МИНИМаЛЬНЫй дИНаМИЧЕСКИй фаКтОр (О 1„= 0,06 —: —:0,06). К. п. д. выбираются по графикам в соответствии с максимальным скоростным режимом. Далее производится выбор основных параметров насоса. Расходы и давления можно определить из условия баланса: 0н мах = Ям мах ЛРа нппЧа = бРм пап (Л.46) тчн ппп хм ппп ~Рн паахЧг = ~'Рм мах 1,34 1,44 2,00 0,68 0,72 0,34 1,62 1,74 2,06 1,18 0,87 0,36 1,66 1,78 2,24 1,08 0,89 0,42 1,49 1,59 2,08 0,90 0,80 0,48 1,48 1,59 2,30 0,66 0,80 0,33 1,67 1,79 2,14 1,20 0,89 0,32 1,79 1,92 2,32 1,26 0,96 т.
е. количество жидкости, вытекающей из насоса за единицу времени, равно расходу, поступающему в мотор; допускается, что утечки жидкости имеют место только в самих агрегатах. Гидравлические к. п. д. в большинстве случаев малы, и ими можно пренебречь. Максимальное значение постоянной обьемной д„ ,„ в см'/об находится по наибольшему расходу, т. е. (Ъ'1.47) Нн ан где Пн Пд тахад — и Здесь пд ,„ — максимальная частота вращения двигателя; /д „вЂ” передаточное число от коленчатого вала двигателя до вала насоса. , Как и в случае с гидромотором, основные размеры насоса определяются по вышеприведенной методике.
Для регулируемых насосов максимальный угол наклона диска у,х = 20 —:30'. Увеличение у вызывает повышенные нагрузки на поршень; наклонный диск и другие детали. Производительность насоса в см'/с в зависимости от угла поворота наклонного диска у может быть найдена по формуле (Ч1.48) Мощность двигателя в кВт (л.
с.), необходимая для привода насосов, вычисляется по режиму максимального расхода: У хнн тах ЬРн таа //(/ 2нн тах аРн тап '1 (хах1 49) 1Оаптп~т ~чд-~ х тах 75ООЧа~пнах. нчд — и / Необходимо отметить, что при определении требуемой мощности двигателя в' формулу (1/1.49) нельзя подставлять и Лр„„. Этот режим характерен только для специфических условий движения гусеничной машины (при движении по максимальному склону и повороте). Повышенную мощность в этом случае передает только один блок ГСП. Глава ЧП ФРВКЦИВННБ)В ВВРВДАЧИ $ Е ОСОБЕННОСТИ РАБОТЫ И КРИТЕРИИ ОЦЕНКИ Фрикционные передачи (ФП) в отличие от других типов непрерывных передач (гидравлической, электрической) изменяют крутящий момент за счет использования только одного вида энергии — механического.
Вследствие этого ФП не имеют дополнительного рабочего тела; в них отсутствуют также сложные узлы или агрегаты, в которых механическая энергия превращается в регулируемую и затем регулируемая вновь в механическую. ФП не обладают свойством автоматичности и для изменения передаточного числа требуют принудительного регулирования. К числу основных преимуществ ФП по сравнению с другими типами непрерывных передач относятся: 1) высокий к. п. д.
во всем диапазоне регулирования; 2) относительно большой диапазон непрерывного регулирования; 3) простота в изготовлении и эксплуатации; 4) легкость автоматизации управления. К числу недостатков можно отнести следующие: 1) большие износы контактных поверхностей и вследствие этого ограниченный срок службы; 2) сложность предотвращения попадания масла на контактные поверхности при работе последних всухую; 3) отсутствие автоматичности; 4) усложнение приводов управления в большинстве типов ФП вследствие больших усилий, необходимых для изменения передаточного числа.
Благодаря высокому к. п. д. и относительно большому диапазону непрерывного регулирования (около шести) работы по совершенствованию ФП проводятся в различных странах. Однако их работоспособность прн передаче значительных мощностей (св. 150 — 250 кВт) — невысока. Это привело к тому, что ФП используются в некоторых случаях только на легких-транспортных машинах с ограниченной передаваемой мощностью. В машинах с более мощным двигателем фрикционный трансформатор может найти применение в различных многопоточных передачах как бесступенчатый регулирующий элемент для передачи через него только частичной мощности. Кроме того, не исключена возможность использования ФП в качестве привода для вспомогательных 304 агрегатов, требующих регулирования оборотов или крутящего момента.
