Талу К.А., Козлов А.Г. - Конструкция и расчёт танков (1066317), страница 66
Текст из файла (страница 66)
41$ Сервомотор дискового тормоза поворота (фиг. 226,6) имеет пло щадь поршня, меньшую площадн диска трения. Жидкость от распределительного устройства подводится через каналы картера в неподвижный цилиндр. Фнг. 226. Нонсгрукннв ковьневых еервомоторов 4. Расчет основных элементов сервопривода Определение основных размеров сервомотор а. Для ориентировочного определения диаметра цилиндра сервомотора (фиг.
227) можно воспользоваться уравнением Реввнти = 'ч' + Р где р,— максимальное давление в цилиндре, кг/ем'-; Ц,— площадь цилиндра, сзев: Ч вЂ” механический к. и. д.; 4„=0,9-~-0,9Ъ; 416 Я вЂ” нагрузка на поршень сервомотора, кг; Р„, — сила возвратной пружины, кз. Отсюда находим диаметр цилиндра (г34) л о ° l ~»+»Р яра» Диаметр иилпндра при прочих равных условиях уменьшается с увеличением давления. Но высокие давления требуют надежных уплотнений и применения более дорогих и сложных насосов.
При предварительных расчетах давлением р, можно задаваться нз условий получения приемлемых диаметров сервомоторов. В неко- ~» г' торых случаях габариты сервомоторов получаются конструктивно. Так, дисковые фрикцпоны и тормоза, работающие в масле, вклю чаются при помощи кольцевых Фиг. зэт. Схг»з порю»евого серэосервомоторов, причем площа аь кольца часто равна площади диска трения. В этом случае давление в системе определяется из выражения Р»г Ч + где гу — удельное давление на дисках трения> Р„, — суммарная сила выключающих пружин; Ʉ— площадь поршня кольцевого сервомотора.
Дчя снижения давления р, увеличивают плошадь поршня за счет уменьшения внутреннего радиуса кольца. Ход поршня в коль. цевом сервомоторе находится из выражения 5„= ха, где ь— зазор между дисками трения, з — число пар поверхностей трения. Для дисков, работающих в масле, й =0,2 . 0,3 мм. Предусмат. ривается также некоторый запас хода на износ дисков трения. В поршневом сервомоторе 5„ определяется из хода тяги или рычага механизма выключения (или включения) фрикциониого элемента, передаточного числа н некоторого запаса хода: ~п — ~»~ге (135) где 5,— ход тяги или рычага механизма выключения; г' — передаточное число (отношение хода ведущего элемен.
та — поршня к ходу ведомого конца привода); с — козффицнент аапаса. 27 Эа». мв Величина г'может быть подсчитана из условия доп)скаемого з эксплуатации колеоаиня зазора в тормозе нли механизме выключе. ния фрнкциона. Определение времени сработки сервомотора Время г перемещения поршня серсочотора на полный лод 5„оп. ределяется из дифференциального ) равнения движения деталей гидросервопривода. Предполагая.
что напорная магистраль полностью открыта, а сливная целиком закрыта, и считая депстауюшие на поршень силы постоянными, найдем г = р' --"" 1сек.~, ймс = )/ р.г1'„-О (136) откуда (137) где 㻠— объем, описываемый поршнем сервомотора, см', если данный насос обеспечивает жидкостью несколько одновременно работающих сервомоторов, то в 1», входят объемы всех этих сервомоторов; У,=-У,+У~+...+1'„; 1г,= "5, и т. д.; Ы'- ив где Ы вЂ” масса подвижных деталей гидросервопривода, привела сск» денная к поршню, —; сж 5„-полный ход поршня, см; р„— давление, создаваемое насосом на входе в сервомотор, кз1см-'; »»» — плошадь цилиндра, с.н-'; Ц вЂ” сила сопротивления движению поршня (сопротнвление нагрузки, возвратной пружины н трение). Как видно из выражения (136), время сработки возрастает с увеличением массы Л1 и хода 5».
С ростом разности р„П» — Я время уменьшается. Поэтому для уменьшения времени сработки необ. ходнмо уменьшать массы подвижных деталей, связанных с поршнем. В выполненной конструкции уменьшения ~ можно добиться за счет повышения давления р„. Определение производительности насоса. Производительность насоса Я» определяется из условия заполнения цилиндра сервомотора за определенное время г пуи перемещении поршня на полный ход 5„.
При этом следует учесть, что часть жидкости будет протекать в спивную магистраль за счет дросселя. рования и через зазоры между золотником н стенками канала. Учитывая сказанное, можно написать 1 — время сработки сервомотора, мин.; тв — коэффициент наполнения, учитывающий расход жидкости путем дросселирования в сливную магистраль и утечки через зазор между золотником и стенками канала, в яредварнтельных расчетах можно принимать , =о,б —:03.
