Расчёт и конструирование гусеничных машин - Носов Н.А., Галышев В.Д., Волков Ю.П., Харченко А.П.

Автор: Носов Н.А. Галышев В.Д. Волков Ю.П. Харченко А.П.

Теги: техника средств транспорта транспорт машиностроение конструирование автомобилестроение издательство машиностроение гусеничные машины

Год: 1972

Похожие

Основы теории транспортных гусеничных машин

Технология производства гусеничных и колёсных машин

Теория и расчет нелинейных систем подпессоривания гусеничных машин

Динамика и надежность гусеничного движителя

Текст

1АСЧЕТ
И КОНСТРУИРОВАНИЕ
ГУСЕНИЧНЫХ
МАШИН
Под редакцией
профессора Н. А. НОСОВА
Допущено Министерством высшего и среднего -
специального образования СССР в качестве учебника
для студентов высших учебных заведений
ИЗДАТЕЛЬСТВО «МАШИНОСТРОЕНИЕ»
ЛЕНИНГРАД 19 7 2
6Т2.1
Р24
УДК 629.1.032.001 (075)
Расчет и конструирование гусеничных машин. Носов Н. А.,
Г а л ы ш е в В. Д., Волков Ю. П., Харченко А. П.
Л., «Машиностроение», 1972 г. 560 стр. Табл. 29. Илл. 292.
Библ. 54 назв.
В учебнике изложены основы конструирования и методы
расчета основных агрегатов и систем различных типов быстро-
ходных гусеничных машин транспортного и специального на-
значения. Рассмотрены выполненные и возможные схемы и кон-
струкции агрегатов, а также методы стендовых и ходовых
испытаний. Приведены основные эксплуатационно-технические
показатели агрегатов, дано обоснование их выбора приме-
нительно к конкретным случаям использования.
Учебник предназначен для студентов втузов, изучающих
конструирование и расчет гусеничных машин, а также может быть
использован инженерно-техническими работниками, занимаю-
щимися конструированием, расчетом и испытаниями агрегатов
гусеничных и колесных машин.
3-18—3
229-72
Авторы: Я. 4. НОСОВ, В. Д. ГАЛЫШЕВ, Ю. 77. ВОЛКОВ,
А. 77. ХАРЧЕНКО
Рецензенты: кафедра гусеничных машин
Челябинского политехнического института
и д-р техн, наук проф. Е. И. Магидович
Предисловие
Задача освоения необъятных просторов нашей Родины, осо-
бенно малонаселенных ее районов, требует интенсивного разви-
тия транспортных связей. При слаборазвитой сети усовершен-
ствованных дорог, экономической нецелесообразности и техниче-
ских трудностях ее значительного расширения особое значение
приобретает использование колесного и гусеничного транспорта
высокой проходимости. Транспортеры, тягачи, снегоходы и бо-
лотоходы, машины высокой проходимости для выполнения спе-
циальных задач — все эти типы гусеничных машин существенно
отличаются от сельскохозяйственных и промышленных тракторе^
как по своему назначению и условиям использования, так и по
конструктивным решениям основных узловой агрегатов. Это тре-
бует соответствующей дифференциации и специализации в под-
готовке инженерных кадров.
Изложение курса предполагает, что студенты уже знакомы
с конструкцией гусеничных машин и их элементов, изучили тео-
рию быстроходных гусеничных гёгащин, теорию, конструирова-
ние и расчет транспортных двигателей и основные дисциплины
общеинженерного цикла.
В учебнике впервые (по сравнению с учебниками аналогич-
ного профиля) введена глава «Моторные установки», в которой
излагаются вопросы конструирования и расчета систем и агрега-
тов, обслуживающих двигатель в машине. Большое внимание
уделено конструированию и расчету трансмиссионных агрегатов
и механизмов управления трансмиссиями. Широко представлены
расчеты фрикционных узлов, выбор схем планетарных коробок
передач, анализ типов и схем механизмов поворота.
Материал учебника основан на опыте и достижениях отече-
ственной и зарубежной науки и техники, а также на опыте пре-
подавания соответствующего курса в Ленинградском ордена
Ленина политехническом институте им. М. И. Калинина.
Гл. I, II и XIV написаны Н. А. Носовым; гл. V, IX, XII,
XIII и § 10 гл. IV — В. Д. Талышевым; гл. III (кроме § 2),
VI, VII, VIII, X, XI — Ю. П. Волковым; гл. IV (кроме § 10)
и § 2 гл. III — А. П. Харченко. В написании гл. I, II, III, XIV
принимали участие А. В. Бойков, Г. Г. Меркова, В. А. Сели-
вановских.
Авторы
1*
Глава I
Моторные установки
§ 1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Моторная установка, состоящая из двигателя и обслужива-
ющих его агрегатов, предназначена для получения механической
мощности, необходимой для преодоления внешних сил сопротив-
ления движению машины.
На гусеничных машинах применяют двигатели внутреннего
сгорания, положительными чертами которых являются авто-
номность, экономичность и высокая удельная мощность. Эти
качества ДВС, несмотря на не вполне удачную скоростную ха-
рактеристику, ставят их вне конкуренции по сравнению с дви-
гателями других типов. Двигатель внутреннего сгорания преоб-
разует тепловую энергию сгорающего топлива в механическую
энергию вращения коленчатого вала. Далее эта энергия пере-
дается через трансмиссию на ведущие колеса и гусеничные дви-
жители машины.
Так как на гусеничных машинах в силу ряда преимуществ
получили почти исключительное распространение двигатели с вос-
пламенением от сжатия (дизели), дальнейший материал относится
именно к этому типу двигателей внутреннего сгорания. В настоя-
щей книге положения теории, расчета и конструирования дви-
гателя не рассматриваются. Рассмотрены только вопросы, каса-
ющиеся систем и агрегатов, обслуживающих двигатель.
Обслуживающие двигатель агрегаты входят в системы, обеспе-
чивающие питание топливом и воздухом, охлаждение, смазку,
подогрев и запуск двигателя. Эксплуатационно-технические ха-
рактеристики и качество этих систем определяют надежность,
экономичность и эффективность работы двигателя при различных
режимах и условиях эксплуатации гусеничной машины. В соот-
ветствии с этим обслуживающие двигатель системы и агрегаты
в любых дорожных и климатических условиях должны обеспе-
чивать: получение от двигателя максимальной мощности; эконо-
мичность и приемистость двигателя; поддержание требуемого
теплового режима работы; надежную и эффективную смазку;
надежную и эффективную очистку воздуха, поступающего в дви-
гатель; быстрый подогрев и запуск; удобство эксплуатации и тех-
нического обслуживания.
На рис. 1.1 представлен примерный вид общего энергетиче-
ского баланса современного двигателя гусеничной машины, ра-
4
Рис. 1.1. Общий вид энергетиче-
ского баланса двигателя (п — те-
кущая частота вращения двигателя
в об/мин; nN — частота вращения
при максимальной мощности)
ботающего при полной подаче топлива. Из общего количества
тепла выделяемого при сгорании топлива, около двух тре-
тей отводится охлаждающей жидкостью (Q^), маслом (QM)f отра-
ботавшими газами (Qe) и рассеивается в окружающее простран-
ство (Qp) корпусом двигателя и другими агрегатами и деталями
моторной установки. И только одна треть (Qe) превращается
в эффективную механическую работу вращения коленчатого вала.
При работе двигателя на частичных характеристиках относи-
тельная величина тепловых, а так-
же механических и барботажных
потерь в двигателе значительно
возрастает.
Высокие динамические качества
гусеничной машины (большие
ускорения при разгоне, возмож-
ность преодоления сложных пре-
пятствий, быстрый поворот с лю-
бым радиусом) обеспечиваются
большой удельной мощностью
= (L1)
где Ne max — максимальная эффек-
тивная мощность двигателя в кВт;
т — масса машины в т.
В современных гусеничных
машинах удельная мощность до-
стигает 15 кВт/т, что достаточно
для получения приемлемых значе-
ний тяговых характеристик ма-
шины. В отдельных случаях эта ве-
личина бывает значительно выше.
Повышение мощности совре-
менных двигателей внутреннего
сгорания может быть достигнуто за счет наддува — увеличения
весового заряда воздуха и топлива, поступающих в цилиндры
двигателя. Наддув осуществляется нагнетателями с механиче-
ским, газотурбинным или комбинированным приводом от дви-
гателя. Благодаря относительной простоте конструкции, авто-
матичности регулирования режима работы нагнетателя и высо-
кому к. п. д. наиболее широкое применение в настоящее время
находит газотурбинный наддув, способный обеспечить повышение
мощности двигателя на 25—30% при давлениях наддува 150—
200 кПа (1,5—2,0 кПсм*).
Дальнейшее повышение давления наддува нецелесообразно
в связи со значительным ростом затрат мощности в нагнетателе
и температуры воздуха (или смеси), поступающего в двига-
тель. Исключение составляют сложные системы наддува с
5
комбинированным приводом и охладителями, применяющиеся на
стационарных двигателях большой мощности.
Экономичная работа двигателя гарантирует производительный
расход топлива и обеспечивает гусеничной машине необходимый
запас хода. Топливная экономичность двигателя оценивается
величиной удельного расхода топлива, которая для дизелей со-
ставляет 220—300 г/(кВт-ч) (160—220 г/л. с. ч), для карбюратор-
ных двигателей — 280—380 г/(кВт-ч) (210—280 г/л. с. ч). Под
запасом хода понимается наибольшее расстояние в км, которое
можно пройти при одноразовой заправке топливом. Для боль-
шинства транспортных машин, в том числе и гусеничных, запас
хода составляет 400—500 км.
Удобство эксплуатации и технического обслуживания дости-
гается автоматизацией моторной установки, снижением количе-
ства регулировок и точек смазки, обеспечением легкости доступа
ко всем агрегатам, их разборки и монтажа.
Надежная работа двигателя, характеризуемая его способ-
ностью работать без сильного износа и поломок в течение гаран-
тийного срока службы машины, оценивается максимальным про-
бегом машины в км до капитального ремонта двигателя. Гаран-
тийный срок службы современных двигателей составляет 500—
600 ч, что соответствует 7—10 тыс. км пробега.
Сложность создания надежной и совершенной моторной уста-
новки гусеничной машины обусловлена тем, что двигатель боль-
шой мощности (500—1000 кВт и выше) вместе с обслуживающими
его вспомогательными системами должен быть размещен в огра-
ниченных габаритах корпуса. Наличие топливных и масляных
агрегатов и магистралей, горячих поверхностей выхлопных труб
требует обеспечения пожарной безопасности. Ограниченность
места вызывает необходимость строгого учета габаритов и взаим-
ного расположения отдельных агрегатов, полной герметизации
систем, надежной вентиляции моторного отделения.
К основным параметрам, характеризующим современную мо-
торную установку, относятся вес, объем и габариты двигателя
и всех обслуживающих двигатель систем и агрегатов.
Для сравнительной оценки различных конструкций двигате-
лей пользуются понятием габаритной мощности в кВт/м3
д т _ Ne щах
г BHL
где В, Н, L — соответственно ширина, высота и длина двига-
теля в м; BHL — габаритный прямоугольный объем, в который
вписывается двигатель.
Как видно из (1.2), габаритная мощность представляет собой
мощность, снимаемую с одного кубического метра, занимаемого
двигателем в машине. Габаритная мощность будет больше у дви-
гателя более совершенной конструкции.
6
Компактность моторной установки определяется отношением
1 в м3/(100 кВт), представляющим собой часть объема
Ne шах
моторной установки VM.y, приходящегося на 100 кВт мощности
двигателя. Величина этого отношения находится в пределах
0,8—2,5 м3/(100 кВт).
От двигателя, установленного в машине, к ведущему валу
трансмиссии подводится свободная мощность Nd, величина ко-
торой на 10—20% ниже эффективной мощности Ne, определяемой
во время испытаний двигателя на тормозном стенде. Основными
факторами, влияющими на снижение мощности при установке
двигателя в машине, являются снижение срднего эффективного
давления в цилиндрах двигателя в связи с повышенным сопро-
тивлением на впуске (воздухоочистка) и выпуске (глушение шума
выпуска, эжекционные системы) из двигателя, а также затраты
механической мощности на обслуживающие агрегаты. Таким
образом, можно написать
Nd = Ne — NM,y, (1.3)
где NM,y— затраты мощности, связанные с работой обслужива-
ющих двигатель агрегатов моторной установки.
Величина NM,y является одним из основных оценочных- пока-
зателей качества агрегатов моторной установки в целом. Чем
меньше NM,y, тем больше свободная мощность двигателя Nd,
тем выше тяговые и экономические показатели гусеничной ма-
шины.
Основным потребителем мощности, теряемой в моторной уста-
новке, является вентилятор системы охлаждения двигателя.
При работе двигателя на оборотах rtN, соответствующих его мак-
симальной мощности Nemax, вентилятор потребляет мощность
NeN = (0,064-0,15) ^max- При другой частоте вращения дви-
гателя приближенно можно считать
Ne = NtN(-±-\\ (1.4)
где Ne — мощность, потребляемая вентилятором при оборотах
двигателя п.
При эжекционной системе охлаждения потери мощности N3i
связанные с работой эжектора, как правило, не превышает 6%
от щах* При работе двигателя в режиме максимальной мощ-
ности N9N = (0,034-0,06) Nemax. В случае другой частоты вра-
щения двигателя, работающего с полной подачей топлива,
N^Nsn[^\ • (1.5)
Сопротивление в воздухоочистителях приводит к снижению
мощности двигателя на режиме Nemax на величину N6t0N '=
7
= (0,02-т-0,04) Nemax. При другой частоте вращения двигателя,
работающего на внешней характеристике,
= (1-6)
Противодавление на выпуске из двигателя, связанное с работой
глушителей шума, также приводит к снижению мощности дви-
гателя. На режиме Л/етах
Рис. 1.2. Внешняя характерис-
тика двигателя и потери мощ-
ности в моторной установке
будет NebinN = (0,02-5-0,03) Nemax.
При другой частоте вращения двига-
теля, работающего с полной подачей
топлива,
NebLn = NebLnN PM. (1.7)
\ nN 1
Таким образом, общие потери
мощности в моторной установке, при-
ближенно можно определять по сле-
дующим формулам:
при вентиляторной системе ох-
лаждения
NeM.y^Ne + Ne.0 + Nebin- (1.8)
при эжекционной системе охлаж-
дения
N3M. у—Мэ + Ne. о + NebUi- (1.9)
В режиме максимальной мощно-
сти:
Nм. уN — (0,1 0,2) Ne max,
Nм. yN — (0,07 -4- 0,1)Л/е max*
(1.10)
В случае другой частоты вращения двигателя при полной
подаче топлива:
; NВ 9M. у = yN У. (1.11)
На рис. 1.2 изображена внешняя характеристика двигателя
гусеничной машины и представлен характер изменения потерь
мощности в моторной установке в зависимости от оборотов дви-
гателя. Очевидно, что повышение свободной мощности двигателя,
& следовательно, и тяговых характеристик машины, может быть
Достигнуто за счет уменьшения потерь в агрегатах моторной уста-
новки: уменьшения сопротивлений в воздухоочистителе и на
выпуске, повышения к. гт. д. вентилятора.
Относительным оценочным показателем экономичности мотор-
ной установки является к. п. д.
__ Ne — NM.y __ Nd /Т 1 О\
^1/- /Ге
8
величина которого может изменяться в широких пределах в за-
висимости от режима работы двигателя. При работе двигателя по
внешней характеристике NM.y = 0,84-0,9.
Взаимное расположение двигателя и агрегатов вспомогатель-
ных систем в моторном отделении гусеничных машин отличается
большим разнообразием. Основное влияние на компоновку мо-
торного отделения оказывают расположение двигателя в машине
и его связь с трансмиссией, тип системы охлаждения и размещение
ее агрегатов, размещение топливных и масляных баков. Однако
все виды компоновочных решений моторных установок подчи-
няются общим требованиям и оценка их производится по одним
и тем же показателям. Основными требованиями к компоновке
моторной установки являются: изоляция моторной установки
от других отделений машины; рациональное использование объема
машины; обеспечение эффективной работы двигателя и обслужи-
вающих агрегатов; удобство доступа к различным агрегатам при
обслуживании и выполнении ремонтных работ.
На рис. 1.3 показан пример компоновочного решения моторной
установки гусеничной машины с вентиляторной системой охлаж-
дения и продольным расположением двигателя. Такое распо-
ложение двигателя применяется на многих отечественных и за-
рубежных гусеничных машинах, так как при этом связь с транс-
миссией получается наиболее простой. Однако во всех случаях
при продольном расположении двигателя получается большая
длина моторного отделения, а в трансмиссии обязательно при-
меняется коническая пара. Поперечное расположение двигателя
(рис. 1.4) в этом отношении имеет преимущество: значительно
сокращается длина моторного отделения, но связь двигателя
с трансмиссией усложняется.
К раме или корпусу машины двигатель крепится жестко или
при помощи резиновых подушек. Все агрегаты системы моторной
установки располагаются по возможности ближе к двигателю
с целью сокращения длины соединительных трубопроводов и
наиболее рационального использования объема моторного отде-
ления. При коротких трубопроводах уменьшаются вибрации,
вызывающие поломки и нарушение плотности в местах соедине-
ний, уменьшается их сопротивление и повышается надежность
систем, обслуживающих двигатель.
Агрегаты моторной установки, требующие периодического
обслуживания или используемые во время эксплуатации машины
(топливные и масляные фильтры и насосы, воздухоочистители,
краны и т. д.), должны располагаться в свободно доступных ме-
стах, что при плотной компоновке моторного отделения является
задачей весьма трудной. Поэтому в современных гусеничных ма-
шинах стремятся применять наиболее совершенные конструкции
агрегатов, не требующие периодического обслуживания в течение
гарантийного срока службы двигателя, а также агрегаты и устрой-
ства, имеющие механический привод и дистанционное управление.
9
о
Рис. 1.3. Схема компоновки моторной установки
с продольным расположением двигателя:
1—наружные топливныебаки; 2—масляные радиаторы; 3 —
воздухопритоки; 4—внутренние топливные баки; 5—двига-
тель; 6 — котел подогревателя; 7 — лампа подогревателя;
8 — воздухоочистители; 9— масляный бак; 10 —вентилятор;
11 — водяные радиаторы
Рис. 1.4. Схема компоновки моторно-трансмиссионного
отделения с поперечным расположением двигателя:
1 — двигатель; 2 — топливные баки; 3— воздухоочиститель;
4 — водяной радиатор; 5 — вентилятор; 6 — масляный бак;
7 — масляный радиатор; 8 — мелкие узлы моторной уста-
новки; 9 — моторная перегородка
Для размещения топливных баков в машине используются
свободные объемы, остающиеся после установки двигателя, транс-
миссии и других крупных агрегатов. Часть топливных баков для
увеличения емкости системы питания может быть установлена
снаружи машины. В специальных случаях эти баки должны быть
легко съемными.
Воздухоочистители располагают в местах наименьшей запы-
ленности воздуха и как можно ближе к двигателю, чтобы умень-
шить сопротивление трубопроводов и занимаемый , ими объем.
Размещение водяных и масляных радиаторов определяется
выбранной системой охлаждения. Как правило, их располагают
у воздухопритоков крыши корпуса. Воздух, поступая в моторное
отделение, проходит через радиаторы, омывает агрегаты уста-
новки и выбрасывается наружу. Часть воздуха направляется
к воздухоочистителям и идет на питание двигателя. Циркуляция
воздуха обеспечивается вентилятором (рис. 1.3) или эжектором
в случае эжекционной системы охлаждения.
Техническое обслуживание агрегатов моторной установки
осуществляется через люки, расположенные в крыше корпуса
(над двигателем и воздухоочистителями) и в днище (под водяным
и масляным насосами).
§ 2. СИСТЕМЫ ПИТАНИЯ ДВИГАТЕЛЯ
Питание двигателя обеспечивается топливной и воздушной
системами питания. Образование тепловой энергии газов, преоб-
разуемой в механическую работу, происходит вследствие воспла-
менения и сгорания топлива при большом давлении и высокой
температуре. Качество топливо-во-душной смеси и степень на-
полнения ею цилиндров определяют основные характеристики
двигателя и машины и в значительной степени влияют на надеж-
ность и безотказность работы двигателя. Поэтому топливо и
воздух должны подаваться в цилиндры двигателя всегда в строго
определенном количестве в зависимости от режима работы и
всегда тщательно очищенными от посторонних примесей.
Топливная система питания
Топливоподающая (топливная) система двигателя предназна-
чена для размещения, очистки и подачи топлива к насосу высо-
кого давления в нужном количестве и с достаточным давлением
на всех режимах движения машины при любой температуре окру-
жающего воздуха.
Для быстроходных дизелей применяется топливо марок ДА
(арктическое), ДЗ (зимнее), ДЛ (летнее) и ДС (специальное)
с цетановым числом соответственно 40, 40, 45 и 50 и содержанием
серы не более 0,2%. Наибольшее распространение имеет топливо
марок ДЗ (при температуре наружного воздуха от —30 до 0° С)
и ДЛ (при температуре выше 0° С).
11
Для автотракторных дизелей применяется дизельное топливо
марок А (арктическое), 3 (зимнее), Л (летнее) и С (специальное)
с цетановым числом соответственно 45, 45, 45 и 50 и содержанием
серы до 0,4; 0,6; 1,0 и 1,0%. В связи с большим содержанием серы
вместе с этим топливом должны применяться смазочные масла
со специальными присадками. Наибольшее распространение по-
лучило автотракторное дизельное топливо марок 3 (при минусо-
вой температуре наружного воздуха) и Л (при температуре выше
0 С).
Рис. 1.5. Схемы системы питания двигателя:
--------------топливо; ---------— воздух
Для карбюраторных двигателей применяется бензин марок
А-66, А-72, А-74 и А-76 с октановыми числами, указанными
в маркировке, и содержанием серы до 0,15%. Для двигателей
легковых автомобилей со степенью сжатия 9,0 и более исполь-
зуется бензин марок А-93 и др.
В топливную систему в общем случае входят узлы, размещен-
ные в корпусе машины (топливный бак, топливный насос низкого
давления, фильтры, топливопроводы низкого давления), и узлы,
установленные на двигателе (топливный насос высокого давления,
форсунки, топливопроводы высокого давления). При компоновке
моторной установки решаются задачи, связанные с топливной
системой низкого давления.
На рис. 1.5, а представлена приципиальная схема системы
питания двигателя. Из бака 1 топливо через распределительный
кран 11 забирается топливоподкачивающим насосом 4 и под
давлением 50—ЛОО кПа (0,5—1,0 кПсм*) подводится к фильтрам
грубой 5 и тонкой 6 очистки, а оттуда к топливному насосу вы-
12
сокого давления 7. Этот насос подает топливо точно отмеренными
порциями через форсунки 8 непосредственно в цилиндры дви-
гателя под высоким давлением, необходимым для должного рас-
пиливания топлива в камере сгорания. Насос и форсунки изго-
тавливаются с высокой степенью точности. Для обеспечения их
надежной работы и уменьшения износа требуется тщательная
очистка топлива от механических примесей.
Подача топлива нарушается, если в топливный насос и в трубки
высокого давления, соединяющие насос с форсунками, проникает
воздух. В этом случае топливо в форсунку вытесняется в меньшем
количестве или совсем не вытесняется, и, таким образом, нару-
шается нормальный режим работы двигателя. Чтобы не про-
пустить воздух в топливный насос высокого давления, на пути
топлива к насосу помещают воздухоотстойник, расположенный
выше насоса. Чаще всего для этого используют фильтр тонкой
очистки 6. Скопившийся в нем воздух перед пуском двигателя
удаляют через специальный кран 9. Перед пуском двигателя топ-
ливо подкачивается к насосу высокого давления насосом 3 с руч-
ным или электрическим приводом.
Для обеспечения нормальной работы топливной системы ко
всем узлам предъявляются требования: герметичность, надеж-
ность, малый вес и габариты, коррозийная стойкость, малые ги-
дравлические сопротивления.
Общий вес (или объем) заправляемого топлива определяется
заданным запасом хода каждой конкретной машины. Применяются
топливные баки различных емкостей и конфигурации, они разде-
ляются на внутренние, устанавливаемые в корпусе машины, и
дополнительные — наружные. Топливо из наружных баков рас-
ходуется в первую очередь. Топливная схема питания предусма-
тривает сообщение баков между собой и обеспечивает нормальную
работу системы питания при повреждении любого бака. Баки
свариваются из листовой стали. Во избежание коррозии внутрен-
ние поверхности баков бакелитируются, покрываются цинком
или лудятся. Для повышения жесткости на стенках баков вы-
штамповываются желоба (зиги), а внутри бака устанавливаются
несплошные перегородки.
Баки заправляются топливом через заливные горловины,
снабженные сетчатым фильтром. После заливки топлива горловина
закрывается резьбовой пробкой. В нижней части внутренних
баков имеются отстойники. Приемный топливопровод присоеди-
няется к баку выше отстойника. Слив топлива из бака произво-
дится через отверстие с пробкой и клапаном при помощи специаль-
ного ключа-трубки со шлангом.
Воздушное пространство баков соединяется с атмосферой
через дренажное устройство 12, которое должно исключать возмож-
ность попадания огня в полость бака и вытекание топлива из
бака при резких толчках машины, а также обеспечивать очистку
воздуха, поступающего в бак. В большинстве случаев дренажное
13
4
Рис. 1.6. Схема ручного
топливоподкачивающего
насоса:
1 — редукционный клапан;
2 — нагнетательный клапан;
3 — мембрана; 4 — впускной
клапан
устройство выполняется в виде атмосферной трубки, заканчива-
ющейся воздушным фильтром 12 (рис. 1.5, а) из проволочной
набивки, или в виде системы отверстий в пробке заливной горло-
вины и поплавкового устройства.
Замер количества топлива в баке обычно производится изме-
рительным стержнем 2, который опускается в бак через заливную
горловину или специальное отверстие, а также при помощи
электрических указателей уровня топли-
ва — там, где представляется такая воз-
можность.
Бесперебойную подачу топлива из ба-
ков к насосу высокого давления обеспе-
чивают топливоподкачивающие насосы
коловратного типа, которые при малых
габаритах обладают высокой производи-
тельностью и способны создавать необхо-
димое избыточное давление. Для подкачки
топлива к насосу высокого давления могут
быть использованы также шестеренчатые
и плунжерные насосы.
Перед запуском двигателя заполнение
системы топливом и подача топлива к на-
сосу высокого давления осуществляются
при помощи ручного насоса. Наиболее
широкое применение нашли ручные топли-
воподкачивающие насосы мембранного типа
(рис. 1.6). Такой насос может быть уста-
новлен как последовательно (рис. 1.5, а),
так и параллельно (рис. 1.5, б) с основным
топливоподкачивающим насосом двига-
теля. В последнем случае необходимое давление подпитки обес-
печивается дополнительным обратным клапаном 13.
Содержащиеся в топливе механические примеси (абразивная
пыль) вызывают повышенный износ, а иногда и заедание преци-
зионных пар топливного насоса высокого давления и форсунок
(плунжер — гильза; распылитель — игла распылителя). Повышен-
ный износ прецизионных пар приводит к неравномерной подаче
топлива в цилиндры и снижению мощности двигателя. Попавшая
в топливо вода способствует электрохимической коррозии деталей
топливной аппаратуры, а в зимнее время может привести к обра-
зованию ледяных пробок в топливопроводах и прекращению
подачи топлива.
Для очистки топлива от механических примесей и воды в топ-
ливной системе устанавливаются последовательно два фильтра.
Фильтр первичной (грубой) очистки устанавливается перед топ-
ливоподкачивающим насосом и задерживает сравнительно круп-
ные механические частицы размерами более 20—50 мкм, состав-
ляющие 80—90% всех примесей в топливе. Фильтр вторичной
14
(тонкой) очистки, устанавливаемый перед топливным насосом
высокого давления, очищает топливо от мельчайших механических
примесей размерами до 2—6 мкм.
Для первичной очистки топлива обычно применяются ленточно-
щелевые, сетчатые и пластинчато-щелевые фильтры (рис. 1.7).
Для вторичной очистки применяются фильтры из различных филь-
трующих материалов (фетра, войлока, картона и др.).
Ленточно-щелевой фильтр (рис. 1.7, а) задерживает частицы
размером более 50—60 мкм. Фильтрующим элементом служит
о)
Рис. 1.7. Конструктивные элементы фильтров грубой очистки
гофрированный стакан 1 с намотанной на него наружной профиль-
ной лентой 2. Лента имеет выступы 5, которые при намотке обра-
зуют щели между витками. Топливо, заполняя пространство
вокруг фильтрующего элемента, проходит через щели, частично
очищается и поступает по каналам (впадинам между гофрирован-
ным стаканом и лентой) в полость между дном и крышкой ста-
кана. Из этой полости топливо поступает к топливоподкачива-
ющему насосу.
Пластинчато-щелевой фильтрующий элемент задерживает ме-
ханические частицы размерами более 20—30 мкм. Элемент пред-
ставляет собой полый цилиндр, составленный из одинаковых
кольцевых дисков (рис. 1.7, б). Каждый диск по своим наружным
и внутренним поверхностям имеет отгибные выступы. При сборке
дисков в цилиндр между их торцовыми поверхностями обра-
зуются зазоры. Топливо поступает к наружным и внутренним
поверхностям цилиндра и проходит через щели между дисками.
15
Очищенное топливо через торцовые отверстия в дисках направ-
ляется в верхнюю часть корпуса фильтра к выходному отвер-
стию и далее к топливоподкачивающему насосу.
На рис. 1.7, в представлен сетчатый фильтр грубой очистки
топлива. Сетчатые фильтры задерживают механические частицы
размером 150—200 мкм. Фильтрующими элементами 4 в них
являются концентрично расположенные сетчатые цилиндры, уста-
новленные в корпусе 2. Количество отверстий на 1 см2 состав-
ляет 400 и более. Топливо, поступающее из бака во внутреннюю
полость корпуса фильтра, проходит одновременно через все
сетчатые цилиндры, очищается и поступает к выходному отвер-
стию в крышке фильтра 1. Проникновение неочищенного топлива
в полость с очищенным топливом предотвращается прокладками 3.
По мере загрязнения фильтров грубой очистки увеличивается
их сопротивление, вследствие чего подача топлива к топливопод-
качивающему насосу затрудняется. Поэтому фильтры необходимо
периодически промывать.
В фильтрах тонкой очистки топлива в качестве фильтрующих
элементов применяются пакеты из фетровых дисков, каркасы
с поглощающей механические примеси набивкой (например, ми-
неральной ватой), каркасы с нитчатой или тканевой обмоткой и т. д.
На рис. 1.8, а изображены детали фильтрующего элемента из
фетровых дисков 1 с картонными прокладками, имеющими про-
рези в наружном 2 или внутреннем 3 кольце. Из корпуса фильтра
топливо проходит через прорези в наружном кольце картонной
прокладки, сквозь фетровый диск и через прорези во внутренних
кольцах соседних прокладок к трубке, отводящей очищенное
топливо. Для задержания воды и ворсинок, которых фетр может
не задержать, служит шелковый чехол.
На рис. 1.8, бив показаны фильтры тонкой очистки топлива
с фильтрующими элементами в виде чехла из специальной ткани
и набивки из адсорбирующего вещества.
По мере загрязнения фильтрующих элементов увеличивается
тонкость фильтрации топлива, но при этом увеличивается сопро-
тивление фильтра. Перепад давления в чистом фильтре тонкой
очистки составляет 10—15 кПа (0,1—0,15 кПсм?), при его загряз-
нении сопротивление может достигать 50—70 кПа. Так как давле-
ние, создаваемое топливоподкачивающим насосом, как правило,
не превышает 60—70 кПа (0,6—0,7 кПсм2), при сильном загряз-
нении фильтрующего элемента подача топлива в двигатель может
практически прекратиться.
В связи с этим фильтры должны периодически промываться,
а фильтрующие детали заменяться новыми.
В топливной системе питания применяются металлические топ-
ливопроводы и специальные резиновые шланги в гибкой оплетке.
Соединение топливопроводов между собой и с агрегатами топлив-
ной системы производится при помощи специальных резьбовых
соединений (рис. 1.9). Ниппельные соединения первых двух типов
16
a)
Рис. 1.8. Конструкции фильтров тонкой очистки топлива
2 Н. А. Носов
17
(рис. 1.9, I, II) применяются для соединения трубопроводов вы-
сокого давления, соединения (рис. 1.9, III, IV) применяются
в магистралях низкого давления. Для включения на питание
баков, для их переключения и перекрытия в топливной системе
используются топливные распределительные краны.
Рис. 1.9. Типы соединений трубопроводов
Система питания воздухом
Долговечность работы двигателя в значительной мере зависит
от количества пыли, попадающей в двигатель с воздухом. Прони-
кая в цилиндр двигателя, частицы пыли вызывают интенсивный
абразивный, износ цилиндров, поршневых колец, шеек и подшип-
ников коленчатого вала. Износ приводит к падению мощности,
увеличению расхода топлива и смазки, снижению срока службы
двигателя.
Для очистки воздуха от пыли и подвода его к цилиндрам дви-
гателя служит воздушная система питания. В систему входят
воздухоочистители, впускные коллекторы, устройства для отсоса
пыли из пылесборников воздухоочистителей. Воздухоочистители
18
должны свободно пропускать в цилиндр воздух и задерживать
находящуюся в нем пыль.
Под запыленностью воздуха ср понимается количество пыли
в г, содержащееся в 1 м3 воздуха. Степень очистки воздуха 7?
оценивается количеством пыли, задержанной воздухоочистите-
лем, отнесенным к количеству пыли, поступившей в воздухоочи-
ститель с атмосферным воздухом:
= Ф1~Ф2
<Р1 ’
(1-13)
где ср х — запыленность воздуха, поступающего в воздухоочисти-
тель; ф2 — запыленность воздуха, выходящего из воздухоочисти-
теля.
На рис. 1.10 приведен график,
показывающий продолжительность
работы t двигателя до предельного
износа в зависимости от R при
различных значениях <рх. Напри-
мер, при движении одиночной ма-
шины по проселку (запыленность
3 г/м3) при отсутствии воздухоочи-
стителя (ф2 = фп /?=0) выход из
строя двигателя происходит через
15—20 ч. Известны случаи, когда
из-за недостаточного внимания
к конструкции или состоянию воз-
духоочистителя при движении гу-
воздуха на длительность работы
двигателя:
/ — Ф1 = 5 г/м8; 2 — Ф1 = 3 г/м8;
3 — Ф1 = 0,1 г/м8
сеничных машин в пыльных дорож-
ных условиях срок службы двигателей сокращался в три-четыре
раза.
Степень запыленности воздуха зависит от многих факторов
(дорожных условий, конструкции ходовой части, скорости дви-
жения машины) и резко меняется по высоте. Так, при движении
гусеничной машины по пыльной дороге на высоте 0,25 м запы-
ленность за кормой машины достигает 8 г/м3, а на высоте 2 м —
0,5 г/м3. Воздух для питания двигателя обычно поступает на вы-
соте немногим более 1 м, где запыленность редко превышает
4 г/м3. Если запыленность воздуха не превышает 0,001 г/м3, то
пыль практически не влияет на износ двигателя.
Наиболее трудной задачей при разработке воздухоочистителя
является обеспечение очистки воздуха от мельчайших частиц пыли,
осаждение которых вызывает значительные трудности. Экспери-
ментально установлено, что практически безвредными для работы
двигателя являются пылинки размером 0,001 мм. Такие пылинки
не могут осесть на землю даже при отсутствии ветра, а частицы
размером 0,002—0,003 мм не могут осесть при незначительном
ветре, их осаждение в естественных условиях происходит только
под действием тумана, дождя или снега. В воздухоочистителях
2*
19
очистки воздуха Р и сопротив-
ления воздухоочистителя Ар от
расхода воздуха Qe (сплошные
линии) и времени работы t
(штриховые линии)
осаждение таких частиц неизбежно приводит к усложнению
метода очистки воздуха и самой конструкции воздухоочистителя.
Конструкция современного воздухоочистителя должна удов-
летворять следующим основным требованиям: обеспечивать вы-
сокую (почти 100%-ную) степень очистки воздуха от находя-
щейся в нем пыли; иметь минимальное и стабильное во все время
работы двигателя сопротивление проходу воздуха; длительно
работать без промывки; обеспечивать малую трудоемкость работ
по обслуживанию; обладать малым
весом и габаритами.
Степень очистки воздуха воздухо-
очистителем характеризуется коэф-
фициентом пропуска пыли
(1-14)
Для обеспечения требуемой долговеч-
ности работы двигателя необходимо,
чтобы т]=0,1н-0,2%, не более. Вто-
рым существенным показателем каче-
ства воздухоочистителя является его
сопротивление прохождению воздуха,
характеризуемое перепадом давления
Др. Сопротивление воздухоочисти-
теля обусловливает потерю до 5%
мощности двигателя. Часть мощности
затрачивается на преодоление сопро-
тивления воздухоочистителя, часть
теряется в связи с ухудшением напол-
нения цилиндров двигателя воздухом,
что в конечном счете приводит к неполному сгоранию топлива.
По мере загрязнения воздухоочистителя его сопротивление воз-
растает. Соответственно возрастают и непроизводительные потери
мощности. Максимально допустимая величина сопротивления
воздухоочистителя на номинальных режимах работы двигателя
составляет Др = 10-е-12 кПа (1000—1200 мм вод. ст.). Для
газотурбинных двигателей в силу особенностей их конструкции
сопротивление воздухоочистителя не должно превышать 3—
4 кПа (300—400 мм вод. ст.). При этом допускается пропуск
пыли до 3—4%.
Время обслуживания воздухоочистителя не должно превышать
15—20 мин. Длительность работы воздухоочистителя без обслу-
живания определяется стабильностью коэффициента пропуска
пыли и сопротивления при данной запыленности воздуха. Обслу-
живание производится по мере изменения основных показателей
с течением времени и зависит в основном от конструкции возду-
хоочистителя. На рис. 1.11 показан характер изменения степени
очистки воздуха и сопротивления воздухоочистителя от режима
20
его работы (расход воздуха) и степени загрязнения (время работы).
Наблюдающиеся в настоящее время тенденции развития конструк-
ции воздухоочистителей, а также способов автоматического уда-
ления пыли из них позволяют предположить, что возможно осу-
ществление такой конструкции, при которой обслуживание не
потребуется в течение всего гарантийного срока службы двигателя.
Габариты воздухоочистителя оцениваются удельным габарит-
ным объемом
Угаб = ^, (1.15)
, Чв
где Ve,0 — объем, занимаемый воздухоочистителем, в м3; Qe —
расход воздуха двигателем в м3/с.
Величина Угаб характеризует компактность конструкции и для
современных воздухоочистителей составляет 0,18—0,24 с.
По способу отделения пыли от воздуха воздухоочистители могут
быть подразделены на инерционные, фильтрующие и комбиниро-
ванные, имеющие две или более ступеней очистки. В зависимости
от того, смачиваются ли элементы воздухоочистителя маслом
или жидкостью, их называют сухими или мокрыми (масляными).
На современных гусеничных и колесных машинах чаще всего
применяются комбинированные воздухоочистители с двумя сту-
пенями очистки. В первой ступени из воздуха удаляются наиболее
крупные и тяжелые частицы пыли, во второй — мелкие пылинки.
Наибольшее распространение для первичной грубой очистки
воздуха получили методы пылеосаждения, инерционный и центро-
бежный. Для окончательной тонкой очистки применяются кон-
тактный метод и фильтрация.
Пылеосаждение является простейшим способом очистки воз-
духа. Для осаждения пылинок под действием силы тяжести не-
обходимо, чтобы пылинки упали на дно пылеосадочной камеры
прежде, чем поток воздуха успеет вынести их из камеры. Для этого
пылевые камеры должны иметь большой объем, вследствие чего
пылеосаждение в гусеничных машинах не используется.
При инерционной очистке используется сила инерции дви-
жущихся пылинок: при резком изменении направления движе-
ния воздуха пылевые частицы продолжают двигаться по перво-
начальному направлению и, вылетая из воздушного потока,
задерживаются в пылесборниках. На рис. 1.12 изображены схемы
сухих инерционных воздухоочистителей: простейшего (а) и более
сложного по конструкции (с инерционной решеткой), но обеспе-
чивающего более высокую степень очистки (б).
Весьма эффективным является способ очистки воздуха, при
котором наряду с инерционными используются также центро-
бежные силы. Для этого проходящий в корпусе инерционного
воздухоочистителя поток воздуха закручивается при помощи
спиральных направляющих, тангенциального (по касательной
к цилиндрической стенке) входа или других способов. При .этом
21
частицы пыли отбрасываются центробежными силами к стенке
корпуса и скатываются по ней в пылесборник. Такие центробеж-
но-инерционные воздухоочистители называются циклонами
(рис. 1.13).
Рис 1.12. Схемы сухих инерционных воздухоочистителей
Существенным преимуществом сухого инерционного способа
очистки воздуха является то, что сухая пыль может быть легко
выброшена из пылесборника в атмосферу путем отсоса. Это осо-
Рис. 1.13. Схемы центробежно-инер-
ционных воздухоочистителей: а — со
спиральной направляющей; б—с тан-
генциальным входом
бенно важно при большой запы-
ленности воздуха, когда необ-
ходимо непрерывное удаление
пыли в процессе всей работы
двигателя. Отсос пыли осуще-
ствляется при помощи вентиля-
торов системы охлаждения или
эжекционного устройства, дей-
ствующего от выпускных газов
двигателя.
Исходными данными при
расчете циклонного воздухоочи-
стителя являются требуемый
расход воздуха Qe в м3/с, допус-
тимое сопротивление Ар в Па и
желаемая степень очистки воз-
духа R (или коэффициент про-
пуска пыли т]). Размеры основ-
ных элементов циклона выбираются такими, чтобы коэффициент
пропуска пыли получался наименьшим при допустимом сопро-
тивлении. Если в качестве исходного размера принять диаметр
цилиндрической части циклона D, то можно рекомендовать
22
(рис. 1.14): d = (0,4 —0,6) D; dK = (0,6-0,8) D; L4 = (6-8) D.
Другие размеры подбираются в результате экспериментальной
доводки циклона и по эмпирическим зависимостям.
Скорость воздуха на входе vex ограничивается допустимым
сопротивлением Ар циклона:
(L16)
где р — плотность воздуха; g — коэффициент сопротивления
циклона. Приближенно можно считать
. 1= , (1.17)
У d^L4-lKtS^-J
где Fex = bh — сечение входного патрубка
циклона; обозначение размеров — на рис. 1.14.
Требуемое число циклонов в воздухоочи-
стителе зависит от расхода воздуха двигате-
лем Qe и расхода воздуха на отсос пыли Qomc:
7 = + ®опгС
F вх^вх
Qomc = (0,15 4- 0,25) Qe.
Габариты циклонного воздухоочистителя
в плане Рвг0 определяются диаметром цик-
лонов и их числом:
Fe,0 = (1,20 — 1,5) (1.19)
Рис. 1.14. Расчетная
схема циклона
Предварительная оценка качества возду-
хоочистителя по коэффициенту пропуска
пыли т) производится расчетом по эмпирическим зависимостям,
связывающим т) со скоростью воздуха vexf основными размерами
циклона и параметрами, характеризующими дисперсный состав
пыли.
Современные циклонные воздухоочистители обеспечивают сте-
пень очистки воздуха не более R = 0,98 при сопротивлении до
5 кПа (500 мм вод. ст.). Это может быть достаточно для некоторых
типов газотурбинных двигателей, в которых наличие пыли в воз-
духе вызывает в основном повышенный износ проточной части
компрессора. Для поршневых двигателей требуется, чтобы воз-
духоочиститель обеспечивал степень очистки воздуха до R =
= 99,8 — 99,9%, поэтому инерционные воздухоочистители в этом
случае используются лишь как первая ступень очистки. В ка-
честве второй ступени применяются масляные или сухие филь-
трующие элементы.
На рис. 1.15, а изображена схема комбинированного возду-
хоочистителя, в котором предварительная очистка воздуха
23
осуществляется инерционным способом. Воздушный поток проходит
между стенками двух цилиндров сверху вниз и, резко изменяя
направление, оставляет в масляной ванне наиболее тяжелые
частицы пыли. Проходя затем сквозь несколько рядов металличе-
ской сетки, непрерывно смачиваемой во время работы двигателя
маслом из той же ванны, воздух окончательно очищается. Пыль
остается в масляной ванне, час-
тично оседая на дно, частично во
взвешенном состоянии. Воздухо-
очистители такого типа особенно
широко применяются для автомо-
бильных двигателей. Их необхо-
димо периодически промывать и
заливать чистым маслом.
На гусеничных машинах для
тонкой очистки воздуха чаще при-
меняются кассеты с проволочной
или другого типа набивкой. На
рис. 1.15, б представлена схема
комбинированного воздухоочисти-
Рис. 1.15. Схемы комбинированных воздухоочистителей
теля, представляющего собой циклонный аппарат с тремя кассе-
тами. Пыль из циклонов удаляется эжекционным способом.
Преимуществом мокрого способа очистки воздуха является
использование сил сцепления между частицами пыли и маслом.
Эти силы проявляются, когда частицы пыли, петляя по хаотично
расположенным каналам в набивке кассеты или в слоях проволоч-
ной сетки, касаются смоченной маслом проволоки и задержи-
ваются на ней.
Предварительный приближенный расчет кассетного воздухо-
очистителя производится по экспериментальным зависимостям.
Исходными данными для расчета являются требуемый расход
24
воздуха Qe, его запыленность на входе в кассету допустимое
значение коэффициента пропуска пыли т] и допустимое сопротивле-
ние кассеты Др = Др0 + Др«. Здесь Др0 — сопротивление чистой
кассеты в начале ее работы; Дрк — приращение сопротивления
кассеты, связанное с ее загрязнением:
ЛРо—(1.20)
ипр
Ад^тх>х У Н
=..(1.21)
VнабРп^пр
где Н — высота кассеты в м; q — плотность набивки кассеты
в кг/м3; v — скорость потока воздуха перед фронтом кассеты
в м/с; dnp — диаметр проволоки в мм; к — коэффициент, завися-
щий от материала набивки кассеты; тк — количество пыли,
задержанной в кассете, в кг; Унаб — объем, занятый в кассете
набивкой, в см3; рЛ — плотность пыли; А — коэффициент, за-
висящий от материала набивки.
Учитывая, что скорость v определяется расходом воздуха Q6,
можно предварительно определить требуемую площадь фронта
кассеты F = При этом задаются оптимальными значениями
ряда параметров воздухоочистителя (//, q, dnp). Увеличение
высоты кассеты Н способствует повышению степени очистки
воздуха, однако при этом сильно возрастает сопротивление его
прохождению. С точки зрения удобства обслуживания кассетного
воздухоочистителя целесообразно, чтобы он состоял из двух-
трех последовательно устанавливаемых кассет, так как наиболь-
шее количество пыли задерживается слоями набивки, прилега-
ющими ко входу в воздухоочиститель. Допустимое сопротив-
ление кассетного воздухоочистителя Др = 5ч-7 кПа (500 —
700 мм вод. ст.). Количество пыли, задержанной кассетным воз-
духоочистителем, определяется по формуле
тк = тп-2в(у^-- 1- 1), (1.22)
где В — величина, зависящая от конструктивных параметров и
режима работы кассет; тп — количество пыли, попадающее в кас-
сету с воздухом, в кг:
(1.23)
Здесь (fi — запыленность воздуха, поступающего в кассету,
в г/м3; t — время работы воздухоочистителя в ч.
Коэффициент пропуска пыли кассетой т, определяется по фор-
мулам:
1 тп ’ ' Ч>1 ’ >
где ф2 — допустимая запыленность воздуха, поступающего в дви-
гатель, в г/м3.
25
Если воздухоочиститель состоит из нескольких установленных
последовательно кассет, например трех, то коэффициент пропуска,
пыли воздухоочистителем равен произведению коэффициентов
пропуска пыли всех кассет: т, = т]'т]"т]"/. Зная и задаваясь
необходимыми значениями cp2, Qe и Др, можно подобрать кон-
структивные параметры кассет и их число. Окончательная до-
водка воздухоочистителя производится экспериментальным путем.
§ 3. СИСТЕМЫ ОХЛАЖДЕНИЯ ДВИГАТЕЛЯ
Естественное рассеивание тепла поверхностями двигателя и
отвод тепла в масло не обеспечивают поддержания в нужных
пределах температуры деталей двигателя и агрегатов моторной
установки. В связи с этим возникает необходимость в системе
охлаждения — совокупности устройств, обеспечивающих прину-
дительный отвод тепла от нагревающихся деталей двигателя.
При перегреве двигателя может происходить снижение коэффи-
циента наполнения, калильное зажигание, пригорание масла и
повышение потерь на трение. Переохлаждение двигателя может
привести к снижению экономичности, повышению жесткости
работы, смолообразованию.
В двигателях внутреннего сгорания гусеничных и колесных
машин применяется как жидкостное (вентиляторное или эжек-
ционное), так и воздушное (вентиляторное) охлаждение.
При жидкостном (водяном) охлаждении тепловое состояние
двигателя оценивается температурой охлаждающей жидкости на
выходе из двигателя. Допустимая температура жидкости в закры-
тых системах может достигать 100° С. Верхний предел макси-
мальной кратковременно допустимой температуры составляет
105° С, 11ижний предел — 60—70° С. При высокотемпературном
охлаждении допустимый максимум температуры может быть
значительно выше. В открытых системах допустимая температура
охлаждающей жидкости может достигать 90—95° С.
При воздушном охлаждении тепловое состояние двигателя
оценивается по температуре головки наиболее нагреваемого ци-
линдра или на выходе охлаждающего воздуха. Допустимая тем-
пература цилиндра 220° С, а температура ^воздуха 90—120° С.
Верхний предел максимальной кратковременно допустимой тем-
пературы цилиндра составляет 250° С, а нижний предел 130° С.
Допустимое время непрерывного действия предельных значений
температуры при работе двигателя составляет 5—15 мин.
Проектируемая система охлаждения должна обеспечивать:
1) температурные характеристики двигателя на всех скорост-
ных и нагрузочных режимах в пределах, заданных техническими
условиями;
2) минимальный расход мощности на охлаждение;
3) малый вес и габариты;
4) эксплуатационную надежность, определяемую сроком
службы, простотой и удобством регулирования и обслуживания,
26
а также стабильностью основных технических показателей си-
стемы в процессе работы;
5) технико-экономическую целесообразность, определяемую
сложностью конструкции, технологией изготовления и монтажа,
расходом конструкционных и эксплуатационных материалов.
Техническими условиями предусматриваются допустимые пре-
делы перегрева и переохлаждения двигателя при вполне опре-
деленных так называемых критических параметрах окружаю-
щего воздуха. Предельные значения температуры окружающего
воздуха для системы охлаждения гусеничных и колесных машин
можно считать +45° С и —45° С.
Большинство двигателей отечественных гусеничных и колес-
ных машин имеют жидкостное охлаждение, которое по сравне-
нию с воздушным имеет следующие преимущества: более легкий
пуск двигателя в условиях низкой температуры окружающего
воздуха; более равномерное охлаждение двигателя; возможность
применения блочных конструкций цилиндров; упрощение ком-
поновки и возможность изоляции воздушного тракта; меньший
шум при работе двигателя.
К недостаткам жидкостной системы охлаждения относятся:
большая чувствительность к изменению температуры окружа-
ющего воздуха, потребность в охлаждающей жидкости, опасность
ее подтекания и замерзания, повышенный коррозийный износ
цилиндров вследствие более низкой температуры их стенок.
Жидкостная вентиляторная система
Жидкостная система охлаждения обеспечивает теплоотдачу
от нагретых деталей двигателя в охлаждающую жидкость; пере-
нос тепла от двигателя к радиатору и рассеивание тепла радиа-
тором. В соответствии с этим система охлаждения состоит из
двух частей: теплопереносной и теплорассеивающей. Агрегаты
и узлы теплорассеивающей части называются радиаторной уста-
новкой и включают радиатор, вентилятор, воздухопритоки и
воздухоотводы, а также органы регулирования интенсивности
охлаждения.
В моторных установках гусеничных машин чаще применяются
жидкостные вентиляторные системы охлаждения с принудитель-
ной циркуляцией жидкости (рис. 1.16). Эти системы являются
закрытыми, или замкнутыми, т. е. жидкостный тракт не имеет
постоянного сообщения с атмосферой, что способствует умень-
шению расхода жидкости. Циркуляция воды между двигателем
и радиатором обеспечивается центробежным насосом. В расши-
рительном бачке имеется запас жидкости для компенсации ее
убыли в контуре двигатель—радиатор из-за испарения и воз-
можных утечек. Парообразование ослабляет эффективность ра-
боты системы охлаждения, поэтому пар из рубашки двигателя
и радиатора отводится в паровоздушное пространство расшири-
тельного бачка.
27
Превышение сверх нормы давления в системе может привести
к нарушению ее герметичности и разрушению, понижение —
к недопустимому парообразованию. Поддержание давления в не-
обходимых пределах осуществляется при помощи двойного паро-
Рис. 1.16. Схема жидкостной вентиляторной системы охлаж-
дения:
1 — вентилятор; 2—расширительный бачок; 3 —компенсационный
трубопровод; 4 — пароотводные трубки; 5 — водяной радиатор;
6 — двигатель; 7 — водяной насо<?; 8 —термометр
воздушного клапана, который устанавливается в наиболее высокой
точке водяной системы. Часто он монтируется в пробке заливной
горловины расширительного бачка или верхнего бачка радиатора.
Паровой клапан этого устройства
открывается, когда давление в си-
стеме превышает атмосферное на
20—60 кПа (0,2—0,6 кПсм*) и
выше. Воздушный клапан откры-
вается, когда в системе (при охлаж-
дении двигателя) образуется разре-
жение 1—4 кПа (0,01—0,04 кГ1см?).
Перепады давления, при которых
открываются клапаны, обеспечи-
ваются подбором параметров и на-
тяга клапанных пружин. Наличие
избыточного давления в жидкост-
ном тракте системы охлаждения
двигателя приводит к повышению
температуры кипения жидкости и
способствует увеличению эффек-
тивности охлаждения, уменьшению
Рис. 1.17. Зависимость температу-
ры кипения t охлаждающих жидко-
стей от избыточного давления Др
в системе охлаждения
потерь жидкости, снижает возможность появления в потоке
жидкости пузырьков воздуха и пара. На рис. 1.17 представлен
график зависимости температуры кипения воды и водоэтилен-
гликолевых смесей различной концентрации (антифризы) от из-
быточного давления в жидкостном тракте системы охлаждения.
28
Регулирование расхода жидкости. Интенсивность охлаждения
жидкости, а следовательно, и двигателя регулируется изменением
расхода жидкости или воздуха, проходящих через радиатор.
Регулирование расхода жидкости осуществляется при помощи
термостатов с двойным клапаном, обеспечивающим циркуляцию
жидкости через радиатор (по большому кругу) при ее темпера-
туре на выходе из двигателя не ниже 65—70° С. При более низкой
температуре жидкость направляется из водяной рубашки головки
цилиндрового блока к насосу и обратно в водяную рубашку
Рис. 1.18. Схема регулирования расхода жидкости в системе охлаждения'
при помощи термостатов
двигателя. На рис. 1.18, а показан пример конструкции двух-
клапанного термостата с чувствительным элементом в виде силь-
фона (латунный гофрированный баллончик), заполненного легко
испаряющейся жидкостью. Термостат устанавливается на выходе
из водяной рубашки двигателя так, что его чувствительный эле-
мент омывается выходящей жидкостью. По достижении установ-
ленной температуры под давлением паров испаряющейся в силь-
фоне жидкости баллончик раздувается в осевом направлении.
При этом тарелки клапана 1 перемещаются вверх, открывая
центральное отверстие, ведущее к верхнему бачку радиатора,
и прикрывая окна 2, ведущие к водяному насосу (малый круг
циркуляции жидкости). Перевод охлаждающей жидкости с малого
на большой круг циркуляции заканчивается при температуре
80—90° С, когда окна 2 полностью закрываются, а центральное
отверстие полностью открывается.
На рис. 1.18, б изображена схема водяной системы охлажде-
ния автотракторного двигателя с большим и малым кругами цир-
куляции жидкости. Показанный здесь двухклапанный сильфон-
ный термостат по своей схеме и конструкции несколько отли-
чается от рассмотренного выше.
29
В качестве чувствительного элемента термостата могут быть
использованы также биметаллическая пластина и пружина,
изменяющие свою форму под действием температуры жидкости.
Наличие малого круга циркуляции жидкости способствует ее
перемешиванию и обеспечивает равномерный прогрев двигателя.
Запуск и прогрев холодного двигателя с термостатом в системе
охлаждения при минусовой температуре наружного воздуха со-
провождается интенсивным охлаждением радиатора, циркуляция
жидкости через который в начале прогрева весьма ограничена
и обеспечивается только небольшими отверстиями в верхней
тарелке клапана (рис. 1.18, а). В связи с этим, если в качестве
охлаждающей жидкости используется вода, возможно ее замер-
зание в трубках радиатора, и тогда радиатор выходит из строя.
В этом случае необходимо прекратить продувку радиатора возду-
хом, приостановив на время прогрева двигателя действие венти-
лятора (эжектора) или перекрыв воздушный тракт жалюзи.
Для регулирования расхода воздуха в системе охлаждения
используются жалюзи. При вентиляторной системе охлаждения
на расход воздуха можно также воздействовать изменением числа
оборотов или углов атаки лопастей вентилятора.
Конструкция радиаторов. Радиаторы связывают между собой
воздушный и жидкостный тракты системы охлаждения. Их назна-
чением является передача тепла от охлаждающей двигатель
жидкости к атмосферному воздуху.
Основными частями радиатора являются входной и выходной
коллекторы, по которым подводится и отводится жидкость, и
сердцевина (охлаждающая решетка), с помощью которой осу-
ществляется передача тепла от жидкости к воздуху. Сердцевина
радиатора изготавливается из меди или латуни. По типу сердце-
вины (рис. 1.19) различают радиаторы трубчатые, пластинчатые
и сотовые.
Сотовая решетка состоит из трубок, по которым проходит
воздух. Концы трубок развальцованы на шестигранник или ква-
драт и спаяны между собой. По каналам между трубками проте-
кает вода. В связи с недостаточной надежностью сотовые радиа-
торы на транспортных машинах в настоящее время не применя-
ются.
Трубчатые решетки с различного вида индивидуальным ореб-
рением обладают сравнительно низкими теплотехническими по-
казателями и применяются на средних и тяжелых тракторах.
Пластинчатые радиаторы имеют сердцевину, спаянную из
профильных пластин, образующих трубки плоского сечения.
По трубкам проходит вода, между ними — воздух. Воздушные
протоки дополнительно заполняются гофрированной лентой, уве-
личивающей поверхность охлаждения. Такие радиаторы высоко-
эффективны в тепловом отношении, однако обладают сравни-
тельно низкой прочностью и высокой стоимостью. Применяются
на некоторых типах легковых автомобилей.
30
Наиболее широкое распространение в системах охлаждения
гусеничных машин нашли трубчатые радиаторы с оребрением
в виде пластин (трубчато-пластинчатые), охватывающих все трубки
сердцевины. Трубки таких радиаторов могут иметь круглое,
плоскоовальное или овальное сечение. Пластины соединяются
с трубками пайкой. Трубчато-пластинчатые радиаторы отличаются
жесткостью, прочностью и высокой тепловой эффективностью.
Водяные трубки — плоскоовального сечения, толщина стенок
0,15—0,3 мм. Пластины — толщиной 0,1—0,2 мм. Расстояние
Рис. 1.19. Конструктивные эле-
менты охлаждающей решетки
водяных радиаторов: а — труб-
чатые; б — трубчато-пластинча-
тые; в — пластинчатые; г—сото-
вые
z) Каналы для прохода жидкости
между пластинами (шаг оребрения) 2—5 мм. При меньшем шаге
оребрения эффективность теплопередачи увеличивается, вместе
с тем возрастает аэродинамическое сопротивление и появляется
опасность засорения сердцевины радиатора. Применяющиеся
в настоящее время радиаторы имеют следующие конструктивные
параметры: глубина охлаждающей решетки 80—150 мм; активная
длина трубок 400—600 мм; шаг трубок по фронту 7—12 мм; шаг
трубок по глубине 20—30 мм. Трубки плоскоовального сечения
(до 20x4 мм) располагаются в коридорном или шахматном по-
рядке, с коллекторами они соединяются пайкой. Иногда трубки
располагают под углом 10—15° к воздушному потоку, что способ-
ствует турбулизации воздуха и повышает теплоотдачу радиатора.
Основным недостатком трубчато-пластинчатых радиаторов яв-
ляется невозможность их разборки. При появлении течи негод-
ные трубки запаивают, что приводит к уменьшению эффектив-
ности теплопередачи. При 15—20% негодных трубок необходима
замена всей охлаждающей решетки.
Расчет радиаторной установки. Расчет включает: определение
количества тепла, отводимого жидкостью; расчет радиатора;
31
оценку сопротивления воздушного тракта; подбор вентилятора
по требуемому расходу воздуха и сопротивлению воздушного
тракта.
Расчетным режимом радиаторной установки является режим,
соответствующий работе двигателя на максимальной мощности.
При установившемся тепловом состоянии двигателя количество
тепла Q, отводимого от нагретых деталей охлаждающей жидкостью,
принимают равным количеству тепла, рассеиваемого радиатором,
так как отвод тепла соединительными трубопроводами не пре-
вышает 2—3% от Q.
Для определения количества тепла, уносимого охлаждающей
жидкостью, имеется несколько сравнительно простых формул,
учитывающих некоторые конструктивные параметры и режимные
факторы, например
Г)_ qNegeHu /т nr\
3,6 -103 ’
где Ne — эффективная мощность в кВт; ge — удельный расход
топлива в г/(кВт-ч); Ни—низшая теплотворная способность
топлива в кДж/кг; q — относительная теплопередача в окру-
жающую среду: для дизелей q = 0,16-ь0,25; для карбюраторных
двигателей q = 0,20-ь 0,30.
Для практических целей с допустимой точностью можно счи-
тать
Q = aNemK, (1.26)
где а — опытный коэффициент, равный для дизелей 0,45—0,90,
для карбюраторных двигателей 0,8—1,4.
При определении расчетного количества тепла, подлежащего
рассеиванию радиатором, вводят коэффициент запаса ф' =
= 1,10-ь 1,15, тогда
Qp = <p'Q. (1.27)
Теплорассеивающая способность радиатора зависит от боль-
шого числа факторов: размеров, типа, конструкции и качества
изготовления охлаждающей решетки, скоростей ^жидкости и
воздуха, организации воздушного потока, продувающего радиатор,
и т. д. При плохом контакте между трубками и пластинами ореб-
рения теплопередача ухудшается на 20—30%. Сильная запылен-
ность радиатора также снижает теплопередачу на 10%.
На рис. 1.20, а изображены экспериментальные кривые, ха-
рактеризующие зависимость отводимого тепла Q и воздушного
сопротивления Лр радиатора от глубины I охлаждающей решетки.
При / > 150 мм тепловая эффективность радиатора начинает
заметно понижаться, тогда как аэродинамическое сопротивление
его продолжает расти по примерно линейному закону.
Рис. 1.20, б свидетельствует о том, что увеличение скорости
воды иж в решетке радиатора целесообразно до определенного
32
предела (в выполненных конструкциях 0,4—0,8 м/с), после ко-
торого повышение теплоотдачи незначительно.
Из рис. 1.20, в видно, что изменение скорости воздуха перед
фронтом радиатора ve оказывает значительное влияние на эффек-
тивность теплоотдачи Q и энергетические потери Ар, обусловлен-
ные аэродинамическим сопротивлением радиатора. Оптимальные
значения скорости воздуха, продувающего радиатор (перед фрон-
том радиатора), находятся в пределах 10—20 м/с.
Приведенные на рис. 1.20, бив зависимости даны для труб-
чато-пластинчатого радиатора при глубине охлаждающей решетки
95 мм и разности средних температур жидкости и воздуха 60° С.
Основным показателем качества радиатора, характеризующим
его эффективность как теплообменника, является коэффициент
теплопередачи k, в общем случае представляющий собой тепловой
поток через единицу поверхности в единицу времени при темпе-
ратурном напоре 1° С. В радиаторе коэффициент теплопередачи
характеризует сложный процесс передачи тепла от жидкости
к воздуху. Этот процесс состоит из трех этапов: 1) отдача тепла
от воды к стенкам водяных каналов; 2) передача тепла за счет
теплопроводности трубок и пластин оребрения; 3) отдача тепла
наружной поверхностью трубок и пластин обребрения потоку
воздуха. Лри установившемся процессе теплообмена эти три
этапа описываются следующими уравнениями теплопередачи
(рис. 1.21):
(1.28)
(1.29)
Q = a2F2 (Гсг - ie), (1.30)
H. А. Носов 33
где Q — количество тепла, передаваемое от жидкости воздуху,
в Вт; а± и а2 — коэффициенты теплоотдачи соответственно от
жидкости к внутренней поверхности стенок водяных каналов
и от наружной поверхности трубок и пластин оребрения к воз-
духу, в Вт/(м2*К); Fi и F2 — площади внутренней и наружной
поверхностей охлаждающей решетки радиатора в м2; tcl>
1С2 — средние температуры жидкости, внутренней и наружной
поверхностей охлаждающей решетки и воздуха в °C; % — коэф-
фициент теплопроводности материала трубок и пластин радиа-
тора в Вт/(м-К);6— условная толщина
стенки охлаждающей решетки.
После несложных преобразований
получим
__ F2 (^Ж te) /т О1\
F] , $1 X &2
ИЛИ
Q = kF2\ty (1.32)
Q
Рис. 1.21. Схема передачи
тепла через стенку
— + — 4-—
ах X а2
теплопередачи, отнесенный к площади
внешней (омываемой воздухом) поверх-
ности радиатора F2, ф = ----коэф-
фициент оребрения радиатора.
Параметры, определяющие величину коэффициента тепло-
передачи, имеют для современных трубчато-пластинчатых радиа-
торов следующие значения: ф = З-ьб; ах = 7,0-ь9,3 кВт/м2-К
(6000—8000 ккал!м* • ч • °C); а2 = 70-И40 Вт/м2 • К (60—
120 ккал/м2-ч-°С), коэффициент теплопроводности X: для железа
46—58 (40—50), для алюминиевых сплавов 116—226 (100—195),
для сплавов на медной основе 81—232 (70—200), для меди
383 Вт/(м-К) (330 ккал/м-ч-°С). Если приведенные величины
подставить в формулу для ky становится ясным, что эффектив-
ность теплопередачи определяется в основном теплоотдачей от
охлаждающей решетки к воздуху и зависит от конструкции ра-
диатора, температурного перепада Д/ и скорости воздуха, омы-
вающего решетку. При изменении скорости воздуха от 5 до 20 м/с
значение коэффицйента теплопередачи изменяется в пределах
46—140 Вт/м2:К (40—120 ккал/л*2°C).
Разность Д/ между средними температурами жидкости и воз-
духа может быть определена по формуле
Д^ ____ ___ I ___ ^Ж. вХ ~Ь 1ж. вых_______________1в. вх ~4~ ^в. вых
(1.33)
2
2
34
Здесь температуры с индексом вх относятся к условиям входа,
с индексом вых — к условиям выхода из радиатора.
В связи с тем что температуры воды и воздуха, проходящих
через радиатор, изменяются не по линейному закону, более точ-
ной является среднелогарифмцческая разность температур-
д7лю == . (1.34)
2,31g
-- 1в. вых
Расхождение между А/ и Д/Лог в радиаторах не превышает 3—
4%, поэтому с достаточной для практических целей точностью
можно пользоваться А/.
Изменение температуры жидкости в радиаторе 1ж.вх — 1ж.вых,
как правило, составляет величину 5—15° С. Ориентировочное
значение перепада температуры воздуха в радиаторе 1в.вых—
te.ex ПРИ te.ex = 45° С составляет величину 20—30° С.
Учитывая неравномерность омывания радиатора, при пред-
варительных расчетах требуемую охлаждающую поверхность
можно определить по формуле
Я =—
vk Д/
(1.35)
где v = 0,84-0,9 — коэффициент омывания радиатора. Глубина
охлаждающей решетки радиатора
Здесь РфР — площадь фронта сердцевины радиатора; фу — объем-
ный коэффициент компактности радиатора. Для имеющихся
конструкций фу = 500-г-1000 м2/м3. Для каждой конкретной
конструкции охлаждающей решетки коэффициент фу может быть
рассчитан как площадь поверхности, омываемой воздухом, при-
ходящаяся на единицу объема решетки.
Качество конструкции радиатора кроме фу характеризуется
также коэффициентом компактности по фронту ф^р и весовым
коэффициентом компактности фг:
„ — Л. m — тР
*ФР~ Рфр> Рфр1’
где тр — масса радиатора. У выполненных конструкций ффР —
= 354-50 м2/м2; фё = 5004-800 кг/м3.
Плотность компоновки охлаждающей решетки радиатора,
существенно влияющая на его воздушное сопротивление и тепло-
вые качества, характеризуется коэффициентом живого -сечения
по воздуху
₽ = ф^0,7ч-0,8,
Г фр
где ?ж.с — площадь живого сечения по воздуху.
3* 35
Аэродинамическое сопротивление воздушного тракта системы
охлаждения оценивается суммой перепадов статического давле-
ния на всех участках тракта. Аэродинамическое сопротивление
радиатора может быть выражено в виде потери напора Нр или
перепада давления Дрр (в Па):
Дрр=Ср-^> (1.37)
где — скорость воздуха перед фронтом радиатора в м/с; рв —
массовая плотность воздуха в кг/м3; Ср — коэффициент аэроди-
намического сопротивления радиатора, определяемый опытным
путем. В зависимости от конструкции охлаждающей решетки
скорости и плотности воздуха он изменяется в широких преде-
лах — от 3 до 8—10. Большие значения С имеют место при мень-
шей скорости воздуха. Аэродинамическое сопротивление Арр
радиаторов транспортных машин примерно пропорционально
глубине решетки и достигает значения 800—1200 Па (80—
120 кПм2). Сопротивление горячего радиатора на 3—8% больше,
чем холодного.
Аэродинамическое сопротивление всего воздушного тракта
может быть выражено суммарной потерей напора
о 2 '
«2=&-^ = &+6nJ-^, (1-38)
где Стр = С«. я + Се. о — коэффициент аэродинамического со-
противления воздушного тракта, равный сумме коэффициентов
аэродинамического сопротивления воздухопритока (Се. я) и В03'
духоотвода (Се. о). Имея в виду, что ve =
ход воздуха в м3/с), получим
(здесь V* — рас-
т. е. Я2 = f (Ve). Эта функция называется аэродинамической
характеристикой воздушного тракта.
На рис. 1.16 показана схема воздушного тракта с осевым вен-
тилятором. Воздушный поток на стороне воздухопритока проходит
через жалюзи и обдувает двигатель. На стороне воздухоотвода
воздух обдувает трансмиссию и проходит через радиатор, жалюзи
и облицовку. Все перечисленные здесь элементы воздушного
тракта оказывают сопротивление воздушному потоку и являются
причинами местных потерь статического напора. Эти потери и
оцениваются коэффициентами аэродинамического сопротивле-
ния Ср, Се.Я И Св.о- На рис. 1.3 и 1.4 показаны схемы воздушных
трактов с центробежными вентиляторами и продувкой масляных
радиаторов, включенных в общий воздушный тракт системы
охлаждения.
36
Вентилятор подбирается по заданным оборотам пвент и тре-
буемым значениям напора и расхода воздуха Ve (рис. 1.22),
определяемым точкой пересечения А характеристики венти-
лятора (кривая 1) и аэродинамической характеристики воздуш-
ного тракта (кривая 2).
Мощность, затрачиваемая на привод вентилятора, в Вт
Н_Уа
NeeHm = -^, (J.39)
где 'Цвецт — к. п. д. вентилятора. К. п. д. центробежных венти-
ляторов лежит в пределах 0,3—0,6; осевых — 0,3—0,7 и зависит
от совершенства'аэродинамической формы
лопастей. Следует иметь в виду, что
окружная скорость по наружному диа-
метру вентилятора DHap
,, _ яВНарПвент
и0Кр — 60
ограничивается величиной 100—ПО м/с
по акустическим соображениям.
Расход жидкости Уж (в м3/с), цирку-
лирующей в системе охлаждения, зависит
от количества тепла Q (в кВт), отводимого
Рис. 1.22. К определению
расхода воздуха вентиля-
торной системой охлаж-
дения
от двигателя:
Уж
Q
^жРжОж
(1.40)
где А/ж = tx.ex — tx.eblx — перепад температуры жидкости в ра-
диаторе; рж — плотность жидкости в кг/м3; сж — удельная теп-
лоемкость жидкости в кДж/кг-К, равная для воды 4,19; для
этиленгликоля 2,9).
Требуемая площадь проходного сечения одного хода радиа-
тора со стороны жидкости Рж — Fmpimp (где Fmp — площадь
проходного сечения трубки в м2; imp — число трубок одного хо-
да радиатора) зависит от расхода Уж и скорости и*. жидкости:
1 __ Уж
ж
иж
(1-41)
При этом задаются оптимальные значения иж и Д/ж. Число ходов
радиатора со стороны жидкости определяется конструктивно-
компоновочными воображениями и зависит от требуемой площади
охлаждающей поверхности радиатора F^ по воздуху.
Расчетная производительность водяного насоса определяется
с учетом возможных утечек жидкости из напорной полости во
всасывающую: -
Уж.Р = ^, (1-42)
где ц = 0,84-0,9—коэффициент подачи.
37
Потери напора в водяном тракте системы охлаждения кНж
состоят^ из потерь на трение 2 ^Нтр и местных потерь 2
Водяной насос при заданной производительности должен созда-
вать напор
Нж > АЯЖ - 2 ДЯтр + 2 №м. п.
Местные потери напора могут быть определены по формуле
р
(1.43)
где £Л|„—коэффициент местного сопротивления. Для прямо-
угольного колена и резкого расширения ZM.n — 1; для внезап-
Рис. L23. Распределение потерь Рис. 1.24. Гидравлические характеристики
напора по жидкостному тракту двух смежных участков жидкостного тракта:
системы охлаждения двигателя: ; — 1-й участок; 2 — 2-й участок; з — суммарная
а — вход в насос; о — выход из характеристика
насоса; с — выход в двигатель;
d — выход из двигателя; е — вы-
ход в радиатор; f — выход из
радиатора
Потери напора на трение зависят от длины I трубопровода
и его эквивалентного диаметра d3:
= (1.44)
где Сшр = 0,0144 + — коэффициент трения. Для круг-
V . .
дой трубы диаметром d эквивалентный диаметр d3 = d; для
плоской трубы d3 = -^тР; здесь Fmp и Smp — соответственно
отр
площадь и периметр поперечного сечения трубы.
Ориентировочная схема распределения потерь напора в
жидкостном тракте системы охлаждения транспортного двигате-
38
ля представлена на рис. 1.23. При последовательном включении
участков жидкостного тракта расходы жидкости на разных
участках равны, а потери напора суммируются. На параллельных
участках равны потери напора, а суммируются расходы жидкости.
На рис. 1.24 представлена схема получения суммарной гидрав-
лической характеристики двух смежных участков жидкостного
тракта, включенных последовательно (рис. 1.24, а) и параллельно
(рис. 1.24, б).
Мощность (в кВт), потребляемая водяным насосом, может быть
определена по формуле
"•"“тИг?’ <L45>
где Уж.р — расчетная производительность водяного насоса в м3/с;
Йж— требуемый напор в Па; т]н.г = 0,64-0,7— гидравличе-
ский к. п. д. насоса. Для автотракторных двигателей обычно
Мв.я = (0,0054-0,01) Ne', здесь Ne — эффективная мощность дви-
гателя.
Жидкостная эжекционная система
В последнее время значительное внимание уделяют развитию
и внедрению эжекционного охлаждения двигателей гусеничных
машин. Эжекционный способ охлаждения, основанный на исполь-
зовании энергии отработавших газов, позволяет решать одновре-
менно задачи охлаждения как двигателя, так и выхлопных газов.
Рис. 1.25. Схема эжекционной системы охлаждения:
1 — двигатель; 2 — эжекторный патрубок; 3 — воздухоприток; 4 — масляный
радиатор; 5 — водяной радиатор; 6 — диффузор; 7 — заслонка; 8 — камера
смешения; 9 — приемная^камера; 10 — сужающий насадок
На рис. 1.25 изображена принципиальная схема эжекционной
системы охлаждения. Выпускные газы, обладающие большой
энергией, из сужающего насадка 10 выходят в смесительную
камеру 8 и, отдавая часть своей энергии воздушному потоку,
заставляют его выходить через диффузор 6 в атмосферу. При этом
в приемной камере 9 образуется разрежение, и суммарный напор
39
Я2, равный разнице статического атмосферного давления ратм
и статического давления в приемной камере рПлК обеспечивает
преодоление воздушным потоком аэродинамических сопротивле-
ний (в данном случае жалюзи и радиаторов).
В процессе эжекции происходит перемешивание струи отра-
ботавшего газа, вытекающего с большой скоростью через сопло
выпускного патрубка цилиндра двигателя, с подсасываемым
(эжектируемым) воздухом. В смесительной камере благодаря
непрерывному энергетическому обмену между струей газа и
эжектируемым воздухом происходит выравнивание скоростей
потоков, позволяющее без затраты механической энергии осу-
ществить более простую и надежную по сравнению с вентилятор-
ной циркуляцию воздуха.
Применение эжекционного способа для охлаждения двигате-
лей гусеничных и колесных.машин исключает необходимость уста-
новки специальных выхлопных коллекторов и труб, вызывающих
дополнительные потери. Это позволяет сократить объем эжек-
ционной системы охлаждения в 1,5—2 раза по сравнению с вен-
тиляторной, а затраты мощности на обслуживание системы умень-
шить на 4—7%. Кроме того, эжекционные системы охлаждения
по сравнению с вентиляторными имеют ряд конструктивных и
эксплуатационных преимуществ: простоту конструкции,, отсут-
ствие привода к вентилятору, отсутствие вращающихся деталей,
саморегулирование интенсивности охлаждения в условиях пере-
менного нагрузочного режима двигателя. Оценочными парамет-
рами эжектора являются производительность и к. п. д. Произ-
водительность эжектора характеризуется коэффициентом эжек-
ции q, который представляет собой отношение массовых рас-
ходов .охлаждающего воздуха т2 и выпускных газов
? = ->-. (1.46)
/711
Коэффициент эжекции зависит от типа двигателя и степени
его форсирования, системы выхлопа, схемы расположения сопел
и геометрических размеров проточной части эжектора. Величина q
может достигать значения 15—20, рабочие значения в два-три
раза меньше.
Коэффициент эжекции растет с увеличением частоты пульса-
ций потока выпускных газов и с увеличением разрывности по-
тока (увеличивается эффект подсоса воздуха струей газа). Кроме
того, при пульсирующем характере, потока улучшается теплооб-
мен воздуха с коллектором й усиливается охлаждающее действие
системы. Для получения пульсирующего потока наиболее ра-
циональным является применение индивидуального эжектора на
каждый цилиндр. Однако в конструктивном отношении систему
охлаждения с индивидуальным выхлопом выполнить значительно
сложнее по сравнению с другими системами. Применение одного
эжектора на два цилиндра сокращает габариты, упрощает кон-
40 .
струкцию, но приводит к снижению производительности, осо-
бенно если выхлопы цилиндров смещены по времени так, что
поток не имеет разрывов. При обслуживании одним эжектором
четырех цилиндров и более объем системы охлаждения значительно
уменьшается, однако движение газов получается близким к не-
прерывному истечению, и коэффициент эжекции падает. Эжек-
ционная система охлаждения двигателя может объединять любое
число цилиндров, если разработка эжектора ведется с учетом
специфики газовых потоков.
Степень использования энергии отработавших газов в системе
охлаждения и целесообразность выбранной конструкции эжек-
тора оценивается эффективным к. п. д. представляющим
собой отношение работы, затрачиваемой на перемещение охлаж-
дающего воздуха по воздушному тракту системы охлаждения до
приемной камеры (полезная работа эжектора), к энергии отра-
ботавших газов перед сопловым аппаратом:
= (1.47)
Здесь Ne,9QiC — эффективная мощность эжектора в кВт; Nx —
мощность эжектирующей струи в кВт. Эти мощности опреде-
ляются по формулам:.
^е.эж = !03Рг ’>
+ + (1.49)
где — разрежение в приемной камере (аэродинамиче-
ское сопротивление воздушного тракта), равное требуемому
суммарному напору, в Па; т2 — массовый расход эжектируемого
газа в кг/с; р2 — плотность эжектируемого газа в кг/м3; тх —
массовый расход эжектирующего газа в кг/с; cvl — средняя
удельная теплоемкость газа при постоянном объеме в Дж/(кг-К);
Т2 и Тх — температуры эжектируемого и эжектирующего газов
в К; h± — динамический напор эжектирующей струи на выходе
из сопла в Па; — плотность эжектирующего газа в кг/м3;
ki — коэффициент неравномерности потока перед соплом; F± —
площадь поперечного сечения сопла в м2; g— ускорение сво-
бодного падения.
При пульсирующем потоке эжектирующего газа для опреде-
ления к. п. д. эжектора используются мгновенные значения дав-
ления и температуры газов перед соплом, получаемые экспери-
ментально или расчетным путем. Основными особенностями эжек-
ционной системы охлаждения являются:
1) пульсирующий характер истечения выхлопных газов;
2) геометрическая неравномерность поля скоростей на выходе
из камеры эжектора вследствие недостаточных размеров проточной
части эжекционного устройства;
41
Рис. 1.26. к определению рас-
хода воздуха при эжекционном
охлаждении двигателя
3) работа на переменных режимах двигателя при переменном
сопротивлении воздушного тракта;
4) сложные геометрические формы пространства моторного отде-
ления, в котором должно помещаться эжекционное устройство.
Выбор конструкции эжектора производится на основе сравни-
тельного анализа расчетных и экспериментальных данных, полу-
чаемых в зависимости от сопротивления воздушной трассы,
параметров двигателя, геометрических размеров эжектора, си-
стемы выхлопа и величины противодавления на выхлопе. Послед-
нее снижает мощность двигателя и
зависит в основном от проходного
сечения сопел и способа их объедине-
ния. Как показывает практика, по-
вышение противодавления на 4 кПа
(400 мм вод. ст.) приблизительно
соответствует потере 1 % эффектив-
ной мощности двигателя.
Основной характеристикой эжек-
тора (рис. 1.26, прямая 1) является
зависимость разрежения Др в прием-
ной камере от расхода /п2 эжектируе-
мого воздуха: Др = f (т2). Точки
пересечения характеристики эжек-
тора с осями координат соответствуют:
а — наибольшему разрежению в при-
емной камере, когда расход эжекти-
руемого воздуха т2 = 0 (закрыты
жалюзи); b — наибольшему расходу эжектируемого воздуха,
когда сопротивление воздушного тракта Др — 0.
В той же системе координат (кривая 2) может быть построена
аэродинамическая характеристика воздушного тракта Нг = (14).
Точка пересечения А характеристик эжектора и воздушного тракта
определяет действительные значения сопротивления Дра и рас-
хода воздуха т^.
Характеристика эжектора построена в предположении, что
двигатель работает на установившемся режиме и параметры
эжектирующего газа и воздуха постоянны; изменение значений т2
и Др соответствует изменению суммарного коэффициента аэроди-
намического сопротивления воздушного тракта (для эжек-
ционной системы — С«.« + Ср)- При изменении режима ра-
боты двигателя и постоянном все точки характеристики эжек-
тора смещаются: при увеличении мощности, развиваемой двига-
телем, — направо вверх; при уменьшении — налево вниз. В связи
с этим более показательной является безразмерная характери-
стика эжектора в координатах q = (коэффициент эжекции)
Ап 7721
и Безразмерная характеристика эжектора имеет тот же
вид, что и прямая 1 на рис. I. 26.
42
Высокотемпературное охлаждение
Высокотемпературное охлаждение двигателя является одним
из весьма действенных путей повышения эффективности жидкост-
ной системы охлаждения. При высокотемпературном охлаждении
температура воды на выходе из рубашки двигателя может дости-
гать 120° С и более, а избыточное давление в водяной системе —
более 100 кПа (1 кПсм2). Эти обстоятельства должны учитываться
при конструировании элементов водяного тракта. Должны быть
обеспечены повышенная прочность и надежность трубопроводов,
водяных резервуаров, пайки, соединений и уплотнений.
Повышение температуры охлаждающей жидкости приводит
к некоторому увеличению как индикаторного, так и механиче-
ского к. п. д. двигателя. При этом износ двигателя, как правило,
не увеличивается. Допустимое значение верхнего предела темпе-
ратуры зависит от типа двигателя, степени его форсирования и
других факторов. Существенной причиной ограничения верхнего
предела температуры является возможность недопустимого раз-
жижения масла, следствием чего может быть повышенный износ
и снижение к. п. д. двигателя. При высокотемпературном охлаж-
дении увеличивается доля тепла, отводимого отработавшими
газами и рассеиваемого деталями моторной установки, в связи
с чем доля тепла Q, отводимого жидкостью, уменьшается на 5—
1'5%. Количество тепла Q, передаваемого радиатором системы
охлаждения от жидкости к воздуху, пропорционально темпера-
турному напору: Q = kF2&1лог- Если при прочих равных усло-
виях, (той же конструкции системы охлаждения, неизменных рас-
ходе воздуха и температурах te. ех = 45° С и te. еых — 65° С)
повысить среднюю температуру жидкости tx с 95 до 115° С, то
среднелогарифмический температурный напор А бог, подсчитан-
ный по формуле (1.34), увеличится почти в 1,5 раза (с 39,7 до
59° С). Однако полная реализация такого повышения эффектив-
ности радиаторной установки невозможна без соответствующего
увеличения расхода воздуха, а для этого необходимо более чем
трехкратное увеличение мощности вентилятора, изменятся коэф-
фициент теплопередачи k и к. п. д. вентилятора, а также потре-
буются существенные конструктивные переделки всей системы
охлаждения.
При неизменных параметрах радиаторной установки и повыше-
нии 1Ж с 95 до 115° С (б.вх = 45° С) температура воздуха на вы-
ходе из радиатора б. вых повысится с 65 до 72,5° С. Это приведет
к некоторому снижению температурного напора по сравнению
с предыдущим случаем (Абог = 55° С вместо 59° С). Однако и
здесь эффективность системы охлаждения (количество тепла Q,
рассеиваемого радиатором) оказывается повышенной на 37—38%.
По опытным данным при неизменном количестве рассеиваемого
тепла переход на высокотемпературное охлаждение двигателя
43
позволяет в 1,5—2 раза уменьшить габариты радиаторной уста-
новки и заметно снизить потери мощности на привод вентилятора
и водяного насоса.
Повышение теплорассеивающей способности системы охлажде-
ния за счет увеличения поверхности охлаждающей решетки радиа-
тора при неизменном температурном напоре приводит
к соответствующему увеличению объема радиатора (в основном его
габаритов по фронту) и расхода воздуха. При этом мощность, не-
обходимая для привода вентилятора, также увеличивается.
Воздушное охлаждение
При воздушном охлаждении тепло от цилиндров двигателя пере-
дается непосредственно воздуху. На рис. 1.27 изображен один из
возможных вариантов схемы воздушной системы охлаждения V-об-
разного многоцилиндрового двигателя с осевым вентилятором, рас-
положенным на стороне выхода воздушного потока. Воздух по-
ступает через воздухопритоки /,
омывает масляные радиаторы 4,
цилиндры двигателя и некоторые
другие элементы моторной уста-
новки, а затем выбрасывается
в атмосферу через воздухоотвод 2
при помощи вентилятора 3,
Впервые созданные двигатели
внутреннего сгорания имели воз-
душное охлаждение. Дальнейшее
развитие двигателестроения при-
вело к использованию водяного
охлаждения, так как воздушное