ФП обычно состоит из фрикционного трансформатора (ФТ) и различных элементов передачи (шестерни, валы, муфты и т. д.). Чтобы ограничить круг вопросов, будем рассматривать только ФТ, т. е. ту часть передачи, в которой происходит непрерывное изменение крутящего момента и скорости за счет сил трения. Передаточное число ФТ равно отношению рабочих радиусов на ведомой и ведущей чашках (дисках, конусах, шкивах — в зависимости от типа ФТ). Непрерывное регулирование первдаточного числа достигается за счет бесступенчатого изменения соотношения рабочих радиусов. Крутящий момент от ведущей к ведомой чашке передается за счет сил трения, возникающих в зоне контакта. Необходимая величина сил трения обеспечивается соответствующим прижатием контактных поверхностей. Нормальная работа, т.
е. без пробуксовок, будет иметь место только тогда, когда силы трения будут больше передаваемых окружных сил. Аналитически это может быть выражено неравенством и )1 (Ъ'П.1) где (А — коэффициент трения скольжения; к — коэффициент сцепления, равный отношению окружного усилия на чашке Р„к нормальному усилию прнжатия Г, Рск к= Р (Ъ'11:2) 20 Н. А. Насав 305 Коэффициент трения можно считать величиной постоянной. Для стальных контактных поверхностей, работающих всухую, )А = = 0,18 †: 0,20, в масле — )А = 0,0б †: 0,08 [50). Величина к— переменная, так как Р„, входящее в (711,2), зависит от режима движения и поэтому часто изменяется.
Отношение (И1.1) определяет работоспособность ФТ. Если оно меньше единицы, то передача из-за пробуксовки быстро выйдет из строя. При отношениях, значительно превышающих единицу, появляетсяя пережатне, что приводит к быстрому износу контактирующих поверхностей и понижению к.
п. д. ФТ. Следовательно, оптимальное условие работы ФТ будет обеспечено тогда, когда отношение (ЧП.1) будет величиной постоянной в регулируемом диапазоне и' немногим больше единицы. Обеспечить такие условия можно только установкой специальных нажимных устройств. Они должны действовать автоматически и с изменением окружной силы соответственно изменять нормальную силу прижатия. Но на практике этого добиться очень трудно, и та передача, у которой коэффициент пережатия Е меньше, считается лучшей ка>зх > к где к,„— максимальный коэффициент сцепления в регулируемом диапазоне ФТ; к — оптимальный коэффициент сцепления, обеспечивающий невозможность пробуксовывания.
Другим важным параметром, характеризующим совершенство ФТ, является относительное геометрическое скольжение в контакте фрикционных пар. Для уяснения физического смысла относительного скольжения рассмотрим этот параметр на примере ФТ лобового типа (рис. ЧП.1, а). В качестве фрикционных пар используются циаг от на Рис. У11.1, Схема фрикпионного трансформатора лобового типа линдрические шкив 1 и ролик 2. Регулирование трансформатора осуществляется перемещением ролика вдоль его вала. Окружные скорости о любых точек шкива и ролика соответственно равны произведению угловых скоростей отг на радиусы гь На рис.
ЧП.1, б приведены планы окружных скоростей шкива и ролика. Поскольку ролик по шкиву обкатывается без пробуксовывания, то у них есть точки, имеющие одну и ту же окружную скорость оа, в которых скольжение отсутствует. Примем, что эти точки лежат на линии, проходящей посередине ролика, тогда оа оо' одета тодгд ° (ЧП.4) Здесь буквами со штрихом обозначены точки, принадлежащие шкиву. Контактная линия ролика аб имеет постоянную скорость оа, в то время как на контактной линии шкива окружные скорости точек различные. Следовательно, во всех точках контактной линии, кроме точки О, появляегся скольжение.
Скорости скольжения о, в точках а н б (рис. ЧП.1, в): 'и 'т ом = оа' эа = отд (Гд+ 2 ) отдгд1 (ЧИ.5) им = па' — оо = Оэд (гд — — — од г . 2 ) 306 Относительное геометрическое скольжение находится как отношение скорости скольжения к скорости в нескользящей точке ь 1 ~Ъа т 2 / в 1гд+ — 1 — в,г ь "о в,г 2гт ' т. е, чем меньше ширина контакта и больше средний радиус контакта на шкиве, тем меньше относительное геометрическое скольжение. В конических ФТ геометрическое скольжение отсутствует в том случае, если образующие конических колес пересекаются Рис.
Ч11.2. Схема фрикциоиного трансформатора тороидно-сфери- ческого типа с хордальным расположением ролика в одной точке. Если вершины конусов совпадать не будут, то появится скольжение: чем больше расхождение, тем больше величина скольжения. Избавиться от относительного геометрического скольжения во всем диапазоне регулирования пока еще невозможно ни в одном типе ФТ, и поэтому задача сводится к тому, чтобы свести его к минимуму. Особенно хорошо это получается в ФТ тороидносферического типа с хордальным расположением ролика (рис.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