Определение основных размеров насоса. Основные размеры шестеренчатого насоса можно выбирать по следующим приближенным формучам '. Диаметр начальной окружности а Г~ с(е = 12,3 ~/ 'с» [,нм), п (136) Ссс — о- 9н р ср (140) В выполненных конструкциях 1г,р — 3 . 8 м)гак. с Т, И Б а ост а, Самолетные гндраааичесние устройства, Обороигиа, $949. 27' 419 где ΄— производительность насоса в с.на1 нин; л — число оборотов в минуту. Модуль гл=(0,06-:-О,!)Н мм. Число зубьев а, = ва = — ".
нч Ширина зуба Ь вЂ” г(„. Действительная производительность насоса может быть ори- ентировочно подсчитана прн поверочном расчете по формуле Яа = иН„лЬгг, где Л вЂ” рабочая высота зуба; и†оборо1ы в мпнуту. Мощность насоса подсчитывается по формуле дг = (139) 450дчтсс где ߄— производительность насоса в л1мин; р„— давление, создаваемое насосом в кз!смт; т1„— л<еханический к. п. д, насоса; ׄ— объемный к.
п. д. насоса. Определение сечения трубопроводов (магистра- лей). Диаметр напорного трубопровода находится нз условия егтр 1~ ср — с а где се,р — площадь сечения трубопровода; , У,р — средняя скорость жидкости в трубопроводе, откуда Для всасывающего трубопровода средюы скорости прнннмшотся в 3-+-4 раза меньше. В системах с постоянной цнркуляцвев жидкости для получения высокой чувствительности допускаются скорости протекания жидкости через золотник до о,„= 15 л'сек. Определение размеров рычагов следящей сис т е и ы.
Пользуясь схемой (фцг. 228), обозначим: У вЂ” максимальное перемещение рычага управления; ㄠ— максимальное перемещение золотника; 5 — максимальное перемещение поршня. Принимаем передато1- ное число привода постоянным, пренебрегаем зазорами в шарнирах. Считая тягу 2 неподвижной, так как через тягу 8 онз е связана с нагрузкой, пе- реместим рычаг управле- "-'ГЛ ння на величину, обеспечивающую движение зо. латника на я,„. Для этого используется лишь часть фнг. 228. Стена яяя онредеяення нерсдя- Хола РЫчата УПРаВЛЕНИЯ, точных чнсел следящей снстены обозначим ее через "У где ' — постоянный коэф* фициент, зависящий от конструкции привода. Тогда можно написать: йУ вЂ” т'„ нли т. я где т,— передаточное число от рычага к золотнику.
Прн почностью открытой напорной магистрали поршень сервомотора переместится на 5 . Чтобы при перемещении поршня зологник держал открытой напорную магистраль, необходимо продолжать перемещение рычага управления. Исходя из этого, напишем "г' (1 — й) = т'„ 5„ или У т', 5„1 — Ь где т',— передаточное число от рычага управления к поршню Наличие жесткой обратной связи между элементами системы (через тягу 2 и рычаги 1 и 4) обусловливает взаимозависимость 420 между перемещениями рычага управления, золотника и поршня Поэтому зависимость между перемещениями поршня и зототникг можно получить из совместного решения предыдуших равенств: Я у' ! — с (141) злю Полученные выражения дают возможность определить коиструк.
тивные размеры плеч рычагов следящей системы. Ход рычага управления в сервоприволе достаточно иметь до 1;„= 300 я.и. Если же управление осуществляется от одного рычага качанием е~о в поперечной плоскости, то величина )'„может быть меньше, порядка 150 —: 200 и.ч. Полное перемещение золотника зависит от формы проходных сечений напорной и сливной магистралей (круглые, прямоугольные. редко — более сложной фор.
мы). В ряде выполненных конструкций х„= 2 -ь-4 зьи. Передаточное число у, определяет усилие на рычаге управления от давления жидкости на неуравновешенную площадь золотника. Передаточное число и диаметр золотника подбираются так, чтобы максимальное усилие на рычаге управления ие превышало 1Π†: !2 ка. В выполйенных конструкциях диаметры золотников находятся в пределах 9 -+- 20 жм. ЧАСТЬ Ш ХОДОВАЯ ЧАСТЬ ТАНКА !'л.!л.! и ПОДВЕСКА ТАНКОВ Поддержание корпуса танка и обеспечение его движения осуществляется механизмами и деталями, образующими гусеничный движитель и подвеску, из которых и состоит ходовая часть танка.
Подвеской танка называется группа деталей, связывающих корпус танка с опорными катками. При движении танка по местности опорные катки испытывают сильные толчки и удары из-за неровностей грунта. Если бы этн толчки и удары полностью передавались через подвеску на корпус танка, это вызвало бы такие сотрясения и колебания корпуса, которые мешали бы членам экипажа выполнять свои функцин, вызывали быструю утомляемость людей и приводили к разрушению деталей ходовой части н механизмов, расположенных внутри корпуса танка. В конечном счете, эти толчки не позволили бы танку развить достаточную скорость движения.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