было недостаточно эффективным.
Исключение составляли авиационные и малолитражное двига-
тели. В настоящее время прогресс, достигнутый в технике воз-
душного охлаждения, вновь ставит вопрос о его более широком
распространении.
В двигателях с жидкостным охлаждением на систему охлажде-
ния приходится до 20% всех неисправностей (течи в радиаторах и
местах соединений, образование накипи, трещины в водяной ру-
башке двигателя, выход из строя уплотнений и т. д.)
Воздушная система охлаждения требует значительно меньше
ухода, менее подвержена температурным воздействиям, конструк-
тивно проще, находится в постоянной готовности к действию.
Двигатели с воздушной системой охлаждения имеют меньший вес
и габариты, экономичнее, значительно быстрее прогреваются. Для
их охлаждения требуется на 30% меньший расход воздуха. Соот-
ветственно уменьшаются и затраты мощности. Существенный не-
достаток ДВС с воздушным охлаждением — повышенная шум-
ность.
Рис. 1.27. Схема воздушной системы
охлаждения
44
Основной задачей проектирования воздушной системы охла-
ждения является обеспечение необходимой теплоотдачи от дви-
гателя к воздуху при возможно меньшем расходе воздуха и ми-
нимальном аэродинамическом сопротивлении. Количество тепла,
отводимого воздухом в двигателях с воздушным охлаждением,
на 15—18% меньше, чем отвод тепла в воду в двигателях с
жидкостным охлаждением. Это
вызвано повышенным теплоотво-
дом в масло и с отработавшими
газами.
Температура стенок цилиндров
двигателя может находиться в
пределах от 120—130 до 200—
230° С, а на кратковременных фор-
сированных режимах — до 260° С.
Наибольшее количество тепла от-
водится головкой цилиндра (до
65—75%). Поэтому стремятся уве-
личить поверхность охлаждения
верхней части цилиндра путем уве-
личения высоты ребердо 50—60 мм.
В нижней части цилиндра высота
ребер 15—20 мм. Толщина ребер
в зависимости от места их располо-
V в)
К И U г—W—)
Рис. 1.28. Схемы дефлектирования
цилиндров
жения, высоты и материала равна 0,8—3 мм, межреберный проме-
жуток — 2,5—5 мм.
Коэффициент теплоотдачи а (в Вт/м2 • К) может быть определен
по полуэмпирической зависимости
а = 4,92 + 0,0369 Ммг . (1.50)
• *7 ___ ^в.вых вх
^лог — = - >
|п 1ц — ‘в. вх
tu, ---te. вых
где А/лог — среднелогарифмическая разность средней темпера-
туры стенок цилиндра /ч = 1504-180° С и температуры воздуха
(4.вх — на входе; вых — на выходе); ve и рв — скорость в м/с
и плотность в кг/м3 воздуха; £>ц — диаметр цилиндра у основания
ребер в м.
Рассчитанные по формуле (1.50) значения а получаются завы-
шенными на 10—15%. На практике а — 175 4-230 Вт/(м2<К) (150—
200 ккал/м2-ч-оС). Повышению а способствуют: наклон ребер на
угол до 45° по отношению к набегающему на них потоку воздуха;
увеличение скорости воздуха (до 30—40 м/с); обдувание отдельных
частей цилиндра раздельными самостоятельными потоками
(рис. 1.28, г и д).
45
Организация воздушных потоков, омывающих цилиндры дви-
гателя, осуществляется при помощи дефлекторов, изготавливаемых
из листовой стали. Среди изображенных на рис. 1.28 схем дефлекти-
рования цилиндров схема а характерна большим подогревом воз-
духа (4.вых — te,ex = 50ч-70о С), значительной неравномер-
ностью температур по окружности цилиндра (до 50° С) и повышен-
ным аэродинамическим сопротивлением. Схема б имеет наиболь-
шее распространение. Неравномерность температуры по цилиндру
здесь вдвое ниже, чем в предыдущем случае, а сопротивление на
15—20% меньше. По схеме в вход воздушного потока осуществ-
ляется чрез узкую щель, что способствует завихрениям и повышает
теплоотдачу. Т ребуе-
мый расход воздуха
здесь заметно снижает-
ся. Схемы гид обес-
печивают более равно-
мерное охлаждение ци-
линдров двигателя, но
при повышении аэроди-
намического сопротив-
ления.
Общая направлен-
ность воздушного пото-
ка обеспечивается капо-
тами (рис. 1.29, а), при
проектировании кото-
рых следует обращать
серьезное внимание на
охлаждение вспомога-
тельных агрегатов: топ-
ливного насоса, кар-
бюр атор а, ген ер атор а,
стартера и др. Расход
ох л аждающего воздух а
зависит от количества
отводимого тепла, допу-
стимой температуры ох-
лаждаемых поверхно-
Рис. 1.29. Распределение потерь напора по стей,качества оребрения
воздушному тракту системы охлаждения: а—b— и равномерности обду-
в капоте на стороне входа; b—с — в дефлекто- цилиндров двигате-
рах; C-d-в капоте на стороне выхода: лд Для двигателейс
воздушным охлаждени-
ем удельный расход воз-
духа составляет 400—600г/(с-кВт) (100—160 кг/л. с. ч). Меньшие
значения соответствуют двигателям большой мощности с развитым
оребрением цилиндров и высоким подогревом воздуха (до 55
—70° С).
46
Аэродинамическое сопротивление воздушной системы охлажде-
ния достигает 1,5—3,0 кПа (150—300 мм. вод. ст.) и более. Это
зависит от организации воздушного потока, расхода воздуха и
дополнительных (кроме цилиндров двигателя) сопротивлений
(жалюзи, масляные радиаторы и т. д.). На рис. 1.29, б изображен
примерный вид распределения потерь напора, создаваемого центро-
бежным вентилятором. Здесь Hi — потери напора на участке воз-
душного тракта; Нъ — суммарные потери.
Мощность, требуемая для привода вентилятора воздушной си-
стемы охлаждения, находится по формуле (1.39), как и в случае
жидкостной системы.
§ 4. СИСТЕМА СМАЗКИ
Система смазки обеспечивает подачу масла к трущимся поверх-
ностям деталей двигателя, хранение, очистку и охлаждение масла.
В двигателях внутреннего сгорания преобладает трение сколь-
жения, которое при наличии смазки принято разделять на жидкост-
ное, граничное, полужидкостное и полусухое.
При жидкостном трении трущиеся поверхности полностью раз-
делены слоем масла и сила трения обусловлена его вязкостью.
При граничном трении поверхности разделены тончайшим гранич-
ным слоем смазки и сила трения определяется молекулярным взаи-
модействием между трущимися поверхностями и граничным слоем
масла. При полужидкостном и полусухом трении масляный слой
разрушается и на различных участках трущихся поверхностей
одновременно может иметь место жидкостное, граничное и сухое
трение.
Подводимое к трущимся поверхностям масло уменьшает силы
трения и износ, охлаждает поверхности трения, удаляет с них
продукты износа, уменьшает коррозию деталей. Потери на трение
и износ минимальные при жидкостном трении. Поэтому необхо-
димо так организовывать подвод масла к трущимся деталям, чтобы
максимально способствовать образованию жидкостного трения.
Для смазки мощных транспортных дизелей зимой и летом при-
меняются масла МТ-16п, МТ-14п, МТ-8п. При этом давление в си-
стеме смазки двигателя должно поддерживаться в пределах 0,6—
1,0 МПа (6—10 кПсм2), срок смены масла 60 ч. Для дизелей ЯМЗ,
а также для некоторых карбюраторных двигателей применяются
дизельные масла зимнее — Дп-8 и летнее Дп-11 при давлении
в системе смазки 0,4—0,7 МПа (4—7 кПсм2), срок смены масла
60 ч. Для смазки карбюраторных двигателей применяются автолы
АСп-6 (зимой), АСп-10 (летом), АС-8, а также масло индустриаль-
ное СУ (летом). Зимой 70% СУ смешивается с 30% веретенного
масла АУ. При использовании этих масел давление в системе
смазки карбюраторных двигателей поддерживается в пределах
0,2—0,4 МПа (2—4 кПсм*), срок замены масла — 5000 км пробега
автомобиля. Все моторные масла применяются со специальными
47
присадками, обеспечивающими повышение их антикоррозийных,
моющих и антиизносных свойств.
В современных двигателях внутреннего сгорания наиболее на-
груженные трущиеся детали смазываются под давлением, напри-
мер подшипники коленчатого и распределительного валов, иногда
поршневые пальцы, толкатели клапанов. Другие детали смазы-
ваются разбрызгиванием. В форсированных двигателях масло
иногда используется для охлаждения днища поршня.
На рис. 1.30 изображена схема системы смазки автомобильного
двигателя с мокрым картером, приспособленным для хранения
Рис. 1.30. Схема системы смазки двигателя с мокрым картером
масла. Циркуляция масла в системе обеспечивается шестеренным-
насосом 6 с редукционным клапаном 2. Через маслоприемник 8
с сетчатым фильтром и щелевой фильтр грубой очистки 1 масло
поступает в главную масляную магистраль 5, откуда по каналам
в перегородках картера, коленчатом вале и шатунах подводится
к коренным и шатунным подшипникам, подшипникам распреде-
лительного вала и поршневым пальцам. Остальные детали смазы-
ваются разбрызгиванием. Часть масла проходит через фильтр
тонкой очистки 7 с ограничивающим калиброванным отверстием 4
и сливается в картер. В радиатор 5 масло поступает из насоса.
Клапан 9 открывается в случае засорения фильтра 1. Клапан 10
предохраняет от падения давления масла ниже допустимого пре-
дела. Давление, количество и температура масла контролируется
при помощи манометра 11, маслоизмерительного стержня 12 и
термометра 13.
В гусеничных машинах чаще применяются двигатели с сухим
картером, из которого масло откачивается в масляный бак. При
48
системе смазки с сухим картером имеется возможность уменьшить
высоту двигателя, снизить расход масла, обеспечить больший
срок его службы.
Схема системы смазки двигателя с сухим картером представ-
лена на рис. 1.31. Циркуляция масла обеспечивается трехсекцион-
ным шестеренным насосом. Две секции 1 откачивают масло из
картера двигателя и подают через масляный радиатор 3 в цирку-
ляционный бачок 4. В случае повышения вязкости и давления
масло проходит в циркуляционный бачок помимо радиатора через
перепускной клапан 5. Из циркуляционного бачка масло посту-
Воздух
Рис. 1.31. Схема системы смазки двигателя с сухим картером
пает к нагнетательной секции насоса 2 через маслоприемник 6
с сетчатым фильтром и подается к двигателю через секцию грубой
очистки комбинированного масляного фильтра 7. Часть масла,
прошедшая тонкую очистку, от фильтра 7 поступает к стороне
всасывания нагнетательной секции насоса. Во время пуска двига-
теля масло подается при помощи маслозакачивающего насоса S.
Давление и температура масла контролируются манометром 9 и
термометром 10. Предварительный прогрев масла в циркуляцион-
ном бачке и маслопроводе, идущем к нагнетательной секции на-
соса, обеспечивается системой подогрева двигателя.
Количество тепла, отводимого от двигателя циркулирующим
маслом, зависит от теплового режима работы подшипников и теп-
ловой нагрузки двигателя. У современных* транспортных двига-
телей теплоотдача в масло составляет 1,5—2% от тепла, вводимого
в цилиндры двигателя с топливом, т. е.
QM = (0,015 ч- 0,020) ттНи = (0,015 ч- 0,020) , (1.51)
Че
где тт — расход топлива в единицу времени; Ни — низшая тепло-
творная способность топлива; Ne — эффективная мощность дви-
гателя; т)е — эффективный к. п. д. двигателя.
4 НА. Носов
49
В двигателях, где масло используется для охлаждения порш-
ней, теплоотдача в масло значительно больше.
Количество масла (циркуляционный расход), которое должно
прокачиваться через двигатель, определяется по формуле
V4 = 7T7P d-52)
Рмсм
где рЛ — плотность масла; см — теплоемкость масла; А/ = (tebix—
tex) — нагрев масла в двигателе. Средние значения этих величин
обычно составляют: рм = 850 кг/м3; см = 2 кДж/(кг- К)Т А/ =
= 10-И5К. Тогда Уц — (3,5 4-5,0) 10“3 Ne л/с. Для двигателей
с охлаждаемыми поршнями Уц = (10 4-12) 10“3 Ne л/с.
В связи с выгоранием и утечками расход масла в современных
двигателях составляет 1—3% от расхода топлива. В связи с этим
для обеспечения достаточного запаса хода машины систему смазки
заправляют примерно следующим количеством масла в (л): VM =
= (0,06 4-0,50) Ne. Меньшие значения соответствуют машинам
с карбюраторными двигателями, большие — с дизелями.
Для обеспечения требуемого давления масла при работе дви-
гателя на любом режиме производительность масляного насоса
должна быть значительно выше циркуляционного расхода
VH = 2,0-4-3,5Уц. (1.53)
Повышенная производительность насоса обеспечивает нормальное
давление масла в системе в случае увеличения зазоров по мере
износа двигателя, а также при повышении расхода масла из-за
уменьшения его вязкости при высокой температуре. Избыток
масла перепускается редукционным клапаном из полости нагнета-
ния в полость всасывания. В системах смазки с сухим картером
производительность откачивающей секции должна быть в 1,5—
2,5 раза больше производительности нагнетающей секции.
Масляные насосы. В качестве масляных насосов применяются,
как правило, шестеренные насосы с шестернями внешнего зацеп-
ления. Они просты в изготовлении, надежны в работе, имеют ма-
лые габариты и вес. В системах смазки с сухим картером масля-
ный насос располагают обычно снаружи двигателя, что упрощает
подвод масла к насосу и отвод его в бак.
Применение в насосах шестерен с косыми зубьями обеспечивает
более равномерную подачу масла и плавную работу насоса. При
этом необходимо, чтобы при любом угловом положении шестерен
имелась контактная линия, перекрывающая всю длину зуба.
Сечение входного патрубка насоса должно обеспечивать ско-
рость протекания масла в пределах 0,3—0,6 м/с, выходного —
0,8—1,5 м/с. Расчетные скорости масла в маслопроводах прини-
маются равными 1—2,5 м/с.
Размеры шестерен насоса определяют исходя из его произво-
дительности (в л/с)
VH = 0,17- 10“7nDh6nT]«> (1.54)
50
где D — диаметр начальной окружности шестерни в мм; h — вы-
сота зуба в мм; b — длина зуба в мм; п — частота вращения ше-
стерни в об/мин; т]„ — объемный коэффициент подачи насоса.
Меньшие габариты насоса заданной производительности полу-
чаются при рациональном сочетании малого диаметра шестерен
с большим модулем зубьев. Окружная скорость на внешнем диа-
метре шестерен не должна превышать 8—10 м/с во избежание рез-
Рис. 1.32. Пластинчато-щелевой мас-
ляный фильтр
кого падения т]„ из-за влияния
центробежных сил. Коэффи-
циент подачи т]« может изме-
няться в широких пределах
(0,4—0,9) в зависимости от тем-
пературы и вязкости масла,
оборотов, давления, величины
радиальных и торцовых зазоров.
Для расчета можно принимать
т]« = 0,7 4-0,8.
Мощность NH (в кВт), необ-
ходимая для привода масляного
насоса, зависит от расхода масла
VH (в л/с) и перепада давления
(в МПа) рвых — рвх между полос-
тями нагнетания и всасывания
АГу* /J 55)
где т]н = 0,85 4-0,9 — механиче-
ский к. п. д. насоса.
Очистка масла. Надежная
очистка масла от механических
примесей в современных маши-
нах осуществляется при помощи
фильтров грубой и тонкой очи-
стки.
Фильтры грубой очист-
к и могут иметь сетчатые, пла-
стинчато-щелевые, ленточно-щелевые и проволочно-щелевые филь-
трующие элементы. Сетчатые фильтрующие элементы изготавли-
ваются из проволоки с числом клеток от 25 до 300 на 1 см2 и
задерживают часфицы размером до 0,1 мм. Ленточно- и пластинчато-
щелевые фильтрующие элементы могут задерживать частицы раз-
мером 0,04—0,09 мм. Конструкция фильтров грубой очистки масла
может быть аналогичной изображенным на рис. 1.7 В современных
автомобильных двигателях нашли широкое распространение пла-
стинчато-щелевые фильтры (рис. 1.32). Здесь фильтрующий эле-
мент 4 состоит из большого числа стальных дисков 6, разделен-
ных звездочками 5. Между дисками по их окружности образуется
зазор 0,08 мм. Стержень 7 с рукояткой дает возможность провора-
4*
51
чивать фильтрующий элемент и при помощи очищающих пластин 3,
набранных на шпильке 2, очищать зазоры между пластинками 6.
Масло подводится в отстойник 8 и, пройдя через фильтрующий эле-
мент, поступает в главную масляную магистраль двигателя. В слу-
чае увеличения сопротивления фильтрующего элемента из-за его
загрязнения или загустевания масла (при низкой температуре)
давление перед фильтром повышается, открывается перепускной
клапан 1 и масло поступает на смазку двигателя помимо фильтра
грубой очистки. Пружина перепускного клапана регулируется
на перепад давления 0,08—0,12 МПа (0,8—1,2 кПсм2). Размеры
фильтрующего элемента выбираются в зависимости от расхода
Рис. 1.33. Элементы фильтра АСФО
масла. При этом скорость протекания масла в зазорах должна
быть в пределах: для сетчатых фильтров 2—4 м/с; ленточно-щеле-
вых 3—6 м/с; пластинчато-щелевых 6—8 м/с. Фильтры грубой
очистки включаются последовательно, и через них проходит все
масло, поступающее на смазку двигателя.
Фильтры тонкой очистки масла задерживают частицы
до 1 мкм, обладают сравнительно большим сопротивлением и
включаются параллельно. Через них проходит до 10% масла, на-
гнетаемого насосом. Фильтрующие элементы бывают картонные,
бумажные, фетровые, с поглощающей массой. Их конструкция
может быть сходной с представленными на рис. 1.8. Для автомо-
бильных двигателей наиболее широко используются фильтрую-
щие элементы АСФО (автомобильный суперфильтр-отстойник)
трех типоразмеров, применение которых зависит от расхода масла.
Фильтр АСФО (рис; 1.33) набирается из сплошных 1 и вырезных 2
дисков. Масло из отстойника через щели 4 поступает в полости 3
между сплошными дисками, где благодаря небольшой толщине
слоя хорошо отстаивается, а затем дополнительно фильтруется,
проходя между картонными дисками в местах их соприкосновения.
Далее масло поступает (непосредственно или по канавкам 5 в вы-
резных дисках) в центральную трубку и сливается в картер дви-
гателя. Для того чтобы к подшипникам двигателя подавалось наи-
более чистое масло, целесообразно после тонкой очистки подавать
масло к полости всасывания нагнетающей секции насоса, как по-
казано на рис. 1.31. Фильтрующие элементы фильтров тонкой
52
очистки масла после их загрязнения, как правило, к дальнейшему
употреблению непригодны и заменяются новыми.
В системах смазки транспортных двигателей часто применяются
комбинированные фильтры, представляющие собой конструктив-
ную комбинацию из фильтров грубой и тонкой очистки.
В настоящее время все более широкое применение для очистки
масла находят реактивные масляные центрифуги, в которых
механические частицы, загрязняющие масло, отделяются центро-
бежными силами. Центрифуги обладают существенными преиму-
1
Рис. 1.34. Центрифуга
ществами: высокая сте-
пень очистки масла,
фильтрующие свойства
и пропускная способ-
ность почти не зависят
от загрязнения ротора;
отсутств у ет необходи -
мость замены элементов
при периддическом об-
служивании. Ротор дол-
жен промываться через
200—300 ч работы дви-
гателя. Центрифуга в за-
висимости от ее кон-
струкции и параметров
может быть использо-
вана как для грубой,
так и для тонкой очи-
стки масла, может быть
включена в систему
смазки последовательно
или параллельно.
На рис. 1.34 изображена схема полнопоточной центрифуги, че-
рез которую проходит и очищается все масло, поступающее от
нагнетающей секции масляного насоса. Ротор 4 под действием ре-
акции струй масла, вытекающих из двух сопел 7, свободно вра-
щается на бронзовых втулках 9 вокруг неподвижной оси. Масло
нагнетается в ротор через отверстие 1 и очищается от механических
примесей центробежными силами. Его основная часть проходит
через отверстия 5 в магистраль 6, идущую к двигателю. Часть
масла через отверстия 8 по трубкам 3 поступает к соплам 7 и
далее в масляный бак или к полости всасывания насоса. Корпус
центрифуги 2 имеет водяную рубашку для подогрева. Качество
очистки такой центрифугой не может быть высоким из-за большого
расхода масла.
Хорошая очистка масла достигается при частоте вращения ро-
тора центрифуги 5000—7000 об/мин и расходе до 0,17 л/с. При
этом давление масла на входе в центрифугу составляет 0,4—
0,6 МПа (4—6 кПсм*).
53
Частота вращения (в об/мин) ротора центрифуги зависит от ее
конструктивных параметров и расхода масла через сопла
WcpM^±-R-a
b + ЖрЛ „„ R2
(1.56)
где Vc — расход масла через одно сопло в м3/с; рЛ — плотность
масла в кг/м3; е — коэффициент сжатия живого сечения струи,
вытекающей из сопла; f — площадь сопла в м2; R— расстояние
Рис. 1.35. Характеристика
центрифуги
от оси ротора до оси сопла в м; а — мо-
мент сопротивления вращению ротора
на малых оборотах в Н-м; b — нарас-
тание момента сопротивления в зави-
симости от частоты вращения ротора
в Н • м/(об/мин). По некоторым опыт-
ным данным ориентировочные значения
а=(1,0 4-1,5) 10-2 Н-м (100—150 г-см);
Ь= (4 4-5) 10"6 Н-м/(об/мин) [0,04—
0,05 г-см/(об/мин)]', е = 0,9.
Расход масла через сопла ротора
может быть определен по формуле
V = Vcz (г — число сопел), причем
/УУ + (тУ
(1.57)
Здесь р — коэффициент расхода масла через сопло (ориентиро-
вочно р я=* 0,8); рг — давление масла на входе в фильтр; Ар —
потери давления на участке от входа в корпус фильтра до входа
в сопло (ориентировочно Ар 0,06 рх); г — радиус подводящего
канала в оси ротора; п — частота вращения ротора в об/мин.
Степень очистки масла центрифугой может быть повышена,
если неподвижную ось закрыть стаканом, вращающимся вместе
с ротором. Это способствует ускорению вращения масла. На
рис. 1.35 изображена характеристика опытной центрифуги НАМИ,
дающая представление о зависимости между оборотами ротора,
расходом и давлением масла.
Охлаждение масла. Для охлаждения масла, выходящего из
двигателя, используются масляные радиаторы. В настоящее время
применяются два типа радиаторов: водо^масляные, в которых осу-
ществляется теплообмен между маслом и жидкостью системы охла-
ждения, и воздушно-масляные с обдувом атмосферным воздухом.
В системах смазки с сухим картером радиаторы обычно вклю-
чают в откачивающую магистраль и располагают на пути воздуш-
ного потока системы охлаждения двигателя. На случай засорения
радиатора или повышения вязкости масла (в период пуска холод-
ного двигателя) устанавливаются перепускные клапаны. Пружина
54
клапана регулируется на перепад давления 0,2—0,4 МПа (2—
4 кПсм*), в случае превышения его масло идет в бак помимо радиа-
тора. По мере прогрева масла гидравлическое сопротивление ра-
диатора уменьшается, и клапан автоматически закрывается.
Преимущество водо-масляных радиаторов заключается в том,
что в период пуска холодного двигателя масло быстрее прогре-
вается. Кроме того, водо-масляные радиаторы обеспечивают более
стабильную температуру масла, не зависящую от нагрузки дви-
гателя и температуры окружающей среды. Недостатками этих
радиаторов являются относительно больший вес, меньшая надеж-
ность в работе, невозможность охлаждения масла до температуры
ниже, чем температура жидкости.
Воздушно-масляНые радиаторы проще и надежнее в эксплуа-
тации, имеют меньший вес и способны охлаждать масло до тем-
пературы ниже, чем температура жидкости системы охлаждения.
Их конструкция аналогична конструкции радиаторов системы
охлаждения. На транспортных машинах нашли преимущественное
распространение трубчато-пластинчатые воздушно-масляные ра-
диаторы.
Количество тепла, отводимого маслом от двигателя, т. е.
Qm ^мРм^д вых ^д.вх)> (1.58)
должно равняться теплу, рассеиваемому радиатором,
Qp ^мРм^р (tp.ex ^р.вых)' (1.59)
Здесь см — теплоемкость масла; рм — плотность масла; Vg и
Vp — расход масла через двигатель и радиатор соответственно
(при включении их последовательно Vg = Vp); tg.ex, tg,ebiX—
температуры масла на входе и выходе из двигателя; tp.ex, tp_ebix —
температуры масла на входе и выходе из радиатора.
Все сказанное справедливо, если считать, что все тепло рассеи-
вается радиатором, т. е., если не учитывать теплопередачи через
стенки картера, масляного бака, маслопроводов и т. д'. Для рас-
чета принимают наиболее трудные условия работы: температура
наружного воздуха +45° С, средняя температура масла в радиа-
торе 75—85° С.
Площадь охлаждающей поверхности воздушно-масляного ра-
диатора со стороны воздуха
где tM, te — средние температуры масла и воздуха в °C; kM —
коэффициент теплопередачи от масла к воздуху:
Ф , i 1 ’
55
Здесь aMt ав — коэффициенты теплоотдачи от масла и к воздуху;
6, X — условная толщина и коэффициент теплопроводности радиа-
тора; ф — коэффициент оребрения радиатора.
Для трубчато-пластинчатых радиаторов ф = 2,5 4-3,5. Ввиду
6ф
малости можно считать
Л
(161)
ам ' ав
По опытным данным ам = (1,5 ч-З) ав, поэтому
kM = (0,35-г- 0,55) ав = (0,35-^0,55) k,
где k ав — коэффициент теплопередачи для воздушно-водя-
ного радиатора той же конструкции. Ориентировочно можно счи-
тать, что при скорости движения масла 0,6—0,8 м/с для воздушно-
масляных трубчато-пластинчатых радиаторов kM = 23 4-
4-70 Вт/(м2-К) (20—60 ккал/м2* °C).
Для водо-масляных радиаторов с прямыми гладкими масля-
ными трубками при скорости протекания масла 0,1—0,5 м/с коэф-
фициент теплопередачи от масла к воде kM, в = 120 4-350 Вт/(м2 • К)
(100—300 ккал/м2 При наличии специальных завихрителей
масла эта величина может достигать значений 800—1200 Вт/(м2 • К)
(700—1000 ккал/м2 • ч • °C).
§ 5. СИСТЕМЫ ПОДОГРЕВА И ПУСКА ДВИГАТЕЛЯ
Во время пуска двигателя зимой из-за низкой температуры воз-
духа нарушается процесс образования горючей смеси, снижаются
давление и температура в конце такта сжатия и, таким образом,
создаются весьма неблагоприятные условия для воспламенения
топлива в цилиндрах. Кроме того, понижение температуры при-
водит к увеличению момента сопротивления прокручиванию вала
двигателя из-за повышения вязкости масла и к снижению эффек-
тивности действия пусковые устройств. Все это затрудняет, а
иногда делает невозможным запуск двигателя в зимних условиях
без предварительного подогрева. На рис. 1.36 представлен ха-
рактер зависимости момента сопротивления прокручиванию ко-
ленчатого вала холодного (/) и подогретого (2) двигателя от тем-
пературы наружного воздуха tc.
Износ холодного двигателя за время одного пуска-прогрева, по
данным рядаисследователей, равен износу, получающемуся за2—4ч
его работы с эксплуатационной нагрузкой при номинальной тем-
пературе. Предварительный подогрев двигателя, особенно если
подогрев от внешнего источника тепла продолжается во время
прогрева на холостом ходу (тепловое сопровождение), суще-
ственно снижает износ деталей кривошипно-шатунного механизма.
Примерный характер изменений интенсивности износа h/x зеркала
цилиндра за время пуска-прогрева транспортного дизеля изобра-
56
жен на рис. 1.37 (h — износ в мкм; т — время в ч). Здесь ломаная
абвг соответствует пуску-прогреву холодного двигателя. На участке
аб вал двигателя проворачивается стартером. Смазка не поступает,
износ растет. На участке бв двигатель уже работает, но из-за боль-
шой вязкости масла смазка недостаточна. На участке вг вязкость
масла уменьшается, условия смазки улучшаются, износ снижается.
Рис. 1.36. Влияние температуры
на сопротивление вращению ко-
ленчатого вала (Мс и Мтах —
текущее и максимальное значе-
ния момента сопротивления вра-
щению)
Рис. 1.37. Изменение скорости
износа двигателя во время пус-
ка-прогрева
Линия деж соответствует пуску-прогреву предварительно подо-
гретого двигателя. На участке де вал двигателя проворачивается
стартером. Смазка при этом недостаточна, но двигатель запускается
значительно быстрее. Быстрее протекает и прогрев двигателя (уча-
сток еж). При пуске-прогреве с предварительным подогревом и
тепловым сопровождением (дез) уменьшилось также и время про-
грева двигателя на холостом ходу.
Система подогрева
Система подогрева предназначена для прогрева двигателя перед
пуском и поддержания его в готовности к пуску в зимних условиях.
Подогреватели делятся на электрические, жидкостные и воздуш-
ные. Они должны обеспечивать быстрый и надежный подогрев
двигателя и других агрегатов машины при низкой температуре
окружающего воздуха, быть безопасными в пожарном отношении,
компактными, простыми по устройству.
Электрические подогреватели вследствие значитель-
ного потребления электрической энергии имеют весьма ограничен-
ное применение.
Воздушные подогреватели могут быть использованы для
подогрева двигателей как с воздушным, так и жидкостным
охлаждением. К числу их достоинств относится возможность
57
непосредственного подогрева подшипников коленчатого вала и дру-
гих элементов двигателя, а также агрегатов трансмиссии, приводов
управления, аккумуляторных батарей и т. д. Однако интенсивный
подогрев жидкостного тракта не обеспечивается, и общая эффек-
тивность подогрева двигателя с жидкостным охлаждением оказы-
вается недостаточной.
Наиболее широкое распространение получили жидкост-
ные форсунчатые подогреватели с принудительной циркуляцией
жидкости в контуре, соеди-
Рис. 1.38. Схема системы подогрева дви-
гателя
ненном с контуром системы
охлаждения двигателя. На
рис. 1.38 изображена одна из
возможных схем системы по-
догрева двигателя. Насосный
узел 1 с независимым приво-
дом состоит из воздушного
нагнетателя, подающего воз-
дух в камеру сгорания котла
подогревателя 2, водяного и
топливного насосов. Водяной
насос обеспечивает циркуля-
цию жидкости в объединен-
ном на период прогрева и за-
пуска контуре систем подо-
грева и охлаждения двига-
теля. Топливный насос подает
топливо к форсунке 5, через
которую оно поступает в ка-
меру сгорания котла 2. В пе-
риод пуска подогревателя
топливо воспламеняется от
свечи накаливания 4. Нагре-
тая в котле подогревателя жидкость прогревает цилиндры
двигателя 5, масло в масляных баках 6 и масляную магистраль 7,
соединяющую баки с масляным насосом S. Отдельные элементы
системы подогрева соединены с паровоздушным пространством
системы охлаждения дренажными трубками Р, исключающими
образование в системе паровых пробок. В остальном работа си-
стемы подогрева понятна из схемы. Здесь 10 — водяной насос;
11 — водяные радиаторы; 12 — радиаторы подогрева масла в ба-
ках. Такая система подогрева может обеспечить достаточный
разогрев двигателя перед запуском за 25—30 мин при температуре
наружного воздуха —30° С.
Недостатком жидкостной системы подогрева является то, что
она не обеспечивает быстрого разогрева подшипников коленча-
того вала двигателя и ряда других агрегатов моторно-трансмис-
сионного отделения. Этот недостаток может быть сглажен при ис-
пользовании комбинированной воздушно-жидкостной системы по-
58
догрева, где часть тепла отработавших в котле подогревателя газов
используется для подогрева других агрегатов, не имеющих жидко-
стной связи с подогревателем.
Тепловой баланс такого подогревателя может быть представлен
в виде уравнения
Qm — Qgtc + Qdon + Qe + Qn, (1.62)
где Qtn = ттНи — суммарное количество тепла, определяемое
массовым расходом топлива шт, подводимого в котел подогрева-
теля, и низшей теплотворной способностью топлива Ни\ Qw —
тепло, воспринимаемое жидкостью системы охлаждения двига-
теля; Qdon — тепло газов, дополнительно используемое для подо-
грева других агрегатов; Qs — тепло, уходящее с выпускными га-
зами; Qn — тепловые потери, обусловленные неполным сгоранием
топлива и рассеянием тепла деталями системы подогрева.
Необходимая теплопроизводительность подогревателя может
быть приближенно определена на основании следующих соображе-
ний. Если принять, что все тепло воспринимаемое жидко-
стью в котле подогревателя за время dr, передается двигателю,
частично расходуясь на увеличение его теплосодержания (ccprriddtd)
и частично рассеиваясь с поверхности двигателя в окружающую
среду (acpSd dr), то можно написать:
Qoicdr CcpfTlddtd Н- <%срВд ($д ^с) dr, (1.63)
где сср, rtiQ, td, аср и Sd — соответственно средняя теплоемкость,
масса, температура, средний коэффициент теплоотдачи и площадь
наружной поверхности двигателя; tc — температура окружающей
среды.
Полагая, что во время прогрева двигателя температура tc
в подкапотном пространстве растет по линейному закону, т. е.
tc = tcQ + Вт (здесь ' tCQ — начальная температура окружающей
среды; В — коэффициент пропорциональности), и решая уравне-
ние (1.63) относительно id, получим
± ___ О.ж ~Н VcpSdico Всср1Пд li ______
" ^срЗд
aopSd А _ acpsd
^+bt + (So<, .
(1.64)
Отсюда количество тепла, которое необходимо передать жидкости
в единицу времени, чтобы за время т нагреть двигатель от началь-
ной температуры до температуры tg, равно
/ _ acpsd \
<-) __ vd Вх tgoe ср д / dcpSg , г> о 1
Qotc a Sa ' ^Ccpm,d ^ср^д^сО’ (1.65)
___ CP °
1^-e Ccpmd
59
Если пренебречь увеличением температуры окружающей среды,
что может иметь место при открытом во время прогрева капоте,
и считать tc = tCQ и В = 0, получим
/ ‘ _ acpsd \
> _ \td-tdoe Ссртд / OcpSd ~
ж acpPd‘-co-
_________U q-
1 _ е ссртд
(1.66)
Для случая, когда перед включением подогревателя темпера-
туры двигателя и окружающей среды равны (^0 = справед-
ливо выражение
О ___ а>ср$д(1д — ido) /т
acpsd т ’ ( ’
1 __ е ссртд Т
Эта формула может быть использо-
вана для определения требуемой
теплопроизводительности подогре-
вателя. При этом необходимый
массовый расход топлива
= <L68>
где г]ж = — к. п. д. подогре-
Чт
вателя по жидкости.
Важной характеристикой подо-
гревателя является коэффициент
с. Q1
полноты сгорания £ = пред-
ставляющий собой отношение
тепла выделяющегося при сго-
Рис. 1.39. Характеристики подогре-
вателя
рании, к теплу Qm = ттНи, потенциально содержащемуся в топ-
ливе. Этот коэффициент характеризует совершенство конструкции
камеры сгорания и оптимальность режима её работы.
Примерный вид теплового баланса (сплошные линии) комби-
нированного подогревателя, в котором часть тепла Qdon выходящих
из котла газов используется для подогрева коробки передач, пред-
ставлен на рис. 1.39. Здесь все тепловые величины отнесены к мак-
симальному количеству тепла Qmmax, подводимому в котел подо-
гревателя при максимальном расходе топлива Qmmax; весовой рас-
ход топлива Gm = rGm—. На этом же рисунке на основании
Цп max
исследований А. С. Ефремова изображены опытные кривые (штри-
ховые линии) коэффициента избытка воздуха а, к. п. д. подогре-
вателя по жидкости r)w и полного к. п. д. Из ри-
60
сунка видно, что для определенной конструкции подогревателя и
его насосного узла имеется оптимальная величина расхода топ-
лива, соответствующая наибольшей теплопроизводительности при
приемлемых значениях г\ж и г]п.
Система пуска
Система пуска предназначена для проворачивания коленчатого
вала двигателя на таких оборотах, при которых функционируют
приборы питания двигателя топливом и воздухом, системы смазки
и зажигания (у карбюраторных двигателей), а в цилиндрах со-
здаются условия, необходимые для воспламенения и сгорания
топлива.
Виды пусковых устройств. Одним из основных средств запуска
двигателей транспортных машин является электростар-
тер, представляющий
собой сериесный элек-
тродвигатель с питанием
от аккумуляторных ба-
тарей машины. Мощ-
ность электростартера и
передаточное число пе-
редачи выбираются та-
кими, чтобы обеспечива-
лись необходимые зна-
чения оборотов и мо-
мента на коленчатом
валу двигателя. В совре-
менных машинах мощ-
Рис. 1.40. Система пуска двигателя сжатым воз-
духом: а — общая схема; б—участок между
цилиндром двигателя и воздухораспределителем
ность электростартера
составляет 5—10% от мощности двигателя. Передача осуще-
ствляется с помощью зубчатой пары с передаточным числом
in = 8-ИО и к. п. д. у\п = 0,85 4-0,9. К достоинствам электро-
стартера относятся малые габариты, дистанционное управле-
ние, возможность пополнения энергии батарей во время работы
двигателя. Недостатками являются необходимость применения
тяжелых и сравнительно малонадежных стартерных аккумуля-
торных батарей, рассчитанных на большую силу разрядного тока.
В настоящее время уделяется много внимания созданию новых
типов аккумуляторов электрической энергии, имеющих большой
срок службы, высокую механическую прочность, обладающих
большой энергоемкостью, способных эффективно работать в ши-
роком диапазоне температур.
В качестве резервного, а часто и основного средства запуска
транспортных двигателей применяется пуск сжатым воз-
духом. Система такого пуска показана на рис. 1.40.
Из баллонов 1 сжатый воздух поступает в воздухораспредели-
тель 4, проходя через кран-редуктор 2, ограничивающий давление
61
воздуха, регистрируемое манометром 5. Планшайба воздухорас-
пределителя вращается синхронно с коленчатым валом двигателя
и во время ходов расширения направляет воздух в цилиндры 6
через пусковые клапаны 5. Пусковой клапан открывается под дей-
ствием сжатого воздуха, преодолевающего усилие пружины. Воз-
дух заполняет цилиндр и давит на поршень, проворачивая колен-
чатый вал двигателя. Баллоны 1 могут быть сменными или подка-
чиваться во время работы двигателя двухступенчатым компрес-
сором. Максимальное давление воздуха в баллонах 15—20 МПа
(150—200 кПсм?), минимально необходимое для пуска двигателя
4—6 МПа (40—60 кПсм*).
Основными преимуществами
этого способа пуска является
его надежность и нечувстви-
тельность к изменению тем-
пературы окружающего воз-
духа.
В свое время довольно
широко применялся пуск дви-
гателей гусеничных машин
при помощи инерцион-
ного стартера (рис.
1.41), действие которого осно-
вано на использовании кине-
тической энергии вращаю-
щейся массы. Электродвига-
тель 1 небольшой мощности
Рис. 1.41. Схема инерционного стартера
(1—2 кВт) раскручивает маховик 2 до 10—15 тыс. об/мин. Рас-
крутить маховик можно также вручную при помощи рукоятки 5,
причем вращение передается маховику 2 через цепную 4 и шесте-
ренную 3 передачи. По достижении необходимых оборотов махо-
вик при помощи механизма включения 6 подключается к валу
двигателя через фрикционную муфту 7 и храповик 8,
Кинетическая энергия маховика при этом расходуется на прео-
доление суммарного момента сопротивления вращению коленча-
того вала:
Т гч2
-^y\n = Mc^-tn,
’(1.69)
где Jм — момент инерции маховика; <ам — скорость вращения
маховика в момент его соединения с валом двигателя; т]„ — к. п. д.
шестеренной передачи; Мс — суммарный момент сопротивления
вращению вала двигателя; со„ — скорость вращения вала двига-
теля, которая развивается за время tn. В этом выражении пред-
полагается, что ускорение вала двигателя и момент Мс во время
пуска постоянны.
Момент Мф, передаваемый фрикционной муфтой, всегда равен
Мс, так как при увеличении Мф возрастает ускорение вала
62
и инерционный момент сопротивления подвижных частей двига-
теля, являющийся частью Мс:
Мф—Мс = -JM inx\n = ihn- (1.70)
Отсюда видно, что при заданных Мс и «у- махо-
вая масса JM может быть значительно уменьшена за счет переда-
точного числа. Однако следует иметь в виду, что с увеличением in
уменьшается к. п. д. »]„.
Фрикционная муфта должна быть приспособлена для передачи
крутящего момента Мф > Мс, так как при наличии скольжения
в муфте часть кинетической энергии маховика будет превращаться
в работу буксования муфты.
В настоящее время инерционные стартеры почти не приме-
няются в связи с относительной сложностью конструкции и недоста-
точной надежностью в работе.
Пуск двигателя при помощи вспомогательного
двигателя малой мощности нашел широкое применение на
тракторах. Вспомогательный (пусковой) двигатель, как правило,
карбюраторный (двухтактный или четырехтактный), запускается
вручную. Он соединен с основным двигателем приводным меха-
низмом, состоящим из фрикционной муфты, двухступенчатого ре-
дуктора и механизма выключения. Облегчение запуска основного
дизеля достигается применением декомпрессора — механизма, при
помощи которого в начале процесса пуска дизеля открываются
клапаны (чаще только выпускные) и тем самым устраняется сопро-
тивление сжатия.
Пуск при помощи вспомогательного двигателя связан с при-
менением ручного или другого вида запуска самого пускового дви-
гателя, с применением второго вида топлива, продолжителен по
времени (особенно при низкой температуре), так как требуется
прогрев сначала пускового, а затем основного двигателя. Привод-
ной механизм сложен по конструкции.
Возможность запуска двигателя вручную может быть преду-
смотрена в качестве вспомогательного средства для двигателей
сравнительно небольшой мощности (до 70—100 кВт). Широко
используется для автомобильных карбюраторных двигателей.
В специальных случаях для пуска двигателя могут приме-
няться пиротехнические средства, пуск дизеля на бензине (с до-
полнительной камерой сгорания и карбюраторной системой пита-
ния) и другие способы.
Определение мощности пусковых устройств. Требуемая мощ-
ность пускового устройства определяется на основе следующих
соображений. Общее сопротивление вращению коленчатого
вала Мс складывается из следующих частей: сопротивление сил
трения Мт в двигателе и соединенных с ним агрегатов (вентиля-
торе, Масляном и топливном насосах, генераторе и т. д.);
63
инерционного сопротивления подвижных частей двигателя и соеди-
ненных с ним агрегатов возникающего при разгоне до пусковых
оборотов; сопротивление воздуха (или горючей смеси) в цилиндрах
во время такта сжатия Мсж- Таким образом, суммарный момент,
приложенный к валу двигателя во время пуска, должен быть равен
/ Мп = Мс = Мт + Мн + Мсж. (1.71)
Величина момента сопротивления Мс зависит от многих факто-
ров: числа цилиндров, степени сжатия, состояния поверхностей
трения сопряженных деталей и т. д., а особенно от вязкости масла.
Так, при изменении температуры двигателя от +20 до —40° С
момент сопротивления может увеличиться в четыре-пять раз.
Вместе с тем во время пуска дизеля температура воздуха в ци-
линдре в конце такта сжатия должна быть на 200—250° С выше
температуры самовоспламенения топлива. Поэтому при низких
температурах наружного воздуха запуск двигателя без предвари-
тельного подогрева иногда вообще невозможен.
Температура воздуха в цилиндрах в большой степени зависит
от скорости вращения коленчатого вала. При слишком малых
оборотах непомерно увеличиваются теплоотдача от воздуха к стен-
кам цилиндров и утечки воздуха через поршневые кольца.
Если принять, что момент трения Мт (в Н-м) по углу поворота
коленчатого вала не меняется, можно считать
= (1.72)
где .рщ — условное среднее давление трения в Па; — рабочий
объем одного цилиндра в л; i — число цилиндров; Т — тактность.
О величине условного среднего давления трения (в Па) дают ори-
ентировочное представление эмпирические зависимости:
при я < 50 об/мин .
рт = Ю5 (0,2 + 2,32т]^3 + 0,048т]1/3); (1.73)
при п > 50 об/мин
рт = 105 [0,2 + 0,282 (-+)1/4г)’/з] • (1-74)
Здесь т]10и т]~ динамическая вязкость масла в Па-с при темпе-
ратуре 10° С и текущей температуре соответственно.
Максимальное значение момента сопротивления прокручива-
нию коленчатого вала от сжатия
= Рсж + = 5 • 10’4' p^Vn, (1.75)
где рСж — максимальное значение тангенциального усилия на
кривошипе, отнесенное к площади поршня; d и s — диаметр и
ход поршня в м.
64
Момент сопротивления (в Н-м) от сил инерции пропорциона-
лен ускорению коленчатого вала
Mj = Jde^, (1.76)
где Jde — момент инерции всех движущихся масс двигателя, при-
веденный к коленчатому валу. Если разгон вала от состояния
покоя до пусковых оборотов пп производится за время tn с постоян-
ным ускорением, то
= (L77)
Приведенные выражения показывают, что момент сопротивле-
ния вращению вала двигателя во время пуска определяется кон-
структивными параметрами двигателя (литражом, числом цилин-
дров, степенью сжатия, приведенным моментом инерции), его тем-
пературным режимом, характеристиками масла и т. д.
Вращающий момент пускового устройства (стартера) должен
быть не менее
мст = -^-, (1.78)
где in и т]л — передаточное число и к. п. д. передачи от стартера
к валу двигателя.
Число оборотов вала стартера
Ц-с/п “ nnin- (1.79)
Для карбюраторных двигателей пп — 100 4-150 об/мин, для дизе-
лей с неразделенными камерами сгорания пп = 150 4-250 об/мин,
для дизелей с разделенными камерами сгорания пп = 200 4-
4400 об/мин.
В соответствии с этим мощность стартеров для двигателей раз-
личных типов в зависимости от литража двигателя Ул (в л) имеет
значение (в кВт)
Ncm = (0,2 н- 1,5) VA.
5 Н. А. Носов
Глава II
Фрикционные узлы трансмиссий
§ 1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Различают два типа фрикционных устройств: блокиро-
вочные муфты и тормоза. Устройство первого типа
предназначено для соединения двух вращающихся деталей. Бло-
кировочные муфты в транспортных машинах могут применяться
в качестве главных фрикционов, элементов управления коробками
передач и механизмами поворота, могут быть использованы и не-
посредственно в качестве механизма поворота (бортовой фрик-
цион). Кроме того, блокировочные муфты иногда используются
для ограничения передаваемого крутящего момента в приводах
некоторых вспомогательных агрегатов (например, в приводе вен-
тилятора).
Главный фрикцион устанавливается в механических трансмис-
сиях при наличии простых коробок передач. Он предназначен для
плавной передачи нагрузки на двигатель при трогании с места,
уменьшения ударных нагрузок на детали трансмиссии и двигатель
при переключении передач, предохранения силовой передачи от
перегрузок при резком изменении режима движения машины,
а также для отключения двигателя от ведущих колес при экстрен-
ном торможении.
В качестве механизмов поворота гусеничных машин иногда
применяются бортовые фрикционы. Они предназначены для умень-
шения или полного разрыва потока мощности на отстающую гусе-
ницу во время поворота машины.
Фрикционные устройства второго типа (тормоза) приме-
няются для остановки звеньев трансмиссии. Они могут быть ис-
пользованы в качестве элементов управления планетарными ко-
робками передач и механизмами поворота, а также как остановоч-
ные тормоза для торможения движущейся машины и удержания
ее на склонах.
По условиям работы фрикционы могут быть сухого трения или
работающими в масле. При работе фрикционных элементов в масле
коэффициент трения, естественно, снижается. Вместе с тем смазка
поверхностей трения способствует стабилизации коэффициента
трения, снижает износ, улучшает отвод тепла и удаление продук-
тов износа, а также позволяет увеличить удельное давление на
рабочие поверхности фрикциона и тем самым компенсировать сни-
жение коэффициента трения.
66
По конструктивному признаку фрикционные узлы делятся на
дисковые, колодочные, ленточные. В принципе как блокировоч-
ные муфты, так и тормоза могут быть любого типа. Однако в гу-
сеничных машинах в качестве блокировочных муфт находят исклю-
чительное применение дисковые узлы, а в качестве тормозов —
дисковые и ленточные.
Дисковые фрикционные узлы классифицируются по следую-
щим признакам:
а) по числу дисков — одно-, двух- и многодисковые;
б) по способу сжатия пакета — пружинные, полуцентробеж-
ные, с гидравлическим приводом;
в) по конструкции нажимного механизма — постоянно и не-
постоянно замкнутые;
г) по характеру тормозного эффекта (для тормозов) — простые
без серводействия, с серводействием (с самоусилением).
Ленточные тормоза классифицируются по типу крепления кон-
цов тормозной ленты; простые с одним закрепленным концом (с сер-
водействием в одну сторону); простые с двумя подвижными кон-
цами (без серводействия); плавающие (с серводействием в обе
стороны); двойные; двухленточные.
В планетарных коробках передач (КП), а также в некоторых
КП с неподвижными осями фрикционные узлы (муфты и тормоза)
устанавливаются для блокировки и остановки звеньев с целью
получения требуемой передачи. В трансмиссиях с такими КП
главный фрикцион, как правило, не нужен, так как его функции
выполняют фрикционные узлы КП.
Несмотря на существенные отличия в конструкции и способах
использования фрикционные узлы имеют много общего, поскольку
работа любого из них основана на использовании сил трения. Все
фрикционные узлы должны удовлетворять ряду общих требова-
ний, для изготовления поверхностей трения могут применяться
одни и те же материалы, более или менее общими являются и ме-
тоды расчета фрикционных узлов. В то же время каждый тип фрик-
ционных узлов имеет определенную специфику работы, которая
должна учитываться при конструировании и расчете. Например,
расчетный момент остановочного тормоза отличается от момента
тормоза, предназначенного для управления планетарной коробкой
передач; имеются некоторые различия в расчете блокировочных
муфт и тормозов, работающих в масле, и т. д.
Опыт эксплуатации фрикционных узлов позволяет сформулиро-
вать ряд требований, которым они должны удовлетворять для обес-
печения работоспособности и долговечности как самих фрикцион-
ных узлов, так и машины в целом.
1. Блокировочные муфты и тормоза должны надежно обеспе-
чивать передачу расчетного момента. В противном случае начи-
нается пробуксовка элементов трения, что приводит к их перегреву
и выходу из строя. При движении гусеничной машины по
пересеченной местности . элементы трансмиссии подвержены
5* 67
воздействию динамических нагрузок, превышающих расчетные. Для
того чтобы в этих случаях фрикцион не пробуксовывал слишком
часто, передаваемый им момент должен быть выше расчетного на
некоторую величину, называемую коэффициентом запаса фрик-
циона (о выборе его величины будет сказано ниже). Помимо пра-
вильного выбора коэффициента запаса для обеспечения надеж-
ности передачи фрикционного крутящего момента необходимо:
а) применениефрикционных материалов со стабильным коэффициен-
том трения; б) правильный выбор режима работы фрикционных
элементов, который определяется удельным давлением, скоростью
скольжения трущихся пар, временем, работой и мощностью буксо-
вания; в) предохранение поверхностей трения от замасливания
(в узлах сухого трения); г) точная центровка ведущих и ведомых
деталей.
2. Фрикционные узлы должны обладать чистотой выключения.
Это требование обеспечивается: а) достаточным ходом нажимного
диска или концов ленты, обеспечивающим необходимые зазоры
между трущимися поверхностями в выключенном состоянии;
б) установкой специальных устройств для разводки дисков или
для отвода ленты от барабана при выключении фрикциона; в) со-
блюдением допускаемых напряжений смятия в шлицевых соеди-
нениях фрикционных дисков с ведущими и ведомыми деталями во
избежание появления на шлицах вмятин, препятствующих сво-
бодному осевому перемещению дисков.
3. Конструкция фрикционных узлов должна обеспечивать плав-
ность их включения, т. е. постепенное увеличение передаваемого
момента. Этим достигается плавность трогания с места, разгона
и торможения машины, а также плавность входа в поворот. Для
выполнения этого требования необходимо: а) применение конструк-
ций, исключающих самозахватывание (такое явление может про-
исходить в дисковых и ленточных фрикционных устройствах с сер-
водействием); б) правильное конструирование приводов, обеспе-
чивающих точное управление фрикционным узлом; в) применение
фрикционов, работающих в масле.
4. Должен быть организован хороший теплоотвод от элементов
трения, так как их работа сопровождается выделением большого
количества тёпла. Перегрев трущихся деталей приводит к износу.,
короблению, усадке и поломкам. Для выполнения этого требова-
ния необходимо: а) применение материалов с хорошей теплопро-
водностью и теплоемкостью; б) организация обдува нагреваемых
деталей воздухом при работе всухую или циркуляции масла при
работе фрикционов в масле; в) исключение при помощи конструк-
тивных мероприятий концентрации тепла в отдельных зонах, орга-
низация путей для тепловых потоков; г) увеличение массы метал-
лических деталей, работающих в паре с фрикционными материа-
лами, имеющими плохую теплопроводность.
5. Силы нормального давления между трущимися поверх-
ностями должны уравновешиваться внутри фрикционного узла
68
и не должны передаваться на подшипники валов. Если это тре-
бование полностью выполнить нельзя, надо стремиться к тому,
чтобы неуравновешенная сила была минимальной.
6. Ведомые детали главного фрикциона должны обладать ми-
нимальным моментом инерции. Выполнение этого требования поз-
воляет снизить нагрузки на синхронизаторы и муфты коробки
передач.
7. Усилие на рычаге (педали) управления не должно выходить
за допустимые пределы. Для этого необходимо: а) установка мини-
мально допустимых зазоров между трущимися поверхностями;
б) применение сервирующих устройств, а также использование
серводействия самих фрикционных узлов.
§ 2. ФРИКЦИОННЫЕ МАТЕРИАЛЫ
С точки зрения срока службы фрикционного узла и простоты
его эксплуатации важнейшим требованием является высокая из-
носостойкость фрикционного материала. Величина допустимого
износа определяется межрегулировочным периодом или желатель-
ным сроком службы узла. Высокая износостойкость фрикцион-
ного материала позволяет допустить повышенные удельные дав-
ления, а следовательно, уменьшить габариты тормоза или муфты.
Вторым важным требованием является высокий коэффициент
трения, величина которого не должна существенно зависеть от
скорости скольжения, температуры, удельного давления и сте-
пени изношенности поверхностей трения. Чем выше коэффициент
трения, тем меньше габариты фрикционного узла при прочих
равных условиях. Если габариты муфты или тормоза не имеют
решающего значения, то высокий коэффициент трения позволяет
снизить удельные давления и тем самым увеличить срок службы
узла. Стабильность величины коэффициента трения позволяет
уменьшить запас фрикциона, а. следовательно, габариты самого
узла и всей трансмиссии. Во многих случаях конструкторы пред-
почитают применять фрикционные материалы, обеспечивающие
стабильный коэффициент трения, даже если значения последнего
сравнительно невелики.
Все применяемые. во фрикционных муфтах и тормозах мате-
риалы можно разбить на три группы: 1) металлические; 2) неметал-
лические; 3) металлокерамические.
Из металлических материалов во фрикционных узлах
гусеничных машин широко применяются различные стали и чу-
гуны. Металлические материалы могут работать как в одноимен-
ной паре трения (сталь по стали), так и с другими металлическими
и неметаллическими материалами (сталь—чугун; сталь—пласт-
масса; сталь—металлокерамика и т. д.).
Пара трения сталь—сталь отличается простотой изготовления,
сравнительно высокой износостойкостью и хорошей теплопровод-
ностью. Для изготовления фрикционных дисков применяются
стали 40, 45, 65Г, ЗОХГСА, У-7, У-8 и др. Иногда для повышения
69
износостойкости поверхностей стальные диски подвергаются хи-
мико-термической обработке, например сульфоцианированию.
При работе всухую пары сталь—сталь имеют коэффициент тре-
ния 0,25—0,5. Существенным недостатком пар трения сталь—сталь
следует признать склонность к схватыванию, а также плохую при-
рабатываемость, в результате чего площадки контакта распреде-
ляются по поверхности трения в виде отдельных зон, в которых
наблюдается резкое повышение температуры и температурных на-
пряжений, вызывающих коробление и усадку дисков. В связи
с этим для обеспечения требуемой работоспособности пары сталь—
сталь приходится задавать сравнительно низкие значения удель-
ного давления на поверхностях трения 0,15—0,25 МПа (1,5—
2,5 кПсм2) при трении всухую и 0,3—0,5 МПа (3—5 кПсм2) при
трейии в масле.
Пара трения чугун—сталь находит широкое применение при
изготовлении ленточных и колодочных тормозов гусеничных ма-
шин. Такая пара также может быть использована в дисковых фрик-
ционных узлах. Чугун может также работать в паре с различными
неметаллическими материалами. Чугунные фрикционные эле-
менты обладают высокой теплопроводностью, не схватываются
с разноименными материалами, хорошо прирабатываются. Это
позволяет допустить удельные давления на поверхности трения
до 0,3 МПа! (3 кПсм2) при работе всухую и до 1,2 МПа (12 кПсм2)
при работе в масле. Износостойкость чугуна зависит от его хими-
ческого состава и микроструктуры. Исследования показывают,
что присутствие в чугуне фосфора и марганца способствует сни-
жению износа. В качестве фрикционных материалов получили
широкое распространение чугуны следующих марок: СЧ 15 — 32,
ФМ, ЧНМХ и др. Коэффициент трения покоя пары чугун—сталь
несколько выше, чем пары сталь—сталь, однако во время буксо-
вания величина его изменяется в значительных пределах в зави-
симости от скорости скольжения.
Из неметаллических фрикционных материалов наи-
большее распространение получили различные материалы на ос-
нове асбеста. Асбестовые материалы обладают сравнительно вы-
сокой теплостойкостью (до 400—450° С) и имеют в паре со сталью
или чугуном при работе всухую коэффициент трения порядка
0,3—0,5, а при работе в масле 0,06—0,08. Износостойкость таких
материалов-соизмерима с износостойкостью чугуна. С целью уве-
личения теплопроводности фрикционных накладок из асбеста по-
следние армируют латунной, медной или алюминиевой проволокой.
В качестве связующих веществ при изготовлений асбестовых фрик-
ционных материалов применяют различные смолы (пластмассы).,
а также синтетический каучук (асбокаучук). Иногда в состав
таких материалов вводят различные наполнители,--улучшающие
их свойства.. Так, окись цинка улучшает износостойкость;, желез-
ный сурик повышает коэффициент трения; графит придает термо-
стойкость; .барит стабилизирует коэффициент-трений. - -----
70
По’способу изготовления различают плетеные (феродо), тканые,
формовочные, вальцованные и прессованные накладки. Для пле-
теных и тканых накладок требуется длинноволокнистый асбест
высоких сортов, являющийся дефицитным материалом. Однако
износостойкость таких накладок в 1,5—2,0 раза выше износостой-
кости материалов, изготовляемых иными способами из коротко-
волокнистого асбеста.
На рис. II. 1 представлена зависимость коэффициента трения
асбестовых материалов по стали 60Г при различных значениях
удельного давления.
трение) пластмассы ФК-24А по стали 60Г от скорости сколь-
жения v и удельного давления q в МПа (кГ/см2)\
1 — 0,2 (2); 2 — 0,4 (4); 3 — 0,8 (8)
гусеничных машин, не вызывают задиров на поверхности сопря-
женного диска, не схватываются с ним, обладают хорошей тепло-
проводностью и высокими фрикционными свойствами. Основными
компонентами металлокерамики являются медь, железо, олово,
свинец, цинк и графит. В зависимости от того, какой из элементов
преобладает в композиции, различают металлокерамики ина медной
и железной основе. Изготовляются металлокерамические изделия
прессованием порошков названных материалов при давлении 100—
600 МПа (1000—6000 кПсм2) с последующим спеканием при тем-
пературе 700—800° С. Во время спекания металлокерамическая
накладка прочно соединяется со стальной основой.
Хорошая прирабатываемость металлокерамики способствует
тому, что в процессе трения поверхности дисков касаются друг
друга почти по всей номинальной площади, в результате чего
тепловые потоки равномерно распределяются по поверхностям
и в дисках не возникает значительных температурных напряжений.
Это обстоятельство положительно сказываетсся на работоспособ-
ности фрикционного узла и позволяет допустить высокие значения
удельного давления на поверхности трения: до 0,6 МПа (6 кПсм?)
при трении всухую и до 4 МПа (40 кПсм2) при трении в масле.
Таким образом, металлокерамика позволяет создать наиболее ком-
пактные фрикционные узлы, что часто является решающим факто-
ром при выборе фрикционного материала.
71
Таблица II.1. Характеристики пар трения
Материал пары трения Сухое трение Трение в масле
^тах ^mln q, МПа Iх max 1х mln q, МПа
Сталь—сталь 0,5 0,28 0,20— 0,25 0,07 0,03 До 1,0
Сталь—чугун 0,5 0,2—0,3 0,25— 0,30 0,07 0,03 » 1,2
Сталь—феродо 0,4 0,2 До 0,20 — — —
Сталь—асбокаучук 0,5 0,3 » 0,40 0,15 0,07 До 2,5
Сталь—металлокерами- ка МК-2 на железной ос- нове 0,45 0,3 » 0,60 — — —
Сталь—металлокерами- ка МК-5 на медной основе — — — 0,12 0,05 До 4,0
Сульфоцианированная сталь—сульфоцианиро- ванная сталь — — — 0,11 0,05 » 2,0
Втабл. II. 1 представлены ориентировочные значения максималь-
ного ршах и минимального pmln коэффициента трения, а также
предельные допускаемые удельные давления q для различных
фрикционных материалов.
§ 3. РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ ТИПОВ ФРИКЦИОННЫХ УЗЛОВ
Расчетный момент
Исходным условием для расчета блокировочных муфт и опор-
ных тормозов коробок передач является величина номинального
момента Мн, который должен передавать фрикцион. Расчетный
момент определяется на основании анализа кинематической схемы
трансмиссии при условии, что двигатель развивает максимальный
момент. Для надежной работы фрикцион должен быть рассчитан
на момент, превышающий расчетный:
Мф = РМ„, (II. 1)
где Р — коэффициент запаса фрикциона; ориентировочно при тре-
нии всухую Р = 1,4 -т-2,7, при трении в масле р = 1,3 -ь1,7. Мень-
шие значения рекомендуется принимать для легких машин, боль-
шие — для тяжелых. Более точно коэффициент запаса может быть
задан следующим образом. В начале буксования, когда относи-
тельная скорость поверхностей трения максимальна, коэффициент
трения, а следовательно, и коэффициент запаса р минимальны.
С. уменьшением скорости буксования р и Р возрастают и достигают
максимальных значений во включенном фрикционе.
Очевидно, что включение фрикциона может произойти лишь
в том случае, когда минимальное значение коэффициента запаса,
соответствующее pmln, больше единицы. При этом во включенном
72
фрикционе запас по моменту будет автоматически обеспечен. Обо-
значим: Рок — коэффициент запаса буксующего фрикциона; рвк —
коэффициент запаса включенного фрикциона. При расчете фрик-
ционных узлов следует задать 0^ = 1,05 4-1,4; большие значения
задаются для тяжелых машин при работе фрикционных элементов
всухую. Величина 0вк необходима для расчета трансмиссии на
прочность и определяется после компоновки фрикционного узла.
Предельные значения коэффициентов трения ртах и pmin, которыми
следует руководствоваться при расчете 0сК и рвк, приведены
в табл. II. 1.
При расчете фрикционов механизма поворота поступают ана-
логичным образом с той лишь разницей, что номинальный момент
определяется исходя из наибольшей силы тяги забегающей гусе-
ницы по сцеплению с грунтом.
Для определения расчетного момента остановочного тормоза
рассмотрим два характерных режима его работы: удержание ма-
шины на спуске и торможение на горизонтальном участке.
В первом случае при максимальном угле подъема атах тормоз-
ная сила должна отвечать условию
Pm^G sin ашах. (II.2)
Если тормоз установлен между механизмом поворота и борт-
редуктором, как это обычно и делается, то тормозной момент, не-
обходимый для удержания машины,
Мт а (П.З)
Здесь G — вес гусеничной машины; гв.к — радиус ведущего ко-
леса; i6'P — передаточное число бортредуктора; т]б.р — к. п. д.
бортредуктора; т)г. а— к. п. д. гусеничного движителя.
Максимальный угол атах может быть определен из условия
сцепления гусениц с грунтом
фС cos а G sin а, (II-4)
откуда
tgamax = <P —А (П-5)
где ф — коэффициент сцепления гусеницы с грунтом.
Принимая ф = 1, находим: tgamax — 1,00; amax = 45°. Под-
ставляя найденное значение атах в выражение (II.3), а также
принимая т]б.р = 0,95 и т]г. g = 0,9, получаем
Л4т=0,302-^-. (П.6)
1б. р
Для торможения машину на горизонтальном участке при пол-
ном использовании сил сцепления гусениц с грунтом тормозной
момент должен быть
Мп=-§^Пб.РПг.а. (П.7)
73
Полагая <р = 1, = 0,95, Лг. <э = 0,9, а также учитывая
возможную неравномерность нагрузки на гусеницы при кренах
машины в пределах 10—20%, получаем
Мт = 0,5 Gr> K
(П.8)
1б.р
Сравнивая выражения (II.6) и (II.8), убеждаемся в том, что
второй режим работы тормоза является более тяжелым, поэтому
расчетный момент следует определять по формуле (II.8).
Расчет дисковых фрикционов
Рассмотрим расчетную схему фрикционного узла (рис. II.2).
Диски трения сжимаются силой Р, которая создается пружинами
во фрикционах с механическим приводом включения или порш-
нем бустера во фрикционах с гидроприводом. Момент с ведущих
деталей на ведомые передается за счет сил трения между сжатыми
узла
дисками. Удельное давление
на диски будем считать рав-
номерно распределенным по
всей поверхности трения, т. е.
<IL9)
где Рн и Рв — соответственно
наружный и внутренний ра-
диусы поверхности трения.
Элементарный момент тре-
ния определяется выраже-
нием
ЛМф=2ягцдг2(1г, (II. 10)
где z — число пар трения; р — коэффициент трения; г — теку-
щий радиус. Интегрируя это выражение, получаем
Мф — -у лгр<? (7?н — #«) •
Часто для определения момента фрикциона пользуются упро-
щенной формулой
(Н.П)
Мф= 2nznqbR2cP, (II. 12)
где b — ширина рабочей поверхности дисков; Rcp — средний ра-
диус поверхностей трения, определяемый как полусумма наруж-
ного и внутреннего радиусов. Приравнивая правые части выра-
жений (II.12) и (II.1), получаем:
_ 2rtzjxmln?W?2p
Рск - лг„ ;
Q Wmax^p
Рвк ~ ~МН '
(11.13)
(П.14)
74
Фрикционы с механическим приводом. Исходными пара-
метрами при расчете фрикционов с механическим приводом вклю-
чения являются допустимое удельное давление q на поверхностях
трения, усилие на педали управления Рп и ход педали Sn. Обычно
задают Р.п = 150 4-300 Н (15—30 кГ); Sn = 150-4-200 мм.
Усилие на нажимном диске Р связано с усилием на педали
следующим соотношением:
Р = Pninp1]np> (11.15)
Sn
где inp = — передаточное число привода; т]„р — к. п. д. при-
вода (принимается i]np — 0,75 4-0,9). Ход нажимного диска h
можно выразить через число пар трения z и зазор 6 между дисками
при выключенном фрикционе: h = z8. Для стальных дисков тре-
ния без обшивки принимается б = 0,2 4-0,3 мм, для дисков с об-
шивкой б = 0,4 4-0,7 мм. Таким образом, усилие Р может быть
записано в следующем виде:
Р=Рп^пр. (11.16)
С другой стороны, из формулы (II.9)
Р = qn (Rl - R§ = 2qnbRcp. (11.17)
Учитывая выражения (11.16) и (11.17), перепишем уравнение (П.12)
в следующем виде:
(П.18)
откуда
Выразим Rcp через наружный радиус дисков:
Рср=^==%-(2-1), (П.20)
где у=1 —н2- = -к----коэффициент ширины диска, выбирае-
мый в пределах 0,15—0,25 для стальных и металлокерамических
дисков и 0,3—0,5 для дисков с фрикционной обшивкой.
Из уравнения (11.20) находим наружный радиус диска:
= (П.21)
Z у
Ширина диска с учетом введенного обозначения
b = yRH. (11.22)
Число пар трения можно определить из уравнения (11.12):
z =—-^к-—. (Ц.23)
2лНт!п^
75
После выбора числа пар трения уточняют значение осевой
силы Р, необходимой для сжатия пакета дисков с целью получе-
ния требуемого момента трения. Из формулы (11.12) с учетом
(11.17) следует, что
Мф = PzpRcp, (11.24)
откуда
= (П.25)
Усилие Р является исходным параметром для расчета сжимаю-
щих пружин. Если радиусы диска RH и Re определяются конструк-
Рис. П.З. Расчетная схема муфты с вра-
щающимся бустером
тивными соображениями, то
из формулы (11.18) можно най-
ти усилиена педали или ееход.
Фрикционы с гидроприво-
дом. При проектировании
фрикционных узлов с гидрав-
лическим приводом включе-.
ния осевое усилие Р опреде-
ляется лишь допускаемым
удельным давлением q на по-
верхности трения и рассчи-
тывается по формуле (II. 17).
Радиусы дисков в этом слу-
чае задаются из конструктивных соображений. Сила Р является
исходным параметром для расчета площади бустера:
J7 Р — Р Пр
(11.26)
где р„ — давление масла в силовом гидроцилиндре; Рпр — усилие
возвратных пружин во включенном фрикционе.
Ход нажимного диска фрикционного узла с гидроприводом
определяется как сумма всех зазоров между дисками с учетом их
износа за срок службы. При определении размеров фрикционной
муфты с вращающимся гидроцилиндром (рис. II.3) приходится
учитывать также добавочное давление масла от центробежных
сил. Масло подводится к вращающимся деталям из неподвижного
корпуса муфты на радиусе/?0. Будем считать, что жидкость, за-
полняющая бустер, вращается вместе с ним с угловой скоростью
®. Найдем центробежную силу, действующую на элемент объема,
имеющего единичную площадь и высоту dR:
dp4 = dma^R = pa^RdR, (11.27)
где dm — масса элементарного объема; p — плотность масла. Ин-
тегрируя выражение (II.27) в пределах от Ro до R, находим центро-
бежную добавку давления на радиусе R:
р2 _п2
р^р^^Л. (П.28)
На элементарную кольцевую площадку поршня действует сила
7б dP4 = pfinRdR. (П.29)
Подставив значение рц из уравнения (11.28), получим
dP4 = лр®2 (Р2 — RdR. (II.30)
Интегрируя это уравнение в пределах от Р2 до Rlt имеем
Рц = -J- р<о2 (Pi -Яг) (Ri + Rl- 2Яо), (П.31)
где R2 и Rx — наружный и внутренний радиусы гидроцилиндра.
При определении площади вращающегося бустера, снабжен-
ного клапанами опорожнения, необходимо иметь в виду, что дав-
ление масла от центробежных сил действует вместе со статическим
давлением, создаваемым масляным насосом. Поэтому вместо фор-
мулы (II.26) в этом случае следует пользоваться формулой
Fб = р + рц~рпР . (I! .32)
Расчет Дисковых тормозов с серводействием * >
Расчетная схема тормоза изображена на рис. П.4. Под дей-
ствием противоположно направленных сил Р нажимные диски
поворачиваются навстречу друг
другу. При этом шарик катится
по наклонным поверхностям и раз-
водит диски до соприкосновения
с вращающимися деталями. За
счет сил трения, возникающих на
рабочих поверхностях тормоза,
диски поворачиваются до упора
одного из них в неподвижный вы-
ступ. Сила трения, действующая
на правый нажимной диск, сум-
мируется с силой Р и вызывает
дальнейшую разводку дисков.
Пусть силы, сжимающие по-
верхности трения, равны Qx и Q2.
Тогда соответствующие моменты
Рис. П.4. Расчетная схема диско»
вого тормоза
трения будут и p#cpQ2, где Rcp — средний радиус поверх-
ностей трения. Оба момента передаются на корпус через
выступ, поэтому реакция выступа
T = -^(Q1 + Q2), (П.ЗЗ)
где г — расстояние до выступа от оси тормоза.
Условия равновесия правого диска:
Qx — N cos а = 0; (II.34)
Ргр — Ыгш sin а + = 0, (II.35)
rp — расстояние от оси до силы Р; гш — расстояние от оси до
центров шариков; а — угол наклона выступов дисков.
77
Отсюда
P=-^(rulg«-№<*,). (П.36)
Условия равновесия левого диска:
Q2 — N cos а + pjT = 0; (11.37)
Prp — ЛДШ sin а + Тг — pQ27?cp = °- (11.38)
Здесь — коэффициент трения между выступами диска и корпуса.
Подставляя в уравнение (11.37) вместо N cos а его значение из
(11.34), получаем
Qi - (П.39)
Решая совместно уравнения (II.33) и (II.39), а также учи-
тывая, что момент тормоза Mm = (Qx + Q2) имеем:
«=w(’+,4h^b (,L40)
(И.41)
Подставив значение Qx в уравнение (II.36), получим величину
силы Р, необходимой для включения тормоза:
Р = 2^Г7 (1 + НН1 (r^cc -pRcp). (П.42)
ZflKcpfр \ г /
Из формулы (II.42) следует, что при условии tg а «С и—тормоз
гш
будет обладать свойством самоторможения (сила Р = 0 или отри-
цательна). В этом случае сила прижатия Qx неограниченно воз-
растает и может привести к заеданию поверхностей трения или
поломке тормоза. Для того чтобы не было самоторможения, необ-
ходимо выбирать угол а достаточно большим.
Вследствие трения между выступами диска и корпуса на валу
тормоза возникает новая сила, равная рхТ. Силы Qx и Q2 не равны
между собой, вследствие чего не одинаковы и удельные давления
на поверхностях трения:
<плз>
Из формул (II.43) можно определить Rcp или Ь, задавшись одним
из этих параметров. Расчет следует выполнять по большему зна-
чению q, руководствуясь допускаемыми величинами удельных
давлений, приведенных в табл. II. 1
Расчет ленточных тормозов
Рассмотрим равновесие элементарного участка тормозной ленты
(рис. II.5). На концах участка действуют силы натяжения S
и S + dS. Приращение натяжения обеспечивается силой трения
dS = dT = fx dN, (11.44)
78
где dN — нормальная сила давления ленты на тормозной бара-
бан; р. — коэффициент трения.
Проектируя все действующие силы на направление dN и пре-
небрегая бесконечно малыми величинами высших порядков,
имеем dN = S da, или
^- = pda. (II.45)
Интегрируя полученное уравнение в пределах 0 а ах и
50 S Зх, где ах и Sx — текущие значения угла и натяже-
ния, получаем
ln-^- = pax,
/ ‘"’О
Рис. II.5. Схема ленточного тормоза Рис. II.6. К расчету ленточного
тормоза
Определим создаваемый тормозом момент при условии, что
один конец тормозной ленты жестко закреплен, а ко второму при-
ложена сила 50 (рис. II.6). Силу, действующую на закрепленном
конце .центы, находим по формуле (11.46):
Sj = Soe^a. , (11.47)
Из условия равновесия ленты, на которую действует тормозной
момент Мт и натяжение концов So и Slt имеем
AU = (S, - So) R = So (е^ - 1) R. (11.48)
При вращении барабана в сторону, противоположную ука-
занной на рисунке
51--Д. (11.49)
ЛАИ — 1
Мт = (50-5,) R = S0 еЦа R. (П.50)
79
Сравнивая правые части формул (11.48) и (11.50), находим,
что во втором случае тормозной момент в е^а раз меньше, чем в пер-
вом. Таким образом, ленточный тормоз с одним закрепленным кон-
цом ленты может эффективно работать при вращении барабана
лишь в одном направлении. В этом случае реализуется эффект
самозатягивания.
При затяжке ленточного тормоза равнодействующая сил So
и 8г действует на барабан, вызывая изгибные напряжения в валу
и нагружая его опоры. Геометрическое сложение сил 80 и 8Х
дает
Рр = ]/So + Si — 2SoSi cos (2л — а). (11.51)
Из этой формулы следует, что радиальная нагрузка Рр минимальна
при а = 2л. Поэтому при конструировании тормоза нужно стре-
миться к тому, чтобы угол охвата барабана лентой был макси-
мальным. Для того чтобы тормозная лента не терлась о барабан в вы-
ключенном положении, между лентой и барабаном должен быть
зазор 6 = 2ч-2,5 мм. Для обеспечения зазора устанавливаются
пружины, оттягивающие в нескольких местах ленту. При затяжке
тормоза этот зазор выбирается. Таким образом, перемещение
свободного конца ленты
h = 6а. (II.52)
Так, при а = 5 рад и 6 = 2,5 мм h = 12,5 мм. С учетом износа
ход свободного конца ленты должен составлять 15—18 мм.
При проектировании ленточного тормоза радиус тормозного
барабана и угол охвата определяются обычно конструктивными
соображениями. Ширина ленты В находится из условия обеспече-
ния требуемого удельного давления 7тах. Для его определения
поделим обе части выражения dN = 8 da на длину элементарного
участка ленты dl и ширину ленты В:
^Т = 8-ШГ' (П-53)
Bal Bal х
Учитывая, что = R, получим
* = Ж = <IL54>
Отсюда видно, что удельное давление возрастает от одного конца
ленты к другому против направления вращения барабана
(рис. II.6). Максимальное значение его
= (П.55)
(П.56)
Таким образом, требуемая ширина ленты
В = —
^<7тах
Как было отмечено выше, тормоз с одним закрепленным кон-
цом может эффективно работать лишь при одном направлении
80
вращения тормозного барабана. Этот недостаток устраняется при-
менением плавающего закрепления концов ленты. В зависимости
от направления вращения тормозного барабана пальцы, имеющиеся
на обоих концах ленты, упираются в кронштейн, и соответству-
ющий конец тормозной ленты становится неподвижным. Таким
образом, эффект самозатягивания реализуется в таком тормозе
при любом направлении вращения барабана.
Помимо упомянутых двух схем закрепления концов тормозной
ленты применяются и другие, например с обоими подвижными
концами, двойной тормоз. Во всех этих случаях расчет ленточного
тормозного механизма может производиться по изложенной выше
методике.
§ 4. РАСЧЕТ ДЕТАЛЕЙ МЕХАНИЗМОВ ВКЛЮЧЕНИЯ
ФРИКЦИОНОВ
Расчет шарикового механизма. Исходной для расчета шари-
кового механизма включения или выключения фрикционного узла
является сила Р, которую должен создать механизм (рис. II.7).
Силу Рр, которую нужно приложить к рычагу подвижной чашки,
найдем из уравнения моментов относительно точки О
Pp = zQ-~, (11.57)
где z — число шариков.
Выразим усилие Q через силу Р. Для этого все силы спроекти-
руем на оси х и у:
Q = Nf cos а + N sin а; (11.58)
Р = N cos а — Nf sin а, (11.59)
где N — нормальная составляющая сила, действующая со стороны
шарика на поверхность лунки; Nf — сила сопротивления каче-
нию шарика по поверхности лунки; f — коэффициент трения ка-
чения шарика, в расчетах можно принимать f = 0,0024-0,005;
а — угол наклона лунок; в выполненных конструкциях а =
— 124-19,5°. Решая совместно эти уравнения, получим
(IL60)
Подставив Q в формулу (11.57), найдем
ро = г₽т-г^- <ч-61)
Напряжение смятия на поверхностях лунок определяется
по формуле
<усм= 172 Л__Р--------, (II>62)
\ rtu / у ntyrui cos а
6 Н. А. Носов
81
где Р — осевая сила в Н; гш — радиус шарика в мм; гк — радиус
кривизны канавки в мм; п — число шариков в механизме; ф —
коэффициент, учитывающий неравномерность распределения на-
грузки на шарики; при п = 3 можно принять ф = 1; при п >
> 3 — ф = 0,75.
Рис. II.7. Схема шарикового механизма выключе-
ния фрикциона
Напряжения смятия, рассчитанные по этой формуле, не должны
превышать для цементированных поверхностей лунок 2500 МПа
Рис. П.8, к расчету пружины: а — схема; б — характеристика
Расчет пружин. Расчетная схема пружины и ее характеристика
приведены на рис. II.8. Длина пружины в свободном состоянии
равна /0- При включенном фрикционе длина пружины I, а уси-
лие Р, создаваемое ею, определяется осадкой f = 10 — I. При
82
выключении муфты происходит дополнительное поджатие пру-
жины на величину h — 6z, ее осадка становится равной fmaY,
а усилие достигает
р^ = рпг^=р^ + 1^У (П.63)
Здесь 6 — зазор между дисками фрикциона; z — число пар
трения.
Напряжение кручения
где R — средний радиус витков; d — диаметр проволоки.
При проектировании фрикционов принимают Ртах = 1,2Р.
Тогда, учитывая соотношение (11.63) и линейную зависимость
силы от осадки пружины, легко найти величину предварительной
осадки пружины при включенной муфте
f = 5h = 56г. (11.65)
С другой стороны, осадка пружины определяется равенством
f 64PR‘4 /тт
/ = (П.66)
где i — число рабочих витков; G = 8-103 МПа — модуль упру-
гости при кручении.
р
Если задаться отношением = 34-4,5 и допускаемым напря-
жением [т] — 4004-600 МПа, то из выражения (П.64) можно
найти размеры Р и d, а из (II.66)—число рабочих витков i.
Длина пружины в свободном состоянии определяется следу-
ющим образом:
10 = а + 2) d + /гаах + A (i + 1), (П.67)
где Д = 0,54-1,5 мм — минимальный зазор между витками пру-
жины при ее максимальной осадке.
Расчет возвратных пружин фрикционов с гидравлическим
включением производится таким же образом. Расчетная сила
задается в этом случае в пределах 1—2 кН (100—200 кГ).
Расчет шлицевого соединения дисков с барабаном. Шлицевые
соединения рассчитываются на срез и смятие.
Для определения напряжения среза шлицев можно пользо-
ваться зависимостью
= 4МФ
Т Ф (^i + ^2) zaby
(11.68)
где Мф — момент, передаваемый фрикционом; Dr и D2 — соответ-
ственно наружный и внутренний диаметры шлицев; z — число
дисков на барабане; а — толщина шлицев диска; b — ширина
шлица по делительной окружности; у — число шлицев диска;
6*
83
ф = 0,54-0,75— коэффициент, учитывающий неравномерность
распределения нагрузки по шлицам. Обычно в дисковых фрик-
ционах напряжения среза не являются опасными, поскольку
количество шлицев достаточно велико.
Более существенным вопросом является правильный выбор
напряжений смятия, так как при больших напряжениях появ-
ляются вмятины на шлицах барабана, что затрудняет осевое пере-
мещение дисков и отрицательно сказывается на плавности включе-
ния и чистоте выключения фрикционного узла. Напряжения смя-
тия определяются по формуле
а *Мф
^(p\ — D^azy‘
(11.69)
Рекомендуется <усм = 84-10 МПа (80—100 кПсм2). В качестве
расчетного момента Мф следует принимать момент, определенный
с учетом максимального значения коэффициента трения ргаах для
данной пары трения.
§ 5. РАСЧЕТ РАЗГРУЗОЧНЫХ УСТРОЙСТВ
Для обеспечения выключения блокирующих фрикционов с вра-
щающимся гидроцилиндром применяются разгрузочные устрой-
ства двух типов:
а) уравновешивающие устройства, создающие постоянно дей-
ствующее на поршень усилие, равное центробежной добавке давле-
ния масла;
Рис. II.9. Уравновешивающее разгрузочное устрой-
ство: а — схема устройства; б — схема сил
б) клапаны опорожнения, открывающие слив масла непосред-
ственно из гидроцилиндра при отключении подачи масла в бустер.
Устройство первого типа схематично показано на рис. II.9.
Уравновешивающее усилие Р„2 создается за счет центробежной
силы Ро нескольких массивных шаров, вращающихся вместе
с бустером.
84
Добавочная осевая сила Рч, действующая на поршень от цен-
тробежных сил масла в бустере, определяется по формуле (П.31).
Уравновешивающая сила без учета сил трения
п ___ Ро _____ nnw^R
"2 tg a tg а
(11.70)
где а — угол наклона образующей тарелки; т — масса шара;
п — число шаров; ©— угловая скорость бустера; Р— расстояние
от оси вращения вала до центра шара при включенном фрикционе.
Приравнивая правые части уравнений (II.31) и (II.70), найдем
массу шара
+ 7?|-27$, , (П.71)
где Pj и Р2 — соответственно внут-
ренний и наружный радиусы гидро-
цилиндра; Ро—радиусподвода масла.
В настоящее время благодаря
своей простоте и надежности широ-
кое распространение получили ша- Рис. 11.10. Схема шарикового
риковые клапаны опорожнения клапана опорожнения
(рис. II. 10). При вращении бустера
на шарик клапана действует центробежная силаР0, которая стре-
мится отжать его к периферии и открыть дренажное отверстие.
Сила давления Р, действующая на шарик со стороны масла, пре-
пятствует этому. Клапан рассчитывается таким образом, чтобы при
отсутствии статического давления в бустере преобладающим ока-
зался опрокидывающий момент Роа, а прй наличии статического
давления — стабилизирующий момент РЬ.
Центробежная сила, действующая на шарик,
Ро = т®2Р,
(П.72)
где т — масса шарика; © — угловая скорость вращения бустера;
7? — расстояние от оси вала до центра шарика.
Сила, действующая на шарик со стороны масла,
/ р2_р2\
Р = (рм + Рц) лЬ2 = ( рм + р®2 —cos2_r ’ о1 -73)
где Рм — статическое давление масла в гидроцилиндре; рц —
давление масла от центробежных сил; р — плотность масла;
гш — радиус шарика.
Условие равновесия шарика: PQa = РЬ, или с учетом (11.72)
и (11.73)
/ ^2__р2\
тш2Ргш51п-|- = I рм + ро2—£—- I пГш cos3-|~. (П.74)
85
Шарик должен закрывать отверстие при наличии статического
давления рм, в этом случае момент от силы Р должен преобладать,
т. е. должно выполняться неравенство
ты?Кгшsin< Iрм + рю2 2 °\лгш cos3~. (11.75)
При отсутствии давления рм шарик должен открыть отвер-
стие, т. е.
р2 р2
mco RrM sin у> рсо2 —£— ягш cos -у. (11.76)
Таким образом, условия работы клапана можно выразить
следующим образом:
р2 р2
оЛ —Лл о о а о™ d
р(0 -2--rcr^COS -у < 771(0 Wiu sin -у <
/ р2_р2 \
< + рсо2 пг3ш cos3 . (11.77)
После некоторых преобразований получим
tn<s?R sin -yr- »
0 < —-----2~(11.78)
«rlcos3-|- 2
Расчет производится для максимального значения угловой ско-
рости бустера со.
§ 6. ОПРЕДЕЛЕНИЕ МЕХАНИЧЕСКИХ ПАРАМЕТРОВ
ПРОЦЕССА БУКСОВАНИЯ
Блокировочные муфты и опорные тормоза
Механические параметры буксования — время т, работа L6
и мощность N6 определяют износ трущихся поверхностей, тем-
пературу и температурные напряжения. Во фрикционных элемен-
тах независимо от того, какую роль выполняет фрикцион в транс-
миссии — главного фрикциона, блокировочной муфты или тор-
моза коробки передач — внешний вид процесса буксования
одинаков.
Рассмотрим процесс буксования главного фрикциона, происхо-
дящий при трогании машины с места.
На рис. II. 11 изображено изменение во времени угловых скоро-
стей ведущих о»! и ведомых со2 частей главного фрикциона, а также
момента Мф, передаваемого муфтой. Весь процесс буксования
можно разделить на три основных периода.
Период 0—1 характерен постепенным нарастанием силы, сжи-
мающей фрикционный пакет, благодаря чему момент, передавае-
мый фрикционом, повышается и постепенно достигает значения,
86
равного моменту сопротивления Мс, определяемому сопротивле-
нием движению машины. На всем протяжении этого периода мо-
мент фрикциона ниже момента сопротивления, в результате чего
угловая скорость ведомых частей со2 = 0. Угловая скорость веду-
щих частей практически не меняется, так как двигатель недо-
гружен.
В период 1—2 момент фрикциона превосходит момент сопро-
тивления Мс и продолжает нарастать. Ведомые части страги-
ваются с места, и угловая скорость их увеличивается, в то время
Рис. 11.11. Процесс буксования фрик-
ционной муфты
Рис. 11.12. Расчетная схема процесса
буксования фрикционной муфты
как угловая скорость ведущих деталей остается постоянной.
В конце этого периода величина момента фрикциона достигает
значения
Период 2—3 характерен тем, что момент фрикциона сохра-
няет почти постоянное значение и лишь в конце периода
резко возрастает, достигая величины $ЬКМН, определяемой коэф-
фициентом трения покоя фрикционных дисков. Угловая ско-
рость ведущих деталей падает, а ведомых — возрастает. В конце
периода угловые скорости выравниваются и буксование заканчи-
вается.
При определении параметров буксования положим, что мо-
мент Мф на первых двух этапах линейно растет, а на третьем —
остается постоянным. Кроме того, будем считать момент сопротив-
ления не зависящим от скорости, т. е. Мс = const (рис. 11.12).
Принятые допущения ненамного снижают точность расчета,
однако значительно упрощают вычисления.
Определим время, работу и мощность буксования во все пе-
риоды.
I период. Элементарная работа буксования в этот период
равна
(ILq = Мф®о(1х, (II. 79)
где соо — начальная угловая скорость ведущего вала.
87
Мощность буксования
^ = ^ = Л1фМ;. (11.80)
Момент муфты Мф может быть выражен через момент сопротив-
ления Мс следующим образом:
Мф = Мс-±~, (П.81)
Т1
где — продолжительность I периода.
После подстановки значения Мф в (П.79) и (11.80) и
рования получим:
J \
мй мс
Рис. 11.13. Расчетная схема
главного фрикциона
интегри-
(11.82)
(11.83)

