Носов Н.А. - Расчёт и конструирование гусеничных машин (1066314), страница 88
Текст из файла (страница 88)
Конструкция его очень проста. Он не имеет сопряженных трущихся поверхностей, поэтому обеспечи- Рс.д вается высокая надежность в течение длительного времени. Чувствительность его вполне достаточна. Из недостатков следует указать на большие радиальные размеры (радиус порядка 120 мм и выше) и несколько большую зависимость качества работы от изменения температуры масла.
Силовой датчик. Схема дат- рис. х!.18, схема силового датчика чика показана на рис. Х1.18. Работает он по принципу регуляторов давления, которые были рассмотрены в 9 4 настоящей главы. Педаль подачи топлива, на которую воздействует водитель, связывается с плунжером 5 через тяги 1, профилированный кулак 2, упор 3, пружину 4. При нажатии на педаль плунжер смещается вправо, темсамым открывая впускное окно и закрывая сливную щель. Силовое давление р, э при этом начинает возрастать. Расчет силового датчика проводится с целью определения зависимости между перемещением педали подачи топлива и силовым давлением масла.
Начальные условия: двигатель работает на холостом ходу; перемещение упора, к которому прижимается профилированный кулак, равно нулю (й„= О); плунжер перекрывает впускное окно напорной магистрали, его перемещение к = 0; выпускное окно слива открыто на величину а. На плунжер действуют две силы — от пружины (Р„,) и от давления масла (Р, з). При равновесии Р„р — — Р,.э, или Ро + «йу Рс.э~ни (Х1 2т) где 4 Здесь Р, — усилие от пружины при начальном положении плУнжеРа; к — жесткость пРУжины; Р, а — силовое давление 439 2 (Рн — Рс. д); ) Сл = рлЧл Р чГ 2 (нст = Рот ~ (Рс.
д — Рс) с (Х1. 28) где д„, д — проходные сечения щелей; рл и ц — соответственно коэффициенты расхода; рн — давление в напорной магистрали. Так как 9„ = Я„, то 2 2 )Сл л Рс, д (Х1.29) )ст сл Рн Рс. д В этом равенстве допускается, что давление слива равно атмосферному, т. е.
р, = О. / ч' .Принимая, что р = рл, а' также обозначая ( —,— = с, по- лучим Рн Рс. д (Х1.3О) т. е. силовое давление зависит от соотношения проходных сечений щелей впускного и выпускного окон. Если сечение щели впускного окна д„= 1лх, а выпускного окна с) = 1 (а — х), то Рс.д= ° ( с л и (Х1.31) ( — '.)'('.')'" Здесь 1л и 1 — соответственно ширины окон по окружности цилиндра. Задаваясь величинами х в промежутке от О до а, находим соответствующие значения р, д.
Подставляя эти значения в формулу (Х1.27) и решая ее относительно )гд, определяем соответствующий ход упора Рс д1н Ро Ьд —— К Таким образом, решая совместно уравнения (Х1.3!) и (Х1.32), можно определить зависимость р, д — — ~ (Ьд). Точность расчета можно повысить, если учитывать влияние хода золотника на деформацию пружины. Но так как последняя во много раз больше хода плунжера, то можно обойтись указанными расчетами. Перемещение педали подачи топлива равно произведению хода упора на передаточное число между ними, т. е. я = 1„;Йд. 440 (давление в полости золотника); 1„— неуравновешенная площадь золотника; д(, и й, — соответственно диаметры буртиков плунжера. Силовое давление, которое входит в уравнение (Х1.27), может быть найдено из условия равенства расходов Я„и Д через щели впускного и и выпускного т окон: С учетом этого уравнения легко найти зависимость силового давления от положения педали подачи топлива р, б = 7'(а).
Чтобы найти характеристику силового датчика, т. е. зависимость силового давления от номера регуляторной характеристики, необходимо иметь экспериментальные или расчетные зависимости положения педали а от соответствующего ему номера регуляторной характеристики Л~ .;. Только после этого, решая совместно зависимости а = 1 (Мр„,) йр, б — — 1 (а), можно построить искомую характеристику р, б — — 1 (У,„,). Корректировка этой характеристики достигается, как правило, за счет оптимального профилирования кулака.
5 7. РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ ГИДРАВЛИЧЕСКОГО УПРАВЛЕНИЯ ТРАНСМИССИЕА Определение производительности насосов откуда (Х1.34) рб Здесь 9„г — производительность насоса, требующаяся для заполнения отдельного силового цилиндра, в мб/с; Уб — объем в силовом цилиндре, освобождаемый при движении поршня, в мб; т — время перемещения поршня в с; Ч„ — коэффициент наполнения, учитывающий перетечки масла' из напорной магистрали в сливную, а также утечки через зазоры. Приближенно Ч„ = = 0,6 †: 0,8. Объем в силовом цилиндре находится как произведение площади цилиндра гр на его полный ход з, т.
е. Время перемещения поршня на величину полного хода зависит от сил, действующих на поршень, и инерционных масс поршня и связанных с ним деталей, приведенных к поршню. Время т может быть определено из обычного уравнения движения поршня. После преобразования формула будет иметь вид 2/Лбщ Ррдч — Ри (Х1.35) 441 Производительность насосов определяется из условия обеспечения наполнения силовых цилиндров (бустеров) за определенное время т, а также отвода тепла от отдельных узлов и агрегатов трансмиссии.