Время зависит от скорости нарастания момента Мф и вели-
чины момента сопротивления Мс и может быть определено опытным
путем. Экспериментально установлено, что тх = 0,14-0,7 с, при-
чем меньшее время соответствует фрикционам с гидравлическим
включением и более легким машинам, большее время — тяжелым
машинам с механическим включением фрикциона.
II период. Положим, что двигатель в течение всего II периода
развивает момент Л4агаах. Момент, передаваемый муфтой, можно
выразить через время следующим образом:
Мф = Мс(\ —(П.84)
Отсчет времени т и т2 принят от начала II периода.
Уравнения моментов, действующих на ведущие и ведомые
диски фрикциона (рис. 11.13):
на ведущих дисках
= (II.85)
на ведомых дисках
Мф — Мс 4* J2<i>2>
(II.86)
где J\ — момент инерции деталей, связанных с ведущими дисками
фрикциона; J 2 — момент инерции машины и вращающихся дета-
лей, связанных с ведомыми дисками фрикциона, приведенный
к его валу.
Угловое ускорение ведущих деталей при работе двигателя
на регуляторной ветви характеристики
= 0. (11.87)
88
Угловое ускорение ведомых деталей определим, пользуясь
выражением (11.86):
й2 = ^шахРак-Мс)? п .88)
J 2^2
Угловые скорости ведущих и ведомых частей найдем, интегри-
руя выражения (11.87) и (11.88):
®1 = <0О; (11.89)
С02 = Т2, (П 90)
2^2
Относительная угловая скорость
®б = ®1 ®2 = ®0 (-Л^З шахРск ^с) 2J2t2 ' I-91)
Угловые скорости ведущих и ведомых дисков в конце II пе-
риода:
®" = (оо; (П.92)
II MdtnaxPcK — Мс /у qo\
со2------------Т2- (П.УО/
Элементарная работа буксования
dL" = Мфш5с1г= IX (1 — —) +
+ мд тах₽сК [о)о-(Магаах^-Я)-2^рт. (11.94)
Интегрируя последнее выражение в пределах от 0 до т2, по-
лучим работу буксования за II период:
$=%(Ме + МдшМъ-
т|
~(Мд
тахРск Л4С) (ЗМд
max Рек + ^247?- (IL95>
Мощность буксования во II периоде
М1 = -^- = м^б = [мс (1 - + Мд тахрск X
[<^2 П
(00 тахРск 2J2T2 J ’
(11.96)
89
Время II периода т2 принимают в пределах 0,2—0,8 с. Меньшее
значение соответствует конструкции с гидроприводом включения.
III период. Буксование происходит при полном сжатии дисков.
Предполагаем, что момент фрикциона за время III периода не
меняется и остается равным AfamaxpcK. Тогда угловые ускорения
ведущих и ведомых дисков
(0х _ МЭтах-ДдтахРск = .^тах./J _ 0^). (11.97)
Л Л
• _ Afa maxp™-^ . л I 98)
"2
Интегрируя эти выражения, найдем угловые скорости дисков
фрикциона:
©I — со}1 + (Oit; (11.99)
tt>2 = 4’ -f- ©2Т. (11.100)
Отсчет времени принят от начала III периода.
В конце III периода скорости дисков выравниваются и буксо-
вание прекращается. При этом сох = (о2, т. е.
со” 4- С01Тз = О)" -Ь ®2Т3, (II.101)
откуда время III периода
Элементарная работа буксования за III период
dLl611 = Мф (ал — (0г) dx. (11.103)
Полная работа
Аб1 = j Мф [ (со}1 — ©21) + (®1 — сог) т] dr =
о
(11.104)
— тахРск (®}! — ®”) Тз + (С01 — СОг) -£ ,
или, учитывая выражения (II.97), (11.98) и (11.102),
(11.105)
Мощность буксования в течение III периода
ДГ III (
= ЛЬ maxP.K ^(“l1 — “й1) +
<пл06)
90
Суммарная работа буксования за все три периода
L6 = U + L" + Un. (11.107)
Время буксования за все три периода
+ т2 + т3. (11.108)
Работа буксования определяет нагрев узла во время буксо-
вания. Мощность N6 характеризует тепловой поток и температур-
ные градиенты у поверхности дисков, а следовательно, темпера-
турные напряжения, вызывающие их усадку, коробление и уста-
лостное разрушение.
Параметры буксования блокировочных фрикционов коробок
передач определяются таким же образом, как и параметры глав-
ного фрикциона, рассмотренного выше, с той лишь разницей,
что все моменты и угловые скорости необходимо привести к веду-
щим и ведомым деталям рассчитываемого фрикциона.
В коробках передач с числом степеней свободы больше двух,
когда при включении передачи буксуют два и более фрикциона,
можно считать, что фрикционы, имеющие большие коэффициенты
запаса, включаются мгновенно, а разгон машины происходит
за счет буксования только одного фрикциона, имеющего наимень-
шее значение Р£К.
Расчет параметров буксования тормозов, служащих в пла-
нетарных коробках передач для остановки звеньев планетарных
рядов е целью получения той или иной передачи, также может
быть сведен к случаю главного фрикциона.
Известно, что тормозной момент Мн, который нужно прило-
жить к некоторому звену р планетарной передачи для получения
передаточного числа i, связан с моментами на входном и выходном
валах коробки передач Мо и Мх следующим образом
Л1я = Л40((-_1) = Л4ж±2_1. (Ц.109)
Уравнения моментов для входного и выходного валов трансмис-
сии в этом случае
Мк = (1-1)(Ма' + А®1); (НЛО)
М„=(1 -|)(MC + J2®2), (П.111)
где — момент на первичном валу коробки передач; Мс — мо-
мент сопротивления движению машины, приведенный к выходному
валу коробки передач; — момент инерций коленчатого вала
двигателя и связанных с ним деталей; J2 — момент инерции посту-
пательно движущихся и вращающихся деталей машины, приведен-
ных к выходному валу коробки передач; cox и со2 — соответственно
угловые скорости входного и-выходного валов. - . . .
91
Вводя вместо Мд момент Мд (i — 1), вместо Мс момент
Мс (1----вместо o)j угловую скорость (i— 1) и вместо со2
угловую скорость а»2 ---р)> сведем уравнения (11.110) и
(11.111) к виду (11.85) и (11.86). Таким образом, ранее выведенные
зависимости могут быть использованы и для расчета тормозов
планетарных коробок передач.
Остановочные тормоза
Рис. 11.14. Расчетная схема про-
цесса торможения
Рассмотрим работу остановочного тормоза при торможении
машины на горизонтальном участке дороги, характеризуемой
коэффициентами сопротивления f и сцепления <р. Для упроще-
ния расчетов положим, что тормозной момент мгновенно прини-
мает окончательное значение Мт и остается постоянным в те-
чение всего времени торможения
(рис. 11.14).
В зависимости от обстановки
могут встретиться три следующих
различных по характеру режима
торможения.
1. Резкое (экстренное) тормо-
жение применяется в случае вне-
запного появления какого-то пре-
пятствия, при необходимости
быстро выполнить требуемый ма-
невр и т. д. Этот режим торможе-
ния характерен тем, что тормоз-
ной барабан и связанная с ним
гусеница быстро останавливаются и торможение происходит за
счет сил трения между остановленной гусеницей и грунтом (юз).
2. Плавное торможение применяется для снижения скорости
или остановки машины перед препятствием, появление которого
не является неожиданностью для водителя. Кроме того, плавное
торможение применяется для остановки отстающей гусеницы при
входе машины в поворот. При плавном торможении не происходит
срыва грунта, поэтому остановка машины осуществляется за счет
сил трения в самом фрикционном устройстве.
3. Работа тормоза с длительной пробуксовкой применяется
при поворотах машины с постоянным (но не фиксированным)
радиусом, а также иногда для притормаживания машины на
спусках.
Запишем уравнение моментов, действующих на валу тормоза:
Jwm4-Af/-A!m = 0. (П.112)
Здесь J — приведенный к валу тормоза момент инерции враща-
ющихся деталей трансмиссии и ходовой части; Mj — приведенный
92
к валу тормоза момент от сил инерции замедляемой машины;
йт — замедление тормозного вала.
При работе тормоза в первом режиме (резкое торможение) мо-
мент от сил инерции М/ ограничен сцеплением гусениц с грунтом
(П.НЗ)
ьб. р
Подставляя выражение для М; в уравнение (II. 112) и решая
его относительно а>т, получим
Мт-О(р-^-7]б.рт]г.д (11.114)
<от=---------.
</
Интегрируя последнее уравнение по сот в пределах от <оо до сот
и по т — от 0 до т, получим выражение для определения текущего
значения угловой скорости тормозного барабана ©т в момент
времени т:
Мт — —Чб. рЦг. д
®т = ®0---------------------т. (11.115)
Мощность буксования
N6 = М^т = Мт(Ло - ( Мт - <?<р -gJL Пб. ptfe. й т. (11.116)
При т = 0 мощность буксования максимальна:
Мбтах = Яп®0. (II.117)
Для определения времени торможения тот в уравнении (II. 115)
положим соот = 0, тогда
Хт =---------^0-------. (I L! 18)
Мт — G<p -Л— рЦг. д
1б. р
Полная работа буксования
хт
= —(11.119)
2 ( Мт — ОфЧб. р^г. д )
0 \ 1б-Р !
При работе тормоза во втором режиме (плавное торможение)
буксования гусениц не происходит, поэтому вся кинетическая
энергия машины во время торможения преобразуется в работу
буксования фрикционного узла:
(11.120)
где t»0 — начальная скорость машины; б — коэффициент, учиты-
вающий приращение энергии машины за счет вращающихся масс.
93
Для определения мощности буксования моментов на валу тормоза: С • мт = ±^т-^-, ё 1б.р откуда •2 запишем уравнение (11.121)
А -М ^-.1^-. *в. к (IL122)
(0от = (i)q • 2 гв. к (11.123)
Таким образом, мощность буксования •2
Мб = Мт(дт = 7ИОТ(1)О Мт~^ • 2б^ 2 te 'в. к (11.124)
(П.125)
Максимальная мощность, как и в предыдущем случае, имеет
место в начале торможения (при т = 0):
•^б max
Время торможения найдем, положив в формуле (II.123) соот = 0:
__
— л, ..о
Мт&б.р
При расчете тормоза в третьем режиме (длительное буксование
с постоянной скоростью) определение параметров буксования
не. представляет труда:
Nq 1^6 = ^-т^гпХб* (11.126)
Время буксования тормоза тб зависит от условий движения и
расчетным путем не определяется. Наиболее характерным приме-
ром использования третьего режима работы тормоза является по-
ворот машины с постоянным радиусом. В этом случае для расчета
можно задать тб = 4-4-5 с.
Определение удельных параметров буксования
Для сравнения условий работы фрикционных узлов разных
типоразмеров удобно пользоваться удельными параметрами буксо-
вания, т. е. величинами работы и мощности буксования, приходя-
щимися на единицу площади поверхности трения. Для дисковых
фрикционных узлов, где удельное давление равномерно распреде-
лено по всей поверхности трения, расчет удельных параметров
буксования не вызывает затруднений:
7 ^б м Мб
^уд zp \ Уд zp >
где z — число пар поверхностей трения; F — площадь одной
поверхности трения.
94
(11.127)
Несколько сложнее определить удельные параметры буксова-
ния для ленточных тормозов, так как удельное давление в них
непостоянно по длине ленты.
Запишем выражение для определения удельной мощности
буксования в таком виде:
Nyd = yqamR. (11.128)
Полная мощность буксования
Мб — МщСдгп, (II.129)
откуда (П.130)
Последнее выражение позволяет найти удельную мощность
буксования в любой Точке тормозной ленты. Максимальная удель-
ная мощность буксования имеет место на конце ленты, где q =
Я шах •
^max=^6 = -^-. (11.131)
Аналогично удельная работа буксования
Lydm!OL = L6^-. (11.132)
§ 7. ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ ФРИКЦИОНА
При буксовании фрикциона работа трения превращается
в тепло, нагревающее детали и частично уходящее в окружающую
среду. Нагрев сопровождается повышением износа, снижением
коэффициента трения, появлением температурных напряжений,
которые, в свою очередь, вызывают усталостное разрушение,
коробление и усадку дисков. Таким образом, определение тепло-
вого состояния фрикционного узла является важнейшей задачей,
решение которой позволит уже в процессе проектирования обес-
печить повышение надежности и эффективности его работы.
Простейшим способом оценки тепловой напряженности фрик-
циона является расчет средней объемной температуры трущихся
деталей. При этом предполагается, что все выделенное во фрик-
ционе тепло пошло на их равномерный прогрев. Средняя тем-
пература детали определяется по формуле
где Ьб — работа буксования; с — удельная теплоемкость мате-
риала рассчитываемой детали; mg — масса детали. Коэффициент К
учитывает распределение тепловых потоков между деталями и
зависит от теплофизических характеристик материалов пары
трения (табл. II.2):
= _LC1P1%1 (11.134)
КС2Рг^2
95
Таблица II.2. Теплофизические характеристики некоторых фрикционных
материалов
Материал 10®с, Дж/(кг-К) 1 к, Вт/(м-К) | 10~ва, м2/с р, кг/м8
Сталь 60Г 0,50 44 10,9 7860
» 65Г 0,46 37 10,0 7800
Чугун 0,50 52 13,9 7300
На асбестовой основе 1,26 0,52 2,2 1790
Металлокерамика МК-5 0,67 15,5 3,9 5700
Здесь clt с2 — удельные теплоемкости; рь р2 — плотности;
Х2 — удельные теплопроводности материалов пары трения.
Результат такого расчета носит чисто условный характер и
может быть использован лишь для сравнения рассчитываемой
конструкции с аналогичными существующими.
Наиболее важным показателем тепловой напряженности фрик-
ционного узла является максимальная температура поверхности
трения, определяющая ее износ й свойства масляной пленки
(у фрикционов, работающих в масле). Приращение максимальной
температуры поверхности дисков трения фрикционных узлов
гусеничных машин за одно включение приближенно может быть
определено по формуле
д/ = (1 + \. (П. 135)
max (1 + К) cph \ ' 12атб / v '
Здесь а — коэффициент температуропроводности материала рас-
считываемой детали; тб — время буксования фрикциона; h —
толщина диска.
Для расчета максимальной температуры поверхности тормоз-
ной накладки ленточного тормоза можно воспользоваться фор-
мулой
д/ -= (H. J 36)
шах (1-|-Д) cparg ' '
При оценке работоспособности фрикционного узла следует
учитывать, что при температуре поверхности выше 200—250° С
резко увеличивается износ трущихся деталей. Для стальных
фрикционов, работающих в масле, такая температура опасна еще
и тем, что масляная пленка при этом нарушается и может насту-
пить схватывание поверхностей. Так как средняя установившаяся
температура фрикционного узла при длительной повторной ра-
боте составляет 80—90° С, приращение температуры А^шах за
одно включение не должно быть больше 100—170° С.
Глава HI
Коробки передач с неподвижными
осями
§ 1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Применяемые на транспортных машинах двигатели внутр.ен-
него сгорания имеют коэффициент приспособляемости 1,15—
1,35 для поршневых и 2,0—2,3 для газотурбинных двигателей.
В то же время коэффициент сопротивления движению гусеничной
машины может изменяться в 10—12 раз. Диапазон изменения
оборотов двигателя также во много раз меньше требуемого диапа-
зона изменения скоростей движения машины. Все это приводит
к тому, что за двигателем необходимо устанавливать дополнитель-
ный агрегат, который приводил бы в соответствие имеющиеся
диапазоны работы двигателей с требуемыми. Таким агрегатом
является коробка передач (КП). Ее назначение:
1) изменять тяговые усилия и скорости движения машины
в требуемом диапазоне за счет введения различных передаточных
чисел;
2) обеспечивать движение задним ходом;
3) отключать на длительное время работающий двигатель
от силовой передачи за счет «нейтрального положения».
Первое назначение вытекает из вышеизложенного, два осталь-
ных обусловлены свойством поршневого двигателя. Газотурбин-
ные двигатели в принципе могут быть и реверсивными (за счет
регулируемого соплового аппарата), и работать при неподвижном
вале тяговой турбины. В этом случае задний ход и нейтральное
положение в коробке передач могут не потребоваться. /
Основные требования. К коробкам передач предъявляются
следующие требования: обеспечение требуемого диапазона пере-
дач; рациональная разбивка передаточных чисел по передачам;
высокий к. п. д.; быстрота и легкость переключения передач;
надежность работы в течение срока службы; простота изготовле-
ния, обслуживания и ремонта; малые габариты и вес.
Под диапазоном передач понимается отношение
максимального передаточного отношения (на первой передаче)
к минимальному (на высшей передаче), т. е.
d = (Ш.1)
lmln v
Требуемый диапазон, т. е. диапазон изменения сопротивления
движению, в случае механической трансмиссии перекрывается
7 н. А. Носов 97
за счет диапазона передач и коэффициента приспособляемости
двигателя, тогда при поршневом двигателе 10-ь 12 = (1,15-»-
-ь 1,35) d. Отсюда легко определить, что диапазон передач должен
лежать в пределах d = 7,5-ь 10,5. В выполненных конструкциях
быстроходных гусеничных машин d 7 -ь 11. В некоторых слу-
чаях малый диапазон передач, создаваемый коробкой, увеличи-
вается до требуемых величин за счет использования механизмов
поворота. Обычно при использовании двигателей с. высокой
удельной мощностью диапазон передач снижается.
Разбивка передаточных чисел по пере-
дачам имеет два аспекта — число передач и разбивку переда-
точных чисел. В настоящее время наиболее часто используются
коробки с пятью—восемью передачами, хотя известны образцы,
в которых число передач доходит до 10. Большое число передач
приводит к лучшему использованию мощности двигателя, и поэ-
тому применяется в машинах с низкой удельной мощностью. Но
большое число передач, особенно более восьми, приводит к услож-
нению КП и ее механизмов управления, а также ухудшает усло-
вия вождения. Поэтому оптимальное число передач для поршне-
вого двигателя составляет пять—восемь, для газотурбинного —
три—четыре. Верхний предел необходимо использовать на маши-
нах с малой удельной мощностью и большим диапазоном передач.
Разбивка передаточных чисел производится на основании тяго-
вого расчета. Наиболее полно мощность двигателя используется
при разбивке по геометрической прогрессии. Но в этом случае
может оказаться, что число передач будет чрезмерно большим.
На практике первую передачу «отрывают» и используют ее только
для движения в наиболее тяжелых условиях. В этом случае отно-
шение передаточныхчисел_на первой и втбройпередачах примерно
равно двум. Остальные передачи разбивают примерно по^геометри-
ческри1пр£»грессии с некоторым сближением высших передач.
" Высок ЙТГ к. п. д. обеспечивается рациональным выбором
кинематической схемы коробки, в которой отсутствует циркуля-
ция мощности, минимальным числом пар шестерен, находящихся
в рабочем зацеплении (на переднем ходу две-три), высококаче-
ственным изготовлением и правильной организацией системы
смазки.
Быстрота и легкость переключения пе-
редач достигается правильным выбором механизма переклю-
чения и приводом управления. В простых ступенчатых КП в ка-
честве механизмов переключения большое распространение полу-
чили синхронизаторы. По сравнению с обычными муфтами они
убыстряют и’^легчают переключение, особенно при использо-
вании гидравлического сервопривода.
Параметры переключения можно повысить по сравнению с син-
хронизаторами путем осуществления переключения с помощью
фрикционных элементов. Такое переключение применяется в пла-
нетарных передач ах, но в настоящее время оно распространяется^
98
и на простые ступенчатые коробки. В этом случае переключение
производится индивидуальными фрикционами.
Наиболее совершенным является автоматическое переключение.
Надежность работы в течение срока службы до-
стигается: правильным выбором запасов прочности, учитывающих
передачу мощности двигателя, циркуляции и рекуперации; предо-
хранением коробки от крутильных колебаний (постановкой демп-
феров, гибких валиков и др.) и ударных нагрузок при переключе-
нии передач (установкой синхронизаторов, индивидуальных фрик-
ционов, а также устройств в гидроприводе, обеспечивающих плав-
ность включения); предохранением от самодыключения передач
и одновременного включения двух передач (применением фикса-
торов, замков, специальных блокировочных клапанов); использо-
ванием дифференцированного рабочего давления в гидроприводе;
правильной организацией системы смазки и качественными уплот-
нениями; обеспечением достаточной жесткости валов, опор и
картера; соответствующим подбором конструкционных материа-
лов и соблюдением технологии изготовления и сборки.
Простота изготовления, обслуживания
и ремонта обеспечивается: конструктивными и технологи-
ческими мероприятиями (упрощением конфигурации деталей,
улучшением их технологичности, унификацией деталей и узлов,
уменьшением их числа, рациональным изготовлением и сборкой);
применением центральной смазки; использованием устройств для
автоматического регулирования зазоров и ходов; легким доступом
к местам обслуживания и т. д.
Малые габариты и вес обеспечиваются выбором
оптимальных схем, конструктивными мероприятиями (нахожде-
нием равнопрочных сечений деталей, применением различных
модулей для шестерен и т. д.), подбором оптимальных конструк-
ционных материалов, технологическими мероприятиями.
Классификация коробок передач. Механические коробки пере-
дач по характеру изменения передаточ-
ного числа делятся на бесступенчатые и ступенчатые.
Бесступенчатые КП позволяют изменять передаточное число
в соответствующем диапазоне непрерывно; к ним относятся
фрикционные и импульсные передачи. Ступенчатые коробки
изменяют передаточное число дискретно, по передачам. В за-
висимости от подвижности осей КП делятся на про-
стые и планетарные. В простых КП оси всех шестерен непод-
вижны. В планетарных оси некоторых шестерен (сателлитов)
вращаются вокруг осей центральных шестерен, т. е. эти шестерни
участвуют не только в относительном, но и в переносном вра-
щении.
По количеству валов КП подразделяются на двух-,
трех-, четырехвальные и с разрезными валами; по располо-
жению валов — с поперечным или продольным их располо-
жением.
7*
99
Принципиальные схемы простых КП. Кинематическая схема
двухвальной коробки передач с поперечным расположе-
нием валов показана на рис. III. 1. Коробка состоит из ведущего /,
промежуточного 2 и ведомого 3 (главного) валов. Поскольку ше-
стерни, участвующие в переключении передач (/—V, ЗХ), распо-
ложены только на двух валах (ведомом и промежуточном), то
такие коробки называются двухвальными. Ведущий вал выпол-
няет вспомогательную роль; он подводит мощность через шестерню
постоянного зацепления к промежуточному валу. В принципе
можно было бы подводить мощность непосредственно к промежу-
тке. III.1. Схема двухвальной коробки передаче по-
перечным расположением валов
точному валу, от этого диапазон передач нисколько бы не изме-
нился, но это невозможно осуществить по конструктивным сооб-
ражениям. Включение передач производится перемещением муфт
согласно указанным стрелкам.
В зависимости от расположения двигателя ведущий вал может
располагаться или параллельно (рис. II 1.1, а), или перпендику-
лярно (рис. III. 1, б) другим валам. Второй вариант компоновки
применяется для продольного, а первый — для поперечного рас-
положения двигателя.
Коробки этого типа получили широкое распространение на
гусеничных машинах. Они просты по конструкции, надежны в ра-
боте, их к. п,. д. достаточно высок, так как мощность передается
всего лишь через два полюса зацепления (на переднем ходу).
Важным преимуществом этих коробок является и то, что с ведомого
вала можно снимать мощность с двух концов.
Двухвальная коробка передач с продольным
расположением валов приведена на рис. III.2. Как и в предыдущем
случае, ведущий вал 1 передает мощность на промежуточный вал 2,
но ведущий и ведомый 3 валы расположены последовательно, на
одной оси. Специальной муфтой (на V передаче) эти валы могут
100
блокироваться, и тогда коробка работает на прямой передаче,
без потерь мощности в зацеплении шестерен. В этом одно из основ-
ных преимуществ коробки; другие преимущества — простота кон-
струкции, малые габариты и вес.
Но данная схема имеет и крупный недостаток — необходимость
постановки конической пары на ведомом валу для связи с попереч-
ным валом механизма поворота. При этом габариты трансмиссии
возрастают, так как поперечный вал проходит за коробкой пере-
дач, и надежность работы коробки снижается за счет ухудшения
условий работы конической пары (на низших передачах через
последнюю передается большой кру-
тящий момент). Из-за указанных
Рис. Ш.З. Схема трехваль-
ной коробки передач с попе-
речным расположением валов
Рис. III.2. Схема двухвальной короб- .
ки передач с продольным расположе-
нием валов
недостатков коробка этого типа на гусеничных машинах приме-
няемся редко — обычно тогда, когда на машину устанавливаются
готовые автомобильные агрегаты.
Применение двухвальных коробок передач ограничивается
тем, что в них очень трудно получить число передач более пяти.
Естественно, диапазон передач при этом также имеет сравнительно
низкую величину (около 7,5).
Трехвальные коробки передач применяются в том случае, когда
требуется реализовать большие диапазоны передач и число пере-
дач должно быть более пяти. В выполненных конструкциях число
передач обычно составляет шесть—восемь; диапазон передач
10—13,5.
На рис. Ш.З приведена кинематическая схема трехваль-
ной коробки передач с поперечным расположением
валов. На промежуточном 2 и ведомом 3 валах установлены четыре
пары шестерен, позволяющие на переднем ходу получить четыре
передачи и на заднем — одну. На валу мультипликатора 4 имеются
еще две шестерни, позволяющие удваивать упомянутые передачи.
При перемещении муфты по стрелке М обеспечивается включение
/—IV передач, по стрелке (У) —V—VIII передач. Данная схема
101
/У У 1У/1 У!
Рис. II 1.4. Схема трехвальной ко-
робки передач с продольным рас-
положением валов:
1 — ведущий вал; 2 — промежуточный
вал; 3 — ведомый вал
обеспечивает сравнительную простоту конструкции, малые габа-
риты и высокий к. п. д. (на переднем ходу мощность передается
через три полюса зацепления). Но схема имеет и крупный недо-
статок — наличие мультипликатора. Последнее приводит к тому,
что при переключении с IV на V передачу необходимо вводить
в зацепление сразу две муфты. При непосредственном приводе
это сделать довольно трудно. Кроме того, из-за мультипликатора
очень сложно осуществить опти-
мальную разбивку передаточных
чисел по передачам.
Кинематическая схема трех-
вальной коробки передач
с продольным расположением
валов приведена на рис. II 1.4.
Она обеспечивает семь передач
вперед и одну назад. Коробка
компактна и на наиболее ходовых
передачах имеет высокий к. п. д.
Так, от третьей по седьмую пере-
дачу мощность передается через
два полюса зацепления — через
цилиндрическую и коническую
пары, на первой и второй переда-
чах — через четыре полюса. Недо-
статки те же, что и у двухвальной
коробки передач с продольным
расположением валов.
Обычно к выбору кинематиче-
ской схемы коробки передач при-
ступают после тягового расчета гусеничной машины, когда из-
вестны мощность двигателя, его частота вращения, разбивка пере-
даточных чисел по передачам и т. д. На основании этих данных
определяется диапазон передач. Если он меньше 7,5, то целесо-
образно выбирать двухвальную, если больше — то трехвальную
или коробку передач с разрезными валами. Последняя может
быть принята к разработке только в том случае, если имеется
отработанный полуавтоматический или автоматический механизм
управления.
§ 2. КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ С РАЗРЕЗНЫМИ ВАЛАМИ
Коробкой передач с разрезными валами называется КП с не-
подвижными осями шестерен, которая не имеет сплошных валов.
Каждая из шестерен zlt z2, . . . установлена на отдельном валу,
причем постоянная кинематическая связь между валами отсут-
ствует (рис. III.5). Шестерни на одной геометрической оси обра-
зуют линию. Шестерни, находящиеся в зацеплении друг с другом,
составляют ряд. Постоянная кинематическая связь существует
102
между шестернями одного ряда и отсутствует между шестернями
одной линии или различных рядов. КП с разрезными валами вы-
полняются в двух вариантах: соосном и несоосном. В соосной КП
ведущий 1 и ведомый 2 валы расположены на одной геомет-
рической оси (рис. III.5, а), в несоосной — на разных осях
(рис. III.5, б). Включение передач производится передвижением
зубчатых муфт Mlt М2, • • • , кинематически связывающих две
соседние шестерни одной линии. В последнее время для этой цели
стали использоваться фрикционные муфты.
Рис. II 1.5. Схема коробки передач с разрезными валами
Из схемы следует, что в соосных КП вращение может переда-
ваться с верхней линии на нижнюю через шестерню любого ряда,
кроме последнего. Таким образом, ведущий и ведомый валы КП
связаны либо по верхней линии (прямая передача), либо через
шестерни 1 и 2-го; 1 и 3-го; 1 и 4-го; 2 и 3-го; . . .; 1-го, 2-го, 3 и
4-го и т. д. (всегда четное количество рядов).
В несоосной КП вращение передается с верхней линии на ниж-
нюю через шестерни любого ряда, а с нижней на верхнюю — через
шестерни любого ряда, кроме первого и последнего. Ведущий и
ведомый валы связаны или через 1-й, или через 1, 2, 3-й, или
через 2, 3, 4-й и т. д. ряды (всегда нечетное количество рядов);
прямой передачи нет.
Существенной особенностью КП с разрезными валами яв-
ляется то, что одна шестерня может быть и ведомой, и ведущей.
Передаточные числа. Передаточное число ряда есть отношение
числа оборотов шестерни верхней линии к числу оборотов шестерни
нижней линии, независимо от того, какая из них ведущая. Так
как числа оборотов обратно пропорциональны числам зубьев
сопряженных шестерен, то можно записать:
— V” \ — ' • • ; 1к — —-->
Z1 г3 Z2K-1
где 1, 2, 3, .... к — порядковый номер ряда.
юз
Логарифмы передаточных чисел составляют ult u2, . . ик.
Отношение передаточных чисел двух соседних рядов: 43-, -U-, .. .
.. ., обозначаются соответственно через i12, i23, . . iK_i, к,
а их логарифмы соответственно через xlt х2, . . хк_г. Следова-
тельно,
= Uj ” ^2 — • • •> %К-1 ==
Логарифмы хъ х2, . . хк_х называются показателями коробки.
Передаточные числа КП на разных передачах обозначают ilt
hi, • • •» in, а логарифмы — иь ип,. . ип- Передаточные числа КП
на всех передачах, кроме прямой, выражаются через передаточ-
ные числа рядов. Так, в соосной КП при передаче через 2 и
3-й ряды передаточное число КП is = 4Ц а в несоосной при
*3
передаче через 1, 2 и 4-й ряды is = -4^- и т. д.
Логарифмы всех передаточных чисел КП могут быть выражены
через суммы ее показателей хх, х2, ...
Увеличение числа рядов не изменяет передаточных чисел,
а лишь добавляет новые режимы работы. Возьмем трехрядную
соосную КП: ij = 4Ц iu =-U-; iBI = 4^; iiv = 1. Если доба-
вить ряд, то появятся: iv = 41-; iVi = 4*-; iVn = 4s-; iviii = -тт~-
4 *4 *4 *2*4
Возможное число передач независимо от соосности КП и числа
рядов в ней всегда равно 2К_1. Таким образом, КП с разрезными
валами позволяет получить большое число передач при малом
числе шестерен (табл. III. 1).
Т аблица III.1. Числа шестерен в КП различных типов в зависимости от
числа передач
Тип КП Число передач
4 8 16
Механическая 8 16 32
Планетарная с двумя степенями свободы 12 24 48
Планетарная с тремя степенями свободы 8 12 16
С разрезными валами 6 8 10
Из общего числа (2х-1 — 1) логарифмов передаточных чисел КП
(исключая прямую передачу) только к — 1 являются линейно
независимыми. Поэтому если при проектировании КП задан ряд
передаточных чисел ib in, . . ., in, то для определения возмож-
ности построения КП с такими передаточными числами нужно
104
последовательно принимать (к — 1) из них за независимые и
вычислять остальные. Число вариантов, которые необходимо
рассмотреть, будет равно числу сочетаний C^z}. Так, при к ==.4,
п = 8 С? = ПРИ * = 5 и п = 16 С’з = 4ЩТ’ ъ е-
синтез передач рассматриваемого типа является сложной и тру-
доемкой задачей.
Удобный для практического использования способ определения
передаточных чисел рядов и построения схемы КП, отвечающей
заданным условиям, разработан проф. Е. И. Магидовичем, кото-
рый доказал, что для разбивки передач по геометрической прогрес-
сии необходимо и достаточно, чтобы все показатели КП по абсо-
лютной величине были неповторяющимися членами геометриче-
ской прогрессии 1, 2, 4, 8, . . ., 2К~1. При этом знаки показателей
оказывают влияние только на величину первого члена прогрессии.
Путем изменения знаков показателей можно получить прогрессию
с любым первым членом от —(п — 1) до 0. Условию соблюдения
указанной величины показателей может отвечать бесконечное
множество передаточных чисел рядов. Если задаться произвольно
одним из передаточных чисел, то и в этом случае количество воз-
можных вариантов будет определяться числом перестановок пока-
зателей, т. е. (к — 1)! Поэтому выбор передаточных чисел следует
дополнительно ограничивать, обеспечивая минимальные габариты
и минимальный вес КП, возможно меньшие обороты промежуточ-
ных шестерен и минимальные крутящие моменты на них. Для
выполнения обоих этих условий необходимо, чтобы в рядах име-
лись передаточные числа, возможно более близкие к единице
(Ml ик).
Сйособ определения передаточных чисел рядов соосной КП.
Положение прямой передачи задано. Для разности логарифмов
и последовательности рядов справедливо равенство
Лк-1
М1 — ик= Yix = — 2т + п—1, (П1.2)
х,
где все нами задано: -у- = | хк_г | — наибольшее абсолютное зна-
чение показателя КП, /и = | £ (—х) | — сумма абсолютных зна-
чений отрицательных показателей.
При | Mi | = | ик | имеем = 2иг — — 2т + п — 1,
тогда
— 2т + и — 1 2т — п + 1
«1 =------f------; ик=-------.
Так как для геометрической прогрессии сумма к ее членов со-
ставляет
(1П.З)
105
а число n — четное, то и ик получаются дробными. Чтобы полу-
чить значения и ик целыми, что необходимо для осуществле-
ния прямой передачи, целесообразнее брать:
(III.4)
т. е. ик =——I U (—х)|], откуда вытекает следующее
правило: логарифм передаточного числа последнего ряда равен
взятой с обратным знаком разности между абсолютными значе-
ниями наибольшего показателя КП и суммы ее отрицательных по-
казателей. Так как значение ик выбрано, задача сводится к раз-
мещению показателей х, при этом необходимо выполнять следу-
ющие условия:
а) наибольший положительный показатель должен занимать
последнее место в ряду, а следующий за ним — первое место;
б) отрицательные показатели не должны занимать крайних
(первого и последнего) мест в ряду, так как это увеличивает пере-
даточные числа средних рядов;
в) средние значения х следует располагать так, чтобы ло-
гарифм передаточного числа одного из рядов был. равен нулю.
Осуществление этих условий практически приводит к одному-
двум наивыгоднейшим вариантам из (т — 1)! возможных.
Способ определения передаточных чисел несоосной КП. Все сде-
ланные выше выводы полностью применимы к такой несоосной
коробке, у которой передаточное число последнего ряда iK = 1
(ик = 0). Однако этот вариант, как правило, не будет наилучшим.
Можно пользоваться следующим способом выбора передаточных
чисел рядов для несоосной КП. Напишем уравнения логарифмов
передаточных чисел для четырехрядной несоосной КП и сложим их:
Щ — — ^з‘> ^IV — ^4^
Uv = «1 — «2 + ыз! «VI = «1 «2 + «11
«VII = «1 — и3 + WviII = «2-------------------«3 +
“VIII
2 « = + 4и4.
“I
(Ш-5)
При любом числе рядов правая часть последнего уравнения сохра-
нит свой вид, т. е. будет содержать сумму первого и последнего
членов с коэффициентом 2*~2, а все средние члены при сложении
сократятся. Девая часть уравнения — сумма п членов арифмети-
ческой прогрессии. Сумма к членов этой прогрессии
о _ (<h+ <*«)*
°*— 2
106
Поэтому
2«-2 («! + ик) = 1 • 2«-\
откуда
«1 + ик = —2т + 2К~1 — 1.
Наименьшие значения их и ик будут при их = ик, однако тогда
ХК-1
ui — ик = 0, но так как их — ик = 2 * + 0, примем ых — ик =
= -1.
Тогда
2ик — 1 = —2т + 2К-1 — 1; ик = — т + 2«-2. (Ш.6)
Принятое нами значениеих — ик — —1 возможно лишь водном
случае: при положительном значении всех показателей х, кроме
наибольшего показателя xK_i, который должен быть отрица-
тельным.
При размещении показателей следует отрицательный показа-
тель ставить последним, а наибольший из положительных — пер-
вым. В остальном необходимо руководствоваться теми же сообра-
жениями, что и при размещении показателей в соосной КП.
Из рассмотренного следует, что при полном использовании
всех передач разбивка передаточных чисел в КП с разрезными
валами может быть обеспечена только по геометрической прогрес-
сии. Однако при проектировании часто требуется осуществить
такую разбивку, которая в своей основе сохраняла бы геометри-
ческую прогрессию, но на высших передачах сближала передаточ-
ные числа, а на низших увеличивала разрыв между ними. Постав-
ленная задача может быть решена за счет введения дополнитель-
ных передач, которые исключаются из использования за счет
соответствующего устройства механизма переключения. Таким
образом, корректировка передаточных чисел возможна лишь при
условии, если не используется часть передач. Добавив один ряд,
можем исключить некоторые передачи так, чтобы, оставшиеся
передаточные числа не образовывали геометрическую прогрессию.
Как показывает анализ, кинематические свойства соосной и
несоосной КП одинаковы. Следовательно, если пренебречь незна-
чительной разницей в габаритах в пользу последней (вследствие
меньших размеров шестерен верхней линии), то обе КП можно
считать вполне равноценными и при выборе схемы руководство-
ваться только компоновочными соображениями. КП с разрез-
ными валами, имеющие две линии шестерен, являются простейшим
вариантом КП этого типа. В общем случае число линий может быть
любым. Наибольшее возможное число передач при р линий и
к рядов п = рк~г. Для разбивки передаточных чисел по геометри-
ческой прогрессии (с их = 0) показатели первых двух линий
должны быть неповторяющимися членами геометрического ряда:
1, р, рг, ..., рк-2. Таким образом, выведенные ранее соотношения
являются частным случаем этих общих соотношений при р = 2.
107
§ 3. КОНСТРУКТИВНЫЕ ОСОБЕННОСТИ КОРОБОК ПЕРЕДАЧ
После выбора кинематической схемы производится расчет и
выбор конструктивных параметров коробки передач: межцентро-
вого расстояния, показателей шестерен, валов, опор и механизмов
переключения. Все эти параметры определяются по соответству-
ющим формулам, приведенным далее, или на основании опытных
данных.
Межцентровые расстояния должны определяться исходя из
контактной прочности зубьев; в выполненных конструкциях КП
средние величины межцентровых расстояний лежат в пределах
100—200 мм.
Шестерни. В коробках передач применяются цилиндрические
и конические шестерни. Первые изготавливаются с прямыми
или косыми зубьями, вторые — с прямыми или спиральными.
Косые и спиральные зубья по сравнению с прямыми обладают боль-
шей работоспособностью,, плавностью и меньшим шумом, поэтому
их рационально применять при передаче больших мощностей.
Однако шестерни с косыми и спиральными зубьями сложны в про-
изводстве и создают добавочные усилия, для компенсации которых
необходимо принимать специальные меры.
Шестерни с малым числом зубьев часто нарезаются непосред-
ственно на валу. При большом числе зубьев, когда диаметр впа-
дин значительно отличается от диаметра вала, шестерни изготав-
ливают отдельно.
В целях сохранения лучшей работоспособности, а также при-
емлемых габаритов коробки передаточное число одной пары шесте-
рен не должно быть более трех.
Модуль шестерен определяется исходя из напряжений на изгиб.
В большинстве отечественных КП применяются шестерни с по-
стоянным модулем. Так как он рассчитывается по наиболее на-
груженным шестерням (на первой передаче), то его величина
довольно большая и в зависимости от передаваемого момента и
конструктивных особенностей лежит в пределах 6,5—9 мм. В не-
которых коробках применяются разномодульные шестерни. Тогда
в зависимости от передач модуль изменяется от 3,0 до 6,75 мм (эти
цифры приведены для коробки, в которой установлены шестерни
с косыми зубьями и постоянным зацеплением). Разномодульные
шестерни позволяют сделать КП более компактной и легкой.
Зубья бывают нормальными и укороченными. Шестерни с уко-
роченными зубьями являются более компактными и обладают
большей прочностью, минимальное число зубьев у них меньше.
Например, для шестерни с углом зацепления 20°, нарезанной
рейкой, минимальное число укороченных зубьев равно 14, а нор-
мальных — 17. Но укороченный зуб имеет и существенный недо-
статок — меньшую продолжительность зацепления, что приводит
к большему износу. В связи с этим укороченный зуб приме-
няется в том случае, когда определяющим фактором является
108
прочность зуба, а не его износ. Зубья, как правило, бывают
кор ригированными.
Валы. Двухвальные КП обычно имеют валы, расположенные
в одной плоскости, у трехвальных один вал смещается и лежит
в другой плоскости. Этим уменьшается длина коробки.
Для крепления шестерен и муфт валы имеют шлицы, и только
в единичных случаях вместо шлицев применяются шпонки. В боль-
шинстве коробок валы выполняются постоянного диаметра с на-
резанными почти по всей длине шлицами, но в некоторых случаях
вал делается ступенчатым, примерно равнопрочным. В последнем
случае вес и габариты коробки снижаются. В выполненных кон-
струкциях валы устанавливаются или на двух, или на трех опо-
рах. Все валы и расположенные на них детали должны быть на-
дежно зафиксированы в радиальном и осевом направлениях.
Так как валы передают большие крутящие моменты и в то же
время должны иметь достаточную прочность и жесткость при малых
габаритах и весе, то они изготавливаются из высококачественных
легированных сталей.
Опоры. В качестве опор в коробках передач применяются
подшипники качения всех типов. Тип подшипника выбирается
в зависимости от действующих сил, числа оборотов, а также дру-
гих обстоятельств (характера нагрузки, жесткости валов, подвода
смазки и т. д.). В большинстве случаев на опоры валов воздей-
ствуют комбинированные нагрузки — радиальные и осевые, по-
этому часто устанавливают не один, а несколько, притом разно-
типных подшипников, воспринимающих соответствующую на-
грузку. Особенно сложными и ответственными узлами являются
опоры конических шестерен, которые кроме восприятия больших
осевых и радиальных нагрузок еще должны обеспечивать регули-
рование зазора в зубчатом зацеплении.
В многоопорных конструкциях (от двух и выше) лишь одна из
опор является жесткой в осевом направлении, остальные выпол-
няются плавающими. В качестве плавающих опор выбираются
менее нагруженные, что способствует лучшему осевому перемеще-
нию. В трехопорных валах жесткой обычно является средняя
опора.
Механизмы переключения. В простых КП переключение про-
изводится каретками, муфтами, синхронизаторами и индивиду-
альными фрикционами. Чтобы переключение было легким и на-
дежным, в механизмах переключения предусматриваются спе-
циальные устройства (различные замки, фиксаторы и стопоры),
позволяющие легко передвигать муфты, производить безударное
включение, надежно удерживать передачу во включенном, вы-
ключенном и нейтральном положениях.
Каретки. Переключение передачи с помощью кареток при-
меняется очень редко из-за больших ударных нагрузок и повышен-
ных усилий со стороны водителя. Иногда с помощью кареток вклю-
чаются передачи заднего хода и вспомогательные агрегаты (ле-
109
бедки, валы отбора мощности и т. д.). Так как последние включа-
ются в основном при стоянке машины, такое включение допустимо.
Муфты. Муфты применяются в коробках, в которых шестерни
находятся в постоянном зацеплении. Муфты бывают зубчатыми или
кулачковыми. В отечественных коробках используются первые.
По сравнению с предыдущим случаем переключение с помощью
муфт является более легким, быстрым и сопровождается меньшими
ударными нагрузками. Объясняется это малым диаметром, а сле-
довательно, и весом муфт, а также' специальным профилированием
боковых кромок зубьев. Так как полностью избавиться от ударных
нагрузок нельзя, муфты должны изготавливаться из сталей,
хорошо переносящих удары.
Индивидуальные фрикционы. При включении передачи в этом
случае соединение вала с соответствующей шестерней происходит
за счет фрикциона, включаемого на каждой передаче вместо муфты.
Такое переключение является наиболее совершенным, так как по-
зволяет сократить до минимума разрыв в передаче мощности на
ведущие колеса. Кроме того, за счет гидропривода имеется воз-
можность полностью снять ударные нагрузки и обеспечить води-
телю легкое и удобное управление коробкой передач. Применение
индивидуальных фрикционов делает излишним установку глав-
ного фрикциона. Однако индивидуальные фрикционы увеличи-
вают габариты и вес КП делают ее более сложной и дорогой.
Картер. Картер воспринимает нагрузки от опор, является
остовом для монтажа всех деталей и одновременно обеспечивает
коробке условия закрытой передачи. Картер делают из чугунных
или алюминиевых сплавов. В КП большое распространение полу-
чили картеры из алюминиевых сплавов. Они более легкие, проще
в изготовлении, имеют лучшую теплопроводность, но чугунные
более жесткие, имеют меньшие линейные расширения при нагреве.
Чтобы обеспечить достаточную жесткость и распределить
нагрузку по всей поверхности, картер делают с внутренними пе-
регородками и ребрами, стягивают шпильками и иногда попереч-
ными струнами. Для лучшего охлаждения картеры с мокрым под-
доном оребряются, обдуваются потоком воздуха, внутренние
полости делаются сообщающимися. Сухие картеры охлаждаются
с помощью радиатора. Последние начинают применяться для КП,
имеющих ограниченные объемы и передающих большие мощности.
Разъем картера чаще всего делается по оси валов. Крепится кар-
тер или только к корпусу машины, или к двигателю и корпусу.
Конструкции КП в целом. Рассмотрим некоторые конструкции-
коробок передач, содержащие характерные для гусеничных машин
элементы.
На рис. II 1.6 показана двухвальная коробка передач с попереч-
ным расположением валов. Число передач вперед — пять, назад —
одна, диапазон передач 6,67. Шестерни находятся в постоянном
зацеплении, они прямозубые и имеют одинаковый модуль, равный
9 мм. Переключение передач, осуществляется: на заднем ходу и
110

первой передаче — с помощью зубчатых муфт; на второй — про-
стого синхронизатора, на третьей, четвертой, пятой — инерцион-
ного синхронизатора. Ведущий вал 1 — двухопорный, промежу-
точный 2 и ведомый 3 — трехопорные, при этом средние опоры
являются жесткими, крайние — плавающими. Масло для смазки
заливается в картер, который сделан из алюминиевого сплава
и имеет разъем по оси валов в горизонтальной плоскости.
На рис. II 1.7 представлена трехвальная коробка передач с про-
дольным расположением валов. Число передач вперед — семь,
назад — одна, диапазон передач 13,4. Шестерни находятся в по-
стоянном зацеплении и имеют косые зубья, шестерни разномо-
дульные, и в зависимости от передач модуль изменяется от 3,0
до 6,75 мм. У конической шестерни модуль равен 8 мм. Переклю-
чение осуществляется таким образом: задняя и первая передача
с помощью шестерен-кареток, вторая — муфты, с третьей по
седьмую — синхронизаторов. Ведущий 1 и промежуточный 2
валы располагаются на двух опорах; правые опоры — жесткие,
левые — плавающие. Ведомый вал 3 — трехопорный, от осевых
смещений он фиксируется левой и средней опорами. У конической
шестерни радиальную нагрузку воспринимает в основном роли-
ковый цилиндрический подшипник, а осевую — шариковый ра-
диально-упорный. В коробке применяются роликовые цилиндри-
ческие подшипники без наружной обоймы. Две шестерни на ве-
домом валу устанавливаются на шпонках. Масло заливается
в чугунный картер, имеющий две плоскости разъема.
На рис. II 1.8 приведена коробка передач колесного трактора
общего назначения. Она обеспечивает высокое качество переклю-
чения и имеет много конструктивных элементов, характерных
для КП многоцелевых гусеничных машин. У коробки четыре вала,
расположенных продольно. На ведущем валу 1 установлены ше-
стерни, обеспечивающие включение четырех передач с помощью
индивидуальных фрикционов. Последние приводятся в действие
с помощью гидравлического управления. На промежуточном
валу 2 крепятся только шестерни. На грузовом 3 и раздаточном 4
валах размещены зубчатые муфты, посредством которых вклю-
чаются ^етыре режима на переднем и два на заднем ходу, а всего
коробка передач позволяет включать 16 передач при движении впе-
ред и восемь при движении назад. Диапазон передач 10,9. Высокое
качество переключения обеспечивается за счет индивидуальных
фрикционов при включении передач в пределах одного режима,
а также тем, что при переключении режимов используется тор-
моз-синхронизатор. Все шестерни прямозубые и находятся в по-
стоянном зацеплении. Они имеют разные модули — 6 и 8 мм.
Валы, кроме раздаточного, трехопорные. Раздаточный вал со-
стоит из двух частей, каждая из которых опирается на две опоры.
Все валы в осевом направлении фиксируются шариковыми подшип-
никами. Смазка > осуществляется под давлением, картер — с су-
хим поддоном.
112
Носов