Рассмотрим оба случая. Производительность насоса из условия наполнения отдельного силового цилиндра. Производительность насоса в этом случае определяется равенством Ям1тцн = 1 б~ (Х1.33) где и — масса поршня и связанных с ним деталей,гпрнведенных к поршню, в кг (кГ секчм) р„— давление в полости силового цилиндра в Па (кГ7мз) Р,— суммарное сопротивление движению поршня в Н (кГ): РРл+Ра+Р Здесь Є— сила сжатия отжимных пружин; Р л — усилие, идущее на преодоление трения в уплотнениях поршня; Є— усилие, идущее на преодоление трения в шлицевых соединениях дисков.
Необходимо иметь в виду, что при включении передачи одновременно может быть включено несколько силовых цилиндров. Так, в трансмиссии, в которой используется трехстепенная планетарная КП, при включении передачи заполняются сразу два цилиндра. Если допустить, что при этом включается н механизм поворота, то количество силовых цилиндров увеличивается до трех. В таком случае аналогичным способом нужно определить ()„„Я„, и т. д.
Производительность насоса Я„равна сумме производительностей, требующихся для одновременного заполнения отдельных силовых цилиндров, т. е. а=()и1+Я.,+ "+а . (Х1.36) Производительность насоса из условия отвода тепла от отдельных узлов и агрегатов трансмиссии. Обычно определяют отвод тепла от гидротрансформатора и редукторной части КП, так как именно здесь выделяется наибольшее количество тепла.
За расчетный режим принимается такой, который соответствует неблагоприятным условиям работы системы охлаждения трансмиссии, т. е. режим минимального к. п. д. гидротрансформатора в рабочем диапазоне. Чаще всего этот режим соответствует к.. п. д. гидротрансформатора 0,8. Найдем количество тепла, выделяемого гидротрансформатором. Для этого определяются потери мощности У, =(Фа — Уэ —,)(1 — Ч ), (Х1.37) где У„, — потери мощности в гидротрансформаторе; Иэ — свободная мощность двигателя; У„э „— пвтери мощности в силовой цепи от коленчатого вала двигателя до насоса гидротрансформатора; ~) — минимальный к. п.д. гидротрансформатора в рабочем диапазоне.
Обычно И„а „включает в себя потери мощности в гитаре У, в цилиндрическом или коническом редукторе У„рц, а также мощность, требуемую для привода масляных насосов У„„: Ллг = йд(1 ть)1 й~щч = ('~~э Жы) (1 Чр) 442 ЬЖ~, юэч . ч (Х1.38) где Л/з — разность давлений нагнетания и всасывания в Па; (/ — теоретическая производительность насоса в м'/с; тЬ— к. п. д. гитары; ~р — к. п. д. редуктора; Ч „„— механический к. п. д.
насоса, прйнимаемый равным 0,98; п„р „— к. п. д. привода насоса. В гитаре, редукторах, а также приводе масляного насоса используются зубчатые передачи. Если применяются цилиндрические шестерни, то их к. п. д. равен 0,98', где г — число зацеплений. Так как в начале расчета теоретическая производительность насоса неизвестна, то в предварительном расчете она задается по аналогии с прототипом, а в дальнейшем уточняется Аналогичным способом находится количество тепла, выделяемого редукторной частью трансмисии. Потери мощности в последней У, =У,,+У (Х1,39) Здесь У„р, — потери мощности в редукторной части, расположенной между коленчатым валом и гидротрансформатором и обслуживаемой системой смазки. Если гитара не имеет циркуляционной смазки, а цилиндрический редуктор обслуживается системой смазки, то У„= У„.
Второе слагаемое У„, — потери мощности в редукторе за гидротрансформатором. Зто чаще всего потери мощности в трех- или четырехскоростном планетарном редукторе КП: У„~ = (Уз — У вЂ” У„~ — У вЂ” У~) (1 — Ч . ), (Х1.40) где т! , — к. п. д. планетарного редуктора. Зная потери мощности в кВт (л. с.) в отдельных узлах трансмиссии, легко вычислить выделяемое в них количество тепла в кДж/с (юсал/ч) Я; = Уы Я; = 832Ущ).
(Х1.41) Количество тепла, выделяемого в гидротрансформаторе, может быть снято в радиаторе при следующем расходе масла через него в л/с (л/мин)' О,.=0- (а = "';,). (Х142) Здесь р — плотность масла (для смеси, состоящей из 80% авиа- масла МС-20 и 4034 веретенного масла А4, при температуре 135' С р = 0,81 кг/дмз); у — удельный вес масла; с — теплоемкость масла, с = 2,! кДж/кг 'С (0,5 ккал/кг 'С); ! — разность температур на входе и выходе из радиатора, обычно ! = 12 —:15' С. Для снятия в радиаторе количества тепла, выделяемого в редукторной части, необходим расход масла рс~ ~ л боты)' (Х1.43) 443 Найденный расход масла через радиатор соответствует количеству тепла, выделяемого только в полюсах зацепления.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