§ 4. РАСЧЕТ ГЕОМЕТРИИ И УСЛОВИЙ ЗАЦЕПЛЕНИЯ
ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС
Принятые обозначения, относящиеся к геометрическому ра-
счету:
А 4- межцентровое расстояние;
Ло — межцентровое расстояние при = 0;
т — стандартный модуль по ГОСТу 9563—60;
тп и ms — нормальный и торцовый модули;
z — число зубьев;
z2 = z2 ± zx — сумма чисел зубьев колес в передаче;
плюс относится к внешнему зацеплению, минус —
к внутреннему;
znp — приведенное число зубьев в нормальном сечении
зубчатого колеса;
i — передаточное отношение;
В — рабочая ширина зубчатого венца;
De — диаметр окружности выступов;
Dt — диаметр окружности впадин;
d — диаметр начальной окружности;
dd — диаметр делительной окружности;
d0 — диаметр основной окружности;
h — высота зуба;
h' и h” — соответственно высота головки и ножки зуба;
h3 — глубина захода зубьев;
с и сп — радиальный и боковой зазоры;
с0 — коэффициент радиального зазора исходного кон-
тура;
/0 — коэффициент высоты головки зуба исходного кон-
тура;
а0 — угол профиля исходного контура;
а — угол зацепления в прямозубых передачах;
а„ и as — углы зацепления в нормальном и торцовом се-
чении;
Р — угол наклона зубьев на начальном цилиндре;
Ра — угол наклона зубьев на делительном цилиндре;
Ро —. угол наклона зубьев на основном цилиндре;
qm и qA — коэффициент рабочей ширины зубчатого венца,
отнесенный соответственно к модулю и к межцен-
тровому расстоянию;
es — коэффициент перекрытия в торцовом сечении;
г] — удельное скольжение;
р — радиус кривизны профиля зуба;
£ — коэффициент коррекции;
£s — коэффициент коррекции, отнесенный к торцовому
модулю;
Bs — £2 ± — суммарный коэффициент коррекции;
— суммарный относительный коэффициент . кор-
рекции;
8*
115
Q — коэффициент изменения межцентрового рас-
стояния;
t0 — основной шаг;
ta — осевой шаг;
tn и ts — шаг производящей рейки, нормальный и торцовой;
s — толщина зуба по делительной окружности;
se — толщина зуба по окружности выступов.
Большее зубчатое колесо сцепляющейся пары называется
колесом, а меньшее — шестерней. Буквенные обозначения отме-
чаются индексом 1 для шестерни и индексом 2 для колеса.
Обозначения, относящиеся к расчетам на прочность:
М — расчетный крутящий момент на рассчитываемом зуб-
чатом колесе;
Р — расчетное окружное усилие на зубчатом колесе;
п — расчетная частота вращения зубчатого колеса в об/мин;
v — расчетная окружная скорость зубчатого колеса;
ге. к — радиус ведущего колеса;
аи — напряжение изгиба;
<jk — напряжение смятия в зоне контакта.
Краткие сведения из геометрии
эвольвентного зацепления
В основу геометрического расчета зубчатых колес заклады-
ваются геометрические параметры, характеризующие контур зу-
борезного инструмента реечного типа: тп, аОп, fon, соп и ги. Эти
параметры производящей рейки в плоскости, перпендикулярной
к направлению ее зубьев, стан-
дартизованы. ГОСТ 13755—68
предусматривает преимуще-
ственное применение инструмен-
та, имеющего: а0„ = 20°;-/Оя= 1;
сОп = 0,25 и радиус скругления
ги = 0,4 (рис. II 1.9).
Шаг рейки исходного кон-
тура в нормальном сечении
tn = пт, причем значения мо-
Рис. III.9. Исходный контур зубча- Дулят в мм выбираются по
тых колес по ГОСТу 13755—68 ГОСТу 9563—60:
Первый ряд . . \ 1,25 1,5 2 2,5 3 4 5 6 8 10 12 16 20
Второй » . . Д 1,125 1,375 1,75 2,25 3,5 4,5 5,5 7 9 11 14 18
ГОСТ 13755—08 также предусматривает исходный контур для
нарезания фланкированных зубчатых колес. Фланкированные
зубчатые колеса имеют отклонение профиля у вершины зуба
в «тело» от эвольвенты, что способствует уменьшению ударов при
входе и выходе зубьев из зацепления. Фланкирование в основном
применяется для быстроходных передач, В настоящее время
116
проводятся экспериментально-конструкторские работы по изыска-
нию и проверке других исходных контуров: с увеличенным про-
фильным углом (а0„ >20°); с увеличенным коэффициентом вы-
соты (fOn >1); с протуберанцем на вершине зуба производящей
рейки и др.
Линия с. л. исходного контура (рис. III.9), на которой толщина
зуба равна ширине впадины, называется средней линией рейки.
Для косозубых зубчатых колес нужно различать нормальный и
торцовый модули, , связанные зависимостью
ms = . (III.7)
s cos pa v '
Окружность зубчатого колеса, которая при нарезании катится
без скольжения по некоторой плоскости, неподвижной относи-
тельно производящей рейки, называется делительной. Очевидно,
что длина этой окружности должна делиться на торцовый шаг ts =
= jrms, а частное от деления равно числу зубьев:
z==2^_=Js_. (III.8)
ts mS
Если начальная плоскость инструментальной рейки, по которой
катится делительная окружность нарезаемого зубчатого колеса,
совпадает со средней линией рейки, то в этом случае толщина
зуба по дуге окружности совпадает по величине с шириной
впадины и равна
8=А=_ф_. (III.9)
Корригирование зубчатых колес
Касание делительной окружности и средней линии рейки не-
обязательно, и начальной линией рейки при нарезании может
быть как средняя линия, так и любая другая, параллельная ей.
На этом основано применение коррекции радиальным смещением
исходного контура относительно оси обрабатываемой заготовки
зубчатого колеса. Кроме этого вида коррекции имеет место танген-
циальная коррекция, применяемая в основном только для кони-
ческих зубчатых колес. В дальнейшем изложении термин «коррек-
ция» подразумевает радиальную коррекцию, как наи-
более широко применяемую.
Коррекция характеризуется коэффициентом смещения, или
коэффициентом коррекции |s, равным смещению рейки, делен-,-
ному на модуль ms в торцовом сечении. При смещении исходного
контура от оси зубчатого колеса коэффициент 5s положителен,
к оси зубчатого колеса — отрицателен. Различают два вида кор-
рекции смещением: высотную и угловую.
Высотная коррекция характеризуется равенствами:
L = +Ь; Is = ± = 0; (Ш.Ю)
117
угловая коррекция —
li + h = h±li¥=o. (Ш.п)
Верхние знаки относятся к внешнему зацеплению, нижние —
к внутреннему.
Коррекция зубчатых колес при неизменных исходном контуре
и значениях Zj и z2 в общем случае вызывает:
а) изменение толщины основания зуба, причем с увеличе-
нием gs толщина зуба и, следовательно, его изгибная прочность
растут;
б) изменение толщины зуба на окружности выступов se\ с уве-
личением gs величина se уменьшается, а опасность заострения
зуба увеличивается;
в) удаление от подреза или приближение к подрезу; с увеличе-
нием |s опасность подреза уменьшается;
г) изменение угла зацепления as и приведенного радиуса
кривизны профилей зубьев в точках контакта; с увеличением |2
контактная прочность возрастает;
д) изменение величины межцентрового расстояния; с увеличе-
нием g2 величина А увеличивается;
е) изменение коэффициента перекрытия es; с увеличением |2
величина es уменьшается;
ж) изменение положения рабочего участка линии зацепления,
а также зоны однопарного зацепления относительно полюса.
Таким образом, изменение значений и с целью улучшения
здних показателей передачи вызывает ухудшение некоторых
1ругих, что и ограничивает величину коэффициентов gs при корри-
гировании. В основном эти ограничения обусловлены заостре-
нием зуба, уменьшением коэффициента перекрытия и интерферен-
1ией при нарезании (подрез, срез зубьев) или в зацеплении (за-
клинивание передачи).
Ограничение по условию заострения зуба. Это ограничение
связано с желанием иметь достаточно прочную и не хрупкую
вершину. Рекомендуемые значения se в модулях приведены
в табл. III.2 [52].
Допустимой минимальной величиной se ограничивается макси-
мально возможный коэффициент смещения |тах.
Для колес с внешними зубьями
se = De + invaOs — inv aes) , (III. 12)
где
s = ms (-J- + 2gstg aOs); aes = arccos -g- •
aOs = arctg ( ); r0 = cos aOs.
При a0„ = 20° величину se можно определять с помощью номо-
граммы на рис. III.10 [52].
118
Т а б л и ц а III.2. Допустимая минимальная толщина зубьев
Зубчатые колеса Модуль
/п<3,5 3,5</п<4,5 4,5</п<6 т>6
Цементированные и закаленные; с поверх- ностной закалкой без цементации Цианированные и за- каленные ^0,5т ^0,5/и 2^0,4/п ^0,4/л ^0,3m 2^0,3/и ^0,2/п
Ограничение по условию подреза. Минимальное число зубьев,
при котором некорригированное зубчатое колесо еще не имеет
подреза, принято обозначать zmin. Если в зубчатой передаче
имеется z zmin, то зубчатому колесу необходима положительная
коррекция для исключения подреза
зубьев. Одновременно для любого
z > zmln существует определенная
отрицательная коррекция с | = |mln,
при которой, наступает подрез. Эти
значения минимальных коэффициен-
тов коррекции приведены в табл. III.3
[52], которая справедлива только для
инструмента реечного типа; в случае
использования долбяка необходима
дополнительная проверка.
Ограничение по величине коэффи-
циента перекрытия es. Для прямо-
зубых передач надо выдерживать
условие 8S> 1; обычно рекомендуют
es = 1,15-г-1,3; для фланкированных
передач допускается es=l,09. Коэф-
фициент перекрытия в торцовом сече-
нии может быть выражен зависимо-
стью
Рис. III. 10, Зависимость тол-
щины зуба шестерни на окруж-
ности выступов se от числа
зубьев и коэффициента коррек-
ции для прямозубых цилиндри-
ческих колес (исходный контур
по ГОСТу 13755—68)
где
_____ Pi ± р2 + sin as
es___
^os
tOs = ams cos aOs; pi = ]/— roi; P2 = $2 — >02;
(III.13)
верхний знак относится к внешнему зацеплению; нижний — к вну-
треннему. Выражение (III. 13) справедливо только для нефлан-
кированных цилиндрических колес.
Ограничение по срезанию эвольвенты на головках зубьев и по
заклиниванию передачи. Следует отметить, что к этим видам
нарушения нормального взаимодействия сопряженных колес бо-
лее склонны передачи с внутренним зацеплением, а также передачи
119
Т аблица III.3. Минимальные коэффициенты коррекции, при которых нет
подреза зубьев
^min Z ^min z ^min z
при fo=l при fo=0,8 при fo=l при fo=0,8 при fo=l при fo=0,8
+0,532 +0,332 8 —0,052 —0,252 18 —0,578 —0,778 27
+0,474 +0,274 9 —0,111 —0,311 19 —0,636 —0,836 28
+0,416 +0,216 10 —0J70 —0,370 20 —0,692 —0,892 29
+0,358 +0,158 11 —0,228 —0,428 21 —0,752 —0,952 30
+0,300 +0,100 12 —0,286 —0,485 22 —0,810 — 31
+0,241 +0,041 13 —0,344 —0,544 23 —0,829 — 32
+0,182 —0,018 14 —0,403 —0,603 24 —0,928 — 33
+0,124 —0,076 15 —0,461 —0,661 25 —0,986 — 34
+0,065 —0,135 16 —0,520 —0,720 26 — — —
+0,006 —0,194 17
с внешним зацеплением, нарезаемые долбяками. Так как анали-
тическое проведение всего комплекса проверок довольно гро-
моздко, то в случае необходимости следует воспользоваться источ-
никами [30, 52], где имеются облегчающие вычисления номо-
граммы.
Выбор типа коррекции и коэффициентов коррекции
С помощью коррекции решаются некоторые вопросы, связан-
ные с геометрией зубчатых передач, а также осуществляется по-
вышение их прочности.
Выбор коэффициентов коррекции при заданном межцентровом
расстоянии. В тех случаях, когда при строго заданных величи-
нах ms, z2 и А имеет место неравенство А. =/= А 0 = 0,5/nszs,
то в передаче необходимо осуществить угловую коррекцию с не-
которым суммарным коэффициентом коррекции |2 =+ 0. Тогда |2
определяется из следующих зависимостей:
А Я cos «os
° = X=lS^ “s«. = -+
a. - ^ = 0,5^.
aos
(III.14)
Распределение величины |2 = i между колесом и
шестерней производится из условия осуществления их равнопроч-
ности.
Специальная коррекция. Этот термин — условный, специаль-
ная коррекция является частным видом угловой коррекции и при-
120
меняется в планетарных передачах для обеспечения соосности.
Для простого планетарного ряда условие соосности имеет вид:
Л __ Л . л ____ ms (Za +Zc) cos aos
^ac — ЛЬс, /lac— 2 * cos ;
л _ ms(zb—zc) cosctps
bc 2 "cosas&c>
t. e.
Za ~t~ Zc _ Zb Zc zt т т ।
cosaSac ~ cosabc ’ 1 ‘ >
где za — число зубьев солнечной шестерни; zc — число зубьев
сателлита; zb — число зубьев эпицикла; Ат — межцентровое
расстояние между солнечной шестерней и сателлитом; АЬс —
межцентровое расстояние между эпициклом и сателлитом.
Таким образом, общераспространенное выражение для условия
соосности 2zc = z^ — za является частным случаем выражения
(III. 15) и справедливо только для cosaSflc = cosaS6c, т. е. при
условии равенства углов зацепления as в обоих зацеплениях ас
и Ьс. Специальная коррекция для осуществления условия соос-
ности, описываемого выражением (III. 15), применяется в двух
основных случаях:
, - Zb — Za , Zb — Za
ic 2 ; 2
В первом случае увеличение числа зубьев сателлита может быть
компенсировано за счет положительной коррекции эпицикла и
отрицательной коррекции солнечной шестерни и сателлита. Во
втором случае уменьшение числа зубьев сателлита может быть ком-
пенсировано за счет отрицательной коррекции эпицикла и поло-
жительной коррекции сателлита и солнечной шестерни.
Выбор типа компенсации определяется:
а) числами зубьев (например, отрицательная коррекция для
сателлита и солнечной шестерни ограничена подрезанием, а поло-
жительная — заострением зубьев);
б) условиями отсутствия интерференции (например, коэф-
фициент коррекции эпицикла должен быть не меньше того,
который обеспечивает отсутствие эвольвентной интерференции);
в) ограничениями межцентрового расстояния (например, при
использовании водила существующей передачи);
г) условиями расположения зубчатых венцов на валах или
осях.
Следует заметить, что применение специальной коррекции мо-
жет обеспечить существенное снижение габаритов передачи, осо-
бенно при использовании сложных планетарных рядов с числом
центральных колес больше двух.
Подбор коэффициентов коррекции и %ь осуществляется
методом попыток; при этом возможен ряд вариантов специальной
121
коррекции при заданных za, zc и zb. Окончательный выбор де-
лается после расчета условий зацепления, а также прочностных
расчетов.
Коррекция для обеспечения наибольшей долговечности зуб-
чатой передачи. После того как решены вопросы геометрии
передачи, следует стремиться осуществить коррекцию таким об-
разом, чтобы добиться повышения изгибной прочности, повышения
контактной прочности и выравнивания удельных скольжений
профилей.
При улучшении существующей зубчатой передачи обычно
ставится цель максимально повысить или контактную прочность,
или изгибную, что позволяет полнее использовать возможности
коррекции. Методика повышения прочностных показателей зуб-
чатой передачи за счет корригирования помимо условий по под-
резанию, заострению, интерференции и ограничений геометри-
ческого характера определяется категорией передачи по точности
и степени нагруженности. Следует различать:
а) передачи категории I, у которых обеспечено одновременное
напряженное зацепление двух пар зубьев в зонах двухпарного
зацепления;
б) передачи категории II, у которых нельзя рассчитывать на
одновременное напряженное зацепление более чем одной пары
зубьев в зоне двухпарного зацепления.
И. С. Цитович [52] рекомендует относить зубчатую передачу
к категории I при g > НА, к категории II при g < ПА, где g =
р
= —степень нагруженности передачи в Н/мм (кГ/см); А —
расчетная производственная погрешность в мкм (табл. III.4).
Таблица Ш.4. Расчетная производственная погрешность Д зубчатых колес
в мкм
Степень точности Средний торцовый модуль, мм
1-2,5 2,5-4 4-6 6-8 8-10 10-14
6 10 12 14 16 18 22
7 18 20 22 25 28 34
8 28 32 36 42 48 56
Повышение изгибной прочности в передачах к а -
тегории II осуществляется за счет увеличения коэффициен-
тов формы зубьев ув. При i 2 рекомендуется высотная коррек-
ция. Условием правильного назначения коэффициентов коррек-
ции шестерни к колесу является их равнопрочность, т. е. ув1 =
= Увъ- Так как коэффициенты формы зуба ув растут с увеличе-
нием коэффициента коррекции | (см. рис. III. 12), то при высот-
ной коррекции повышение изгибной прочности зубьев шестерни
122
достигается за счет некоторого снижения прочности зубьев колеса.
Применение угловой коррекции позволяет увеличить изгибную
прочность обоих зубчатых колес. Ограничение величины £ по
условию заострения часто препятствует достижению желатель-
ного значения ув; в этом случае можно применить исходный контур
с f0 = 0,8, позволяющий осуществлять большую положительную
коррекцию.
Повышение изгибной прочности в передачах к а -
тегории I осуществляется за счет увеличения коэффициентов
формы зуба уе, рассчитанных для случая приложения нагружаю-
щего усилия в верхней точке пересопряжения — в начале одно-
парного зацепления. При i > 1,5 целесообразно применять высот-
ную коррекцию с положительным В отличие от передач кате-
гории II положительная угловая коррекция, ввиду уменьшения
коэффициента перекрытия 8S и перемещения точки пересопряже-
ния к вершине, несмотря на укрепление основания зуба, может
не привести к увеличению изгибной прочности, т. е. увеличе-
ние приведет к уменьшению уе. И. С. Цитович рекомендует
для передач категории I при g 20Д угловую коррекцию не
применять.
Повышение контактной прочности в передачах
категории II может быть достигнуто только за счет увели-
чения угла зацепления as, т. е. применением положительной
угловой коррекции. Такая коррекция требует свободы выбора
межцентрового расстояния Л. Так как поиски оптимального значе-
ния i в общем случае производятся методом попы-
ток, то при исходном контуре по ГОСТу 13755—68 выбор |х и |2
можно производить согласно работе [52], где принятые коэффи-
циенты коррекции обеспечивают as — 25°-н26° 30' и &. *=« 1,2.
Повышение контактной прочности в передачах
категории I достигается как за счет увеличения угла зацеп-
ления, так и за счет помещения наиболее подверженного контакт?
ным разрушениям участка зуба в зону двухпарного зацепления.
Так как наиболее уязвимы ножка зуба и зона у полюса, то для
помещения названных участков профиля зуба шестерни в зону
двухпарного зацепления следует выбрать и £2 так, чтобы выпол-
нялось неравенство
Rel Sin «s + А) + + Го1, (111.16)
где xom = (0,2ч-0,8) m — перекрытие полюса зоной двухпарного
зацепления. Табл. III.5 [52] позволяет выбрать необходимые |х
и £2 для передач с высотной коррекцией при аОя = 20° и f0„ = 1.
Передачи, для которых имеет место равенство величин удель-
ных скольжений в конечных точках рабочего участка линии за-
цепления, т. е. т)1 = т)2, меньше подвержены износу и опасности
заедания. Напомним, что удельным скольжением называется от-
ношение скорости скольжения к касательной скорости точки
123
Таблица 111.5. Коэффициенты высотной коррекции для цилиндрических
прямозубых передач внешнего зацепления с полюсом в зоне
двухпарного зацепления
Z1 хот sei I m Zi xom sei m
12 0 0,54 0,25 0 0,31 >0,5
23 0,2m 0,43 >0,5
0,5m 0,59 0,47
13 0 0,1m 0,51 0,57 0,3 0,26 0,8m 0,76 0,38
0 0,30 >0,5

14 0 0,48 0,35 24 0,2m 0,5m 0,42 0,57 >0,5 0,5
0,2m 0,60 0,27 0,8m 0,74 0,4
0 0,45 0,4 0 0,29 >0,5
15 0,2m 0,58 0,3 0,2m ' 0,40 >0,5
0,3m 0,64 0,27 0,5m 0,8m 0,56 0,72 >0,5 0,43

0 0,43 0,56 0,45 0,35
16 0,2m 0 0,28 >-0,5
0,4m 0,68 0,27 26 0,2m 0,39 >0,5
0,41 0,48 0,5m 0,55 >0,5
0 0,8m 0,71 0,45
17 0,2m 0,53 0,4
0,5m 0,71 0,28 0 0,27 >0,5
0 0,39 >0,5 27 0,2m 0,38 >0,5
0,2m 0,5m 0,53 >0,5
18 0,51 0,44 0,8m 0,70 0,47
0,4m 0,63 0,35
0,6m 0,75 ' 0,27 0 0,26 >0,5
" 0 0,37 >0,5 28 0,2m 0,37 >0,5
1 Q 0,2m 0,4£ 0,47 0,5m 0,52 >0,5
1У 0,4m 0,6m 0,60 0,74 0,4 0,3 0,8m 0,69 0,5
0,25
0 0,35 >0,5 0
0,2m 0,47 0,5 29 0,2m 0,36 >0,5
20 0,5m 0,8m 0,64 0,82 0,4 0,28 0,5m 0,8m 0,52 0,68

0 0,2m 0,33 0,46 >0,5 >0,5

21 0,5m 0,63 0,42 n 0,24
0,8m 0,80 0,3 , V 0,2m
0,35
>0,5
0 0,32 >0,5 30 0,5m 0,51
22 0,2m . 0,45 >0,5
0,5m 0,61 0,45 0,8m 0,67
0,8m 0,78 0,34
124
профиля, находящейся в данный момент в контакте. Для нефлан-
кированных зубчатых колес с исходным контуром по ГОСТу
13755—68 выбор и £2, удовлетворяющих условию тц Чг
для равносмещенных передач, можно производить по рис. III. 11.
§ 5. РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ
ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС
Зубчатые передачи транс-
портных машин, как правило,
имеют высокую твердость
поверхности зуба и являются
среднескоростными, закры-
тыми и хорошо смазываемы-
ми, поэтому на практике их
рассчитывают только на из-
гиб и контактную прочность.
Расчет зубьев на изгиб
Все методы расчета зубьев
на изгиб основаны на едином
принципе — зуб рассматри-
вается как консольная балка,
к которой приложена сосре-
Рис. III.11. Коэффициенты высотной кор-
рекции прямозубой передачи, удовлетво-
ряющей условию 41 — ^2
доточенная сила, равная уси-
лию в зацеплении. Поэтому
зависимости для определения
максимального напряжения (в МПа) в корне зуба, полученные
различными авторами, могут быть объединены одним общим вы-
ражением:
__Р______________________________1_
Втп у ' Ф ’
(III.17)
где К — коэффициент нагрузки, учитывающий конструктивные
особенности машин и условия их эксплуатации; Ф — коэффициент,
учитывающий вид зубьев; для прямозубых колес Ф = 1; у — коэф-
фициент формы зуба, учитывающий геометрическую форму рас-
считываемых зубьев, а также некоторые исходные предпосылки,
принимаемые при выводе (III. 17); Р — расчетное окружное уси-
лие, определяемое расчетным моментом М, размерами передачи
и некоторыми параметрами конструкции:
Р = ГТ- (III.18)
'1 ар
Здесь ар — число параллельных ветвей, передающих нагрузку;
в планетарных передачах ар — число сателлитов; у — коэффи-
циент, учитывающий неравномерность распределения момента М
125
между ар колесами, т. е. при ар = 1 всегда у = 1;
радиус шестерни:
г = Аб
1 Кi2 ± 2i cos б -г 1
гх — средний
В этой формуле 6 — угол между осями колес в передаче; А6 —
расчетное межцентровое расстояние; для цилиндрических передач
Л6 = А; для конических передач А6 = L — 0,5В, где L — ко-
нусное расстояние.
В цилиндрических передачах 6 = 0, поэтому
в конических 6 =£ 0, чаще всего 6 = 90°, тогда
г
1 К«*4-Г
При расчете планетарных передач гусеничных машин без
плавающих звеньев обычно принимают у = 1 4
=1 +
у^ 1,1н-1,2.
. При наличии плавающих звеньев в
— или у =
ар 1
конструкции
Расчетный момент М. выбирается в зависимости от принятой
методики расчета на прочность, а также от места рассчитываемой
передачи в трансмиссии транспортной машины. Коэффициент
формы зуба у зависит от методики расчета.
В настоящее время при проектировании зубчатых передач гу-
сеничных машин, как правило, проводят два параллельных рас-
чета на изгиб: по Б-аху и по Льюису.
При расчете по Баху рассматривается чистый изгиб. За расчет-
ное сечение принимается сечение зуба по дуге основной окруж-
ности, расчетное усилие Р считается приложенным в некоторой
точке профиля зуба, дающей плечо, равное глубине захода.
К недостаткам этого метода можно отнести следующие: не учиты-
вается концентрация напряжений в расчетном сечении; недоста-
точно обоснован выбор точки приложения нагружающего уси-
лия Р; не учитывается коэффициент перекрытия ss для передач
категории I; выбор расчетного сечения условен.
Расчет зубьев на изгиб по Льюису основан на предположении,
что максимальные напряжения от изгиба возникают в точках
касания параболы второго порядка, вписанной в профиль зуба.
Расчет коэффициента формы зуба производится по суммарному
напряжению от изгиба и сжатия. Основные недостатки этой ме-
тодики: опасное сечение, найденное указанным способом, не сов-
падает с действительным опасным сечением; расчет производится
по условным напряжениям, величина которых резко отличается
от действительных максимальных напряжений. Поэтому расчеты
126
Па изгиб по Льюису и Баху в том вйДё, й каком Они сейчас прово-
дятся, методически устарели.
Принципиально правильнее вести расчет зубьев по макси-
мальным местным напряжениям. В основу этого метода положена
ные к переходной кривой зуба, при изгибе не искривляются.
Данная гипотеза предложена и развита А. В. Верховским и
В. Д. Андожским. Аналитические зависимости для определения
:местных напряжений и коэффициентов формы зуба даны в [52, 30].
Как уже отмечалось, сначала
чадо определить категорию рас-
считываемой передачи.
Передачи категории II рассчи-
тываются из условия приложения
[расчетного усилия в вершине зуба,
тг. е. теоретически все усилие вос-
принимает один зуб даже в зоне
.двухпарного зацепления. Обозна-
чим соответствующее значение ко-
эффициента формы зуба через ув.
На рис. III. 12 и III. 13 представ-
лены значения ув в зависимости от
количества зубьев z и коэффициен-
та коррекции %. Коэффициенты
формы зуба для внутренних зубьев
зависят от числа зубьев долбяка.
Как отмечает проф. В. Н. Кудряв-
цев, метод Андожского — Верхов-
ского дает существенные откло-
Рис. III.13. Коэффициенты формы
зуба ув для зубчатых колес с внут-
ренними зубьями
127
нения от экспериментальных данных именно для внутренних
зубьев. Поэтому данные рис. III. 13, рассчитанные для долбяка
с 20 зубьями, нужно рассматривать как ориентировочные, подле-
жащие уточнению. Коэффициенты формы зуба, представленные на
рис. III.12 и III.13, рассчитаны для зубьев с исходным контуром
по ГОСТу 13755—68 (f0 = 1; а0 = 20°; ги = 0,4; с0 = 0,25
для внешних и с0 = 0,3 для внутренних зубьев) и h = 2,25тп.
Рис. III.14. Коэффициенты формы
зуба ' уе для зубчатых колес
с внешними зубьями
Рис. III. 15. Коэффициенты формы
зуба уе для зубчатых колес с внут-
ренними зубьями
В случае применения исходного контура с другими параметрами d0
и f0 или h + 2,25 тп расчетный коэффициент формы зуба опреде-
ляется по формуле
Ув, р Ув^-h^pd (III. 19)
где уе — определяется по рис. III.12 или III.13;
^ = _2ф». i+ 0;028 (а0 — 20).
Передачи категории I нужно рассчитывать из условия при-
ложения расчетного усилия Р в верхней точке пересопряжения,
т. е. в точке профиля зуба, в которой начинается однопарное
зацепление. Обозначим соответствующее значение коэффициента
формы зуба через уг. Согласно В. Н. Кудрявцеву, значение уг
определяется в зависимости отув и коэффициента-^-по рис. III. 14
и III. 15. Величина учитывает влияние на положение верхней
точки пересопряжения всех параметров передачи: й, zs,
128
и т. д. Для передачи с внешним зацеплением величина оди-
накова для шестерни и колеса и определяется по формуле
А- = 2,95 (8s - 1) sin as + - 0,5 (Q - 1) zs; (III.20)
mn
для передачи с внутренним зацеплением
А. = 2,95 (8s- 1) sin as — (0,5zs + + A>) + A-; (Щ.21)
mn mn
верхний знак — для шестерни, нижний — для колеса.
Коэффициент нагрузки К учитывает динамические перегрузки,
превышающие расчетное усилие Р, а также перегрузки, возни-
кающие вследствие перекоса валов:
К = КЛ. (III.22)
В первом приближении коэффициент крепления можно принимать:
Кк = 1 для валов нормального исполнения; Кк 1,2 для кон-
сольных валов. Коэффициент динамических нагрузок Кд должен
учитывать динамические нагрузки, обусловленные особенностями
самих зубчатых колес (упругость зубьев, ошибки шагов и т. д.)
и машинного агрегата (двигателя, трансмиссии и т. д.) а также
условиями эксплуатации.
При расчете зубьев гусеничных машин наибольшее распростра-
нение для определения динамических нагрузок получила формула
Бакингема:
Кд=1+-^~, (III.23)
где Pg — динамическая нагрузка в Н (кГ):
р, — (Р + 102С Ай) ° 1р.= (Р + СЬВ)у . \
д~ v 4-0,08/?+ 102С ДВ \ д~ + 0,24 /? + С ДВ )'
Здесь v = — окружная скорость на начальном цилиндре
в м/с; Д — расчетная производственная погрешность в см,
определяемая по табл. III.4; В—ширина зуба в см; С — же-
сткость зубьев на изгиб; С = 11,6* 103 МПа (116-103 кПсм2)
при /о = 0,8 и а0„ = 20°; С = 12 • 103 МПа (120-Ю3 кГ/см2)
при /0 = 1,0 и а0„ = 20°.
Формула Бакингема дает завышенные результаты, особенно
для трансмиссий с гидромуфтами и гидротрансформаторами.
Поэтому для трансмиссий указанного типа усилие Pg, рассчитан-
ное по (III.23), рекомендуется уменьшать на 15—20%.
9 Н. А. Носов 129
Особенности расчета зубьев на изгиб
для различных колес
Косозубые цилиндрические колеса. Значение коэффициента
формы зуба определяется по приведенному числу зубьев znp
и коэффициенту коррекции, отнесенному к нормальному модулю:
zw =—U— & = —V- (III.24)
пр cos3 Ра ’ b cos Ра '
Согласно В. Н. Кудрявцеву, косозубые передачи рассчиты-
ваются как передачи категории II, т. е. по ув.
Рис. III.16. Коэффициенты вида зубьев Ф для кониче-
ских колес с круговыми зубьями
Поправочные коэффициенты kh и ka в (III. 19) нужно вводить
в соответствии с параметрами зуба в нормальном сечении.
Коэффициент Ф, учитывающий особенности контакта косо-
зубых колес, находится по формуле [52]
Ф = —-U~8S, (III.25)
COS2 00 s’ ' '
где А — коэффициент, зависящий от es и коэффициента осевого
перекрытия ев.
Усредненные значения Ф для 1,8 es 1: если гв > 1,
то Ф 0,85es; если ee 1, то Ф « es + ев — 1. Если получится
Ф < 1, то принять Ф — 1.
Прямозубые конические колеса. При расчете рассматривается
эквивалентное прямозубое цилиндрическое колесо' с размерами
зубьев, равными размерам зуба конического колеса на середине
венца.
Расчетная ширина В принимается равной длине зубьев кони-
ческого колеса, коэффициент коррекции — значению £ кониче-
Z
ского колеса; гпр — -^-ф, где <р — угол начального конуса кони-
ческого колеса; тп = тср = (1------ms, где tns — модуль
конического колеса на наружном дополнительном конусе; L —
конусное расстояние; Ф = 1.
130
Коэффициенты формы зуба определяются по | и гпр аналогично
прямозубым цилиндрическим колесам, т. е. в зависимости от ка-
тегории передачи и исходного контура.
Конические колеса с круговыми зубьями. При расчете кони-
ческих колес с круговыми зубьями рассматривается эквивалентное
прямозубое цилиндрическое колесо, у которого:
гпр— с08зр5С05ф ; 5« cosfd’ (III.26)
где Рэ соответствует середине венца.
Расчет ведется по ув, т. е. как для передачи категории II.
Коэффициент Ф для круговых зубьев конических колес зави-
сит от коэффициентов перекрытия в торцовом сечении es и осе-
вого е„. Он может быть найден по рис. III. 16.
Расчет зубьев на контактную прочность
Наиболее распространенным видом разрушения зубчатых ко-
лес, работающих в масляных ваннах, является выкрашивание
рабочих поверхностей (питтинг). Склонность зубчатых колес к вы-
крашиванию зависит от величины контактных напряжений, кото-
рые определяются по формуле Герца—Беляева в МПа (кПсм2)
ок = 0,418 У-j-E, (Ш.27)
р
где q — — погонная контактная нагрузка в Н/мм (кГ/см);
Е = ---эффективный модуль упругости в МПа (кГ/см2);
Г ^2
р = р""^р---; эффективный радиус кривизны в точке контакта
в мм (см).
При работе зубчатых колес точка контакта непрерывно дви-
жется по профилю зуба, при этом меняются радиусы кривизны
контактирующих зубьев, а следовательно, и контактные напря-
жения.
Поэтому существующие методики по расчету зубьев на контакт-
ную прочность в основном отличаются выбором «опасной» точки.
Чаще всего за опасную точку выбирается полюс зацепления на
середине зубчатого венца. Тогда формула (III.27) может быть
преобразована для любого вида зубчатых колес:
оЛ = 0,418 дб + 1)-^^> (Ш.28)
где верхний знак относится к внешнему зацеплению, нижний —
к внутреннему. Здесь К — коэффициент нагрузки, учитывающий
динамические нагрузки, и т. д.; Ф' =~—коэффициент вида
зубьев; ф — коэффициент концентрации нагрузки по ширине зуба;
9* 131
6 — угол между осями; для цилиндрических передач А6 = А,
6 = 0, для конических А6 = L — 0,5В, 6 =# 0.
Иногда полезно провести расчет контактных напряжений для
точки пересопряжения на ножке шестерни. Этот расчет обязателен,
если передача относится к категории I, а полюс находится в зоне
двухпарного зацепления в результате примененной коррекции.
В этом случае для прямозубых цилиндрических колес
pi = — Ли —/о; P2 = ^sina —pi. (Ш.29)
При применении так называемой внеполюсной передачи, у которой
полюс лежит вне рабочей зоны линии зацепления, расчет на кон-
тактную прочность по напряжениям в полюсе вообще теряет смысл.
В этом случае расчет также ведется по точке пересопряжения.
Коэффициент нагрузки К при расчетах на контактную проч-
ность определяется аналогично расчету на изгиб.
Коэффициент Ф, входящий в Ф' = определяется анало-
гично расчету на изгиб в зависимости от типа зубьев. Коэффи-
циент ф, учитывающий косой контакт в зацеплении, для прямо-
зубых цилиндрических и конических колес равен единице, а
для косозубых колес в зависимости от осевого перекрытия ев =
= -г- составляет: если ee > 1, то ф 1,33; если 0 ee < 1,
1а
то ф 1,33—0,33 (1 — ев).
Расчетное номинальное окружное усилие Р в Н (кГ) опреде-
ляется так же, как при расчетах на изгиб.
Материалы и допускаемые напряжения
В транспортном машиностроении зубчатые колеса в основном
изготовляются из стали. Так как вес тяжелонагруженных передач
может быть значительно снижен только за счет применения мате-
риалов с высокими прочностными характеристиками, то понятно
широкое применение легированных и высоколегированных ста-
лей. Для повышения контактной прочности зубьев применяется
термохимическая обработка (цементация, цианирование, азоти-
рование) с последующей закалкой, что одновременно повышает
и изгибную прочность зубьев.
В табл. III.6 приведены некоторые прочностные характе-
ристики сталей, применяемых на транспортных машинах [52].
Как известно, кривая усталости металлов выражает зависи-
мость предельного числа циклов до разрушения от величины на-
пряжения. Напряжение о„р — предел усталости, при всех о <
<«огПр теоретически не будет разрушения при любом количестве
циклов Ny. Количество циклов, соответствующее пределу уста-
лости а„р, обозначим через N6. В табл. III.6 эти числа цик-
лов приведены отдельно для изгиба (Ne.u) и контактных напря-
132
Таблица 111.6. Прочностные характеристики некоторых сталей
Сталь Термохими- ческая обра- ботка Твердость HRC Изгиб Контактная прочность
поверх- ности сердцевины 10“8ов, МПа (кГ/см2) МПа (кГ[СМ2) "б. и МПа (кГ/см2) 10~8ао МПа (кГ/см2) N6.K
18ХНВА 12Х2Н4А 20ХНМ 12ХНЗА 18ХГТ ЗОХГТ 20Х 40Х 40ХН Закалка Цементация, закалка 58—62 56—62 58—65 58—62 60—62 58—62 58—60 46—53 50—54 35 До НВ 450 40 26—40 НВ 300 35 НВ 160—180 1,7—2 (17—20) 0,5—0,6 (5—6,2) 2-10е 67 HRC (670хЯ/?С) 1,1 (11) 4,5-10е (HRC 32)
1,5—2,0 (15—20) 0,4—0,5 (4-5) 1,0 (10) 1,1 (11)
0,8—0,9 (8-9)
35—40 Нор- мали- зация НВ 200—220 0,8 (8) 0,2 (2) 1,о—1,2 (10—12) 0,6 (6) 107
Примечание. НВ — твердость по Бринелю; HRC — твердость поверхности по Роквеллу.
жений (Мб.к)- Допускаемые напряжения в МПа (кПсмУ) для рас-
чета зубьев можно определить следующим образом:
[ои] = ^-kpe3lc, [о J = (Jok , (III.30)
где o.j; o0 — берутся из табл. III.6; кц— коэффициент, учиты-
вающий характер цикла нагружения зуба; креж — коэффициент,
учитывающий различные режимы работы передачи.
Для центральных колес планетарных передач и шестерен про-
стых механических передач ky 0,8. Для сателлитов планетар-
ных передач и паразитных шестерен кц 1.
Для определения креж В. Н. Кудрявцев рекомендует следую-
щую формулу:
кРеж=у^- (IIL31)
Э i=l
где N6 — число циклов, выбираемое по табл. III.6; N3— экви-
валентное число циклов для расчетного момента М, т. е. N3
учитывает суммарные усталостные явления от всех п нагру-
зок. Обычно в качестве эквивалентного момента М выбирают
максимальный. Показатель т зависит от вида расчета: при расчете
на изгиб т = 6 при НВ 350 и т = 9 при НВ > 350; при рас-
чете на контактную прочность т — 3.
Число циклов для каждого момента Mi определяется по фор-
мулам:
для центральных колес
Nu. = S[- (Ш.32)
для сателлитов
= . (111.33)
где Ор — число сателлитов; — расстояние, которое прошла
транспортная машина при нагрузке МР; ----передаточ-
ное отношение от ведущих колес до рассчитываемой шестерни
в относительном движении; п — частота вращения зубчатого ко-
леса в об/мин; п3 — частота вращения водила в об/мин.
Из сказанного ясно, что для расчета на выносливость необхо-
димы статистические данные по распределению нагрузок по пути,
чтобы определить S, на каждой передаче.
Расчет зубчатых передач
Проектировочный расчет. Целью проектировочного расчета
является выбор всех параметров зубчатой передачи по ограничен-
ному числу заданных.
Обычно считаются известными следующие: передаточное отно-
шение номинальный расчетный момент /И; исходный контур
134
зубьев; вид зубьев и передачи (прямозубые, косозубые, передача
простая или планетарная); материал зубьев и термообработка;
частота вращения шестерни п в об/мин.
При расчете определяются: межцентровое расстояние (или диа-
метры колес) — из условия контактной прочности; минимальный
модуль (или максимальное число зубьев) — из условия прочности
на изгиб.
Число всех определяемых параметров значительно больше
числа уравнений. Это заставляет задаваться частью из них.
Конструктору, даже имеющему большой опыт проектирования зуб-
чатых передач, трудно выбрать сразу оптимальные геометрические
параметры. Поэтому, как правило, проектировочный расчет вы-
полняется методом последовательных приближений.
Из зависимости (III.28) с учетом (III. 18) получим
[ВЛ1]>0,175^Л.2^^ (III.34)
L "I » [ак]2 Лр i Sln 2а„ Ф' ' 7
В первом приближении обычно принимают К — 1 и Ф' = I. Оп-
ределяемое произведение [ВЛе! есть некоторый объемный габа-
рит передачи в см3, определяющий ее вес. Чтобы по нему найти
межцентровое расстояние, нужно задаться шириной В колес.
Обычно задаются относительной шириной qA = -j-. Ориентиро-
вочные значения qA для быстроходных гусеничных машин [даны
в табл. III.7. Задавшись величиной qA, легко найти межцентро-
вое расстояние, радиусы начальных окружностей колес передачи
и ширину венцов:
л г -
6 И 4д ’ 1 К»2 ± 2i cos 6 + 1 ’
г2 = rxi; В = qAA6. (111.35)
Таблица Ш.7. Относительная ширина колес qa для быстроходных
гусеничных машин
Передачи Легкие машины Средние машины Тяжелые машины
(V S W си КП: простые 0,15—0,22 0,20—0,28 0,25—0,32
я S планетарные 0,15—0,22 0,20—0,30 0,25—0,35
Я S Бортовые: простые 0,20—0,25 0,25—0,32 0,28—0,35
s tzf планетарные 0,20—0,25 0,25—0,35 0,3—0,4
Конические 0,30—0,35 0,35—0,40 0,35—0,40
135
Верхние знаки относятся к внешнему зацеплению.
После определения габаритов передачи определяется число
зубьев шестерни или модуль. Выражение (III. 17) с учетом (III. 18)
и равенства
тп = mscos ра = ——_ .50S^ (III.36)
" s r 2i J/72 ± 2«cosS+1 v ’
может быть преобразовано:
LEd fol C0SMM] К ли 471
[i/iJ у ' M t2 ± 2tcos6+1 ’ Ф ’
где [ou ]—допускаемое напряжение на изгиб в МПа (лГ/си2);
[ВЛв ] — объемный габарит, определенный ранее из расчета на
контактную прочность в см3; р5 — средний угол наклона зубьев.
В первом приближении обычно принимают К — Ф = cos Ра = 1-
Определение числа зубьев по известной величине [у-]
представляет некоторые трудности, так как коэффициент формы
зуба у зависит не только от числа зубьев, но и от коэффициента
коррекции £, а для передач категории I и от условий зацепления
с парным зубчатым колесом, если расчет на изгиб вести по точке
пересопряжения. Поэтому в первом приближении расчет ведут
по у —„Ув, т. е. расчетная точка приложения усилия Р — вершина
зуба, и методом попыток по рис. II 1.12 подбирают число зубьев zx
так, чтобы выполнялось условие -Д- ["у"] • Дальнейшее уточ-
нение zx производят по величине модуля т (ГОСТ 9563—60),
коэффициенту коррекции £ и т. д. Окончательный вариант гео-
метрических параметров передачи устанавливается только после
поверочного расчета.
Поверочный расчет. После определения всех параметров
зубчатой передачи в результате проектировочного расчета или на
базе аналогий и статистических данных до подобным передачам
производится поверочный расчет.
Определяют расчетные контактные напряжения в полюсе
зацепления согласно выражению (III.28) и сравнивают их с допу-
стимыми. При этом должно быть ок [<гк].
Как уже отмечалось, при расчете внеполюсных передач или
передач категории I с полюсом в зоне двухпарного зацепления
проверка по контактным напряжениям производится не для по-
люса, а для точки пересопряжения на ножке шестерни.
При проверке зубьев на изгиб сначала определяются коэффи-
циенты формы зуба у, а затем по формуле (III. 17) — напряжения
изгиба.
ДОЛЖНО быть [oJi и ои2< [сгы]2.
136
§ 6. РАСЧЕТ ВАЛОВ И ПОДШИПНИКОВ
Расчет валов
В коробках передач валы рассчитываются на прочность от
изгиба и кручения, на предельные деформации прогиба и углы
закручивания.
За расчетный момент М принимается максимальный крутящий
момент двигателя /И^тах, приведенный к рассчитываемому валу,
т. е.
М М-д max^d-t Лд-f » (III. 38)
где to_i и — соответственно передаточное число и к. п. д.
силовой цепи от двигателя до
Если через вал передается
еще и рекуперируемая мощ-
ность, то его необходимо до-
полнительно проверять на
приведенный момент по сцеп-
лению.
Расчет вала состоит из сле-
дующих операций: опреде-
ляются усилия в полюсах за-
цепления шестерни; опреде-
ляются реакции на опорах;
по суммарным реакциям стро-
ятся эпюры изгибающих
рассчитываемого вала.
Рис. III. 17. Разложение сил в полюсах
зацепления различных шестерен
моментов; находятся суммарные приведенные моменты в расчет-
ных сечениях; определяются диаметры валов в расчетных сечениях;
определяются прогибы и углы закручивания валов.
Усилия в полюсах зацепления. Усилия N, возникающие
в полюсах зацепления, раскладываются на окружное Р, радиаль-
ное 7? и осевое S.
В цилиндрической прямозубой шестерне (рис. III. 17, а):
Р = -~ R = Ptga. (III.39)
В цилиндрической косозубой шестерне (рис. III. 17, б):
Р = R = = = (111.40)
где Ми — изгибающий момент, возникающий от осевой силы.
На приведенной схеме, как и на последующих, радиальное уси-
лие не нанесено, так как оно действует перпендикулярно плоскости
рисунка и направлено от полюса зацепления к оси вращения.
В конической прямозубой шестерне (рис. III. 17, в)
Р = — ~ /? = Ptgacosq>; S=Ptgasin<p; MU = -^S. (III.41)
mcZ * Z
137
Реакции на опорах. Найденные в полюсах зацепления усилия,
а также изгибающие моменты, возникающие от осевых сил, на-
носятся на ось вала. Если вал двухопорный, то задача является
статически определимой. Реакции опор вычисляются по двум урав-
нениям моментов, взятых относительно одной и второй опоры.
Реакции определяются отдельно для сил, расположенных в одной
и другой плоскости. После этого они складываются, и находятся
суммарные реакции на каждой опоре.
В коробках гусеничных машин валы часто устанавливаются
на тризопоры._ЕГэтом случае задача по определению реакции ста-
новится статически неопредели-
мой. Из курса «Сопротивление
материалов» известно, что реакции
для трехопорного вала могут быть
найдены несколькими способами.
Наиболее простой из них состоит
в следующем. На трехопорный вал
наносят нагрузки, и определяют
прогиб вала под третьей опорой,
полагая, что вал лежит только на
крайних опорах. Зная величину
прогиба под третьей опорой и жест-
Рис. III.18. Различные случаи при-
ложения нагрузок к трехопорному
валу
кость вала в этом сечении, находят
по известному прогибу величину
силы, которую надо приложить,
чтобы устранить прогиб. Это и
будет реакция третьей опоры. После того как реакция на средней
опоре вычислена, задача превращается в статически определимую,
и реакции крайних опор могут быть легко найдены по уравне-
ниям моментов.
Проведенный проф. А. С. Антоновым и К. А. Талу анализ
показал, что различные варианты нагружения трехопорных ва-
лов усилиями зацепления цилиндрических и конических шестерен
можно свести к комбинациям из трех основных случаев (рис. III. 18).
1. Нагрузка Р в Н (кГ) приложена между опорами (рис. III. 18,а).
Уравнение упругой линии, т. е. величина прогиба в м (см), при
отсутствии третьей опоры (для двухопорного вала) имеет вид:
Pax (Z2 — а2 — X2)
У ~ 6EJI
(II 1.42)
Здесь линейные размеры показаны на схеме; Е—модуль уп-
ругости в Па (кГ/см2)-, для хромоникелевых сталей Е=0,21 • 10е МПа
(2,1-10® кГ/см2)-, / — экваториальный момент инерции сечения
вала в м4(сл4):
J = -^(dl_^), (III.43)
где dY— внутренний диаметр вала по основанию шлицев в м(см);
d0 —диаметр отверстия вала в м (см).
138
Реакция средней опоры находится по формуле
2/^2
(II 1.44)
Крайние реакции находятся из уравнений моментов относительно
одной и другой опор:
л_Ра— Clt R_P(l — a)—Cl1
А— I ;°— I
2. Нагрузка приложена на консоли (рис. III. 18, б). Уравнение
упругой линии при отсутствии средней опоры
Ра (12х— Xs)
(II 1.45)
Реакция средней опоры
Ра(Р-^
“ 2/^2
(II 1.46)
Остальные реакции находятся из уравнений моментов.
3. Нагрузка приложена между опорами в виде изгибающего
момента от осевой силы S (рис. III. 18, в). Уравнение упругой ли-
нии при отсутствии средней опоры
Srx (Z2 — За2 — х2)
у ~ 6ЁЛ
Реакция средней опоры
2/^1
(II 1.47)
(II 1.48)
Реакции крайних опор, как и в предыдущих случаях, вычисляются
из уравнений моментов.
После того как будут найдены суммарные реакции опор,
строятся эпюры изгибающих моментов.
Приведенные моменты и диаметры вала. Валы коробок пере-
дач кроме изгибающих Ми передают еще и крутящие Мкр моменты.
В этом случае суммарный приведенный момент Мр в Н -м (кГ-см)
определяется обычно по формуле, известной из теории прочности:
Мр = (HI.49)
Суммарное напряжение в соответствующем сечении вала
в МПа (кПсмъ)
,’- = Т5» (’< = -^-)’ <Ш'50>
где W — момент сопротивления в м3 (сл*3): для сплошного вала
, 0,1 (df — di.)
W — 0,ldi; для полого вала W =—Ц------------.
139
Допустимые напряжения для валов из углеродистой стали
[ос] — бО-г-70 МПа (6Q0—700 кПсм2), из хромоникелевых ста-
лей [оД = 250-7-400 МПа (2500—4000 кГ/см2).
Валы коробок передач гусеничных машин изготавливаются из
высоколегированных сталей, например: 20Х2Н4А, ГОСТ 4543—61
(<тв = 1200 МПа; os = 1100 МПа); 18ХНВА, ГОСТ 4534—61
(огв = 1150 МПа; as — 850 МПа). При проектировании коробок
передач диаметры валов иногда определяют из конструктивных
соображений, тогда значение <ус, найденное по формуле (III.50),
сравнивают с допустимым и находят запасы прочности.
В другом случае вместо ос подставляются допустимые напря-
жения, и уравнение решается относительно момента сопротивле-
ния. В этом случае вычисляется диаметр вала.
Прогиб и угол закручивания вала. Прогиб вала под действием
суммарной нагрузки определяется по уравнению упругой линии.
Максимальный прогиб не должен превышать 0,1—0,15 мм.
Угол закручивания вала ав вычисляется по формуле
4 « - 180 Мкр1
ав~ л ’"G77
(III.51)
где Мкр — крутящий момент в Н-м (кГ -см); I — длина скручи-
ваемого участка вала в м (см); G — модуль упругости на круче-
ние в Па (кПсм2), G = 8,5 • 104 МПа (8,5-106 кПсм2); Jp = 0,1х
x(d4— do) —полярный момент инерции полого вала в м4 (см4).
Для валов, имеющих скользящие каретки или шестерни, на 1 м
длины допускается угол закручивания [ав ] 0,25°; для валов
с неподвижными деталями [ав] < 2°. В коробках передач встре-
чаются валы, угол закручивания которых на 1 м длины доходит
до 9°.
Расчет шлицевых соединений
В коробках передач гусеничных машин применяют шлицы
в основном обычного профиля. Количество и размеры шлицев вы-
бираются в зависимости от диаметра вала. Шлицы рассчитываются
на смятие и срез, соответствующие напряжения в Па (кПсм2)
определяются по формулам:
= 8Мкр
см
_____ 4Мкр
Хср~ K(dH + de)lzb ’
(II 1.52)
(II 1.53)
где du и de — наружный и внутренний диаметры шлицев в м
(см); I — длина шлица в м (см); z — число шлицев; b — ширина
шлица в м (см); к — коэффициент, учитывающий число работаю-
щих шлица, обычно принимают А, == 0,75.
140
Напряжения на смятие и срез не должны превышать: для
подвижных шлицев [о ]см = [т]ср = 100-?-150 МПа (1000-?-
1500 кПсм2)-, для неподвижных шлицев (о]СЛ4 = [т]ср = 200—
-4-250 МПа (2000—2500 кПсм2).
Расчет подшипников качения
Все подшипники качения стандартизованы, и их основные
параметры сведены в специальные каталоги. Расчет подшипников
сводится к определению условной долговечности по коэффициенту
работоспособности.
Расчет проводится по той же методике, как это принято в об-
щем машиностроении при расчете редукторов. Разница только
в том, что в коробках передач подшипники работают на пере-
менных режимах, когда изменяются и нагрузка, и частота враще-
ния. Поэтому коэффициент работоспособности С определяется не
по постоянным, а по эквивалентной нагрузке и приведенной ча-
стоте вращения:
С = ^(М)°’3кбК/ (C = Qw(M)0-3k6kz); (Ш.54)
где QaK — эквивалентная нагрузка на подшипник, определенная
для переменного режима работы, в Н (кГ); h — долговечность под-
шипника в ч; Пу — условная частота вращения в об/мин; кб —
коэффициент, учитывающий характер нагрузки; к( — температур-
ный коэффициент.
Эквивалентная нагрузка определяется пр, формуле
= 3’F «iPiQi'33 + агРгО!’33 + • • • + a„P„Q3’33, (111.55)
где Qi, Q2, . . Qn — соответственно нагрузка на первой, второй
и высшей передачах, т. е. под знаком радикала содержится столько
членов, сколько передач в коробке; ах, а2, . . — доля об-
щего числа часов работы подшипника на соответствующих пере-
дачах (табл. III.8); —отношение частоты вращения подшип-
Таблица II 1.8. Ориентировочные значения коэффициента а/
Число ступеней в КП Передачи
I п ш IV V 1 1 VI VII | VIII
3 0,10 0,40 0,50 — — — — —
4 0,07 0,20 0,38 0,35 — — — —
5 0,05 0,10 0,20 0,35 0,30 — — —
6 0,04 0,06 0,15 0,25 0,35 0,15 — —
7 0,03 0,05 0,12 0,15 0,30 0,25 0,10 —
8 0,02 0,04 0,06 0,12 0,16 0,25 0,25 0,10
141
ника при данной нагрузке к частоте вращения, принимаемой за
условную, т. е.
(IIL56)
Величина пу обычно принимается равной частоте вращения,
соответствующей превалирующему режиму работы подшипника.
Коэффициент кб выбирается по каталогу. Для коробок передач
он лежит в пределах 1,5—2,0. Коэффициент Kt зависит от рабочей
температуры подшипника t:
t в °C .......До 100 125 150 175 200 225 250
Kt .............. 1 1,05 1,1 1,15 1,25 1,35 1,4
Если на подшипник кроме радиальной воздействует еще и
осевая сила, то суммарная нагрузка на данной передаче находится
по следующим формулам.
Для радиальных подшипников, кроме цилиндрических ролико-
вых,
Qi = KkRi + mAt. (III.57)
Для радиально-упорных подшипников (при условии, что и
осевые силы воспринимаются первым подшипником, и R2i R1{)
для первого
Qli = KkRu т Mz + ($2i — $и)> (III.58)
для второго
Qu — Ru^- (111.59)
Для радиальных роликовых цилиндрических подшипников
(считается, что осевые нагрузки они не воспринимают)
Qt = Rikk. (111.60)
Для упорных подшипников
Qz = At. (III.61)
В этих формулах кк — коэффициент, учитывающий, какое
кольцо вращается: при вращении внутреннего кольца кк = 1,0,
наружного — кк = 1,1 для сферических подшипников и кк =
= 1,35 для всех других типов; т — коэффициент приведения осе-
вой нагрузки к радиальной, определяемый по таблицам (например,
для однорядного шарикоподшипника всех диаметров т = 1,5);
At — суммарная осевая нагрузка на подшипник; /?х и Т?2 — ра-
диальные нагрузки на первый и второй подшипники; Sx и S2 —
осевые нагрузки:
Sx = l,3#xtgp; S2 = l,3/?2tgp. (III.62)
Здесь p — угол наклона действия нагрузки на подшипник (угол
контакта). Для радиально-упорных подшипников р 26°.
После того как Q3K, пу и коэффициенты кк, кб, к( определены,
задаются долговечностью h и по формуле (III.54) вычисляют коэф-
142
(II 1.63)
фициент работоспособности подшипника. Долговечность зависит
от типа машины; в большинстве случаев h = 500 ч.
По коэффициенту работоспособности в каталоге выбирается
требуемый подшипник. Внутренний диаметр подшипника должен
быть равен диаметру вала, на котором он будет установлен. Число
оборотов выбранного подшипника на высшей передаче при макси-
мальных оборотах двигателя не должно превышать указанного
в каталоге предельного значения. В случае работы коробки пере-
дач с газотурбинным двигателем или гидротрансформатором сум-
марная нагрузка на подшипник в режиме максимального крутя-
щего момента при остановленной турбине не должна быть больше
допустимой статической нагрузки, приведенной в каталоге.
В некоторых случаях уравнение (III.54) решается относи-
тельно h, т. е.
h _ 1 °-|3/ ЮС Л = 1 «’У с
Пу т \ Пу г
В этом случае вычисленная долговечность выбранного подшип-
ника не должна быть меньше требуемой.
§ 7. СМАЗКА И УПЛОТНЕНИЕ КОРОБОК ПЕРЕДАЧ
Смазка. В коробках передач смазка служит для уменьшения
трения, отвода тепла и уноса частиц износа. Она во многом опре-
деляет работоспособность коробок.
Смазка подводится к контактирующим поверхностям, которые
находятся в относительном движении между собой, т. е. к зубьям
шестерен, подшипникам скольжения и качения и другим различ-
ным сочленениям.
По месту нахождения масла система смазки бывает двух ти-
пов: с мокрым или сухим картером. При мокром картере масло
заливается непосредственно в картер коробки, при сухом —
в отдельную емкость. Во втором случае масло на смазку подается
нагнетающим насосом. Стекающее в картер масло забирается от-
качивающим насосом и направляется в емкость. Последняя мо-
жет быть расположена или внутри, или снаружи картера.
Смазка может осуществляться разбрызгиванием, под давле-
нием и быть комбинированной.
Смазка разбрызгиванием применяется только с мо-
крым картером. В этом случае уровень должен иметь определенное
значение, и отклоняться от него можно только в ограниченных
пределах. Этот способ применяется в основном для простых ступен-
чатых коробок передач с неплотной компоновкой. При такой
смазке требуются повышенные объемы картера для хранения
масла и отвода тепла. Качество смазки зависит в большой степени
от уровня масла, а также от углов дифферента и крена корпуса
машины. Трудно организовать предварительный подогрев масла.
143
Смазка под давлением применяется в коробках с плот-
ной компоновкой, когда к трущимся поверхностям нельзя подвести
достаточного количества масла. Особенно это характерно для
планетарных передач, где зубчатые зацепления и подшипники
расположены в несколько ярусов. По сравнению с предыдущим
этот способ позволяет: рационально организовать смазку, т. е.
подавать масло к трущимся поверхностям в соответствующем
количестве; осуществлять очистку масла в процессе работы;
обеспечивать интенсивное охлаждение масла за счет радиатора.
Нагнетающий насос подает масло под давлением 0,15—0,25 МПа
(1,5—2,5 кПсм2). Температура масла в картере в зависимости от
конструкции коробки не должна превышать ПО—135° С.
Смазка под давлением применяется в основном с сухим кар-
тером. В этом случае имеется возможность устранить почти все
недостатки, характерные для смазки разбрызгиванием. Но система
смазки существенно усложняется, так как необходимо устанавли-
вать добавочную емкость (бак), нагнетающий и отсасывающий на-
сосы, маслопроводы, уплотнения. Кроме того, часто приходится
применять радиатор для отводд избыточного тепла.
При комбинированной смазке подвод масла осуще-
ствляется и разбрызгиванием, и под давлением. Последнее делается
только для наиболее нагруженных трущихся поверхностей и для
тех, к которым разбрызгиванием масло подвести не удается. При
этом способе картер мокрый. Применяется в основном для про-
стых ступенчатых коробок передач с плотной компоновкой. Ос-
новное преимущество комбинированной смазки — отсутствие до-
полнительной емкости для хранения масла.
Уплотнения. Уплотнения обеспечивают нормальную работу
системы смазки, а также предотвращают попадание пыли и грязи
во внутренние объемы картера.
Рассмотрим уплотнения, обеспечивающие герметизацию вра-
щающихся валов и маслопроводов. Уплотнения , употребляемые
в коробках передач, можно разделить на две группы.
К п е р в о й относятся уплотнения, обеспечивающие гермети-
зацию полостей с одинаковым давлением. Сюда относятся все уп-
лотнения, устанавливаемые на вращающихся валах, выходящих
из картера. Для выравнивания давления внутренняя полость
картера сообщается с окружающей атмосферой с помощью спе-
циального сапуна. В этой группе используются контактные и
бесконтактные уплотнения. Среди контактных наибольшее рас-
пространение получили пружинные кольца и самоподвижные ман-
жеты, среди бесконтактных — отбойная резьба, маслосбрасы-
вающие бурты, различные лабиринтные уплотнения и т. д.
Основы проектирования уплотнений первой группы разрабо-
таны проф. Н. А. Спицыным [46]. Выбор этих уплотнений в основ-
ном определяется окружной скоростью, характером смазки, ра-
бочей температурой, конструкцией опоры и условиями окружаю-
щей среды. Решающее значение имеет окружная скорость поверх-
144
ности вала, т. е. диаметр уплотняемого вала и его частота враще-
ния. Проф. Н. А. Спицыным разработана номограмма, позволяю-
щая ориентировочно выбирать уплотнения в зависимости от упо-
мянутой скорости (рис. III. 19).
Наклонные линии соответствуют значениям окружных ско-
ростей v уплотняемого вала диаметром d. Зоны между наклонными
линиями, показанные одинаковой штриховкой, отвечают областям
Рис. III. 19. Номограмма для выбора
уплотнений:
/—фетровые уплотнения всех типов; 2—са-
моподжимные уплотнения из кожи и пласт-
массы; 3—уплотнейия по типу поршневых
колец и маслосбрасывающие бухты (начи-
ная примерно с 5000 об/мин); 4 — нетру-
щиеся уплотнения (лабиринты, проточки,
отбойная резьба и др.)
применения тех или иных
типов уплотнений. Естествен-
но, при окончательном выборе
уплотнений необходимо учи-
тывать специфические осо-
бенности работы коробок пе-
редач, а также накопленный
опыт по проектированию и
эксплуатации уплотнений.
Рис. III.20. Конструкция уплот-
нительного узла
На практике для повыше-
ния надежности работы вра-
щающиеся валы уплотняют
не одним сальником,а исполь-
зуют комбинации различных уплотнений. Чаще всего в один
узел объединяются контактные и бесконтактные уплотнения
(см. рис. III.6 и III.8).
Ко в т о р о й группе относятся уплотнения для герметизации
полостей, имеющих разное давление. Сюда относятся уплотне-
ния маслопроводов, подводящих масло под давлением от непод-
вижных деталей к вращающимся валам. Конструкция уплотни-
тельного узла показана на рис. III.20. От неподвижной детали —
обоймы 1 масло по высверленному отверстию подается в полость
вращающегося вала 3. Уплотнениями служат разрезные пружин-
ные кольца 2, устанавливаемые по обе стороны маслопровода
в специальных канавках вала. Колец с каждой стороны может
быть одно или несколько.
10 Н. А. Носов
145
В отличие от уплотнений первой группы уплотнения масло-
проводов работают в крайне тяжелых условиях, так как они под-
вержены высоким давлениям (до 1,4—1,8 МПа), работают при тем-
пературах до 135° С и их окружные скорости иногда достигают
20—25 м/с. Кроме того, из-за малых габаритов здесь исключается
возможность применения комбинированных уплотнений. Все это
приводит к тому, что в некоторых случаях работа этих уплотне-
ний определяет работоспособность всей коробки передач. Поэтому
к материалам и обработке уплотнительного узла предъявляются
очень жесткие требования. Так, кольца изготавливаются из пер-
литного чугуна с шаровидным графитом. Для лучшей приработки
кольцо оксидируется или покрывается оловом. Обойма обычно
изготавливается из легированных сталей, ее поверхность трения
покрывается пористым хромом или цементируется. Поверхности
обрабатываются с высоким классом чистоты и малыми допусками.
Ориентировочно кольца выбираются таким образом. Для ко-
лец диаметром до 90 мм отношение осевой ширины к радиальной
высоте кольца принимается равным 1,0—1,7, для диаметров больше
90 мм — 0,8—0,9. Величина зазора между валом и обоймой
0,15—0,3 мм.
Окружная скорость вала v и перепад давления Ар связывается
зависимостью Apv = const. Перепад равен разности давлений
перед и за кольцом. В первом приближении можно считать Арц =
— 12-М4 МПа-м/с (120—140 кГ• м!см2• сек).
Обычно одно кольцо хорошо выдерживает Ар = 0,4 МПа
(4 кПсм*)-, если перепад давления больше, то количество колец
увеличивают, но на практике более трех не ставят. Окончатель-
ный выбор уплотнительного узла может быть сделан только
после подтверждения его работоспособности в экспериментальных
условиях.
§ 8. СИНХРОНИЗАТОРЫ
Синхронизаторы получили широкое распространение и в на-
стоящее время устанавливаются в большинстве простых ступен-
чатых коробок передач с постоянным зацеплением шестерен.
С помощью синхронизаторов производится выравнивание угло-
вых скоростей блокируемых деталей (шестерни и- вала) перед
включением передачи. Это осуществляется в основном за счет
изменения скорости вращения деталей, связанных с ведомыми
дисками главного фрикциона. Кинетическая энергия инерционных
масс, подвергающихся выравниванию, превращается в тепло
в буксующих парах фрикционного элемента синхронизатора.
Благодаря предварительному выравниванию угловых скоро-
стей переключение передач с помощью синхронизаторов стано-
вится плавным и сравнительно быстрым. Кроме того, для его
освоения требуется меньшие навыки, так как водитель освобож-
дается от таких сложных манипуляций, как «двойной выжим
146
главного фрикциона» и «промежуточный газ». Синхронизаторы
просты в изготовлении, занимают малые объемы, хорошо компо-
нуются на валах между шестернями и повышают надежность ко-
робок передач в целом.
Классификация синхронизаторов
Синхронизаторы классифицируются: по принципу действия —
на простые и инерционные; по конструктивному исполнению —
на конусные и дисковые; по принципу обслуживания передач —
на индивидуальные и центральные.
Простые синхронизаторы. Они наименее сложны по конструк-
ции и допускают включение передачи еще до того, как произошла
полная синхронизация угловых скоростей. Простые синхрониза-
торы устанавливаются, как правило, на низших передачах —
чаще всего на второй. На первой передаче и заднем ходу синхро-
низаторы не ставятся, так как на этих режимах машина работает
очень редко, да и включаются они в основном при останове ма-
шины. Применение простого синхронизатора на низших переда-
чах вызвано еще и тем, что именно на этих передачах реализуются
большие передаточные числа. При этом приведенные к фрик-
ционным конусам синхронизатора инерционный момент, а также
крутящий момент от главного фрикциона в случае его неполного
выключения достигают относительно больших величин. Эти мо-
менты препятствуют выравниванию угловых скоростей включае-
мых деталей и тем самым значительно удлиняют процесс переклю-
чения передач. В этих условиях простой синхронизатор позволяет
включить передачу с неполным выравниванием". Переключение
становится непродолжительным, но сопровождается появлением
ударных нагрузок.
Инерционные синхронизаторы. В отличие от простого инер-
ционный синхронизатор имеет специальное блокирующее устрой-
ство, не позволяющее включить передачу до полного выравнива-
ния угловых скоростей шестерни и вала. Инерционные синхро-
низаторы устанавливаются на всех высших передачах.
Конусные и дисковые синхронизаторы. Они отличаются друг
от друга исполнением фрикционного элемента. Широкое распро-
странение получили конусные синхронизаторы с одной парой
трения. Иногда используются многоконусные синхронизаторы,
в которых синхронизирующий момент возрастает, однако их кон-
струкция становится более сложной.
Дисковые синхронизаторы выполняются, как правило, много-
дисковыми. Увеличение поверхностей трения используется как
один из способов повышения эффективности синхронизаторов.
Однако, как показывают эксперименты, синхронизирующий мо-
мент не возрастает прямо пропорционально числу применяемых
дисков. По мере удаления дисков от нажимных деталей их мо-
мент трения падает. Неравномерность распределения давления
10*
147
числа поверхности трения,
ных материалов, созданием
приводит к повышенному нагреву и износу наиболее нагружен-
ных дисков.
Как показывает всесторонний анализ 125], эффективность
синхронизаторов более рационально повышать не увеличением
а оптимальным подбором фрикцион-
благоприятных условий работы (осо-
бенно хорошей организацией смазки)
и применением следящего сервопри-
вода. В последнем случае при малых
усилиях со стороны водителя можно
получить значительный синхронизи-
рующий момент за счет увеличения
давления на поверхностях трения.
Индивидуальный и центральный
синхронизаторы. Индивидуальный
служит для включения только одной
передачи, центральный используется
для включения нескольких передач.
Первый получил повсеместное рас-
пространение на транспортной тех-
нике благодаря своей простоте и
надежности в работе. Второй более
сложен, дорогой и имеет значитель-
ные габариты. Он используется в ко-
робках, где включение передачи со-
провождается блокированием не-
скольких муфт (например, в короб-
ках с разрезными валами), а также
в некоторых простых коробках пере-
дач с автоматическим и полуавтома-
тическим приводами управления.
В отечественных гусеничных ма-
шинах большое распространение по-
лучили простые и инерционные инди-
видуальные конусные синхрониза-
торы. Один из них показан на
рис. III.21, а. Он применяется для
включения второй (палец 4 передви-
гается влево) и третьей (палец 4 передвигается вправо) передач. При
включении второй передачи синхронизатор работает как простой,
при включении третьей — как инерционный. Блокирующее ус-
тройство у последнего выполнено в виде фигурного выреза
(рис. III.21, б) на корпусе 2 с размещенным в нем пальцем зуб-
чатой муфты 4. Пока не произошло выравнивания угловых ско-
ростей шестерни и вала, сила от момента трения, возникающего
в буксующих конусах, прижимает палец к скосу фигурного вы-
реза и не позволяют ему переместиться в крайнее положение.
Когда же выравнивание закончится, момент трения резко упадет
Рис. II 1.21. Конструкция конус-
ного индивидуального синхро-
низатора:
1 — зубчатая муфта; 2 — корпус
синхронизатора; 3 — пружинный
фиксатор; 4 — палец муфты
148
и усилие водителя становится достаточным для того, чтобы от-
жать корпус и переместить палец в положение, соответствующее
включенной передаче.
Расчет синхронизаторов
Расчетная схема. Расчетная схема индивидуального конусного
синхронизатора показана на рис. Ш.22. Расчет проводится на
примере включения промежуточной передачи при движении ма-
шины. Положим, что эта передача осуществляется путем жесткого
соединения шестерни 1 с валом 0 при помощи зубчатой муфты 2.
В нейтральном положении, как это показано на схеме, угловые
скорости шестерни и вала не равны между собой, т. е. при переклю-
чении с низшей на высшую передачу
нии с высшей на низшую — <в0>®х.
Усилием Р, прикладываемым води-
телем, фрикционные поверхности
корпуса синхронизатора и шестерни
прижимаются друг к другу. Возни-
кающий на них момент трения Мт
(его называют моментом синхрониза-
ции) вызывает выравнивание угловых
скоростей шестерни и вала. Есте-
ственно, изменение угловых скорос-
тей зависит еще и от моментов,
имеющихся на валу 0 и шестерне 1.
Вал 0 связан с ведущими колесами
®i > ®о, а при переключе-
Рис. III.22. Расчетная схема
индивидуального конусного син-
хронизатора
машины, поэтому на него воздей-
ствуют приведенные моменты сопро-
тивления движению машины Мс и мо-
мент инерции J0 массы машины и вращающихся деталей, связан-
ных с валом 0. Шестерня 1 кинематически соединена с промежуточ-
ным й ведущим валами коробки передач, а также с ведомыми дис-
ками главного фрикциона и шестернями, сидящими на главном
валу (все эти детали показаны на схеме штриховыми линиями).
Следовательно, на шестерню 1 действует момент инерции J
представляющий собой сумму приведенных моментов инерции
самой шестерни и всех деталей, связанных с ней. В общем случае
на шестерню 1 действуют и другие внешние моменты, например
приведенный момент от сил трения в подшипниках, в сальниках,
в зубчатых зацеплениях, момент от барботажных потерь; кроме
того, на шестерню передается момент фрикциона, появляющийся
при неполном выключении дисков главного фрикциона. В нормаль-
ных условиях эксплуатации эти моменты относительно малы и
поэтому в расчете не учитываются.
Действующие на вал 0 моменты определяются по известным
• формулам:
2
мс = i -> (ш-64)
1С-в. К Т|С-в. к Л*. Ч ’ 1с—в к
149
где fc — коэффициент суммарного сопротивления движению ма-
шины; G — вес машины; гв.к —радиус ведущего колеса; ic_e,Ki
^с-в.к — соответственно передаточное число и к. п. д. силовой
передачи от вала, на котором сидит синхронизатор, до ведущего
колеса; ч — к. п. д. ходовой части; т — масса машины; 60 —
коэффициент, учитывающий вращающиеся массы силовой пере-
дачи от вала (включительно) до ведущего колеса и ходовой части.
Приближенно можно принимать б0 1,2.
Моменты, действующие на шестерню, находятся по обычным
формулам приведения.
Определение усилия, прикладываемого к корпусу синхрони-
затора. Расчет проводится для режима переключения с низшей
передачи на высшую. Для упрощения делается допущение, что
в период синхронизации моменты сопротивления Мс и трения Мт
являются величинами постоянными. В таком случае угловые за-
медления вала е0 и шестерни 8Х также будут иметь постоянные
значения. Соответственно угловые скорости будут меняться по
линейному закону:
coiz = (ох — 8XZ; соо/ = соо — 8оЛ (II 1:65)
где (ох, со0 — начальные значения угловых скоростей шестерни
и вала; coiz, cooz — текущие значения угловых скоростей; t —
время.
Через промежуток времени, называемый временем синхрони-
зации Тс, наступает полное выравнивание угловых скоростей,
т. е. G)1Z = со0/, тогда
— ггТс = <оо — е0Тс, (III.66)
отсюда
= <ох-Ьо. (II 1.67)
81 — 80 '
В формуле (III.67) величины ех и 80 — неизвестные, их требуется
найти. Составим уравнения, описывающие движения шестерни 1
и вала 0 при синхронизации под действием приложенных момен-
тов:
JХ8Х = Mm', J080 = Мс Мт, (III.68)
откуда
81 = Sl. e0=Mc7---. (III.69)
Подставив значения и 80 в уравнение (III.67), а также пренебре-
гая дробью вследствие ее малости, получим
Тс = • (II 1.70)
о — MCJ 1
150
Момент трения Мт, возникающий на конусных поверхностях
синхронизатора, может быть найден из рассмотрения рис. III.23:
Мт = Рнргс, (III.71)
где Рн — нормальная сила; р — коэффициент трения конусных
поверхностей; гс — средний радиус поверхностей трения.
Так как нормальная сила Рн и осевая сила Р, прикладывае-
мая к корпусу синхронизатора, связаны зависимостью Р = Рн siny,
то с учетом (III.71)
(III.72)
р __ Мт sin Y
№
Решая совместно уравнения (II 1.70) и
(II 1.72), получим зависимость времени син-
хронизации Тс от прикладываемого усилия Р:
т (e>i «>о) A A sin Y /т т т 74^
с~ — ЛАА sin у ’
На практике последнее уравнение чаще
решается относительно Р, т. е. определяется
осевое усилие, которое требуется приложить
к корпусу синхронизатора, чтобы обеспечить
при прочих равных условиях заданное время
синхронизации Тс:
Рис. III.23. Силы, дей-
ствующие на конусных
поверхностях во время
синхронизации
J± sin у
(111.74)
Время синхронизации Tc зависит не только от величин, приве-
денных в формуле (II 1.73), но также и от других параметров. На
него влияют организация смазки, удельное давление на поверх-
ностях трения, абсолютные значения угловых скоростей синхро-
низируемых пар и т. д. Все это привело к тому, что Тс изменяется
в довольно широких пределах — в большинстве случаев 0,5—3,0 с.
В качестве пар трения поверхностей синхронизатора исполь-
зуется сталь по стали (для наиболее тяжелых условий работы)
и сталь по бронзе или латуни. При проектировании коэффициент
трения следует принимать: для пары трения бронза или латунь
по стали 0,04—0,05; для пары сталь по стали 0,05—0,06.
Момент трения при прочих равных условиях тем больше, чем
меньше угол у между образующей и осью конуса поверхности тре-
ния. Но уменьшать его меньше определенного значения нельзя,
так как это может привести к заеданию трущихся поверхностей.
Для пар трения сталь по бронзе или латуни чаще всего у = 7-4-8°.
Для пары трения сталь по стали угол у имеет более высокое зна-
чение и доходит до 14° [25].
Расчет долговечности синхронизатора. Долговечность работы
синхронизатора определяется в основном такими параметрами,
151
как удельное давление и удельная работа буксования на поверх-
ности трения.
Удельное давление qc представляет собой отношение нормаль-
ного усилия к площади:
пар трения сталь по
Удельная работа
Рис. III.24. Расчетная
схема конического фикса-
тора
где b— ширина поверхности трения (рис. III.23). Для пар тре-
ния сталь по бронзе qc = 1,04-1,5 МПа (10—15 кПсм2)', для
стали qc = 1,5ч-2,0 МПа (15—20 кПсм2).
буксования синхронизатора определяется
по формуле
(П1.76)
Максимальные значения 1С приходятся на
низшие передачи, где синхронизаторы ра-
ботают в наиболее тяжелых условиях.
Так, для выполненных конструкций син-
хронизаторов на второй ^передаче 1С
50 Дж/см2 (5 кГ -м/см2), в то время как
на пятой передаче 1С Дж/см2
(0,7 кГ-м/см2). Неравномерность 1С по
передачам вызвана тем, что по технологи-
ческим соображениям на все передачи
устанавливаются одинаковые синхрониза-
торы, без учета их загрузки.
В формулах (III.75) и (III.76) площадь
поверхности трения вычисляется без учета
пазов и. канавок.
Определение усилия пружин фиксаторов простого синхрони-
затора. В простом синхронизаторе усилие Р, прикладываемое
водителем к муфте, передается на конусные поверхности корпуса
через фиксаторы, которые расположены в зубчатой муфте. С по-
мощью пружин вершины конических фиксаторов прижимаются
к внутренней поверхности корпуса. Чем сильнее пружины давят
на фиксаторы, тем с большим усилием конусные поверхности син-
хронизатора могут быть прижаты друг к другу. Так как требуе-
мое усилие Р известно, то усилие пружины Рп для конического
фиксатора может быть найдено по формуле (рис. II 1.24):
7\ = -^-tga,
(III.77)
где z — число фиксаторов; а — угол боковой стенки канавки
(обычно 30—35°).
Формула (III.77) справедлива и для шарикового фиксатора.
Необходимо отметить, что эта формула является упрощенной,
так как не учитывает изменение деформации пружины, трение ко-
152
нического фиксатора о стенки, изменение угла давления шарикового
фиксатора и т. д.
Определение угла скоса фигурного выреза инерционного син-
хронизатора. В процессе выравнивания угловых скоростей между
пальцем и скосом фигурного выреза происходит силовое воздей-
ствие (рис. III.25). Кроме упомянутой выше силы Р в точке
контакта действуют приведенная окружная сила трения Рт,
сила трения между пальцем и скосом F и нормальная сила давле-
ния пальца на скос фигурного выреза корпуса PN’.
= = (Ш.78)
'о sin y 7
F = PiPn- (I П.79)
Здесь r0 — радиус середины кон-
такта между пальцем и скосом
фигурного выреза (см. рис. II 1.22);
Мт— момент трения на конусных
поверхностях синхронизатора;
p-i — коэффициент трения между
пальцем и скосом фигурного вы-
реза. Обычно принимается julx=O, 1.
Пока выравнивание угловых
скоростей не закончилось, уси-
лие Рт прижимает корпус к паль-
Рис. II 1.25.'Взаимодействие пальца
со скосом фигурного выреза инер-
ционного синхронизатора
цу и скос фигурного выреза не
позволяет включить передачу. С другой стороны, от пальца на скос
действует прикладываемая водителем составляющая PN cos р.
Она, наоборот, стремится развернуть корпус против вращения и
таким образом создать условия для включения передачи. От
того, развернется ли корпус до окончания выравнивания, зависит
качество включения передачи. Угол скоса необходимо выбрать
таким, чтобы он не позволял включать передачу, пока действует Рт,
и только после окончания выравнивания (Рт = 0) позволил бы
водителю преодолеть силу трения пальца о скос фигурного выреза,
развернуть корпус и включить передачу.
Угол скоса р можно определить из условия равновесия сил
в точке контакта. Проекции этих сил на оси х и у (рис. III.25):
2 х = PN cos р + F sin р — Р = 0;
2 У = Pn sin р — F cos Р — Рт = 0.
(Ш.80)
Решая совместно уравнения (Ш.78) — (Ш.80), после простых
преобразований получим
tgp-Hi = H(l+HitgP)7^v> (1П.81)
! Q Olli у
153
откуда
tgP =
(111.82)
где
1 — црця ’
r0 sin у *
Для обеспечения надежной блокировки пальца зубчатой муфты
угол р, найденный по формуле (III.82), должен быть несколько
занижен. Тем самым создается запас, обеспечивающий невозмож-
ность включения передачи до полного выравнивания угловых ско-
ростей синхронизируемых пар. Окончательно величина угла на-
ходится из неравенства
(Ш.83)
В выполненных конструкциях синхронизаторов р = 25-г-ЗО0.
Глава IV
Планетарные коробки передав
§ 1. ОСНОВНЫЕ ПОНЯТИЯ О ПЛАНЕТАРНЫХ ПЕРЕДАЧАХ
Планетарным называется такой механизм, в котором некоторые
зубчатые колеса (сателлиты) имеют подвижные в пространстве
оси вращения.
Любая сложная зубчатая передача состоит из элементарных
механизмов, представляющих собой совокупность двух сопряжен-
Рис. IV. 1. Трехзвенные планетарные механизмы:
1 — солнечная шестерня; 2 — эпицикл; 3 — водило; 4 и 4" — сателлиты, входящие
в зацепление соответственно с солнечной шестерней и эпициклом
ных зубчатых колес. Указанные элементарные механизмы могут
быть с внешним или внутренним зацеплением. Сопряженные зуб-
чатые колеса могут быть цилиндрическими или коническими.
Простейший планетарный механизм (рис. IV. 1, а) с двумя сте-
пенями свободы состоит из двух элементарных зубчатых механиз-
мов, имеющих общее водило 3. Сопряженные зубчатые колеса —
цилиндрические, с одним внешним и одним внутренним зацепле-
нием. Этот планетарный механизм составлен из четырех различ-
ных звеньев, три из которых имеют общую, неподвижную в про-
странстве (в отличие от сателлитов) ось вращения и называются
основными. К ним относятся: солнечная шестерня 1, эпицикл 2
155
и водило 3. Сателлиты 4 могут вращаться вместе с водилом, а также
относительно собственных подвижных осей.
По числу основных звеньев указанный механизм называется
трехзвенным. Достаточно широкое распространение получили
и четырехзвенные планетарные механизмы, описанные ниже.
На рис. IV. 1 помимо простейшего представлены и другие типы
трехзвенных планетарных механизмов, отличающиеся друг от
друга сопряженными зубчатыми колесами.
В настоящее время планетарные коробки передач находят все
большее применение как в гусеничных, так и в колесных машинах
благодаря ряду присущих им существенных преимуществ, основ-
ными из которых являются следующие.
Малые габариты и вес, которые зачастую пред-
определяют выбор типа коробки передач. Большая компактность
планетарных передач в сравнении с непланетарными объясняется
прежде всего распределением нагрузки в каждом ряду между
несколькими сателлитами. Кроме того, подводимая мощность мо-
жет быть передана параллельными потоками, если одновременно
нагружено несколько планетарных рядов. Следовательно, в са-
мой схеме планетарных передач заложена возможность получения
значительно меньших габаритов и веса по сравнению с неплане-
тарными.
Малые модули зубчатых ко лес, которые в планетар-
ных трансмиссиях современных гусеничных машин равны 3—5,
а в непланетарных доходят до 10—14. Изготовление же шестерен
с большим модулем связано с повышенной приводной мощностью
станков, с большей нагрузкой на них, с повышенным износом
узлов станка и расходом режущего инструмента и т. п. Кроме того,
от модуля непосредственно зависят габариты и вес зубчатых колес.
Отсутствие радиальных нагрузок на опоры
основных звеньев планетарной передачи благодаря симметричному
расположению сателлитов. Это позволяет использовать в каче-
стве указанных опор подшипники минимальных размеров, уста-
навливаемые по конструктивным соображениям. Кроме того, эта
особенность планетарных передач позволяет применять конструк-
ции с так называемыми плавающими звеньями. В этом случае одно
из основных звеньев планетарного ряда вообще не устанавливается
на подшипниках, а центрируется самим зубчатым венцом, что поз-
воляет еще больше снизить габариты и вес. В исключительных
случаях можно устанавливать на подшипниках только водило
планетарного ряда, а эпицикл и солнечную шестерню выполнять
плавающими.
Высокий коэффициент полезного дей-
ствия планетарной передачи при отсутствии в ней циркулирую-
щей мощности, что предопределяется правильным выбором ее
кинематической схемы.
Использование зубчатых колес постоян-
ного зацепления и фрикционных элемен-
156
т о в для переключения передач. Благодаря этому трансмиссия
освобождается от главного фрикциона и синхронизирующих уст-
ройств, что способствует упрощению конструкции и сокращению
времени на процесс переключения, а также облегчает возможность
автоматизации этого процесса.
Фрикционные элементы для включения передач в планетарной
трансмиссии обеспечивают или передачу на картер реактивных
моментов посредством тормозов, или блокировку планетарных
рядов при помощи блокирующих фрикционов. Надежность ра-
боты планетарной трансмиссии в процессе эксплуатации в боль-
шой степени зависит от надежности фрикционных элементов.
К числу недостатков планетарных передач следует отнести
сложность их изготовления и сборки, особенно при создании мно-
горядных компактных трансмиссий, которые для обеспечения на-
дежной работы требуют также повышенной точности изготовления
основных деталей. Кроме того, в результате плотной компоновки
планетарных передач увеличиваются барботажные потери, зна-
чительно возрастающие при использовании работающих в масле
фрикционов.
Планетарные передачи классифицируются по числу степеней
свободы. Практически могут быть выполнены передачи с любым
числом степеней свободы. В настоящее время наиболее широко
применяются передачи с друмя и тремя степенями свободы, зна-
чительно реже с четырьмя. Под числом степеней свободы любого
планетарного механизма будем понимать число связей, которые
необходимо наложить на данный механизм для получения его кине-
матической определенности. Характер связей и способы их нало-
жения зависят от кинематической схемы передачи и используемых
элементов управления (как правило, фрикционных). Одной из
указанных связей всегда является условие постоянства угловой
скорости ведущего звена механизма, соединенного с двигателем.
Остальные связи накладываются включением соответствующего
количества фрикционных элементов управления.
Таким образом, в планетарной передаче в зависимости от числа
степеней свободы механизма одновременно включается различное
количество элементов управления: при двух степенях свободы —
один, при трех степенях свободы — два и т. д. Это оказывает су-
щественное влияние на возможное число передач пшах при за-
данном количестве элементов управления т. Так, для механизма
с двумя степенями свободы можно получить столько различных
передач, сколько имеется элементов управления:
^тах = Ст — ТП. (IV • О
Для механизма с тремя степенями свободы максимальное коли-
чество передач определяется числом сочетаний из т по 2:
Пш„ = й = '1^. (1V.2)
157
Т а б л и ц а IV. 1. Минимальное количество фрикционных элементов управления
Число степеней свободы меха- низма Число передач
4 5 6 7 8 9 10 и 12
Две 4 5 6 7 8 9 10 11 12
Три 4 4 4 5 5 5 5 6 6
Четыре 4 5 5 5 5 5 5 6 6
В табл. IV. 1 приведено минимальное количество фрикцион-
ных элементов управления, необходимое для планетарных коро-
бок с различными числами передач и степеней свободы. Из таблицы
видно, что планетарные передачи с тремя степенями свободы в боль-
шинстве случаев являются наиболее приемлемыми, так как
позволяют использовать минимальное количество фрикционных
элементов при допустимом усложнении системы управления.
Названные передачи дают существенный выигрыш и в числе
используемых планетарных рядов, требуемое количество кото-
рых определяется согласно формуле (IV.51).
§ 2. КИНЕМАТИКА И СТАТИКА ПЛАНЕТАРНЫХ ПЕРЕДАЧ
Для определения передаточного отношения и частоты враще-
ния всех звеньев планетарных передач известно четыре основных
метода: аналитический, силовой, графический и векторный. Наи-
большее распространение получил аналитический метод, которым
мы и будем пользоваться.
Аналитический метод кинематического анализа назы-
вают методом приведенного механизма или методом относитель-
ных угловых“скорЪстей. Для вывода основного уравнения кине-
матики дифференциального механизма всем его основным звеньям
/, 2 и 3 (см. рис. IV. 1) мысленно сообщают угловую скорость, рав-
ную и противоположную по направлению угловой скорости во-
дила 3. В результате относительные угловые скорости в механизме
не изменятся, однако водило остановится, и дифференциальный
механизм обратится в зубчатый механизм'с неподвижными осями,
который и называется приведенным. Звенья 1 и 2 в приведенном
механизме будут иметь угловые скорости, равные соответственно
разностям 04 — со3 и <о2 — <°з- Представленные разности являются
угловыми скоростями звеньев 1 и 2 относительно водила 3.
В трехзвенном дифференциальном механизме связь угловых
скоростей трех его основных звеньев заключается в том, что от-
ношение относительных угловых скоростей этих звеньев в простом
ряду, т. е. при неподвижном водиле, такое же, как и отношение
их относительных угловых скоростей в планетарном редукторе,
т. е. при вращающемся водиле:
= 1?2 = const, (IV.3)
<о8— <о3 ' v
158
где fi2 — внутреннее постоянное передаточное отношение от
звена 1 к звену 2 при остановленном звене 3.
Очевидно, что для любого трехзвенного механизма существует
вполне определенное внутреннее передаточное отношение от
О .з
солнечной шестерни к эпициклу при остановленном водиле ±иг,
которое называется _п арам етр ом ^данного п л ан етар н ого ряда.
С его помощью легко Дщениваются свойства дифференциалов, он
же служит и конструктивным параметром, определяющим отно-
сительные размеры всего механизма, его сателлитов и т. д.
Величина параметра к легко подсчитывается через радиусы
начальных окружностей или числа зубьев шестерен zz, как для
обычной многоступенчатой передачи. Знак параметра к положи-
тельный, если оба элементарных зубчатых механизма, образую-
щие данный планетарный ряд, имеют одноименные зацепления
(внутренние или внешние). При разноименных зацеплениях па-
раметр к отрицательный. Это соответствует определенному свой-
ству планетарного ряда: при положительном параметре к солнеч-
ная шестерня и эпицикл, если водило остановлено, вращаются
в одну сторону, а при отрицательном — в противоположные.
При условии одинаковых модулей зубчатых зацеплений пара-
метры к трехзвенных механизмов, представленных на рис. IV. 1,
определяются по формулам:
Схема а б в г д е ж
механизма
Формула для я: — • *1 *2*4 Z2Z4 *2*4 *2*4 *2
*4'21' *4'Z1 Z4'21 *4'^1 *4'^1 *1
Написав уравнение
нетарному ряду, т. е.
(IV.3) применительно к некоторому пла-
Ю1--М3 _ к
о)2 — со3 !
(IV.4)
и преобразовав его, получим основное _ уравнение кинематики
любого трехзвенного, механизма
Г со! = ко)2 + (1 — к) (о3,! (IV.5)
где й)ь <о2, — угловые скорости соответственно солнечной
шестерни, эпицикла и водила; к — параметр механизма, знак и
абсолютная величина которого определяется аналогично пред-
ставленным выше.
Зависимость (IV.5) позволяет легко производить анализ лю-
бой сколь угодно сложной многорядной схемы планетарной ко-
робки передач (КП). Для этого необходимо написать уравнение
кинематики всех нагруженных планетарных рядов, обозначив
каждый из них соответствующим порядковым номером i:
<01/ = kzco2Z + (1 — KZ) (03Z, (IV.6)
добавить необходимые уравнения связи с учетом включенного эле-
мента управления г и решить полученную систему, определив
159
передаточное число iox = = f (кА. Здесь и далее индексами
(Ох
О и х обозначены соответственно ведущее и ведомое звенья меха-
ТГйзмщ
С помощью уравнения (IV.6) определяются угловые скорости
основных звеньев любого ряда на любом режиме работы меха-
низма. Зная их, можно легко определить и относительные угловые
скорости сателлитов ®4.
Из соотношения радиусов начальных окружностей зубчатых
зацеплений или чисел зубьев шестерен при одинаковом модуле
вытекает очевидное равенство
®4= ± -уЧ®! —со3)= ± (<в2 —<о3). (IV. 7)
z4
Знак плюс соответствует внутреннему зацеплению сопряженной
зубчатой пары, а знак минус — наружному зацеплению.
Для простейшего трехзвенного механизма (см. рис. IV. 1, а)
имеем:
““ Z] Zn
' ик = -^,
что позволяет преобразовать равенство (IV.7) в более удобный
для использования вид:
tt>4 = (®! — О3) = (®2 — С03). (IV.8)
Внешние крутящие моменты. Усилия в зубчатых зацеплениях
и крутящие моменты, приложенные на каждом режиме работы
планетарной коробки передач к ее основным звеньям, определен-
ным образом взаимосвязаны. Отдельный планетарный ряд КП
будет нагружен лишь в том случае, если к каждому из трех основ-
ных звеньев приложены некоторые моменты М 1( М2 и Л43. В этом
случае при отсутствии сил трения для установившегося режима
работы механизма, при котором числа оборотов всех его звеньев
постоянны и инерционные нагрузки отсутствуют, справедливо
утверждение о том, что сумма моментов количества движения отно-
сительно неподвижной в пространстве оси постоянна и, следова-
тельно, ее производная по времени равна нулю. Но производная
по времени от суммы моментов количеств движения равна сумме
моментов внешних сил, откуда следует условие равновесия трех-
звенного механизма без учета сил трения в зацеплениях сопря-
женных зубчатых колес:
%М = М4 + Л42 + М3 = 0. (IV.9)
Выражения для указанных моментов можно получить иссле-
дованием соответствующих усилий в зубчатых зацеплениях.
Вначале рассмотрим простейший планетарный ряд (рис. IV.2).
Отметим сразу, что здесь и в дальнейшем при изображении схем
любых планетарных передач на рисунках для упрощения будем
160
представлять только их верхнюю половину относительно оси
вращения основных звеньев, как это сделано на рис.' IV.2 для
простейшего планетарного механизма.
Внешний момент М lf приложенный к солнечной шестерне /,
вызывает на сателлите 4 внутреннее окружное усилие Р41 = —Р±.
Поскольку солнечная шестерня находится в равновесии, сумма
моментов, приложенных к ней, равна нулю: = 0.
Отсюда легко получить выражение
р ___
р“-—‘
Рис. IV.2. Окружные усилия в нагруженном планетарном ряду
Аналогично определяется внутреннее окружное усилие Р42,
вызванное на сателлите внешним моментом Л12, приложенным
к эпициклу 2:
р ___ ^2
^42 — —— ‘
Г 2
Из условия равновесия сателлита вытекают следующие ра-
венства:
Af = -Р41Г4 ^42^4 = ^41 = ^42>
S Р “ Ли + ^42 “Ь Лю “ 0; ^43 “ —2Р41,
где Р43 — внутреннее окружное усилие, передаваемое от водила
через ось к сателлиту.
Очевидно, что от сателлита к водилу 3 передается противопо-
ложно направленное усилие Р3 = —Р±3, а так как и водило на-
ходится в равновесии, то можно записать М3 + Р3г3 = 0.
Имея в виду, что для рассматриваемого случая отношение ра-
диусов = —к, окончательно получим:
м2 = —М^ М3 = —М, (1 — к), (IV. 10)
так как
м. = -Р,г, = Р„г, = -2Рнг, = -2 (г, + =
И Н. А. Носов
161
Легко убедиться в том, что зависимости (IV. 10) справедливы для
трехзвенных дифференциальных механизмов любого из пред-
ставленных на рис. IV. 1 типов.
Произведение угловой скорости coz какого-либо звена на пере-
даваемый им внешний крутящий момент пропорционально
подводимой или снимаемой с него мощности Nh При совпадении
направления вращения звена с направлением действия внешнего
момента мощность подводится, в случае несовпадения — сни-
мается.
Согласно закону сохранения энергии, для одного планетарного
ряда при установившемся режиме работы и без учета потерь на
трение справедливо
2 N = N.+ N2 + V3 = 0,
или AfiCOj + Л12со2 + Л13(о3 = 0. (IV.II)
Момент трения фрикциона. Тормозные моменты и момент
-блокирующего фрикциона, требуемые для осуществления соот-
ветствующих режимов работы сложной многорядной коробки
передач, могут быть определены из рассмотрения зависимостей,
аналогичных приведенным выше.
Для коробок передач с двумя степенями свободы (планетар-
ные передачи с тремя степенями свободы будут рассмотрены ниже)
при тех же, что и ранее, условиях имеем равенства:
S N = Wo + Nx + Ng = 0; Мошо + Mqaq = 0, (IV. 12)
где Mq и — соответственно момент трения и угловая скорость
некоторого элемента управления qy включаемого на рассматри-
ваемом режиме работы.
Это равенство справедливо, так как для механизма с двумя
степенями свободы могут быть произвольно заданы любые мо-
менты, кроме некоторых двух. Стало быть, можно считать задан-
ным входной момент А1о и приравнять нулю все моменты, кроме Mqy
который вместе с моментом Мх составит подлежащие определению
в зависимости от структуры механизма неизвестные величины.
Возможность этого обусловлена самим понятием механизма
с двумя степенями свободы, у которого при включении какой-
либо из передач равны нулю моменты всех фрикционов, кроме
одного.
При заданных значениях 7И0 и со0 моменты М.х и Mq. будут
одни и те же при любых величинах угловых скоростей, обуслов-
ленных кинематикой механизма. В планетарной передаче с двумя
степенями свободы произвольно могут быть заданы угловые ско-
рости двух ее основных звеньев, определяющие соответственно
некоторый режим работы. В рассматриваемом случае удобно
принять соо = const и (ох = 0. Тогда уравнение (IV. 12) примет вид
М, = -Мо-^| , (IV. 13)
<7 0 (Dq |(ох=0 * ' 7
162
т. е. момент некоторого элемента управления q, включаемого на
данной передаче, выражается в долях момента Мо с противопо-
ложным знаком. Угловая скорость этого элемента определяется
в режиме (ох = 0.
§ 3. ТЕОРЕТИЧЕСКИЕ МЕТОДЫ ОПРЕДЕЛЕНИЯ К. П. Д.
ПЛАНЕТАРНЫХ ПЕРЕДАЧ
Для определения-к. п. д. планетарных передач известны три
метода: смещения сил, мощности в зацеплении и метод
проф. М. А. Крейнеса. При обычном анализе планетарных передач
широкое практическое использование нашли два метода.
Метод мощности в зацеплении. В основу метода положено
определение потерь для приведенного механизма, так как мощ-
ность, передаваемая в переносном движении, потерь в зубчатых
зацеплениях не вызывает. Иначе говоря, потери в планетарных
передачах обусловлены только мощностью, передаваемой в отно-
сительном движении. Окружные усилия в полюсах зацепления,
умноженные на относительные окружные скорости, дают относи-
тельные мощности, которыми и определяются потери в полюсах
зацепления, шестерен.
Таким образом, мощностью в зацеплении Nps данной пары
сопряженных зубчатых колес р и s трехзвенного механизма на-
зывается та мощность, которую передает эта пара в приведенном
механизме. Так, для зацепления солнечной шестерни 1 и сател-
лита 4 (см. рис. IV. 1, е) можно записать
V14 = РХГ1 ((01 — (03), (IV. 14)
а для зацепления эпициклической шестерни 2 и сателлита 4
N24' = P2r2^2-&3), (IV. 15)
т. е. мощность в зацеплении для любого случая равняется крутя-
щему моменту, передаваемому основным звеном механизма, умно-
женному на угловую скорость этого звена относите^льноиводила.
Обозначив к. п. д. сопряженной зубчатой пары колес с внеш-
ним зацеплением через гц = 0,98, можем определить потери мощ-
ности на трение
Ч,. = (1 - ->,) = (1 - 0,98)= 0,02W„.
Соответственно для сопряженной зубчатой пары колес с внутрен-
ним зацеплением имеем г)2 = 0,99, а потери
Nm2 = О - - (1 - 0-99) N'ps = 0,01ATs. ' '
Потери во всех сопряженных зубчатых колесах нагруженных
планетарных рядов КП определятся суммой
11*
163
Тогда к. п. д. планетарной КП
п ___ No — Nmi____ । S Nmi _____ i у /1 n \ Nps
--------n~9---- 1------ 1 — 2u
Обозначив отношение мощности в зацеплении Nps к подводимой
мощности No через cpi, получим основную формулу для определе-
ния к. п. д. любой планетарной коробки передач:
По. = 1 - S (1 - Лг) cpl. (IV. 16)
Если рассматриваемая планетарная передача состоит только
из трехзвенных механизмов, то пользование формулой (IV. 16)
может быть значительно упрощено; поскольку в этом случае для
обоих полюсов одного и того же трехзвенного механизма коэффи-
циенты ср^ будут одинаковы. Следовательно, для подсчета к. п. д.
т)0х будет достаточно определить только один, вычисляемый наибо-
лее просто коэффициент ср. для каждого нагруженного Z-го пла-
нетарного ряда. Вычисленный таким образом коэффициент отно-
сительной мощности по номеру рассматриваемого ряда обозна-
чается через ch
Для доказательства этого положения рассмотрим трехзвенный
механизм, представленный на рис. IV. 1, е. Основное уравнение
кинематики этого механизма может быть записано в виде
•3 __ (Ох—СОз
I 1 Л " Л/ •
12 <Оа —<О3 Г4,Г!
Поскольку сателлит находится в равновесии, внутренние окруж-
ные усилия Ptl — —Рг и Р4'2 = —Р2, приложенные соответ-
ственно к шестерням 4 и 4', должны давать относительно оси са-
т pi г4'
теллита сумму моментов, равную нулю. Тогда — — •
С учетом этого предыдущее равенство можно написать в виде
Р1 (оц — <о8) _ г2
Ра(<02 — <Вз) >1 ’
освобождаясь от знаменателя, получим
, Р1Г1 (®i — ®3) = — Р2г2 («>2 — ®з). (IV. 17)
или на основании (IV. 14) и (IV. 15)
^4 = -^.
Знак минус в уравнении (IV. 17) во внимание может не прини-
маться, так как мощности в зацеплении используются для опре-
деления потерь, а последние отрицательными быть не могут.
Следует еще раз подчеркнуть, что рассмотренное положение
относительно коэффициентов с(- не будет справедливо в случае,
когда сателлит одновременно находится в зацеплении с тремя
нагруженными колесами.
164
Итак, порядок вычисления к. п. д. планетарной передачи мето-
дом мощности в зацеплении следующий:
а) используя" зависимость (IV.6) и соответствующие уравне-
ния связи, определить числа оборотов основных звеньев рассма-
триваемой КП;
б) по формулам (IV. 10) с учетом исходных данных по нагрузке
определить внешние крутящие моменты, приложенные к основ-
ным звеньям КП;
в) с помощью зависимости (IV. 14) или (IV. 15) для каждого
нагруженного планетарного ряда КП вычислить коэффициенты
Nps
относительной мощности cL = —
г) определить к. п. д. планетарной передачи т)ох на рассматри-
ваемом режиме работы, приняв т] х=0,97-4-0,98 и т] 2=0,98-4-0,99:
Т]о* = 1 — (2 — Th — Т]2) = 1 — (0,03-7-0,05)
Теперь становится очевидным, что метод мощности в зацепле-
нии для определения к. п. д. планетарных передач наиболее
удобно использовать в тех случаях, когда требуется произвести
полный кинематический анализ КП с определением всех ее па-
раметров.
Рассмотренный метод является приближенным^ так как вели-
чины крутящих моментов, передаваемых основными: звеньями КП,
первоначально определяются ^з^^чета сил ^трения, что может
быть допустимо лишь при достаточно высоких значениях т)х и т]2.
Величина т]0£ при этом получается несколько заниженной и оди-
наковой независимо от взаимного обращения ведущего и ведомого
валов. Поэтому для исследования вопросов самоторможения рас-
смотренный метод депди годен. 7
Метод проф. М. X Крейнеса. Названный метод в своей основе
имеет те же предпосылки, что и метод мощности в зацеплении.
Это позволяет к. п. д. планетарной передачи определять через
к. п. д. обыкновенной зубчатой передачи.
Обозначим: /ох =— =------— кинематическое передаточ-
(Ох М 0
ное отношение механизма, в котором подводимые извне крутящие
моменты удовлетворяют условиям равновесия, составленным без
ние механизма, в котором подводимые извне крутящие моменты
удовлетворяют условиям равновесия, составленным с учетом сил
трения.
Тогда, согласно определению, к. п. д. в общем случае является*
частным от деления силового передаточного отношения механизма
на его кинематическое передаточное отношение:
^Мх ___ ЫхМх ___ Мх __ ipx
со0М0 ®хМх Мх iox •
(IV. 18)
165
Рассмотрим сначала пару шестерен, представленную на
рис. IV.3, а. Вращение ведущей шестерни происходит в сторону
подводимого к ней извне крутящего момента, а ведомой — в сто-
рону, противоположную направлению действия внешнего момента.
В рассматриваемом случае от внешнего момента Мх в зубчатом
зацеплении возникают усилия Р12иР21, определяющие направле-
ние внешнего момента М2. Шестерня 1 — ведущая, шестерня 2 —
ведомая и поток мощности направлен снизу вверх. Следовательно,
баланс мощности с учетом потерь имеет вид
Рис. IV.3. К определению к. п. д. зубчатых
механизмов
= М2(о2 =
Внешние моменты М х
и М2 рассматриваются
с учетом сил трения, а по-
м2 -
тому отношение-^ = — z12
является силовым переда-
точным отношением меха-
низма. Отсюда следует, что
Ж Gk n- -1 * °2 1
Л?! ^2 ь м2 <*>1 ’ П ’
или
Н 2 — 12Л ’> ^21 — 2 1Л 1
Следовательно, если кинематическое передаточное отношение z12
берется в направлении потока мощности, то силовое передаточное
отношение z12 получается умножением кинематического на т),
а если против направления потока мощности — на т]”1, т. е. знак
показателя степени при т] определяется знаком произведения М
Совершенно очевидно, что это положение справедливо и для
сколь угодно сложной передачи, так как соотношение М2(о2 =
=М iio хТ)^1 не зависит от преобразований внутри коробки и
разница будет лишь в величине к. п. д. Убедимся в этом из рас-
смотрения условий равновесия трехзвенного механизма, пред-
ставленного на рис. IV.3, б.
Анализу подлежит находящийся в равновесии механизм, для
которого можно пренебречь всеми силами трения, кроме сил тре-
ния в зацеплениях сопряженных зубчатых колес. При установив-
шемся движении угловые скорости основных звеньев механизма
постоянны, угловые ускорения равны нулю и, следовательно,
постоянна сумма моментов количеств движения относительно не-
подвижной в пространстве оси. Поэтому производная по времени
от суммы моментов количеств движения, равная сумме моментов
внешних сил, равна нулю. Указанных моментов внешних сил
всего три, и рассматриваются они с учетом наличия сил трения
166
в зубчатых зацеплениях. Это дает возможность определить первое
условие равновесия рассматриваемого трехзвенного механизма:
Mx+M2 + M3 = 0. (IV. 19)
Соотношения моментов, передаваемых основными звеньями
любого планетарного механизма, не зависят от угловых скоростей
этих звеньев, а, значит, их угловые скорости можно увеличить
на величину, равную и противоположно направленную угловой
скорости водила. В полученном приведенном механизме водило
будет неподвижным, а угловые скорости солнечной шестерни и
эпицикла станут равными соответственно сох—со3 и со2—со3,
т. е. равными относительным угловым скоростям в истинном ме-
ханизме. При этом соотношение передаваемых моментов останется
неизменным. При составлении условия равновесия приведенного
механизма необходимо рассмотреть два возможных случая:
1) ведущим звеном в механизме является солнечная шестерня,
тогда
Мг (©! — ®з) т|0 + М2 (<1)2 — <d3) = 0; (IV.20)
2) солнечная шестерня является ведомым звеном, тогда
Мг (<х>! — <в3) + М2 (со2 — <03) По = о. (IV.21)
Имея в виду, что внутреннее передаточное отношение механизма
ii2 = к = 0)1 ~~0)8 , уравнения (IV.20) и (IV.21) можно пере-
(02 —
писать соответственно в виде:
+ ЛГ2 = 0; + М2 = 0. (IV.22)
Здесь т]0 = г]1Т]2 — к. п. Д- приведенного механизма, равный
произведению соответствующих к. п. д. зубчатых зацеплений
сопряженных колес. Показатель степени при т]0 зависит от того,
какое из звеньев в приведенном механизме является ведущим.
Последнее, в свою очередь, легко определяется знаком произве-
дения Л1Х (сох—со3) аналогично рассмотренной паре шестерен
(см. рис. IV.3, а).
Запишем уравнения (IV.22) в виде
Мхк + М2 = 0, (IV.23)
где к = кт]о — силовое внутреннее передаточное отношение трех-
звенного механизма; х = signAlx((ox— со3), т. е. определяется
знаком произведения момента на относительную угловую скорость:
х = +1 при Л1х((ох — со3) >0их = —1 при М1 (сох — со3) < 0.
Уравнения (IV. 19) и (IV.23) представляют собой условия рав-
новесия трехзвенного механизма, выведенные с учетом сил тре-
ния в зубчатых зацеплениях. Приняв т]0 = 1, получим условия
равновесия механизма без учета указанных сил трения.
167
Для того же трехзвенного механизма рассмотрим другой уста-
новившийся режим работы, характеризующийся угловой ско-
ростью со2 = 0. Очевидно, что в этом случае мощность будет пере-
даваться, например, от солнечной шестерни к водилу при оста-
новленном эпицикле как в относительном, так и в переносном
движении. Ранее отмечалось, что потери в зубчатых зацеплениях
обусловливаются только относительной мощностью, определяемой
произведением Л11((о1—со3), в то время как вся передаваемая
мощность составляет AGiOi. Следовательно, с учетом потерь в зуб-
чатых зацеплениях баланс мощности для рассматриваемого слу-
чая имеет вид
Л^1(®1 — со3) т)о + Al x(o3 + Л13(о3 = 0. (IV.24)
Принимая во внимание, что co2 = 0, и разделив каждый член
равенства (IV.24) на со3, получим
Мх(-^| -1)ло + М1-ЬМ3 = О.
' °з 1(о2==о /
Отношение — = 1 — к, что легко может быть под-
w3L2=o
тверждено преобразованием равенства (IV.23). Следовательно,
— /VfjKTjo 4~Л11~|-Л4з = 0,
или
Мх(1 — к) + М3-0. (IV.25)
Из сравнения равенств (IV.9), (IV. 10), (IV. 19) и (1У.25)можно
сделать следующие важные выводы.
1. Уравнения, характеризующие условия равновесия трех-
звенного механизма и выведенные с учетом сил трения в зубчатых
зацеплениях, отличаются от соответствующих уравнений, выве-
денных без учета сил трения, только силовым внутренним пере-
даточным отношением трехзвенного механизма к = кт]о, т. е.
только постоянными коэффициентами.
2. Зависимости, выведенные для отдельного планетарного
ряда, полностью справедливы и для каждого ряда, составляющего
сложную планетарную передачу. Следовательно, некоторая си-
стема уравнений, характеризующая установившийся режим ра-
боты сложной многорядной КП и составленная с учетом сил тре-
ния в зубчатых зацеплениях, отличается от аналогичной системы
уравнений, составленной без учета сил трения, опять-таки только
силовыми внутренними передаточными отношениями соответ-
ствующих трехзвенных механизмов Kt =
3. Для многорядной планетарной КП легко определить сило-
вое передаточное отношение /ох, которое можно рассматривать
как кинематическое передаточное отношение некоторой сложной
многорядной передачи, получаемой из исследуемой при замене
168
в последней внутренних передаточных отношений Kt на изменен-
ные значения kl. Иными словами, если кинематическое передаточ-
ное отношение zox является некоторой функцией внутренних пе-
редаточных отношений кь то силовое передаточное отношение
выражается той же функцией от внутренних силовых передаточ-
ных отношений
4. Согласно зависимости (IV. 18), к. п. д. любой планетарной
передачи может быть определен как частное двух значений неко-
торой функции от внутренних передаточных отношений Kt и кь\
__ f • • •> Кп) /т\7 9£\
Пол- - К*..., Кп) V •
Проф. М. А. Крейнес показал, что для значений т]0 близких
к единице (а именно это нас и интересует) нахождение к,- = кгг)ог
всегда возможно и сводится к однозначному определению показа-
теля степени хг по предложенной им формуле
x^sign-p-.-^S (IV.27)
l0X UKt
Выше отмечалось, что знак показателя степени xt опреде-
ляется знаком произведения М± ((ох — co3), поэтому пользоваться
зависимостью (IV.27) можно лишь тогда, когда момент имеет
тот же знак, что и момент Мг. А это и имеет место при значе-
ниях т]0 близких к единице.
В заключение приведем порядок определения к. п. д. много-
рядного планетарного механизма методом проф. М. А. Крейнеса:
а) используя основные уравнения кинематики (IV.6) и соот-
ветствующие уравнения связи, определить iQx = - = f
б) согласно зависимости (IV.27) найти значения
в) определить силовые внутренние передаточные отношения
соответствующих планетарных рядов =
г) подсчитать силовое передаточное отношение всего меха-
низма 70х = f (7Z);
д) согласно уравнению (IV.26), определить к. п. д. исследуемой
планетарной передачи на рассматриваемом режиме ее работы.
Рассмотренный метод определения к. п. д. получил широкое
применение на практике. Особенно удобно использовать его при
предварительном сравнении и отбраковке различных кинемати-
ческих схем КП по к. п. д.
Интересно, что метод проф. М. А. Крейнеса и метод мощности
в зацеплении в своей основе тесно связаны между собой и могут
быть выражены общей зависимостью, которую приведем здесь
без доказательства:
С. — Nps __ (ш1/ <°3/) __ , di ox zjy 28)
1 No — M0(d0 iox ' dKi ' ' ’ 7
169
§ 4. ПЛАН УГЛОВЫХ СКОРОСТЕЙ ПЛАНЕТАРНОЙ КОРОБКИ
ПЕРЕДАЧ С ДВУМЯ СТЕПЕНЯМИ СВОБОДЫ
Уравнение (IV.5) может быть записано в виде
(0D lnc№a = (1 ioa) (IV.29)
Отсюда следует, что у любого дифференциального механизма су-
ществует линейная зависимость между угловыми скоростями его
основных звеньев. Эту зависимость в общем виде можно пред-
ставить следующим образом:
ар(др + aqaq + аг(дг = 0. (IV.30)
Рассматриваемые нами механизмы допускают режим работы,
соответствующий блокировке звеньев и характеризуемый соот-
ношением
(0р = (i)q = (дг = со0 =£ 0,
откуда вытекает зависимость между коэффициентами:
аР + aq + аг = 0. (IV.31)
Приведенные уравнения записаны в общем виде, а потому
рассматриваемые звенья р, q и г могут быть любыми звеньями
некоторой планетарной передачи. Пусть, например, звено р будет
ведущим звеном передачи, звено q — ведомым, а звено г — тор-
мозным элементом управления. Тогда при любой кинематической
схеме связь угловых скоростей ведущего (индекс 0),_ ведомого
(индекс_ %Х- и любого из тормозных звеньев Jhh^ г) согласно
уравнению (IV.29) может быть представлена в виде
% - 1оЛ = 0 - l0x) V-32)
где /ох — передаточное отношение, устанавливаемое в КП при
остановленном тормозном звене г.
Число различных уравнёнии~'(1У.32) равно, очевидно, числу
тормозных элементов управления, входящих в коробку передач.
Ранее мы условились принимать угловую скорость ведущего
звена (оо = 1. Тогда получим
1 + (»0х - 0 = to’
ИЛИ
= . (IV.33)
10х ““ 1 lQx ~ 1
Уравнение (IV.33) выражает собой зависимость угловой скорости
некоторого тормозного звена сог от угловой скорости ведомого
звена (ох, которая в прямоугольной системе координат (ог0<ох
представляет прямую линию вида у = ах — Ь.
Возьмем названную систему координат и построим в ней гра-
фики со = сог = f (coj, где г = 1, 2, 3, . . ., (—1).
170
Для рассматриваемых механизмов существует режим блоки-
ровки звеньев, характеризуемый равенством cor = сох = соо = 1.
Это позволяет сделать вывод, что любая прямая cor = f (сох)
в принятой системе координат проходит через масштабную точку,
называемую единичной точкой плана (точка е на рис. IV.4). Кроме
того, из уравнения (IV.33) видно, что при остановке тормозного
барабана г, т. е. при сог = 0, имеем сох = (точка
C0r — СО х).
а при co
= со2; точка с при cor = co_f, точка d при
1
При cox = 04
получаем сог = —(соот-
ветственно точки Л, С и D).
Следовательно,
щая нас
отсекает
1
зок —,
10х
отрезок
интересую-
прямая cor = f (сох)
на оси абсцисс отре-
а на оси ординат —
U>0
U)o = 1
ведомого звена cox; прямая
Рис. IV.4. Общий вид плана
угловых скоростей планетар-
ной передачи с двумя степе-
нями свободы
1 ~~ Ч)х
На рис. IV.4
принципиальное
плана угловых
с обозначением соответствую-
щих точек. Прямая со = со х
представляет собой зависи-
мость угловой скорости тор-
мозного барабана замедлен-
ной передачи от угловой скорости
со = со 2 — то же самое для ускоренной передачи, а со = со_х —
для заднего хода.
План угловых скоростей позволяет определить возможные
передачи в
передачах.
приведено
построение
скоростей
КП, а также угловые скорости всех ее звеньев на этих
Так, точка с [; (Й соответствует режиму ра-
\ /
1
боты КП
на передаче заднего хода; точки
а (-4— ; (Й и
\ £°х /
и замедленной
d [-гр- ; о\ — соответственно на ускоренной
передачах; точка b (1; 0) — на прямой передаче. Величины орди-
нат от названных точек до рассматриваемых прямых равны угло-
вым скоростям соответствующих тормозных барабанов в режиме
работы КП, характеризуемом рассматриваемой точкой. Например,
отрезок dd2 равен выраженной в долях соо угловой скорости со2
тормозного барабана на замедленной передаче, отрезок
то же самое для тормозного барабана на передаче заднего
ссх — для ведомого звена х на передаче заднего хода и
CCi —
хода,
т. д.
171
Наибольшие угловые скорости тормозных барабанов не зависят
от анализируемой схемы, а определяются толькб заданными пере-
даточными числами КП. Увеличить или уменьшить угловые ско-
рости звеньев можно лишь изменением передаточных чисел.
Наибольшие угловые скорости получают те звенья КП, остановкой
которых осуществляется ближайшая к прямой передача.
Используя план угловых скоростей, легко определять внутрен-
нее передаточное отношение любого трехзвенного механизма.
На рис. IV.5, а приведен план угловых скоростей некоторых
звеньев р, q и г. Рассмотрим отношение направленных отрезков
Рис. IV.5. Определение по плану угловых скоростей внутреннего
передаточного отношения трехзвенного механизма и относительных
угловых скоростей сателлитов
qp и qr. Это отношение, очевидно, является величиной постоянной,
не зависящей от положения проведенной нами вертикали тт.
При этом отрезок qp = сор — а>^, а отрезок qr = cor —
Следовательно, можно заключить, что между угловыми скоростями
трех звеньев р, q и г устанавливается постоянное не зависящее
от (ох соотношение вида
= = = const. (IV.34)
qr (dr'—fdqCB ' 1
Сравнивая уравнения (IV.3) и (IV.34), легко установить, что
в последнем из них отношение можно рассматривать как вну-
треннее передаточное отношение трехзвенного механизма от
звена р к звену г при остановленном звене qf т. е. оно является
V ‘ Г \
параметром к трехзвенного механизма со структурой — где
р — солнечная шестерня, г — эпицикл, q — водило. Иначе го-
воря, параметр к рассматриваемого механизма равен отношению
двух соответственно направленных отрезков оси ординат. Началом
каждого из этих отрезков служит точка пересечения оси ординат
172
с прямой со = f (cox), являющейся графиком водила, а концами
служат точки пересечения ее с графиками остальных двух звеньев.
Очевидно, что из трех звеньев можно составить шесть различ-
ных по структуре и параметру к трехзвенных механизмов. Па-
раметр к может быть как положительным, так и отрицательным —
в зависимости от того, какое из звеньев принять за водило. Это
ясно видно из плана угловых скоростей (рис. IV.5, а). При = О
соответствующие отрезки направлены в одну сторону от звена q
и, следовательно,
л = к = I
Р «г 1®^=°
То же самое получим и при (ор = 0. Если же за водило при-
нять звенот, то соответствующие отрезки имеют разное направле-
ние относительно звена г, а потому
ir =к = -52е-| <0.
РЧ I® =о
0.
К свойствам рассматриваемого плана угловых скоростей сле-
дует отнести также возможность графического изображения отно-
сительной угловой скорости сателлита, вычисляемой согласно
зависимости (IV.8):
o)4Z = А и (ши — ®3Z) = A (o)2Z — <o3Z).
Здесь Аи и Л2(-— постоянные коэффициенты; ®1Z = /х (®J,
®2i — h (®x) и — fa (<M в выбранной системе координат пред-
ставляют собой некоторые уравнения прямых, отличающиеся
только постоянными коэффициентами. Следовательно, и o)4Z =
= ft (®х) также является уравнением прямой линии, для графи-
ческого изображения которой достаточно найти любые две точки,
отвечающие ее уравнению. В качестве одной из них удобно ис-
пользовать точку d на оси абсцисс (рис. IV.5, б), соответствующую
прямой передаче. Этот режим работы характеризуется равенством
угловых скоростей всех основных звеньев механизма (<»0 = ®р =
= = сог = со*), а потому любая разность ®xZ — w3Z всегда
будет равна нулю. Следовательно, в режиме прямой передачи
относительные угловые скорости сателлитов всех планетарных
рядов равны нулю, а значит, и все прямые co4Z = f4 (<ох) проходят
через общую точку d.
Вторую точку Qit принадлежащую прямой <o4Z = /4 (co*),
можно легко подсчитать в режиме <лх = 0, так как угловые ско-
рости основных звеньев любого планетарного ряда в этом случае
будут определяться уже известными из построения плана
(рис. IV.5, б) ординатами точек А, В, С, D и т. д.
Прямые, проведенные через точку d и точки Qx, Q2, Q3 и т. д.
(рис. IV.5, б), будут представлять собой графическую зависи-
мость относительных угловых скоростей сателлитов соответствую-
щих планетарных рядов от угловой скорости ведомого звена х.
173
Из рассмотрения рис. IV.5, б видно, что максимальных зна-
чений относительные угловые скорости сателлитов co4Z достигают
в режиме работы, соответствующем передаче заднего хода, и
определяются отрезками aqt. В отдельных случаях опасным ре-
жимом может оказаться мало отличающаяся от /ох = 1 ускорен-
ная передача. Это учитывается при изложении синтеза планетар-
ных КП.
Следует также отметить, что согласно зависимости (IV. 13)
момент трения блокирующего фрикциона зависит от того, какие
два звена механизма блокируются при его включении. Наимень-
ший момент будет передавать фрикцион, соединяющий те два
звена, между которыми на стоянке машины устанавливается
наибольшая относительная угловая скорость. Это ясно видно из
плана угловых скоростей (рис. IV.5, б), согласно которому макси-
мальная величина угловой скорости фрикциона (Оф = со0 — со^,
определяемая разностью угловых скоростей блокируемых звеньев,
соответствует в принятом масштабе отрезку CD. При любом дру-
гом варианте установки блокирующего фрикциона, например
между звеньями 0 и г, х и q и т. д., момент трения фрикциона
Мф =—7И0— I увеличится, поскольку уменьшится ве-
|(Ох=о
личина (Оф, определяемая соответственно отрезками BD, ОС и т. д.
Однако нужно всегда иметь в виду, что при использовании фрик-
ционов, работающих в масле, барботажные потери сильно зависят
от угловых скоростей соф выключенных фрикционных элементов,
поэтому далеко не всегда бывает целесообразно использовать ва-
риант постановки блокирующего фрикциона с минимальным зна-
чением Мф.
Для определения тормозных моментов формула (IV. 13) может
быть несколько преобразована. Поскольку угловые скорости тор-
мозных барабанов при сох = 0 определяются ординатами соответ-
ствующих точек Л, В, С и т. д., то .
Подставляя (IV.35) в (IV. 13), получим выражение для тормоз-
ного момента планетарной коробки передач с двумя степенями
свободы:
Mq = MT = (il- 1)MO. (IV.36)
Это уравнение показывает, что моменты тормозов зависят только
от передаточных чисел коробки и не зависят от ее схемы.
Описанный план угловых скоростей и его свойства имеют ре-
шающее значение при синтезе планетарных передач с двумя сте-
пенями свободы, позволяющем выбирать для заданных передаточ-
ных чисел оптимальную схему коробки передач.
174
§ 5. СИНТЕЗ ПЛАНЕТАРНЫХ ПЕРЕДАЧ С ДВУМЯ СТЕПЕНЯМИ
СВОБОДЫ
Исходными данными для построения оптимальной кинемати-
ческой схемы планетарной КП должны являться заданные пере-
даточные числа z‘i, /ц, . . z-ь В этом случае легко строится
план угловых скоростей. Используя свойства этого плана, можно
проанализировать все возможные схемы КП и выбрать из них
оптимальную по параметрам Kt используемых трехзвенных меха-
низмов, максимальным числам оборотов сателлитов n4 тах, вели-
чине к. п. д’ т]0х и сложности компоновки схемы. С этой целью
производят следующее.
В системе координат соО(ох по оси ординат откладывают в вы-
х .11 1
бранном масштабе величины —.—т-, -=—т— , . . ., —=----:— и
г ~ 1 — ч 1 — Гц 1—^-1
через полученные точки и единичную точку плана проводят пря-
мне ®1 = /1(®х), ®2 = f2 (®х), . . ®s.x = (®х),
которые являются графическим изображением связи между угло-
вой скоростью соответствующего тормозного барабана 1, 2, . . ., —1
и угловой скоростью ведомого звена х при соо = const. Получен-
ный таким образом план угловых скоростей позволяет произвести
отбраковку возможных трехзвенных механизмов по величине
параметра к.
Число разноименных основных звеньев, включая ведущее О
и ведомое х, в планетарной КП с двумя степенями свободы состав-
ляет тт + 2, где тт — число тормозных элементов управления,
равное числу отличных от единицы передач в КП. Из основных
звеньев можно составить следующее число отличных друг от друга
простейших трехзвенных механизмов
— (тг + 2) (тт+ 1) тт
' 3!
из них первоначально отбраковываются те, для которых
(1,4) 1,5 < | к\ < 4,0 (5,0).
В скобках стоят величины допустимые, но не желательные по
конструктивным соображениям.
Структура трехзвенных механизмов определяется однозначно,
если использованию подлежат только простейшие планетарные
ряды с отрицательными параметрами к. В этом случае из трех
рассматриваемых звеньев за водило -принимается то, луч которого
на плане угловых скоростей расположен между двумя другими
лучами. Солнечной_щестерней будет то звено, луч которого от-
стоит дальше от луча водила' при измерении по оси ординат, что
соответствует |к| > 1,0.
Указанная отбраковка трехзвенных механизмов производится
в табличной форме, приведенной в рассмотренных ниже примерах.
Затем подвергают отбраковке по относительным угловым ско-
ростям сателлитов со41- те из числа возможных трехзвенных меха-
175
низмов, которым была дана положительная оценка по величине
параметра Как указывалось выше, максимальных значений со4£-
достигает в режиме работы КП, соответствующем заднему ходу
или ускоренной передаче. На указанных режимах согласно зави-
симости (IV.8) и определяются величины co4Z, для чего исполь-
зуются значения Kt по данным предыдущей отбраковки и соответ-
ствующие величины угловых скоростей основных звеньев из имею-
щегося плана. Иногда анализ величин со4/ производят в режиме
работы КП, соответствующем стоянке машины, т. е. при о)х = О,
что сделать несколько проще. В любом случае отбраковку следует
производить так, чтобы для любых исходных данных выполнялось
условие со4тах 500-4-700 рад/с (п4тах 5000-4-7000 об/мин).
В результате указанного анализа из числа возможных трех-
звенных механизмов будет выделено некоторое количество s пла-
нетарных рядов, пригодных для построения искомой кинематиче-
ской схемы КП. Окончательный результат отбраковки трехзвен-
ных механизмов представляется в отдельной таблице, пользуясь
которой строят все возможные кинематические схемы КП и произ-
водят окончательную оценку их по сложности компоновки, а за-
тем по величине к. п. д. т]ох на используемых режимах работы.
В зависимости от общей компоновки машины возможны два
варианта планетарной КП (одно- или двухблочная), что должно
учитываться при отыскании ее оптимальной кинематической
схемы. В обоих случаях для построения схемы должно быть ис-
пользовано определенное количество z планетарных рядов.
Каждому планетарному ряду в схеме будет соответствовать
некоторое трехчленное уравнение, аналогичное зависимости (IV.6).
Получаемая таким образом система из z уравнений должна ре-
шаться совместно с уравнениями связи, количество которых равно
числу степеней свободы механизма. Поэтому общее число уравне-
ний должно быть равно числу переменных, а следовательно, и
числу разноименных основных звеньев механизма тт + 2. Тогда
для любого варианта компоновки КП с двумя степенями свободы
легко установить необходимое количество планетарных рядов
z = тт. (IV.37)
Одноблочная планетарная коробка передач имеет
соосные ведущий и ведомый валы, используемые трехзвенные ме-
ханизмы закомпонованы в единый блок, собранный на грузовом
валу. Следовательно, в этом случае окончательному анализу
будут подлежать принципиально различные кинематические
схемы КП, количество которых определится числом сочетаний
4 Qtnr _ S (s — 1) . . . (s-~/nr+ 1)
s тт\
Следует иметь в виду, что часто не все из указанных сочетаний
пригодны для построения искомой кинематической схемы КП.
Сочетания трехзвенных механизмов, в структуре которых отсут-
176
ствует хотя бы одно из основных звеньев 0, х, 1, 2, . . —1,
должны быть отброшены и во внимание не принимаются.
Двухблочная планетарная коробка передач собрана
также на грузовом валу, но представляет собой два различных
блока, разделенных конической передачей. В качестве общих
основных звеньев в обоих из них используются только ведущее О
и ведомое х звенья, имеющие взаимно перпендикулярные оси вра-
щения. Общих тормозных элементов, входящих в левый и правый
блок, нет, поэтому в каждом из них осуществляется своя группа
передач. С целью создания симметричной конструкции каждый
блок по возможности компонуется из равного количества плане-
тарных рядов. Прямая передача, как и ранее, осуществляется
использованием блокирующего фрикциона, включаемого в схему
КП из конструктивных соображений с учетом момента трения Мф.
Таким образом, для коробки передач, осуществляющей, на-
пример, шесть некоторых режимов работы, исключая режим бло-
6-5*4
кировки, может быть рассмотрено = 20 различ-
ных вариантов построения каждого блока. Однако при этом 10
некоторых вариантов будут отличаться от других 10 лишь тем,
что правый блок станет левым, а левый — правым. Следовательно,
исследованию подлежат только 10 вариантов, представленных
в табл. IV.2. Каждая цифра таблицы соответствует индексу тор-
мозного элемента^ управления, входящего только в указанный
блок коробки передач.
Таблица IV.2. Варианты построения двухблочной КП при шести режимах
работы, исключая режим блокировки
№ варианта Элементы управления, входящие в блок № варианта Элементы управления, входящие в блок
Левый Правый Левый • Правый
1 1; (-1); 2 3; 4; 5 6 1; 2; 4 (-1); 3; 5
2 1; (-D; 3 2; 4; 5 7 1; 2; 5 (-1); 3; 4
3 1; (-1); 4 2; 3; 5 8 1; 3; 4 (-1); 2; 5
4 1; (-1); 5 2; 3; 4 9 1; 3; 5 (-1); 2; 4
5 1; 2; 3 (—1); 4; 5 10 1; 4; 5 (-1); 2; 3
При большем (или меньшем) числе передач исследование воз-
можных вариантов построения левого и правого блоков произво-
дится аналогично.
Пример 1. Выберем оптимальную кинематическую схему одноблочной пла-
нетарной коробки передач с двумя степенями свободы для следующей гаммы
передаточных чисел: fj = 5,35; "Li = 3,06; цп = 1,75; йу = 1,00; Гу = 0,76;
Li = —5,50.
12 н. А. Носов - 177
Основные операции синтеза производим в следующей последовательности.
1. В системе координат coq(dx строим план угловых скоростей основных
звеньев проектируемой КП (рис. IV.6). Для этого выбираем масштаб чертежа,
определяемый положением единичной точки плана е (1; 1), и на оси (о наносим
точки Л, В, С, D, F, ординаты которых соответственно равны:
______1
1 — 11
1
1*11
1
1 Чп
1
1 — /у
1
1 ““ *-1

1
1 — 3,06
1
1 — 1,75
= — 0,485;
1
1 — 0,76
1
1 + 5,5
—1,330;
4,180;
= 0,154.
Через названные точки и единичную
точку плана е проводим прямые о)=(о1,
со= (о2, . . ., со = ш_х, которые вместе
с прямыми со = (Ок и (О“ (Оо согласно
зависимости (IV.33) представляют со-
бой графическое изображение связи
между угловыми скоростями основных
звеньев искомой коробки передач.
Поскольку требуется осуществить
пять режимов работы, отличных от
прямой передачи, то тт — 5. Для по-
лучения передачи tox = 1 достаточно
любым из возможных вариантов осу-
ществить блокировку двух основных
звеньев. Следовательно, можно заклю-
чить, что на рис. IV.6 представлен план
угловых скоростей искомой КП, воз-
можные режимы работы которой пол-
ностью соответствуют заданной гамме
передаточных чисел.
2. Составляем возможные трех-
звенные механизмы, количество кото-
рых определяется числом сочетаний
7*6*5
С? I 9 = С$ = -^75 = 35. Указанные
‘ 1*2*3
сочетания из имеющихся семи основ-
ных звеньев 0, х, 1, 2, 3, 5, — 1 приве-
дены в табл.IV.3.
3. Производим отбраковку назван-
ных трехзвенных механизмов по вели-
чине параметра к.
Структуру каждого механизма определяем из условия использования только
простейших планетарных рядов. Для этого выбираем^одилом то звено из трех
рассматриваемых, луч которого на плане угловых скоростеТрасположен между
двумя другими лучами, что соответствует условию к + 0. То звено, луч которого
отстоит дальше от луча водила, является щднечной.шестерней рассматриваемого
ряда, что соответствует условию |к|^> 1,0. ~
Из конструктивных соображений для абсолютной величины параметра к
пригодных планетарных рядов задаем следующие пределы: \
1,5 < | к | < 4,0.
178
Таблица IV.3. Отбраковка возможных трехзвенных механизмов по
параметру к
Механизм Уравнение связи угловых скоростей к Структура механизма Оцен- ка
0x1 0x2 0x3 0x5 Ох (—1) 012 013 015 01 (-1) 023 025 02 (-1) 035 03 (-1) 05 (-1) х12 х13 х15 15 • з11 <00 —(Ох _ 1 —0 (Ох — (дх —0,23 — 0 (Ор — (Ох = 1—0 . <о2 — (Ох —0}485 — 0 (Оз — (Ох _ —1,33 — 0 (о0 — (Ох 1 — 0 (05 — (о0 _ 4,18 — 1 (Ох *’ (Ор 0 1 (О0 — (o_i _ 1 — 0,154 (Ох—(о_х 0 — 0,154 (ор — (ох 1 4~ 0,23 (о2 — (Oi —0,485 + 0,23 (ор — (ох 1 0,23 (Од —(ох —1,33 -р 0,23 (о5 — (оо __ 4,18 — 1 (ох — (о0 —0,23 — 1 (оо — (о_х _ 1 — 0,154 (Ох — (о_ 1 —0,23 — 0,154 (ор — (о2 1 0,485 (О3 — (о2 —1,33 —0,485 (о5 — (оо _ 4,18 — 1 (о2 — (Ор —0,485 — 1 (оо — (o_i _ 1 — 0,154 со2 — со_х —0,485 — 0,154 (о5 — (о0 __ 4,18 — 1 (О3 — (Ор —1,33—1 (03 — (О-1 _ —1,33 — 0,154 (о0 — (О-х 1—0,154 (О5 — (Ор _ 4,18 — 1 (о_х—(о0 0,154—1 (о2 — (Ох —0,485 0,23 (Ох — (Ох 0 0,23 (О3 — (Ох —1,33 —0,23 (Ох — (Ох 0 4“ 0,23 (Об — (Ох 4,18 — 0 (Ох — (Ох —0,23 — 0 —4,35 —2,06 —1,33 —3,18 —6,15 —4,83 —1,12 —2,58 —.2,2 —1,76 —2,14 —1,34 —1,36 — 1,39 —3,76 -1,11 -4,8 —18,1 1 о х 2 о х 4х 4° 4<-'> 4> 4- 4° 4<-ч 42 4» 4<-i> 4» 4(-'> V» 4> 41 4х + + + + + 4
12*
179
Продолжение табл. IV.3
Механизм Уравнение связи угловых скоростей к Структура механизма Оцен- ка
Х1 (-1) (0Х — (£>Х —0,23 — 0 —1,49 -Ы>Х
(0-1 — (Ох 0,154 — 0 1 х
х23 (03 — (02 —1,33 + 0,485 —1,74 — 2 +
(0х—(02 0 + 0,485 3
%25 (О5 — (Ох 4,18 — 0 —8,6 2 - V
(О2 — (Ох —0,485—0 5
х2 (—1) (02 —(Ох —0,485 — 0 —3,15 +
(О_1 — (Ох 0,154-0 2 Х
%35 (0,5 (Ох _ 4,18 — 0 —3,14 3 У +
(03 —(Ох —1,33 — 0 5
хЗ (—1) (Оз — (Ох (0_i — (Ох __ —1,33—0 - 0,154 — 0 —8,65 -Ы>х 3 х —
х5(—1) (05 — (0_i _ 4,18 — 0,154 —26,0 сл| н 7
(Ox (0_i 0 — 0,154
123 (Оз — (02 _ —1,33 + 0,485 —3,31 4-2 +
(01 —(02 —0,23 + 0,485
125 <05 —<01 _ 4,18+0,23 — 17,3
(02 — (Ох —0,485 + 0,23 5 1
12 (-1) (0-1 — (°1 _ 0,154 + 0,23 -1,5 _2_i
(°2—(01 ~~ —0,485 + 0,23 (-1)
135 (05 — (01 _ 4,18+0,23 —4,01 со |ш
(Оз — (01 —1,33 + 0,23
13 (-1) (Оз —(01 —1,33 + 0,23 —2,86 1=1)! 4-
(0_i — (01 0,154+0,23 3 1
15 (-1) (05 — (0-1 4,18 — 0,154 —10,5 т'-'>
(01 — (0-! —0,23 — 0,154
235 (Об —(°2 _ 4,18 + 0,485 —5,5 А2
(03 — (02 —1,33 + 0,485 5
23 (-1) (Оз —(02 __ —1,33 + 0,485 — 1,32 ±zl)2
(0-1 — (02 0,154+ 0,485 3
25 (-1) (Об — (0-1 _ 4,18 — 0,154 —6,25 сл| ю т .
(02 — (0_1 —0,485 — 0,154
35 (-1) (05 — (0-1 _ 4,18 — 0,154 —2,71 (—1) +
(03 — (0_1 -1,33-0,154 5 1 ’
180
Для примера рассмотрим подробно первый трехзвенный механизм 0x1.
Пользуясь планом угловых скоростей, представленным на рис. IV.6, легко
выполнить названные выше условия. Для этого в качестве водила рассматривае-
мого ряда следует взять звено х, солнечной шестерней будет звено 0, эпициклом —
звено 1. Установленная структура трехзвенного механизма сокращенно записы-
вается в виде “q--*- Отношение относительных угловых скоростей звеньев 0 и 1,
равное параметру к рассматриваемого механизма, представляет собой отношение
направленных отрезков ОЕ и ОА:
. • i <о0 — <0х _ ОЕ 1—0 _
сох — а>х О А ~ -0,23-0 ’
Основное уравнение кинематики трехзвенного механизма 0x1 имеет вид
соо — —4,35сох -|- 5,35со¥.
Рассмотренный трехзвенный механизм не годится для построения кинема-
тической схемы искомой коробки передач, так как в данном случае | к | > 4,0.
Отбраковка остальных трехзвенных механизмов произведена аналогично
и представлена в табл. IV.3. Приемлемые механизмы отмечены знаком плюс,
неприемлемые — знаком минус.
Напоминаем, что под структурой механизма следует понимать расположение
основных звеньев ряда, которое записывается индексами: эпицикла — в числи-
теле, солнечной шестерни — в знаменателе, водила — сбоку.
4. Производим отбраковку трехзвенных механизмов'по величине относитель-
ной угловой скорости сателлитов. При этом рассмотрению подлежат только те
из числа возможных механизмов, которые получили положительную оценку в пре-
дыдущей отбраковке. Таких механизмов 13, для каждого из них согласно зависи-
мости (IV.8) на обоих опасных режимах работы КП определим величину (о4г-.
Как отмечалось выше, опасными режимами работы, подлежащими рассмотрению,
являются ускоренная передача и передача заднего хода. Окончательно будем
считать трехзвенный механизм пригодным для построения искомой кинематиче-
ской схемы КП, если для него выполняется условие
I I < 3 5.
I ®о I
Результаты отбраковки приведены в табл. IV.4. При ее составлении ис-
пользовались необходимые данные по величинам параметров к планетарных рядов
из табл. IV.3 и величинам угловых скоростей соответствующих звеньев из плана
на рис. IV.6. Эти угловые скорости на передаче заднего хода определяются орди-
натами точек Л'.(—0,480), В' (—0,760), С'(—1,740), D' (4,700), Е' (1,000) и
О' (—0,180), а на ускоренной передаче — ординатами точек Л" (1,425), В" (1,500),
С" (1,725), Е" (1,000), F" (1,290) и О" (1,340).
5. Окончательный результат отбраковки возможных трехзвенных механиз-
мов представлен в табл. IV.5. Следовательно, для построения кинематической
схемы искомой коробки передач пригоден любой из указанных восьми механизмов,
т. е. s = 8.
Согласно зависимости (IV.37), для рассматриваемого случая имеем г= тт =
= 5. Возможное количество принципиально различных кинематических схем
одноблочной КП определится числом сочетаний Czs = С| = 56.
Прежде всего исключим из рассмотрения трехзвенные механизмы, отмечен-
ные в табл. IV.5 как нежелательные, и исследуем вариант схемы КП, построенной
из пяти оставшихся: 0x2, 01 (—1), х23, х2 (—1), 13 (—1). Данный вариант при-
ходится отбросить как непригодный для построения кинематической схемы,
поскольку ни в одном из пяти названных трехзвенных механизмов нет тормозного
элемента 5, включением которого осуществлялась бы ускоренная передача.
Добавим к пяти рассмотренным трехзвенный механизм 0x5. В этом случае
можно составить пять принципиально различных вариантов схем:
181
Таблица IV.4. Отбраковка трехзвенных механизмов по относительной
угловой скорости сателлитов
Меха- низм Относительная угловая скорость сателлита О 11^ 3^ з|з о 3 *1 © з|з Оценка
Общая зависимость Передача заднего хода Ускоренная передача
0x2 2 ТП X 1 + к 2 1 — 2,06 Х 2 1 — 2,06 Х 2,22 0,64 +
0x5 X (<о0 — °х) ' _ 2 X 1 + к X (1,0 + 0,18) 2 1 — 3,18 Х X (1,0-1,34) 2 1—3,18 Х 3,40 0,92 +
015 X (<о5 — шо) 2 ТП X 1 + к X (4,7-1,0) 2 1—2,58 Х X (0,0—1,0) 2 1 — 2,58 Х 4,70 1,27
01 (-1) X (<о6 — <оо) 2 ТП X 1 + к X (4,7-1,0) 2 1—2,2 Х X (0,0-1,0) 2 1—2,2 Х 1,66 0,48 1
023 X (<оо — W-1) 2 — X 1 + к X (1,0-0,0) 2 1 — 1,76 Х X (1,0-1,29) 2 1 - 1,76 Х 4,63 1,32
025 X (<оо — “г) 2 тп— X 1 + /с Х(1,0 + 0,76) 2 1—2,14 Х X (1,0-1,5) 2 х 1—2,14 А 6,50 1,75
05 (-1) X (С05 — «о) 2 1+к Х X (4,7 —1,0) 2 1 — 3,76 Х X (0,0-1,0) _ х 1—3,76 А 2,66 Р 0,725 +
х23 X (<о5 — и0) 2 1 -J— к, X (4,7—1,0) 2 1 — 1,74 Х X (0,0-1,0) 2 х 1-1,74 Л 2,62 0,6 b +
х2(-1) X (<о3 — и2) 2 1 +к Х X (-1,74+ 0,76) 2 1—3,15 Х X (1,725- 1,5) 2 1—3,15 Х 0,55 0,15 +
х35 X (и2 — Ос) 2 -ГП— X 1 + к Х(—0,76 + 0,18) 2 1—3,14 Х X (1,5-1,34) 2 х 1—3,14 Л 4,55 1,25
123 X (®5 — 2 ТП X 1 + к X (4,7 + 0,18) 2 1 — 3,31 х X (0,0-1,34) 2 х 1—3,31 0,85 0,195 +
13 (-1) X ((Оз — Юг) 2 1 +к Х (—1,74 + 0,76) 2 1 — 2,86 Х X (1,725 — 1,5) 2 х ' 1—2,86 Л 1,34 0,32 +
35 (-1) X (<о3 — сох) 2 ТП X 1 + /с (—1,74+0,48) 2 1 — 2,71 Х X (1,725—1,425) 2 х 1 — 2,71 Х 5,50 1,50 —
X (<о6 — W-1) | х (4,7 —0,0) X (0,0—1,29)
182
Таблица IV.5. Пригодные для построения кинематической схемы КП
трехзвенные механизмы
Трехзвенный механизм 1—1 ' w° 'max
№ п/п Индексы основных звеньев Структура к
1 0x2 2 0 х —2,06 2,22
2 0x5 О —3,18 3,40 *
3 01 (-1) —2,20 1,66
4 05 (-1) V» —3,76 * 2,66
5 х23 42 —1,74 2,62
6 х2 (-1) L —3,15 0,55
7 123 СО ьэ —3,31 * ф,85
8 13 (-4) —2,86 1,34
* Трехзвенный механизм использовать нежелательно.
1) 0x5, 01 (—1), х23, х2 (—1), 13 (—1) — кинематическая схема КП не по-
строена;
2) 0x5, 0x2, х23, х2 (—1), 13 (—1) — рис. IV.7, а, б\
3) 0x5, 0x2, 01 (—1), х2 (—1), 13 (—1) — рис. IV.7, в, г;
4) 0x5, 0x2, 01 (—1), х23, 13 (—1) — рис. IV.7, д;
5) 0x5, 0x2, 01 (—1), х23, х2 (—1) — кинематическая схема КП не построена.
Каждое из основных звеньев 1,2, . . ., (—1) выведено на тормоз Tlt Т2, . . .,
. . ., Т_ъ которому присвоен соответствующий номеру этого^,звена индекс.
Любому из указанных вариантов может соответствовать несколько тожде-
ственных по кинематике схем КП, отличающихся друг от друга только переста-
новкой планетарных рядов внутри блока (рис. IV.7, схемы ап б или в и г).
Аналогично рассматриваются и остальные возможные варианты схем КП,
некоторые из которых приведены на рис. IV.8. Указанные там номера планетар-
ных рядов соответствуют порядковым номерам трехзвенных механизмов
в табл. IV.5.
6. Предварительное сравнение и отбраковка по сложности^компоновки
кинематических схем КП исключают необходимость расчета тех из них, кон-
струирование которых сильно затруднено из-за большого количества валов,
труб и громоадких^барабанов.
Из рассмотрения рис.~ТХГ7 и IV.8 можно сделать вывод, что для окончатель-
ного сравнения по величине к. п. д. на используемых режимах работы КП до-
статочно произвести расчет кинематических схем а, в и д на рис. IV.8.
7. Кинематический анализ схемы а (рис. IV.8).
183
о*
Ряд
т_
J-X
=И
Тг
У Т5 Т3
WWW \\\\ч\
ф

jf
3
J
-!
О
0
х
О
5 15
О
х
8
к 2 1
Рис. IV.7. Кинематические схемы пла-
нетарной КП, построенные с исполь-
зованием только одного из нежелатель-
ных трехзвенных механизмов 0x5
Рис. IV.8. Кинематические схемы пла
нетарной КП, построенные из трех
звенных механизмов табл. IV.5
184
Передача заднего хода. Включен тормоз Т_1У нагружены планетарные ряды 4
н 2: *
со5 = к4(о_! + (1 — к4) ад
со5 = к2(&х + (1 — я2) <°о;
со.! =0; со о = 1;
: _ % ___________К2 _____ 3,1 8 _ - -
-1 “ сох к4 —к2 -3,76+3,18
К. п. д. будем определять методом проф. М. А. Крейнеса, приняв г]о = 0,97.
Находим
Г , ==________________________________________= - 3,96,
ЗДо4 — куПо2 —— к2т]0
По
так как х2 = 1, х4 = —1, что легко проверить на основании зависимости (IV.27).
Тогда '
Вследствие низкого к. п. д. дальнейший анализ производить не имеет смысла.
Рассматриваемая схема а бракуется.
Одновременно следует забраковать и схему в, так как для нее передача
заднего хода получается аналогично рассмотренной: при включении тормоза Т_±
нагружаются планётарные ряды 2 и 4, тогда =-------—— = —5,50
К4 —' к2
и Н—I = 0,72.
8. Кинематический анализ схемы д (рис. IV.8). Для названной схемы КП
запишем исходную систему уравнений, описывающую связи между угловыми
скоростями основных звеньев передачи и справедливую для любого режима ее
работы: со5 = к2ах + (1 — к2) <°о; coo = Kico2 + (1 — *1) ад (1) (2)
(о3 = к5сох + (1 — к5) ад (3)
С03 — K7(0i | (1 — К7) ^2> (4)
со3 = KgCO-i + (1 — к8) ад (5)
Передача заднего хода. Включен тормоз Т_±, нагружены планетарные ряды 1,
5, 7 и 8. Для рассматриваемой передачи справедливы уравнения связи: coo = 1
и со_х = 0. Решив их совместно с уравнениями (2)—(5) исходной системы, опре-
делим
, = = I _ к_____________________W___________________
~1 , к (1 — К?)(1 — «8)
1 —------------i----—
5,50.
Согласно зависимости (IV.27), имеем xt = 1;х5 — 1;х7=1;х8 = 1. Следовательно,
2
i-l = 1 — К1П0 —------------------->, 1 5?l0 , ------г- = —5,05;
1 (1 — «тПо) (1 — ЗДо)
1 — к5 Чо-------i------------------
1 — К7Т]0 —
П-1
i—1
С-1
—5,05
—5,50
= 0,92.
185
Таблица IV.6. Основные расчетные параметры для схемы, представленной на рис. IV.8,
г—3 = ' — t <3- ' Ю СО Ю S ° СО О Г- СМ Ю ^Р* CM О* о о* о г । ।
Угловые скорости | сателлитов ряда 00 Ю О О СО о СО О — СМ -гР О 00 Ю со со О' о о о о* —<* 1
г- о ю см ю о сп о —< о ю Ю тр со -—оо о* о* о* о о о
ю ООО о о Ю N — СМ ОО Ю СП со СО —* —* о* о о* см* 1
ООО о о ЮГ— — тр см со см оо со см -Г —* о о о см* , III 1
О) ООО о о N О ’ф СМ О СО СП СМ СП см* —Г — о о со III 1
основных звеньев з1 * * IV о см о о СМ СО хр о СМ со ' см о* о о* —« —г о
•о 3 ООО о оо тр ю о ю —< со г- СО СО СМ —« О тр*
3 ю о ю о сп г- см тр оо ю о г- О* О* О —' —* —* 1 1 1
3 00 -< о о о со о со см со юг- о О О* — -Г о*
3 см ю ю о Г—' г— см оо —1 Тр Тр тр о о о ~ о
3 г- г- см о о оо СМ г- тр оо —< со ю со —• о* о* о* —1 — о*
3 т—Ч т—ч т—Ч т—Ч т—Ч г-н
о г=- о о см со о со оо оо он см ОН ОН СП СП СП о* о о* —о* о*
* о Ю со Ю О со о СО О Г- О Г- но ю* со —* —* о* ю* 1
BhEtfadan •—1 0Q В X
I передача. Включен тормоз Tlf
нагружены планетарные ряды 1, 5, 7.
Решив уравнения (2)—(4) исходной
системы совместно с уравнениями
связи coo = 1 и о»! = 0, определим
<0р
(*>х
рассматриваемом
= 5,35.
1 - *1 4
В
^1^5
К5 —^7
случае хг = 1,
ч = 1 — ВД) 4
*1Мо
/С?
к5По —
Ло
= 4,98; п
= 0,9^.
II передача. Включен тормоз Т2,
нагружен планетарный ряд 1. Уравне-
ния связи (Оо = 1 и (о2 = 0 совместно
с уравнением (2) исходной системы по-
зволяют определить
= = 1 _ к = з,об.
‘Ь <Ох
Согласно зависимости (IV.27), имеем
= 1. Тогда
iH = 1 — к1'по = 3.00;
Пц=тк = 0’98'
41
III передача. Включен тормоз Т3,
нагружены планетарные ряды 1,5.
Уравнения (2) и (3) исходной системы
совместно с уравнениями связи (Оо — 1
и (о3= 0 дают возможность определить
i =-^ = 1-к --^==1,75.
111 (ОХ \ 1— К5
В рассматриваемом случае лгх = 1,
х5 — —1. Следовательно,
-
1ш-’ Vlo 1
По
= 1.72; ПШ = # = 0,982.
IV передача. Включен блокирую-
щий фрикцион Ф. Сблокирован плане-
тарный ряд 2. Все основные звенья
вращаются с равной угловой скоро-
стью:
186
V передача. Включен тормоз Тб, нагружен планетарный ряд 2. Решив со-
вместно уравнение (1) исходной системы с уравнениями связи (Оо = 1 и со5= О,
определим
В рассматриваемом случае х2 = 1, тогда
Г = —К2г1° -j = 0,755; T|v = = °.993.
v к21]о — 1 ;v
Теперь можно сделать вывод, что для заданной гаммы передаточных чисел
оптимальной должна быть признана схема д (рис. IV.8). Для нее и следует про-
известиГполный расчет основных параметров, результаты расчета представлены
в сводной табл. IV.6.
§ 6. \СВЯЗЬ МЕЖДУ УГЛОВЫМИ скоростями
ОСНОВНЫХ ЗВЕНЬЕВ ПЛАНЕТАРНОЙ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
С ТРЕМЯ СТЕПЕНЯМИ СВОБОДЫ
Как отмечалось выше, планетарной коробкой передач с тремя
степенями свободы называется такой сложный многорядный диффе-
ренциальный механизм, в котором для получения какой-либо
передачи требуется одновременное включение двух элементов
управления. У такого механизма ведущее, ведомое и все остальные
основные звенья обозначаются при исследовании соответственно
индексами 0, х, 1, 2, . . ., т, а, р, . . .
Указанные механизмы дают существенный выигрыш в числе
используемых планетарных рядов и количестве элементов управ-
ления, что позволяет создавать малогабаритные планетарные ко-
робки передач с достаточным количеством различных режимов
работы. Так, при полном использовании четырех элементов управ-
ления можно получить шесть различных режимов работы КП,
при полном использовании пяти элементов управления — 10
и т. д.
Целесообразно применять названные коробки передач и с не-
полным использованием элементов управления, что связано с по-
терей ряда возможных режимов работы, но может дать и сущест-
венные добавочные преимущества:
а) уменьшение общего количества планетарных рядов, исполь-
зуемых при построении кинематической схемы КП;
б) применение муфты свободного хода в качестве одного из
используемых элементов управления;
в) отсутствие необходимости в специальном остановочном
тормозе;
г) наличие оптимальной последовательности попарного вклю-
чения элементов управления, при которой для перехода с любой
предыдущей передачи на последующую и наоборот необходимо
переключить только один элемент управления, так как другой
при этом остается включенным. В таких случаях одновременное
включение двух элементов управления потребуется лишь , при
трогании машины с места.
187
Все это предопределяет необходимость при создании малогаба-
ритной коробки передач пользоваться определенным методом
выбора ее оптимальной схемы, основанным на графо-аналитиче-
ском исследовании связей между угловыми скоростями основных
звеньев механизма с тремя степенями свободы.
Аналитическое и графическое исследование связей. Угловые
скорости основных звеньев любого зубчатого механизма могут
быть представлены в виде некоторой линейной однородной функ-
ции нескольких независимых параметров (по числу степеней
свободы рассматриваемого механизма).
Таким образом, из определения механизма с тремя степенями
свободы связь между угловыми скоростями его основных звеньев
может быть представлена в виде
а>р = f (<в0, сох, со9), или (йр = аа>0 + Ь(лх + с<о9, ' (IV.38)
где а, b и с — постоянные коэффициенты, определяемые конструк-
цией механизма и выбором независимых параметров; <о0, <ох и
<вр — угловые скорости соответственно ведущего, ведомого и
остальных звеньев рассматриваемого механизма, оси вращения
которых постоянно неподвижны в пространстве.
Любые три из переменных величин <ях, соо, ©х, . . ., <вт при
выключенных элементах управления будут между собой линейно
независимы при условии, что все возможные передаточные отно-
шения iox (р, q = 1, 2, ..., т при р =/= <?) различны и не равны бес-
конечности или нулю. Поэтому любые три из названных перемен-
ных можно принять за независимые параметры, определяющие
угловые скорости всех остальных звеньев механизма с тремя сте-
пенями свободы. Удобнее всего в качестве таких параметров
взять величины а>х, <в0 и <в?, всегда являющиеся линейно незави-
симыми, так как невозможно осуществление связи вида
шо0 + Ь(лх + c(oq = 0.
В противном случае включение только одного элемента управле-
ния q (наложение связи <о? = 0 либо ®q = consi| приводило бы
к установлению определенного передаточного отношения, напри-
мер iox — что противоречит самому определению меха-
низма с тремя степенями свободы.
В дальнейшем все исследования рассматриваемых механизмов
будем производить при постоянной угловой скорости ведущего
звена 0, принимаемой за единицу. Это позволяет несколько преоб-
разовать уравнение (IV.38). Разделив обе его части на со 0,получим
или
(лр = а + Ь®х +.c(nq. . . (IV.39)
1.88
В дальнейшем будем иметь в виду, что угловые скорости основных
звеньев исследуемого механизма в уравнении (IV.39) и во всех
последующих выражены в долях угловой скорости ведущего
звена 0.
Если в прямоугольной системе координат по оси абсцисс откла-
дывать величину а по оси ординат то каждой точке при-
пятой координатной плоскости согласно уравнению (IV.39) будет
соответствовать определенная величина угловой скорости некото-
рого основного звена р, выраженная
ведущего звена 0. Следовательно, лю-
бой режим работы механизма с тремя
степенями свободы изображается
в принятой системе координат неко-
торой и притом только одной точкой
координатной плоскости. Любая точ-
ка принятой координатной плоскости
соответствует некоторому и притом
только одному режиму работы рас-
сматриваемого механизма.
Рассмотрим случай включения
тормозного элемента управления р,
что накладывает на исследуемый ме-
ханизм связь вида (др = 0. Уравне-
ние (IV.39) при этом примет вид'
в долях угловой скорости
Рис. IV.9. Связь угловых ско-
ростей основных звеньев плане-
тарной передачи с тремя сте-
пенями свободы
<др=а + Ь<дх + с<в9=0. (IV.40)
Нетрудно видеть, что уравнение (IV.40) в, принятой системе
координат представляет собой некоторую прямую (рис. IV.9),
отсекающую на оси ординат отрезок----и на оси абсцисс отре-
зок ---------------------------------Уравнение рассматриваемой прямой сокращенно запи-
сывается в виде в)р = 0, а сама прямая называется нулевой ли-
нией или нулевой прямой элемента управления р.
Нулевая прямая некоторого основного звена р механизма
с тремя степенями свободы представляет собой в принятой системе
координат связь угловых скоростей <ах и при остановленном
звене р (<Ор = 0):
с а
=-----------------г- •
* b q о
(IV.41)
Таким образом, координатные оси рис. IV.9 могут рассматри-
ваться как нулевые прямые двух основных звеньев механизма
с тремя степенями свободы. При этом ось абсцисс явится нулевой
прямой ведомого звена х и будет описываться уравнением а>х = 0.
Осью ординат в таком случае служит нулевая прямая некоторого
элемента управления q, описываемая уравнением — 0.
189
Используя рис. IV.9, легко проанализировать три возможных,
принципиально различных режима работы исследуемого меха-
низма с тремя степенями свободы.
1. Ни один из элементов управления не включен. Ведомое
звено х остановлено действием момента сопротивления — Мх.
Состояние механизма неопределенное, так как уравнению <лх = О
может соответствовать любая точка оси абсцисс, определяющая
согласно уравнению (IV.39) угловые скорости остальных звеньев
исследуемого механизма.
2. Один из элементов управления р включен, что характери-
зуется уравнением <ор = 0. Ведомое звено х может оставаться
неподвижным, но при этом состояние механизма будет вполне
определенным, так как угловая скорость основного звена q,
обусловленная конструкцией механизма, легко вычисляется по
уравнению (IV.39): так как <вр = <вх = 0, то =-----На чер-
теже угловая скорость звена q, а стало быть, и режим работы
рассматриваемого механизма определяются точкой пересечения
оси абсцисс с нулевой прямой <ар = 0.
3. Включены два элемента управления р и q, что обусловли-
вает вполне определенную угловую скорость ведомого звена х,
определяемую из уравнения (IV.39): так как <ор = <о9 = 0, то
(лх = у. На чертеже угловая скорость ведомого звена х, а
следовательно, и режим работы рассматриваемого механизма опре-
деляются точкой пересечения двух нулевых прямых включенных
элементов управления р и q. Эту точку обозначают индексом pq
соответственно индексам тех звеньев, остановкой которых получен
рассматриваемый режим работы механизма, и называют рабо-
чей точкой.
Ордината рабочей точки равна обратной величине передаточ-
ного числа на режиме работы механизма, осуществляемом вклю-
чением пары элементов управления, нулевые прямые которых,
пересекаясь, образуют данную рабочую точку.. Действительно,
Ос I _______ 1 __ 1 j-
“о Lp=w =0 ipQqx
Таким образом, каждая рабочая точка соответствует опреде-
ленному режиму работы рассматриваемого механизма или, что
то же самое, определенному передаточному отношению в коробке
передач, поэтому количество рабочих точек должно быть равно
количеству заданных передаточных чисел.
На рис. IV.9 имеется лишь одна рабочая точка pq, для получе-
ния большего числа рабочих точек необходимо провести еще одну
или несколько нулевых прямых элементов управления, что сде-
лано на рис. IV. 10. Добавленные прямые ю, = 0 и t»s = 0 харак-
теризуются уравнениями:
®r=«i+ Ъг(йх + с1<в?=0; (os = а2++ c2®g=0. (IV.42)
Рис. IV. 10. Полный четырехсторон-
ник, вершины которого соответ-
ствуют возможным режимам ра-
боты планетарной передачи при че-
тырех элементах управления
В результате получено шесть различных рабочих точек (их орди-
наты указаны на рис. IV. 10), соответствующих некоторым шести
режимам работы рассматриваемого механизма. Возможные угло-
вые скорости ведомого звена х определяются решением системы,
составленной из уравнений (IV.42) и следующих:
сор = а + Ьых + ca)q = 0; c$q = 0. - (IV.43)
Однако не все из возможных режимов работы механизма при
четырех и более элементах управления могут быть заданы произ-
вольно, так как ряд рабочих точек получается в зависимости от
остальных непроизвольно. Из
рассмотрения рис. IV. 10 видно,
что первые две. нулевые прямые
со7 = 0 и (Ор = 0 образуют только
одну произвольную рабочую точку
с ординатой Причем угол на-
клона прямой (Ор — 0 нисколько
не влияет на величину ординат
получаемых в дальнейшем рабочих
точек.
Каждая следующая нулевая
прямая может быть однозначно
проведена только через две напе-
ред заданные точки, ординаты
которых соответствуют некоторым
двум произвольным передаточным
числам. Таким образом, при вве-
дении каждого нового элемента управления можно будет произ-
вольно выбирать только два передаточных числа из тех передач,
на которых этот элемент включается.
Следовательно, первые две нулевые прямые дают одну произ-
вольную рабочую точку, каждая из следующих (т — 2) нулевых
прямых даст две произвольные рабочие точки, что в целом со-
ставит -
tinp = 1 + 2 (т — 2) - 2m — 3. (IV.44)
Остальные рабочие точки являются зависимыми, использовать
их можно лишь путем соответствующей разумной корректировки
заданных передаточных чисел, позволяющей совместить непроиз-
вольно получаемые рабочие точки с желаемыми рабочими точками.
В дальнейшем станет совершенно ясно, что исследование при-
годности получаемых рабочих точек независимо от количества
используемых элементов управления легче всего производить
графически путем построения (по соответствующим последователь-
ностям попарного включения элементов управления) некоторых
четырехсторонников и их исследования. Однако имеется возмож-
ность произвести это исследование и аналитически. Уравнение
191
связи, накладываемое коробкой передач с тремя степенями сво-
боды на создаваемую ею гамму передаточных чисел, выведено
канд. техн, наук М. С. Розовским:
sqr ipq ,ps :Pq :pr _ ;pq {qs _ ,-pq
их b0x b0x b0x _ ‘Ox L0x ‘Ox l0x /ту д n
77“ T7 ' ips__irs ipr_irs * iqs _irs ’ \ • /
l0x ~ l0x b0x ‘'Ox l0x ‘'Ox l0x ‘Ox
где p, q, r, s = 1, 2, . . tn при p =j= q =j= r s.
Уравнение (IV.45) связывает все шесть передаточных чисел
механизма с тремя степенями свободы при четырех элементах
управления, что дает возможность, задавая пять из них, опреде-
лять шестое.
Указанная зависимость справедлива и для большего коли-
чества элементов управления. Особенность состоит лиш^> в том,
что число уравнений, аналогичных уравнению (IV.45), должно
быть равно числу непроизвольно получаемых рабочих точек.
Последовательности попарного включения. Графическое ис-
следование возможности воспроизведения заданной гаммы пере-
даточных чисел с допустимой степенью точности заключается
в построении всех возможных четырехсторонников, аналогичных
представленному на рис. IV. 10 и отличающихся друг от друга
различным чередованием рабочих точек. Для получения любой
передачи необходимо включить два элемента управления, поэтому
можно сказать, что каждая передача осуществляется включением
некоторой пары. При этом для каждой передачи существует своя,
отличная от других пара. Если же все они расположены в некото-
ром ряду таким образом, что, включая последовательно каждую
из них, мы соответственно получим задний ход I, II, III и т. д.
передачи, характеризующиеся на принятой координатной пло-
скости некоторым рядом рабочих точек, расположенных снизу
вверх по величине их ординат, то такой ряд называется последова-
тельностью попарного включения элементов управления. Имея
соответствующую последовательность, можно определить, какие
элементы управления включаются на любой передаче.
Все возможные последовательности попарного включения че-
тырех элементов управления входят, очевидно, /в число переста-
новок, которые можно произвести из шести различных пар, что
составляет 61=720. Исключая возможность переименования индек-
сов элементов управления рассмотрением лишь — = 30 некото-
Р4
рых последовательностей попарного включения, нетрудно доказать
невозможность построения ряда четырехсторонников, соответ-
ствующих некоторым из подлежащих рассмотрению последова-
тельностей. При четырех элементах управления существует всего
восемь различных независимых последовательностей попарного
включения (табл. IV.7), не дублирующих друг друга при возмож-
ных переименованиях индексов элементов управления. Любой
из названных последовательностей на принятой координатной
192
Таблица IV.7. Независимые последовательности попарного включения
четырех элементов управления при полном их использовании
№ независимой последова- тельности Вершины четырехсторонника
1 2 3 4 5 6
1 12 34 13 14 23 24
2 .12 34 13 23 14 24
3 12 24 13 34 14 23
4 12 24 13 34 23 14
5 12 14 13 34 23 24
6 12 23 13 34 14 24
7 12 14 13 24 23 34
8 12 23 13 24 14 34
плоскости будет соответствовать некоторый четырехсторонник,
образованный четырьмя нулевыми прямыми элементов управле-
ния. Шесть вершин названного четырехсторонника могут являться
рабочими точками, если- соответствующая им гамма передаточных
чисел с достаточной степенью точности совпадает с заданной.
Любая гамма передаточных чисел для любой из независимых
последовательностей (табл. IV.7) должна удовлетворять уравне-
нию (IV.45), из которого видно, что оно не нарушится при замене
передаточного числа йх на /ох. Но такая замена при q = 1, р = 2,
г = 3 и s = 4 равносильна перестановке членов 14 и 23 в любой
из независимых последовательностей. Именно такой перестанов-
кой и отличаются друг от друга последовательности 1 и 2, 3 и 4, -
5 и 6, 7 и 8, откуда следует, что любая гамма передаточных чисел,
соответствующая одной из нечетных последовательностей, может
быть получена также и по соответствующей четной последователь-
ности. Следовательно, при определении возможности создания КП
с тремя степенями свободы, воспроизводящей заданную гамму
передаточных чисел, достаточно построить четырехсторонники
только или по четным, или по нечетным последовательностям
табл. IV.7.
Четырехсторонник, представленный на рис. IV. 10, построен
по последовательности rs, qr, pr, pq, ps, qs, которая соответствует
пятой последовательности табл. IV.7 при г = 1, s = 2, р = 3 и
q = 4. При других значениях индексов р, q, г и s рассматриваемый
четырехсторонник будет соответствовать лишь одному из 24 воз-
можных переименований индексов элементов управления в ука-
занной последовательности.
Ранее отмечалась целесообразность использования КП с тремя
степенями свободы лишь с четырьмя и более элементами управле-
13 Н. А. Носов 193
ния. Следовательно, как при полном, так и неполном их исполь-
зовании четырехсторонник всегда будет являться исходной фигу-
рой для проведения графо-аналитического анализа.
§ 7. ПЛАН УГЛОВЫХ СКОРОСТЕЙ ПЛАНЕТАРНОГО
МЕХАНИЗМА С ТРЕМЯ СТЕПЕНЯМИ СВОБОДЫ
Очевидно, что на плане угловых скоростей планетарного меха-
низма с тремя степенями свободы должны быть однозначно пред-
ставлены все характерные элементы, из которых в целом состоит
рассматриваемая передача. К таким элементам относятся тормоз-
ные и блокирующие фрикционы, а также используемые планетар-
ные ряды определенной структуры и параметра к.
До сих пор нами рассматривались только основные звенья ме-
ханизма и их нулевые прямые, являющиеся графическим'изобра-
жением связей между соответствующими угловыми скоростями,
устанавливаемыми при включении одного из элементов управле-
ния р, 9, г и т. д., т. е. при торможении соответствующих звеньев.
Таким образом, рассмотрению подлежали лишь тормозные эле-
менты управления. Однако в планетарных механизмах могут быть
использованы и блокирующие фрикционы, нулевые прямые кото-
рых имеют некоторые характерные особенности.
Нулевая прямая блокирующего фрикциона. Для любого пла-
нетарного механизма, не имеющего постоянно заторможенных
звеньев, возможен такой особый режим работы, при котором все
его* основные звенья имеют угловую скорость, равную угловой
скорости ведущего звена 0. Этот режим блокировки звеньев,
вращающихся как одно целое, характеризуется соотношением
(дх = (др = (dq — (Ог = • • • = со0. (IV.46)
Точку в принятой системе о\0сох, соответствующую указан-
ному режиму блокировки, называют единичной точкой
плана е. Относительная угловая скорость любых двух
основных звеньев риг, равная разности их угловых скоростей
(Ор — (ог, в точке е равна нулю. Очевидно, что названная угловая
скорость (дрг = (Ор — (ог = со; будет являться угловой скоростью
некоторого фрикциона /, если последним сблокированы основные
звенья риг.
Так как угловые скорости (ор = Fp (соо, <ох, (о7) и (ог =
= Fr((o0, (ох, (о^) являются линейными однородными функциями,
то их разность может быть представлена в виде уравнения, анало-
гичного (IV.39), которое в системе ($q 0<ох представляет совокуп-
ность параллельных прямых. Следовательно, при включении бло-
кирующего фрикциона
(о/ = Юр — о)г = Ff ((оо, (дх, (д^) = af + bf (дх+ cf(dq = 0. (IV.47)
Для проведения нулевой прямой (д; = 0 блокирующего фрик-
циона f достаточно знать две точки, в которых выполняется усло-
194
вие (IV.47). Как указывалось выше, одной из них является единич-
ная точка плана е, через которую проходят нулевые прямые всех
блокирующих фрикционов. Это справедливо, так как в точке е
выполняется равенство (IV.46) и, следовательно, разность угло-
вых скоростей любых двух основных звеньев &рг равна нулю.
Относительная угловая скорость а>рг равна нулю также и
в точке пересечения с (рис. IV. 11) нулевых прямых рассматривае-
мых звеньев риг. Зная две точки е и с, в которых имеет место
соотношение (орг = &р — — О,
прямую, в любой точке которой
Если какая-либо из трех пере-
секающихся в одной точке прямых
проходит через единичную точку
плана е, то она является нулевой
прямой фрикциона, блокирующего
звенья с индексами других двух
прямых.
Нулевые прямые всех блоки-
рующих фрикционов механизма
с тремя степенями свободы пересе-
каются в одной точке (единичной
точке плана е). Поэтому включе-
нием двух блокирующих фрикцио-
нов осуществляется прямая пере-
дача. Во избежание дублирования
можно провести через них
выполняется условие (IV.47).
Рис. IV.11. Особенность изображе-
ния нулевой прямой блокирую-
щего фрикциона
передач механизмы с тремя степе-
нями свободы, как правило, не должны иметь более двух бло-
кирующих фрикционов. Однако, когда пригодным является не все
максимально возможное количество режимов работы механизма,
т. е. когда элементы управления используются не полностью,
бывает иногда выгодно иметь число блокирующих фрикционов
более двух.
Нулевая прямая ведущего звена 0. Если некоторый фрик-
цион s блокирует какое-либо звено q с ведущим звеном 0, то нуле-
вая прямая этого фрикциона <os =<% = () будет, очевидно,
проходить через единичную точку плана е, так как нулевые пря-
мые всех блокирующих фрикционов пересекаются в этой точке,
и будет параллельна нулевой прямой со? = 0 (рис. IV. 11). Дей-
ствительно, если бы существовала точка пересечения прямых
ws = 0 и (о, = 0, то в этой точке согласно зависимости (IV.47)
должна была бы равняться нулю и угловая скорость ведущего
звена 0. Однако рассмотрению подлежит установившийся режим
работы механизма, характеризуемый постоянной угловой ско-
ростью ведущего звена 0, т. е. в любой из конечных точек чертежа,
как указывалось ранее, угловая скорость ц>0 = 1, а следовательно,
прямые <os = 0 и = 0 должны быть параллельны.
Поскольку ведущее звено 0 является одним из основных
звеньев механизма с присущими ему общими свойствами, то й для
13*
195
него должно быть определено положение нулевой прямой &>0 = 0.
Как было показано выше, ни одна из нулевых прямых других
основных звеньев q, р, г, . . ., х . . . не имеет общих точек (при
конечных значениях отрезков) с определяемой нулевой прямой
ведущего звена 0. Это вынуждает предположить, что все точки
названной нулевой прямой удалены в бесконечность, но обладают
одинаковыми свойствами и совершенно равными правами. Поэтому
необходимо рассматриваемую до сих пор координатную плоскость
представлять в виде проективной плоскости, принадле-
жащей некоторому проективному пространству с присущими ему
свойствами и закономерностями. Таким образом, нулевая прямая
ведущего звена 0 представляет собой совокупность всех беско-
нечно удаленных точек проективной плоскостй и называется
по терминологии проективной геометрии несобственной
. прямой. '
Пространство, рассматриваемое в проективной геометрии, от-
личается от пространства евклидовой геометрии наличием ряда
элементов, именуемых несобственными. Несобственными назы-
ваются элементы пространства, удаленные в бесконечность, но.
обладающие совершенно равными правами. Для простоты изложе-
ния материала будем по возможности пользоваться обычными
терминами и геометрическими образами с добавлением понятия
четырехсторонник и. «-сторонник. При этом, однако, всегда будем
иметь в виду, что связь между угловыми скоростями основных ...
звеньев рассматриваемой планетарной передачи представляется
соответствующими нулевыми прямыми в некоторой координатной
плоскости a>qQ(i>x, являющейся проективной плоскостью со всеми
присущими ей свойствами. Нулевая прямая ведущего звена 0,
являясь несобственной прямой названной плоскости, характери-
зуется наличием общей несобственной точки с нулевой прямой
любого другого основного звена р, q, г, х, . . . рассматриваемой
. планетарной передачи.
Особенность представления на плане трехзвенного дифферен-
циального механизма. Ранее отмечалось, что связь между угло-
выми скоростями трех основных звеньев, составляющих некоторый
планетарный ряд, представляется в виде зависимости (IV.3)
Юр~— = ir = const,
— <0r P<7 ’
откуда видно, что если угловые скорости двух основных звеньев,
входящих в некоторый трехзвенный механизм, равны нулю, то
и угловая скорость третьего основного звена будет равна нулю.
Следовательно, три основных звена р, q и г, входящих в один
трехзвенный механизм, на принятой координатной плоскости .
должны изображаться нулевыми прямыми <ар = 0, = 0 и
(ог = 0, пересекающимися в одной точке. Это является необхо-
димым условием для существования данного трехзвенного меха-
низма.
196
Названное условие будет и достаточным, если доказать, что
внутреннее передаточное отношение irpq, определяемое зависи-
мостью (IV.3), является в этом случае для любой точки коорди-
натной плоскости величиной постоянной, не зависящей от рас-
сматриваемого режима работы, а потому может быть воспроизве-
дено некоторым трехзвенным механизмом с угловыми скоростями
сор, и (ог его основных звеньев. Доказательство этого положе-
ния приведено в § 8 настоящей главы.
Следовательно, можем считать irpq
ние трех нулевых прямых сор = 0,
является условием необходимым и
достаточным для существования не-
которого трехзвенного механизма,
составленного из звеньев р, q и г.
Любая точка принятой координат-
ной плоскости, полученная пересече-
нием трех нулевых прямых, назы-
вается узловой точкой плана,
частным случаем которой является
несобственная точка двух параллель-
ных прямых, удаленная в бесконеч-
ность и расположенная HaJ несоб-
ственной прямой ведущего звена 0.
Это справедливо, так как две парал-
= const, а потому пересече-
= 0 и (ог = 0 в одной точке
лельные нулевые прямые пересекаются в бесконечности с третьей
нулевой прямой ведущего звена, образуя некоторую узловую
точку. Таким образом, несобственная узловая точка соответствует
трехзвенному механизму, содержащему ведущее звено 0.
В случае, когда в одной точке плана пересекаются более трех
нулевых прямых основных звеньев механизма, любые три из этих
прямых определяют свой трехзвенный механизм, а сама узловая
точка называется сложной. Сложная узловая точка в кинемати-
ческой схеме может соответствовать одновременно либо двум
простейшим планетарным рядам, либо одному сложному с двой-
ным сателлитом, состоящему из четырех основных звеньев.
Взаимное расположение на принятой координатной плоскости
единичной точки плана е и некоторых узловых точек, а следова-
тельно, и образующих их нулевых прямых, как будет показано
ниже, однозначно определяет структуру соответствующих трех-
звенных механизмов и их параметры к. Построенная из этих трех-
звенных механизмов кинематическая схема коробки передач
обусловливает те же зависимости между угловыми скоростями
ее основных звеньев, которые были представлены графически на
рассматриваемой координатной плоскости.
Необходимое количество узловых точек и способы их получения.
Рассмотрим некоторый полный четырехсторонник, представлен-
ный на рис. IV. 12. Все его шесть вершин соответствуют некоторым
197
режимам работы, т. е. являются рабочими точками, а узловые
точки отсутствуют.
Если попытаться создать, используя нулевые прямые рассма-
триваемого четырехсторонника, некоторую узловую точку с, стя-
гивая в нее три нулевые прямые <лр = 0, = 0 и <ог = 0, то
последняя займет новое положение, обозначенное через- а>Г1 = 0.
Это обусловит получение одной узловой точки вместо двух
исчезнувших рабочих kr и рг, а преобразованный четырехсторон-
ник станет неполным и будет характеризоваться лишь четырьмя
вершинами, одну из которых, совпадающую с точкой с, будем
впредь обозначать вершиной 3. В таком случае окажется невоз-
можным полностью использовать элементы управления, так как
различных режимов работы механизма будет всего четыре.
Узловая точка может быть образована при помощи нулевой
прямой ведомого звена <лх = 0, для чего через точку пересечения
последней с какой-либо из нулевых прямых элементов управле-
ния, например а>р = 0, должна пройти, занимая новое положе-
ние, нулевая прямая <лГг = 0. В результате будет получена одна
узловая точка рх г2 вместо исчезнувшей рабочей рг. Новое поло-
жение рабочей точки kr2 может соответствовать пригодному ре-
жиму работы механизма, поэтому при использовании узловой
точки, расположенной на оси абсцисс, т. е. при получении вер-
шины X, только один из числа возможных режимов работы будет
потерян.
Узловая точка может быть образована и с несобственной пря-
мой ведущего звена 0, что характеризуется на плане наличием
двух параллельных прямых. В этом случае нулевая прямая
звена г займет новое положение,, обозначенное на рисунке через
®г3 = 0, что обусловит образование одной узловой точки рОг3
вместо исчезнувшей рабочей рг. При этом рабочая точка kr займет
новое положение kr3, а преобразованный четырехсторонник будет
характеризоваться наличием вершины О.
Следовательно, образование четырехсторонника, содержащего
узловую точку, неминуемо сопряжено с потерей одной рабочей
точки, если при этом получена вершина О или X, или двух рабочих
точек, если получена вершина 3, что может быть допустимо лишь
при неполном использовании элементов управления. К тому же
полученных таким образом узловых точек явно недостаточно для
построения искомой кинематической схемы механизма, что вызы-
вает необходимость использования некоторых основных звеньев,
называемых соединительными. Нулевые прямые соединительных
звеньев ®а = 0, <ов = 0, = 0 и т. д. проводятся на принятой
координатной плоскости с целью получения необходимого коли-
чества соответствующих узловых точек.
Чтобы соединительное звено, а следовательно, и планетарный
ряд, в который оно входит, не оставалось постоянно ненагружен-
ным, его нужно ввести минимум в два планетарных ряда или при-
соединить к другим основным звеньям механизма при помощи бло-
198
кирующих фрикционов. Иными словами, на нулевой прямой
соединительного звена не может быть менее двух узловых точек.
Теперь уместно вспомнить, что каждой узловой точке плана
соответствует некоторое трехчленное уравнение вида
= ir = const (IV.48)
если рассматриваемая узловая точка соответствует планетарному
ряду искомого механизма, или трехчленное уравнение вида
(Oq = (dt — cos, (IV. 49)
если рассматриваемая узловая точка образована пересечением
трех нулевых прямых, одна из которых проходит через единичную
точку плана е и соответствует некоторому блокирующему фрик-
циону q, так как угловая скорость его по определению равна раз-
ности угловых скоростей звеньев, блокируемых им.
Ранее отмечалось, что связь угловых скоростей основных
звеньев механизма с тремя степенями свободы может быть пред-
ставлена в виде системы линейных однородных уравнений, свя-
зывающих п переменных (по числу разноименных элементов рас-
сматриваемого механизма). Определенность указанной системы
для механизма с тремя степенями свободы обеспечивается нали-
чием п — 3 уравнений, решаемых совместно с уравнениями связи
а>р = = 0; со0 — const.
Общее количество независимых переменных п с учетом веду-
щего и ведомого звеньев определяется суммой tn + s + 2, что
дает возможность найти необходимое количество уравнений г'
в указанной системе:
z' = (т — 1) + s = т + s — 1, (IV.50)
где т — количество используемых элементов управления рас-
сматриваемого механизма; s — количество соединительных звеньев.
Очевидно, что построить некоторую коробку передач, обуслов-
ливающую связь между угловыми скоростями ее элементов, вы-
раженную некоторой системой линейных однородных уравнений,
можно лишь в том случае, если последнюю удастся привести к экви-
валентной ей системе трехчленных уравнений вида (IV.48) и
(IV.49). Указанная система трехчленных уравнений легко полу-
чается с помощью ввода того или иного количества соединитель-
ных звеньев. При этом количество требуемых трехчленных урав-
нений z' равно количеству узловых точек на плане, что дает воз-
можность при заданном положении единичной точки плана е
строить кинематическую схему искомой планетарной передачи.
При полном использовании элементов управления механизм
с тремя степенями свободы не может иметь менее двух соедини-
тельных звеньев [27]. Ограничение числа этих звеньев наклады-
вает определенные дополнительные связи на воспроизводимую
199
гамму передаточных чисел. Указанное ограничение целесообразной
при выборе оптимальной схемы малогабаритной коробки передач,
так как использование каждого нового соединительного звена
влечет за собой потребность в дополнительной узловой точке,
соответствующей некоторому трехзвенному механизму.
Итак, можно сказать, что благодаря введению нулевых прямых
соединительных звеньев можно получить достаточное количество
узловых точек, которые в принятой системе координат обусловли-
вают определенные связи между угловыми скоростями основных
звеньев проектируемого механизма в виде определенной системы
трехчленных уравнений вида (IV.48) и (IV.49), что, в свою оче-
редь, позволяет построить кинематическую схему этого механизма.
Теперь можно определить понятие плана угловых скоростей
основных звеньев коробки передач с тремя степенями свободы..
Планом угловых скоростей будем называть образованный нуле-
выми прямыми всех основных звеньев неполный п-сторонник,,.
определенное количество вершин которого может быть использо-
вано в качестве рабочих и узловых точек плана, однозначно опре-^
деляющих режимы работы искомой коробки передач, структуру и,
параметры к составляющих ее планетарных рядов, а также харак-
тер внутренних и внешних регулируемых связей, накладываемых
при включении используемых элементов управления.
§ 8. ОСНОВНЫЕ СВОЙСТВА ПЛАНА УГЛОВЫХ СКОРОСТЕЙ
ПЛАНЕТАРНЫХ ПЕРЕДАЧ С ТРЕМЯ СТЕПЕНЯМИ СВОБОДЫ
Прежде чем рассматривать основные свойства плана угловых
скоростей основных звеньев коробки передач с тремя степенями ,
свободы, необходимо отметить некоторые его особенности.
В § 6 отмечалось, что ордината рабочей точки pq равна об-
ратной величине соответствующего передаточного числа /&?, что
дает возможность, не производя кинематического анализа рас-
сматриваемой коробки передач, определить по ее плану угловых
скоростей все возможные режимы работь? и оценить, таким об-
разом, воспроизводимую гамму передаточных чисел. Кроме того,
по плану легко определить, какие элементы управления вклю-
чаются на каждой из передач и какие из этих элементов являются
тормозными звеньями, а какие — блокирующими фрикционами.
При этом необходимо помнить, что на нулевой прямой, проходя-
щей через единичную точку плана е, не должно быть двух раз-
личных узловых точек. В противном случае рассматриваемый
план угловых скоростей будет характеризоваться наличием не-
которых двух элементов управления, используемых в качестве
блокирующих фрикционов, обозначенных одним и тем же ин-
дексом и включаемых одновременно, что вызовет блокировку
всего механизма.
Следовательно, количество узловых точек на плане угловых
скоростей, соответствующих блокирующим фрикционам плане-
200
тарной передачи с тремя степенями свободы, определяется коли-
чеством названных фрикционов тф, которых, как указывалось
ранее, при полном использовании элементов управления не мо-
жет быть более двух.
Указанная особенность передач с тремя степенями свободы
позволяет согласно зависимости (IV.50) определять для любого
частного случая требуемое количество z простейших планетар-
ных рядов, используемых для построения искомой кинемати-
ческой схемы:
z = + 1, ’ (IV.51)
где тг~т— тф— количество тормозных элементов управления.
Очевидно, что нулевая прямая соединительного звена не мо-
жет проходить через единичную точку плана е, иначе последний
характеризовался бы наличием некоторого неуправляемого фрик-
циона, обусловливающего неопределенную связь между угло-
выми скоростями основных звеньев искомой передачи.
Кроме того, узловые точки, образованные нулевой прямой
некоторого соединительного звена, не должны быть расположены
только на нулевых прямых блокирующих фрикционов, в про-
тивном случае указанное звено не будет использоваться при по-
строении планетарных рядов искомой передачи, что, в свою оче-
редь, не даст возможности построить и саму передачу.
Ведущее 0 и ведомое х звенья также, как правило, не должны
вводиться. в передачу только при помощи блокирующих фрик-
ционов, так как иначе при включении тормозных элементов уп-
равления передача мощности осуществляться не будет.
Определение угловых скоростей основных звеньев. Как уже
говорилось, уравнение (IV.39) при = А =# 0 в системе со^ОсОх
представляет совокупность параллельных прямых, взаимное рас-
положение которых определяется постоянными членами соот-
ветствующего уравнения. Имея в виду равенство (IV.46), можно
заключить, что в каждой точке прямой, параллельной нулевой
прямой о)р = 0 и проходящей через единичную точку плана е
(рис. IV. 13), удовлетворяется равенство = 1. Следовательно,
расстояние от нулевой прямой до единичной точки плана е будет
являться масштабным отрезком для определения угловой скорос-
ти соответствующего основного звена рассматриваемой передачи.
В общем случае для некоторого звена s масштабный отрезок
определяется расстоянием между нулевой прямой o)s = 0 и
параллельной ей единичной прямой cos = 1, проходящей через
единичную точку плана е.
Любая нулевая прямая определяет две области — положи-
тельной и отрицательной угловой скорости соответствующего
звена. В любой точке области, в которой расположена точка е,
угловая скорость рассматриваемого звена положительна, так
как по направлению она совпадает с угловой скоростью ведущего
звена 0.
201
Следовательно, угловая скорость звена г, представляющего
собой тормозной элемент управления, в некотором режиме ра*
боты, характеризуемом точкой А (рис. IV. 13), может быть оп-
ределена отношением направленных отрезков, отмечаемых при
написании чертой:
®г|л = -^-. (IV.52)
л ае
Соответственно в том же режиме для элемента управления р
легко определить
Таким образом, общее правило может быть сформулировано
следующим образом. Угловая скорость любого звена в заданной
точке определяется (с учетом знака) отношением расстояний от
соответствующей нулевой прямой до заданной точки, определяю-
щей режим работы механизма, и до единичной точки плана е.
Теперь нетрудно видеть, что отрезок рг линии тт. параллель-
ной нулевой прямой блокирующего фрикциона = сор — сог =
= 0, определяет величину относительной угловой скорости на-
званного фрикциона f цля всех точек, лежащих на прямой тт
(рис. IV. 13)
1/п^ (при i=l,2/. . .)
РГ
се
(IV.53)
202
Это справедливо, поскольку легко показать, что в двух точках р
и г прямой тт равенство (IV.53) имеет место:
ш,| =и„| -«>,1 = 0-4 = 0 + SL = 4;
•р *р се се се
<0/1 =<»>р| —<ог| =-=— 0 =— 0 =
>г 1г >г се се се
При определении относительной угловой скорости блокирую-
щего фрикциона можно воспользоваться и сформулированным
выше общим правилом, определив предварительно величину
соответствующего масштабного отрезка. Эта величина представ-
ляет собой расстояние от нулевой прямой блокирующего фрик-
циона со/ = 0 до параллельной ей единичной прямой ®/ = 1
или <о/ = —1 (рис. IV. 13). Положение единичной прямой бло-
кирующего фрикциона f легко найти, используя зависимость
(IV.47).
Определим точку, в которой выполнялось бы условие ®/ =
= (лр— ®г — 1 (или ®/ = —1). С этой целью рассмотрим точку Л,
в которой пересекаются нулевая прямая <ог = 0 и единичная
прямая (Ир = 1. Нетрудно видеть, что в точке h выполняется
названное выше условие, т. е.
= —“r|ft= 1—0= 1.
Следовательно, прямая, параллельная нулевой прямой блокирую-
щего фрикциона со/ = 0 и проходящая через точку h, является
единичной прямой этого фрикциона со/ = 1, а расстояние между
названными прямыми есть масштабный отрезок, который может
быть использован при определении относительной угловой ско-
рости фрикциона f в любом заданном режиме работы механизма.
Аналогично для точки s можно написать зависимость
®/Is = (OpIs — ®r|s = °— 1 = —1,
характеризующую прямую, проходящую через точку s парал-
лельно нулевой прямой со/ = 0.
Теперь относительная угловая скорость блокирующего фрик-
циона f в режиме работы передачи, определяемом точкой А, мо-
жет быть вычислена согласно общему правилу:
. 1А
И, наконец, относительная угловая скорость блокирующего
фрикциона может быть определена как разность угловых скоро-
стей блокируемых звеньев. Последние же однозначно определяются
для любого заданного режима работы механизма согласно за-
висимости (IV. 52).
Определение моментов трения фрикционных элементов. Ис-
пользуя план угловых скоростей основных звеньев планетарной
(IV.54)
203
передачи с тремя степенями свободы, можно определить вели-
чину требуемых моментов трения фрикционов на любом из воз-
можных режимов ее работы.
Для рассматриваемых планетарных передач при установив-
шемся режиме работы без учета потерь на трение справедливо
уравнение баланса мощности
ЛГ0(о0 + Мхах + + + Мтайт, (IV.55)
где Мо, . . Мт— моменты, действующие извне на звенья
рассматриваемой передачи; <оо, . . ., — угловые скорости
соответствующих звеньев.
Для механизма с тремя степенями свободы в уравнении (IV.55)
могут быть произвольно заданы любые моменты, кроме некоторых
трех, которые будут определяться при этом структурой данной
передачи. Стало быть, можно считать заданным входной момейт Мо
и приравнять к нулю все моменты элементов управления, кроме Мр
и Mq, которые вместе с моментом Мх составят подлежащие оп-
ределению неизвестные величины. Возможность этого обуслов-
лена самим понятием механизма с тремя степенями свободы,
у которого при включении какой-либо из передач равны нулю
моменты всех элементов управления, кроме двух, откуда следует,
что для любого режима работы величина момента М 0 однозначно
определяет моменты включенных элементов управления и момент
на ведомом валу, тогда
,М0(о0 + Мхых + Мрыр + Mqaq = 0.. (IV.56)
При заданном моменте Л40 моменты Мх, Мр и Mq будут одни
и те же при любых значениях угловых скоростей, обусловливае-
мых кинематикой механизма при заданных входных оборотах <о0.
В планетарной передаче с тремя степенями свободы произвольно
могут быть заданы три угловые скорости ее основных звеньев,
определяющие некоторый режим работы, который в рассматри-
ваемом случае удобно характеризовать со0 = const и = <s>q =
= 0. Тогда уравнение (IV.56) примет вид
МР = -МОМ . (IV.57)
1(0 =(D =0
Л ч
Зависимость (IV.57) позволяет легко определять как аналити-
чески, так и по плану угловых скоростей требуемые моменты
используемых элементов управления.
Момент некоторого элемента управления р, включаемого на
рассматриваемой передаче совместно с элементом управления q,
выражается в долях момента Мо с противоположным знаком и
равен обратной величине угловой скорости этого элемента сор,
выраженной в долях соОг в режиме, соответствующем стоянке
машины с включенным элементом управления q. Указанный ре-
жим работы планетарной передачи характеризуется на плане
204
угловых скоростей тонкой пересечения нулевой прямой a>q = О
с осью абсцисс.
Так, если необходимо определить требуемые моменты трения
блокирующего фрикциона f и тормоза q для осуществления ре-
жима работы i$x, определяемого точкой q (см. рис. IV. 13), то
достаточно любым из рассмотренных выше способов определить
угловые скорости ®/|(О^=^==о и
В первом случае режим работы, при котором необходимо найти
угловую скорость блокирующего фрикциона /, определится точ-
кой пересечения нулевой прямой wx = 0 с нулевой прямой вто-
рого элемента управления ($q = О,
т. е. точкой О. Во втором случае
угловая скорость звена q должна
быть определена согласно зависи-
мости (IV.52) при сох=0 и со/=0,
т. е. в точке X (см. рис. IV. 13).
Тогда искомые моменты трения
по формуле (IV.57) составят
Рис. IV. 14. К определению узло-
вой точки плана
Определение структуры и пара-
метров к используемых планетар-
ных рядов. Ранее отмечалось, что
пересечение в одной точке трех нулевых прямых = <х>^ = О
и сог = О является необходимым условием для существования
трехзвенного механизма, построенного из звеньев р, q и г. Дока-
жем и достаточность этого условия.
ton — tor
Для доказательства рассмотрим значение отношения __
в некоторой произвольной точке А принятой координатной плос-
кости (Ofc0(ox (рис. IV. 14), если нулевые прямые = О, (% = О
и (ог = 0 соответствующих основных звеньев пересекаются в од-
ной точке с.
Через точку А и единичную точку плана е проведем прямую тт,
пересекающую рассматриваемые нулевые прямые соответственно
в точках р, q и г, В силу линейности переменных сор, и сог,
согласно зависимости (IV.52) имеем:
I рА
Мд =
И ре
гА
ге
Я А .
Яе
205
qe re
_re_ _ (ре + er) qe
re (qe + er) pe •
= (IV.58)
Следовательно, рассматриваемое отношение угловых скоро-
стей можно заменить отношением направленных отрезков, т. е.
рА гА
(Op —(Or I __ ре ге
^q — ^r u ~ ^4 М ‘
де ге
Имея в виду, что рА = ре + еА\ qA = qe + еА и г А = ге + еЛ,
преобразуем последнее отношение:
ре 4- еА ге-\~ еА еА еА
ре ге ре ге ___
де + еА ге + еА еА еА
qe re
_ еА (ре — ге) де
еА (qe — re) ре
Итак, окончательно
(Op —(0r I
(0^ —(0г |д
Теперь нам остается доказать, что правая часть равенства
(IV.58) есть величина постоянная, не зависящая от положения,
прямой тт, а обусловливаемая лишь взаимным расположением
рассматриваемых нулевых прямых и единичной точки плана е.
Чтобы убедиться в справедливости сказанного, опустим из
точки с на прямую тт (рис. IV. 14) перпендикуляр ch и выразим
двумя способами площади четырех треугольников: /\cqe-,
£±срг и £±сре.
Для £±crq имеем
1 , 1 . ,
-y-qr-ch = -^-cr-cqsm / req.
Аналогично для &cqe получаем
-L-qe.ch = 4г cq-се sin / qce.
£ £
Тогда легко установить следующую зависимость:
= SL. sin ГСЧ (IV.59)
де се * sin qce \ )
Точно так же, рассматривая £±срг и £±сре, находим
= в sin Z. rep (IV.60)
ре се ' sin £ рее * \ • '
206
Разделив (IV.60) на (IV.59), получим
pr де _ sin rep sin £ дсе
дг ре ~~ sin Рсе * sin Z гсд ’
(IV.61)
Таким образом, доказано, что левая часть равенства (IV.61)
не зависит от положения прямой тт, а определяется лишь вза-
имным расположением прямых в пучке. Сравнивая зависимости
(IV.58) и (IV.61), заметим, что отношение направленных отрез-
ков в правой части равенства (IV.58) отличается от аналогичного
отношения абсолютных величин
знаком, который всегда может
быть учтен отдельно.
Следовательно, взаимное распо-
ложение на принятой координат-
ной плоскости единичной точки
плана е и некоторых узловых то-
чек, образованных нулевыми пря-
мыми основных звеньев, одно-
значно определяют структуру со-
ответствующих планетарных рядов
и их параметры к.
Следует помнить, что для по-
лучения отрицательного парамет-
ра к, позволяющего использовать
простейший планетарный ряд, не-
отрезков лишь конечным его
Рис. IV. 15. Определение парамет-
ра к используемого планетарного
ряда
обходимо назначать водилом то звено, нулевая прямая которого
отделена от единичной точки плана е двумя другими нулевыми
прямыми. Числовое значение параметра к в зависимости от
взаимного расположения единичной точки плана ё и рассматри-
ваемых нулевых прямых может быть определено несколькими
способами как отношение направленных отрезков.
1. Параметр к некоторого планетарного ряда может быть оп-
ределен согласно общей зависимости (IV.58), если нулевые пря-
мые трех основных звеньев р, q и г, пересекаясь, образуют уз-
ловую точку с (рис. IV. 15).
Через единичную точку плана е следует провести произволь-
ную прямую es, пересекающую рассматриваемые нулевые прямые
соответственно в точках qlf i\ и рг. Тогда внутреннее передаточ-
ное отношение iqp, равное параметру к простейшего планетар-
ного ряда, в котором звено г служит водилом, определится соот-
ношением
ir = =
qP РЛ д±е
(IV. 62)
Нулевая прямая солнечной шестерни будет иметь вид = 0,
если вычисленная по уравнению (IV.62) абсолютная величина
параметра к больше единицы. В противном случае в качестве
207
солнечной шестерни следует принимать звено р, а истинное зна-
чение параметра к рассматриваемого планетарного ряда будет
1РЧ if
qp
При выводе общей зависимости (IV.58) и соответственно (IV.62)
через единичную точку плана е проводилась произвольная пря-
мая. Если эта прямая займет некоторое частное положение, при
котором одно из отношений направленных отрезков станет рав-
ным единице, то формула для определения числового значения
параметра к значительно упростится.
2. Через единичную точку плана е (рис. IV. 15) следует про-
вести прямую сог = 1, которая пересечет нулевые прямые = О
и ок = 0 соответственно в точках р2 и q2.
Проведенная прямая cor = 1, очевидно, параллельна прямой
сог = 0, являющейся в рассматриваемом случае нулевой прямой
водила. Эти прямые имеют общую несобственную точку, удален-
ную в бесконечность, а потому в уравнении (IV.58) первое отно-
шение отрезков равно единице. Это позволяет более просто вы-
числить внутреннее передаточное отношение irqpi равное пара-
метру к простейшего планетарного ряда:
г =^ = к. (IV.63)
др <he
Нулевой прямой солнечной шестерни будет являться в данном
случае прямая = 0, расположенная ближе к точке е при из-
мерении по линии р2<?2-
Аналогичный результат будет получен и в том случае, если
через точку е провести прямую, параллельную нулевой прямой
не водила, а какого-либо другого звена, например эпицикла р.
Тогда в уравнении (IV.58) станет равным единице отношение отрез-
ков ~, и формула для определения параметра к упростится,
рг
К такому же выводу легко прийти, если через точку е провести
прямую, параллельную прямой <лч = 0. В этом случае единице
будет равно отношение отрезков ~.
<?е
3. Единичную точку плана е следует соединить с рассматри-
ваемой узловой точкой с (рис. IV. 15) и провести прямую тт
параллельно полученной прямой ес. Прямая тт пересечет со-
ответствующие нулевые прямые в точках р3, г3 и q3.
Согласно зависимости (IV.53) в любой точке прямой тт раз-
ность угловых скоростей со„ — сог определяется отношением ,
4 се
а разность сор — а>г — отношением -4=2. Следовательно, имеется
се
возможность следующим образом определить внутреннее пере-
208
даточное отношение Ур, [равное параметру к простейшего плане-
тарного ряда, в котором в качестве водила используется звено г:
.г _ (дд- (ог = д^г3
ЯР СОр — (0г рзр3
(IV.64)
Нулевой прямой солнечной шестерни будет являться та прямая
(в рассматриваемом случае (о^ = 0), которая наиболее удалена
от нулевой прямой водила при измерении по линии тт.
4. Случай двух параллельных прямых. Параметр к планетар-
ного ряда, содержащего ведущее звено 0, определяется двояко
в зависимости от расположения единичной точки плана е относи-
тельно рассматриваемых нулевых
прямых.
Единичная точка плана е распо-
ложена между параллельными пря-
мыми (Ор = 0 и со^ = 0 (рис. IV. 16).
Нетрудно видеть, что при использова-
нии простейшего планетарного ряда
в рассматриваемом случае за водило
следует принять ведущее звено 0.
Для определения внутреннего пе-
редаточного отношения i0
г РЯ tog — (00 ’
равного параметру к рассматривае-
мого планетарного ряда, через еди-
Рис. IV. 16. Анализ планетар-
ного ряда, содержащего ведущее
звено
ничную точку плана е следует прове-
сти произвольную прямую тт, пересекающую указанные нулевые
прямые соответственно в точках р и q. Имея в виду зависимость
(IV.52), легко установить значение отношения ~ «• °- в произ-
вольной точке т19 инцидентной прямой тт:
P"h t
(Ор — (Ор I _ ~ _ ре _
®я ~ wo lmt ®Я \mt *“ 1 qm-L i
_ (Pmi — pg) qe ____ (ер + ртг) qe _ em^qe
(qm1 — qe) pe (eq + qm-J pe em^e *
Следовательно, параметр к планетарного ряда, водилом которого
служит ведущее звено 0, определяется зависимостью
/0 =
pq ре
(IV.65)
Нулевой прямой солнечной шестерни (в рассматриваемом
случае (ор = 0) будет являться та прямая, которая менее удалена
от точки е при измерении по линии тт.
14 н. А. Носов 209
Единичная точка плана е расположена вне параллельных
прямых (ор = 0 и сог = 0 (рис. IV. 16). В этом случае водилом
простейшего планетарного ряда является звено г, нулевая пря-
мая которого отделена от точки е второй нулевой прямой.
Как и в предыдущем случае, через точку е следует провести
произвольную прямую тт, пересекающую указанные нулевые
прямые соответственно в точках р и г. Ранее отмечалось, что
каждая узловая точка, соответствующая планетарному ряду,
характеризуется своим трехчленным уравнением вида (IV.48).
Следовательно, для любой точки прямой тт справедливо
•г
й)р —(Ог
toQ — (dr _ Юр
<0р — С0г а,г=о — <0р |и _0 ’
или согласно (IV.52)
• г 1
10р----=
рг
ре — к
рг
(IV.66)
Ре
шестерней будет являться ведущее звено 0 при
рг. В противном случае сол-
Солнечной
условии соотношения отрезков ре ;
нечной шестерней рассматриваемого планетарного ряда служит
звено р, а параметр
г 1 РГ
К=1р0 = — = -^
10р Ре
5. Случай трех параллельных прямых. Три параллельные
прямые образуют сложную узловую точку, дающую возможность
использовать четыре различных планетарных ряда. Любой из
них, содержащий ведущее звено 0, при определении его струк-
туры и параметра к легко сводится к предыдущему случаю. Осо-
бенность составляет лишь планетарный ряд, содержащий звенья р,
q и г (рис. IV. 16).
Если единичная точка плана е расположена между какими-
либо двумя нулевыми прямыми а>р = 0 и = 0, то водилом
рассматриваемого планетарного ряда следует выполнить звено г.
Для определения внутреннего передаточного отношения ipq,
равного параметру к простейшего планетарного ряда, через
единичную точку плана е необходимо провести произвольную
прямую тт, пересекающую заданные нулевые прямые соответ-
ственно в точках q, р и г. Это дает возможность использовать об-
щую зависимость, аналогичную уравнению (IV.62):
.г __ рг qe
ipq — — • — к.
qr ре
Нулевой прямой солнечной шестерни, как и ранее, будет яв-
ляться ©р = 0, если вычисленная согласно указанной зависимо-
сти обсолютная величина параметра к болыпе^единицы. В про-
тивном случае солнечной шестерней рассматриваемого планетар-
210
Рис. IV. 17. Анализ сложной узловой
точки
являться прямая ок = 0, если вы-
нОго ряда служит звено q, а истинное значение параметра к
равно
= "у" •
lpq
Если единичная точка плана ех расположена вне рассматри-
ваемых нулевых прямых, то водилом простейшего планетарного
ряда будет являться звено, нулевая прямая которого (в данном
случае сор = 0) расположена между двумя другими нулевыми
прямыми (рис. IV. 16).
Через единичную точку плана ег следует провести произволь-
ную прямую ss, пересекающую данные нулевые прямые соответ-
ственно в точках ft, jft и гх,
что дает возможность, ис-
пользуя уравнение (IV.62),
написать зависимость, опре-
деляющую передаточное от-
ношение равное пара-
метру к рассматриваемого
планетарного ряда:
:Р _ Q1P1 г1е1 __ „
lqr — --- • -- — К.
Г1Р1 41?!
Нулевой прямой солнеч-
ной шестерни аналогично
предыдущему случаю будет
численная согласно указанной зависимости абсолютная величина
параметра к больше единицы. В противном случае истинное зна-
чение параметра равно iprq = -±-, а солнечной шестерней служит
звено г.
Сложная узловая точка позволяет использовать сложный
планетарный ряд с двойным сателлитом вместо двух простейших,
что производится совершенно аналогично общему случаю, рас-
смотренному ниже.
6. Анализ сложной узловой точки. На рис. IV. 17, а представ-
лена сложная узловая точка, образованная пересечением четырех
нулевых прямых (лр = 0, <о9 = 0, = 0 и <os = 0 основных
звеньев, любые три из которых могут составлять соответственно
свой простейший планетарный ряд. Первоначальное исследова-
ние как раз и заключается в определений их структуры и пара-
метров к, необходимых для образования сложного (составлен-
ного из всех четырех названных звеньев) планетарного ряда
с двойным сателлитом. Такой сложный ряд может соответство-
вать двум простейшим, использующим в качестве водила одно
и то же звено. В приведенном на рис. IV. 17, а примере такими
рядами могут являться простейшие механизмы, структура
14* 211
a P *
которых сокращенно записывается в виде -у- г и -у- г, а соответ-^
ствующий им сложный планетарный ряд представлен вд
рис. IV. 17, б. Очевидно, что при этом взятый за основу трех,
звенныи механизм -^-г должен характеризоваться оптимальным,
значейием параметра к. ।
В сложный планетарный ряд легко объединяются и два про-
стейших, использующих в качестве водила разные звенья. В рас-
a D
сматриваемом примере такими рядами могут являться ури ~ г-
Рис. IV. 18. Замена фрикцион-
ного элемента управления муф-
той свободного хода
тоту компоновки каждой из
В таком случае за основу сложного
планетарного ряда берется тот из
названных простейших механизмов^
который характеризуется оптималь-
ным значением параметра к. При этом,
второй ряд преобразуется таким об-;
разом, чтобы иметь с первым общее.,
водило, что, в свою очередь, вызывает';
необходимость осуществления поло-
жительного параметра к преобразо-
ванного трехзвенного механизма
(рис. VI. 17, в).
Очевидно, что для выбора опти-
мальной схемы искомой коробки пе-
редач необходимо проверить прос-
возможных пар трехзвенных меха-
низмов, обусловливаемых сложной узловой точкой, хотя связь
между угловыми скоростями четырех рассматриваемых звеньев
независимо от окончательно принятой схемы остается неизменной.
Использование в качестве элементов управления муфт сво-
бодного хода. При исследовании планов угловых скоростей основ-
ных звеньев коробок передач с тремя степенями свободы необ-
ходимо всегда обращать внимание на возможность замены фрик-
ционных элементов управления муфтами свободного хода,
называемых иногда автологами, что сильно упрощает компоновку
механизма в целом и его системы управления, облегчает возмож-
ность автоматизации переключения передач и т. д.
Муфта свободного хода представляет собой механизм, допускаю-
щий относительное вращение двух связанных ею звеньев только
в одну сторону.
Рассмотрим некоторый четырехсторонник, представленный на
рис. IV. 18. Тормозное звено р в любой точке области А, в которой
расположена и единичная точка плана е, имеет угловую скорость,
совпадающую по направлению с угловой скоростью ведущего
звена О. В любой же точке области В, заштрихованной на плане,
рассматриваемое звено вращается в противоположную сторону.
Следовательно, если элемент управления р выполнить в виде муфты
212
свободного хода, то его угловая скорость может быть или равна
нулю, или совпадать по направлению с угловой скоростью ве-
дущего звена 0. Это дает возможность использовать прямую пере-
дачу, получаемую включением блокирующих фрикционов $ и t
и характеризуемую соотношением ®р = = ®0. Следо-
вательно, муфта свободного хода своей конструкцией должна
обеспечивать работу в разрешенной области А и исключать ра-
боту в запрещенной области В. Тогда первое условие возможности
постановки муфты свободного хода вместо фрикционного эле-
мента управления можно сформулировать так: все используемые
рабочие точки плана угловых скоростей основных звеньев ко-
робки передач с тремя степенями свободы должны находиться
в разрешенной области работы муфты свободного хода.
Рассматриваемая замена некоторого фрикционного элемента
управления р возможна лишь при условии сохранения используе-
мых рабочих точек, например ps или pt, лежащих на нулевой
прямой (ор = 0, что вызывает необходимость автоматического
включения муфты свободного хода при включении соответствую-
щего фрикционного элемента управления $ или t. В противном
случае ввиду наличия внешнего сопротивления ведомый вал х
коробки передач остановится, задав некоторый определенный
режим работы, характеризуемый на плане угловых скоростей
точкой пересечения оси абсцисс с нулевой прямой принудительно
включенного элемента управления s или t. Тогда второе условие
возможности замены фрикционного элемента управления муфтой
свободного хода можно сформулировать так: нулевая прямая
муфты свободного хода <яр = 0 будет давать пригодную для ис-
пользования рабочую точку на пересечении с другой нулевой
прямой лишь в том случае, если последняя пересекает ось абс-
цисс в запрещенной области работы муфты р.
Так, при включении только элемента управления s угловая
скорость ах будет стремиться к нулю, обусловливая .режим ра-
боты, характеризуемый точкой sx. Однако эта точка попадает
в запрещенную область работы муфты свободного хода р, что при-
водит к ее автоматическому включению, а значит, действитель-
ный режим работы будет характеризоваться точкой ps.
Учитывая изложенное выше, можно сказать, что в приведен-
ном на рис. IV. 18 примере рабочие точки st, sq, tq, pt и ps яв-
ляются принципиально пригодными для использования и могут
соответствовать некоторым режимам работы коробки передач
с тремя степенями свободы. Вместе с тем нулевая прямая = 0
не дает пригодной рабочей точки с нулевой прямой муфты сво-
бодного хода р, так как возможен некоторый режим работы,
характеризуемый точкой qx, расположенной в разрешенной об-
ласти работы А. Последнее позволяет сделать вывод, что приме-
нение муфты свободного хода при полном использовании эле-
ментов управления делает невозможным получение передачи
заднего хода.
213
Оба указанных выше условия возможности использования
муфты свободного хода в равной степени справедливы как для
тормозного элемента управления, так и для блокирующего фрик-
циона. Кроме того, указанный подход приемлем и при аналити-
ческом методе исследования планетарных передач с любым чис-
лом степеней свободы.
§ 9. СЛОЖНЫЕ ПЛАНЕТАРНЫЕ МЕХАНИЗМЫ
В настоящее время широко применяются, например в автомо-
бильных гидромеханических передачах, так называемые сложные
планетарные механизмы (СМ), имеющие при одном водиле более
двух центральных колес. Заслуживают внимания передачи, вы-
полненные с так называемым холостым водилом, которые позво-
ляют получить большие передаточные числа с вполне приемле-
мым к. п. д. Однако в данном случае ограничимся рассмотрением
сложных четырехзвенных (СЧМ) и сложных пятизвенных (СПМ)
механизмов, представленных соответственно на рис. IV. 19 и
IV.20. В приведенных схемах, отличающихся способом поста-
новки промежуточного сателлита с числом зубьев znp, шестерни
расположены только в двух плоскостях, что обусловливает мини-
мально возможный продольный габарит.
Примером использования СМ другого типа может служить
передача Хоббса, у которой четыре центральных колеса распо-
ложены в четырех различных плоскостях.
Известно, что любой сложный планетарный механизм может
быть кинематически заменен соответствующим числом простей-
ших трехзвенных механизмов (ПТМ): СЧМ — двумя ПТМ
(табл. IV.8); СПМ — тремя ПТМ (табл. IV.9) и т. д.
Наибольший практический интерес представляет обратная
задача — переход от двух или трех ПТМ к одному сложному,
который в ряде случаев позволяет значительно упростить кон-
струкцию, уменьшить относительные обороты сателлитов, сни-
зить вес и габариты передачи в целом.
Известно, что ПТМ обладает двумя степенями свободы, т. е.
для того чтобы режим его работы был определенным, необхо-
димо и достаточно задать определенную угловую скорость двум
любым его звеньям. Этим же характеризуется и любой сложный
планетарный механизм с любым числом звеньев, откуда следует
общее правило возможности перехода от нескольких ПТМ к од-
ному сложному.
Замена одним сложным планетарным механизмом нескольких
ПТМ возможна лишь в случае:
1) если число х уравнений связи, обусловливаемых внутренними
постоянными соединениями звеньев, определяется соотношением
х = 2А — 2, или х = 2 (п — 3), (IV.67)
где к — число объединяемых ПТМ; п — А + 2 — число звеньев
сложного планетарного механизма;
214
Рис. IV. 19. Схемы сложных четырехзвенных механизмов
215
Таблица IV.8. Параметры простейших трехзвенных механизмов,
определяющих кинематику СЧМ
Парамет- ры *• * ПТМ Схема СЧМ на рис. IV.19
а б в . г d e
/С2 z3 г<\ Z1 Zc2 z2 Zc2, Z3 ’ zC1 Z3 Zcl Z1 Zc2 z3 Zcl ^2 z3 Zcl Z1 ' Z^2 z3 Zcl z2 Zc2
*• Параметр к для всех случаев представлен отрицательным, что соответствует
кинематике ПТМ.
Т а б л и ц а IV.9. Параметры простейших трехзвенных механизмов,
определяющих кинематику СПМ
Параметры *
ПТМ
Схема СПМ на рис. IV.20
z4 ?С1
Z1
24 2с1
г2 гС2
zt Zgi
Z1 ' Zc2
Z8 4
Z1 ’ zc2
23 Zcl
21 2C2
23 Zcl
Z2 ’ ZC2
* См. сноску в табл. IV.8.
2) в каждый из X рассматриваемых ПТМ входит хотя бы одно
общее звено, которое в сложном планетарном механизме будет
использоваться в качестве водила;
3) значения параметров к19 к2, . . ., кп позволяют перейти
от X ПТМ к соответствующему сложному механизму.
Одним из важнейших достоинств сложных планетарных меха-
низмов является то, что они значительно расширяют диапазон
допустимых значений внутренних передаточных отношений по
сравнению с эпициклическим ПТМ. Этот диапазон, ограниченный
216
минимальным и максимальным значением внутренних передаточ-
ных отношений, может быть сравнительно просто определен
для любого СМ. Естественно, что параметры к всех ПТМ, входя-
щих в планетарную передачу, которую мы хотим заменить одним
СМ, не должны выходить из диапазонов соответствующих вну-
тренних передаточных отношений этого СМ. Это требование к па-
раметрам к является необходимым, но недостаточным для пере-
хода от совокупности ПТМ к некоторому СМ. Поэтому для того,
чтобы определить возможность замены нескольких ПТМ одним
СМ, нужно знать область существования данного СМ.
В общем случае областью существования некоторого сложного
n-звенного механизма является определенная часть (п — 2)-мер-
ного пространства *, отвечающая требованию, чтобы каждой ее
точке обязательно соответствовал некоторый СМ данного типа.
В частном случае областью существования любого трехзвен-
ного механизма является часть прямой, ограниченная минималь-
ным и максимальным значением его внутреннего передаточного
отношения, т. е. его диапазон.
Областью существования СЧМ является некоторая плоская
фигура, занимающая часть площади прямоугольника, сторонами
которого являются диапазоны двух внутренних передаточных от-
ношений СЧМ, выбранных в качестве координат.
Областью существования любого СПМ является ограниченная
некоторой поверхностью часть объема прямоугольного парал-
лелепипеда, ребрами которого являются диапазоны его любых
трех внутренних передаточных отношений, выбранных в качестве
координат.
Любой сложный n-звенный механизм состоит из водила и п — 1
центральных колес, так что имеет тг внутренних передаточных
отношений, причем
mi = C2„_i = . (IV.68)
В принципе может быть найдена область существования СМ
для т2 систем координат (п — 2)-мерного пространства, где
т еп~2 «1 («1 — 1)— л + 3) ,IV
W2 — —---------(д'Т_~2)1------• (1V.ОУ)
Практически удобнее найти выражение для области существо-
вания данного СМ лишь для одной системы (п — 2) координат,
а остальные внутренние передаточные отношения СМ выразить
через основные.
Обозначим область существования некоторого сложного
n-звенного механизма через
F (кхк2, . . ., к„_3, к„_2) = О, (IV.70)
* п—2 координатами пространства являются любые п—2 внутренние пере-
даточные отношения этого СМ.
217
где Ki — любое внутреннее передаточное отношение. Обозначим
также зависимости, связывающие п — 2 основных передаточных
отношений с остальными — 1 отношениями, через
Ki = fi («1, к2, ..к{_1, к1+1, ..., Kmt). (IV.71)
Тогда задача отыскания области^существования и зависимых
передаточных отношений этого СМ сводится к нахождению зави-
симостей (IV.70) и (IV.71). Если эти зависимости найдены, то
вопрос о возможности конструктивного перехода от некоторой
совокупности п — 2 ПТМ, имеющих общее водило и образующих
планетарную передачу с двумя степенями свободы, всегда решается
однозначно.
Если параметры ПТМ являются именно теми п — 2 внутрен-
ними передаточными отношениями, которые выбраны в качестве
координат для области существования F данного СМ, то переход
к СМ возможен лишь тогда, когда эти параметры удовлетворяют
условию (IV.70), т. е. точка, характеризуемая координатами Кь
к2....«и-2, лежит в области существования F.
Если какая-то часть параметров не является координатами,
в которых определена область F, то с помощью (IV.71) осуществ-
ляется сначала переход к параметрам к(-, выбранным в качестве
координат, а затем вопрос о возможности перехода к СМ решается
как в предыдущем случае.
На величину области существования любого СМ оказывает
влияние некоторая совокупность ограничений, часть которых яв-
ляется общей для всех СМ, а другая — только для данного или
нескольких типов СМ. Общими ограничениями являются:
1) наибольший габарит центрального колеса zmax = Ь;
2) наименьший габарит центрального колеса zmtn = а, так
что a z Ь;
3) наименьший габарит сателлита zCm|n = с;
4) применение угловой коррекции, позволяющее увеличить
или уменьшить на величину Ai число зубьев сателлита, подсчитан-
ное из условия соосности для некорригированных колес.
Итак, если для СЧМ в качестве координат выбраны два пара-
метра и к2, диапазоны которых на каждой из осей определяются
ограничительными константами а, Ь, с и А, то отыскание соот-
ветствующей области существования сводится к нахождению
многозначной функции к2 = f (кг), так как диапазон параметра к2
зависит от аргумента кх.
Диапазон любого передаточного отношения ограничен его
минимальным и максимальным значениями. Следовательно, об-
ласть существования СЧМ описывается двумя функциями
K2max = fi («1) и к2т1п = /г («1) — В соответствующем диапазоне
изменения параметра кх (рис. IV.21).
Область существования СПМ, как указывалось выше, пред-
ставляется некоторой объемной фигурой, поэтому для удобства
218
практического использования целесообразно рассматривать со-
ответствующие функции к3[пах = fi (к2) и к3т1п = /2 (№) при
к = const, т. е. при изменении параметра кг в соответствующем
диапазоне ki «С «1 Kimax на некоторую постоянную ве-
личину, равную шагу секущей плоскости Дкг.
При конструировании передачи с использованием сложных
планетарных механизмов необходимо помнить следующее:
1) параметры к, не удовлетворяющие условию 1,5 | к| 5,
могут быть осуществлены только с помощью блочного сателлита;
Рис. IV.21. Области существования СЧМ, приведенных на рис. IV. 19,
при 'а=с= 15; 6=75; Л = 2 с учетом возможного частного
решения zCi = zC2
2) число зубьев промежуточных сателлитов не влияет на
кинематику механизма и выбирается из конструктивных сообра-
жений и условия размещения;
3) к. п. д. планетарных передач, содержащих рассмотренные
сложные многозвенные механизмы, можно определять любым
методом, в том числе и методом проф. М. А. Крейнеса; однако при
этом нужно учитывать направление потока относительной мощ-
ности и принимать в соответствии с этим направлением и зна-
чения внутренних передаточных отношений к(- при определении
1'ох = fi («») « 10х = fj.
219
4) возможна конструкция некоторых СЧМ, когда венцы блоч-
ного сателлита zCl и zC2 одинаковы; это особенно желательна
с точки зрения технологии изготовления и сборки СЧМ, поэтому
наряду с общим случаем должен исследоваться частный, для ко-
торого zCl = zC2.
§ 10. ОСНОВЫ ТЕОРИИ
ЗАМКНУТЫХ ДИФФЕРЕНЦИАЛЬНЫХ ПЕРЕДАЧ
Замкнутый дифференциальные передачи получили широкое
распространение в трансмиссиях транспортных и специальных
машин. К этому классу относятся двухпоточные гидромехани-
ческие и гидрообъемные передачи; двухпоточные систему поворота,
включающие в себя КП; некоторые схемы электромеханических
трансмиссий и ряд других передач.
Замкнутая передача образуется тогда, когда поток мощности
от двигателя к рабочему механизму направляется по двум или
Рис. IV.22. Принципиальные схемы замкнутых передач: а — с дифференциалом
на выходе; б — с дифференциалом на входе:
Дв — двигатель; Тр — трансформатор или КП; П — потребитель энергии; Д — диф-
ференциал; р, q, г — звенья дифференциала; Oqr — основная ветвь передачи, включаю-
щая в себя трансформатор; Орг — дополнительная ветвь передачи (обычно с одним фикси-
рованным значением передаточного числа); О — вал двигателя; х — выходной вал пере-
дачи
более ветвям. В таких передачах (рис. IV.22) всегда имеются две
характерные точки: точка А . разветвления потоков мощности
после двигателя Дв и точка их суммирования Б перед потреби-
телем П.
В нерегулируемых системах передача мощности двумя потоками
не дает особых преимуществ, поэтому и применяется редко. Уста-
новка в одну из ветвей (в дальнейшем будем называть ее основной)
замкнутой передачи прогрессивного трансформатора механической
энергии или ступенчатой КП позволяет при определенных усло-
виях получить новую регулируемую передачу с измененными в нуж-
ном направлении параметрами и характеристиками и даже но-
выми качествами. Поскольку в двухпоточной (замкнутой) пере-
даче важно сохранить регулирующие свойства исходного меха-
низма (трансформатора или КП), нельзя оставить фиксированным
передаточное отношение второй (дополнительной) ветви передачи.
Поэтому замкнутая регулируемая передача обязательно должна
быть дифференциальной, т. е. должна включать в себя (на входе
или выходе) механизм с двумя степенями свободы, например
обычный трехзвенный дифференциал.
220
Передачи с дифференциалом на выходе
Передаточное отношение. Уравнение кинематических соот-
ношений в дифференциале имеет вид
(1 Крд) ftp == ftp Kpqftgy (IV.72)
где Крч = ---передаточное отношение звена р к звену q
при пг = 0. Обозначим: iqq = -----передаточное отношение ос-
новной передачи от двигателя к дифференциалу; ip0 = —
передаточное отношение дополнительной передачи от двигателя
к дифференциалу; ir = tOx = tOr = -у---передаточное отно-
шение всей замкнутой передачи (здесь вал х тождествен звену г).
Тогда, преобразуя уравнение (IV.72) и решая его относительно iT,
получим:
(1 &pq) Пт ~ iptflo KpqiqoFloi (IV.73)
(l-^)-^ = t₽o-W9o; (IV.74)
'*’0
i — 1 —Kpq
T ipo — Kpqiqto
— передаточное отношение дополни-
«<? = 0;
контура
<7‘
Для дифференциала всегда справедливо соотношение ipq +
+ ipr = 1, следовательно, 1 — Kpq = ipr. Поделим числитель
и знаменатель в выражении (IV.74) на im и введем обозначения:
_ • • _ по
hpr - Iqplpr - п<_0
тельной передачи от двигателя к ведомому валу при
гор<,о = iopKpqiqo — передаточное отношение замкнутого
от двигателя к двигателю при пг = 0. Тогда получим
iqpipr .. , или { = jppr .
1 — l0pKpqlq0 1 lepqo
(IV.75)
Поделив числитель и знаменатель выражения (IV.75) на ipqiq<)
и помня, что
i — 1____[ • i — —_____!___—____!_____— 1чг
ЧР Iqn Ipr irp - {_irq J 1 - Z(?r_l ’
lqr
получим
• ___ lprlqplaq _______ loqlqr
т ioqiqpipo — 1 1 ioqiqpipn 9
ИЛИ
L
ioqr
laqpQ
221
Здесь iQqr — передаточное отношение основной передачи от двн
гателя к потребителю при пр = 0; iQqpQ — передаточное отно*
шение замкнутого контура при пг в обратной последовательности
по сравнению с передаточным отношением /0^0:
_ 1
lOpqO
На рис. IV.23 представлена зависимость " iT = f G’o^o), пот
строенная по формуле (IV.75), причем
Рис. IV.23. Характеристика замкнутой пере-
дачи
iQpr = 1 = const;
_ 1 _ 1
topqo~ ioqpo ~ iKA J
~ = lqr>
где A = const — постоян-
ная составляющая переда-*1
точного числа замкнутого
контура в направлении
OqpQ. Из графика видно/
что при i0<7P0 —» + оо имеем
tr-*»oPr= 1 («»-* 0); при
i<№0 1 будет iT -* ± со
(пг —»0).
Формулы (IV.75) и
(IV.76) можно представить
и в другом виде, используя
выражение (IV.73):
п, _ . _ 1 _ 1 =
n0 r0 i-or if
tpo________lpqlqo
1 — Ipq 1 — ipq
..______+ .............. = ._______________!— + 1 = _L + .
IqP ipqlop 4q — ioqiqp Цр (1 — ipq) hq U iqp) ^Oqr lopr *
~i-----irpo-^irqo> ir — hr — ~i т~/ • (IV.77)
lT 4 lrpo I lrqo
Диапазон передаточных отношений. Диапазон передаточных
отношений передачи представляет собой частное от деления макси-
мального передаточного отношения замкнутой передачи iT на
минимальное 1", которые соответствуют максимальному и мини-
мальному передаточным отношениям в КП или трансформаторе:
in
_ l0qr ;п l0qr
Т ~ 1 —i ’ Т ~ 1 — 1п ‘
1 lQqpQ 1
222
диапазон передачи с учетом этих выражений будет равен
л _______________________ 1 iftqpQ
Т~ in “ in ‘ ‘
lT l$qr 1 lQqpb
Имея в виду, что диапазон передаточных отношений трансфор-
матора или КП, включенной в замкнутую передачу, получается
делением их максимального передаточного отношения iK на мини-
мальное i", т. е.
J __ _____ l0qp0 _ l0qr _ l0q
К in 7" in ’
^OqpO l0qr b0q
получим
i ____________________________;n ____________ i
dT = dK ----, (IV.78)
или
= (IV.79)
l0qp0 ~ 1
Выделяя из передаточного отношения замкнутого контура iOqpO
его постоянную часть iqp0 = А = const и обозначив iOq = iK,
получим
inKA — 1 i'KA—d, , „
dT —--------:—, или dT = —-----------. (IV.80)
i"A —j— 'к"4 — 1
K dK
Из выражений (IV.80) видно, что при заданных параметрах КП
или трансформатора (iK, /«, dK) dT есть функция постоянной со-
ставляющей передаточного отношения замкнутого контура А.
При анализе зависимости dT = f (iOqPO) = fi (Л) следует учи-
тывать, что при t0?p0 = 1 будет iT =~~ = °°> т. е- пг = 0.
При переходе iOqpO через единицу пг переходит через нуль и
меняет знак, a iT переходит через со и также меняет знак.
Если передаточные отношения iT, диапазон изменения ко-
торых нужно определить, расположены по обе стороны от iT = со
и имеют различные знаки, то диапазон их изменения как отно-
шение теряет физический смысл. Поэтому вопрос о диапазоне
передаточных отношений можно рассматривать лишь для тех
замкнутых передач, у которых с изменением iK передаточное от-
ношение замкнутого контура не переходит через единицу, а обо-
роты выходного вала не переходят через нуль. Такие передачи
образуют две группы: 1) ioqPom^ = i'oqPo< 1; 2) io,Pomln = ioqpo>
223
Передаточное отношение трансформатора iK может быть кщ
положительным (например, для гидротрансформатора прямого ход®
автомобильных соосных КП), так и отрицательным (фрикционный
трансформатор, несоосные КП тракторов й гусеничных машин),
Для анализа функции dT — f (Л) взяты следующие конкрет
ные данные: dK = 5, 1к — +1 (рис. IV.24). Расчетная формул!
Л — 1
имеет вид dT =
Рис. IV.24. Зависимость диапазона замкнутой передачи
от ее параметров
На этом же графике приведены зависимости iT и i" от пара-
метра А для тех же условий, помогающие уяснить связь между
изменением передаточных чисел iT и диапазонов dT.
Из графика на рис. IV.24 следует, что диапазон передачи ме-
няется в очень широких пределах:
1) при — оо < Л < 0 имеем 1 < dT < dK; при Л = 0 (т. е.
пр = 0) dT = dK;
2) при 0 < Л < -4- имеем dK < dT < оо; при Л = -4- (т. е.
пг = 0; iT = оо) dT = оо;
224
3) при < А < 1 имеем — оо < dT <0; при А = 1 (i" =
= <х>; ппг = 0) dT = 0; в этом интервале iT переходит через нуль,
обороты выходного вала на низшей и высшей передачах имеют
различное направление, iT и i" имеют разные знаки, 4 не имеет
физического смысла;
4) при 1 <Л <оо имеем 0 <ZdT <1, причем в интервале
1 < А <1,2 будет > dK, а при А > 1,2 имеем -^—'<4;
здесь с увеличением передаточного числа в КП передаточное число
передачи уменьшается и наоборот.
На графике приведены также зависимости t0wo и i^p0 от А,
что позволяет одновременно проследить и зависимость <4 =
= /2 (ioapo)- В частности, при iOqpO = 1 будет dT = ± оо; при
г'о^о = 1 будет 4 = 0.
Схемы замкнутых дифференциальных передач, представляю-
щие реальный интерес для транспортных машин, как видно из
графика, укладываются в довольно узком интервале 41 измене-
ния величины А. Могут представить также интерес схемы в ин-
тервале 4г, в которых передачи в КП придется использовать
в обратном от обычного порядке (для получения высшей скорости
включать низшую передачу и наоборот).
Следует отметить, что выводы, сделанные выше, имеют общий
характер и справедливы для передач с любыми частными зна-
чениями t" и dK. Так, если iK <0 и = —1, то расчетная фор-
мула примет вид dT = _А __ 0 2 и график функции dT — (Л)
будет иметь тот же вид, что и на рис. IV.24, но при этом величины А
везде поменяют свой знак на противоположный.
При С #= +1 гамму передаточных чисел КП можно привести
к ряду с i" = ± 1, если вынести за пределы КП постоянное пере-
даточное отношение i" и включить его в величину А. Тогда и
в этом случае останутся справедливыми зависимости на рис. IV.24
и соответствующие выводы.
Мощности, передаваемые ветвями передачи. Если пренебречь
потерями в передаче и принять т]Ог = Лт = L то сумма мощно-
стей на входе и выходе из передачи No + Nr — 0. Уравнение рав-
новесия в точке А передачи (см. рис. IV.22)
А40 + Mq + Мр = 0,
где
Mq ^dqtqQi М.р == MplpQ*
Так как моменты на звеньях дифференциала соответственно
равны
М9 = —Mrirq и Мр = —Mrirp,
15
Н. А. Носов
225
то уравнение равновесия в точке А будет иметь вид
М о Ч" Mrirqiq[) Ч" AArirpipQ = 0.
Уравнение баланса мощности
JV.0 — AfflAlo = Mrirpip()ft q
= Nq + Np = —Nr = —Mrtin
где Nq — мощность, передаваемая через трансформатор (ветвь
0</r); Np — мощность, передаваемая вспомогательной ветвью пере-
дачи (Орг). Отсюда
Nq Nq Nlrirgiggtlg
Ng N r Mr1lr
= = ^T^rq^ ~
Ip 1
loqr 1 iqqpQ ’
= . (IV.81)
4 1 — lQqpQ
Соответственно
Np ___ Np __ NIrirpipg^g __
Ng Nr M-rtlf
ip 1
iqpr 1 iopqo '
______ Ng __________ Ngjggpg
™p — 1 i
1 “ iqpqo
iqqpo — 1
(IV.82)
Отношение мощностей, нагружающих ветви передачи,
Баланс мощности 1
Д',+ «, = «» (у-U- + = М>.
4 р \ 1 — loqpQ hqpQ 1 J
Как видно из полученных выше формул, распределение по-
токов мощностей по ветвям передачи полностью определяется ве-
личиной передаточного числа замкнутого контура ^ро или iop/7o-
На рис. IV.25 представлены графики функций Nq = -у^- и
Np = -у-в зависимости от iOqpO. Анализируя эти графики, можно
сделать следующие выводы: _
1) при любом значении iOqpO имеет место равенство Nq + »v
+ Np = 1, т. е. сохраняется баланс мощности Nq + Np = No',
226
2) с изменением отрицательного значения t0(?p0 от 0 до — оо
величина N4 падает от 1 до 0, a Np возрастает от 0 до 1;
3) с увеличением положительного значения t0(7P0 от 0 до 1
значение N4 возрастает от 1 до +&о, a Np уменьшается от 0 до
—оо; через основную ветвь передачи во всем интервале прохо-
дит мощность, превышающая подводимую к ней извне от двига-
теля; ______________________________________
4) с увеличением iQ(/p0 от 1 до Н~оо значение Np падает от —оо
до 0, a Np уменьшается от Н~оо до 1. Вспомогательная ветвь Орг
во всем интервале передает мощность, превышающую подво-
димую.
Рис.*1У.26. Схемы потоков мощ-
ности в замкнутой передаче
Циркуляция мощности. Следует обратить внимание на то,
что мощность, нагружающая отдельные ветви передачи, если ее
величина превышает подводимую извне мощность, является фик-
тивной, она циркулирует внутри передачи и не может быть ис-
пользована для совершения полезной работы. Поэтому указанное
явление не обнаруживает никаких противоречий с законом со-
хранения энергии.
Однако наличие фиктивной циркулирующей мощности, пере-
гружающей ветви замкнутой передачи, приводит к увеличению
внутренних потерь в передаче, т. е. к снижению к. п. д., повыше-
нию тепловыделения и износа ее элементов. В связи с этим на-
личие циркуляции мощности в силовых передачах является в боль-
шинстве случаев нежелательным.
При i0<7P0 = 1 имеем iT — = оо (пг = 0), выходной вал
передачи не совершает работы (Nr = 0). Вся подводимая от дви-
гателя энергия в этом случае расходуется внутри передачи на
трение и превращается в тепло, к. п. д. передачи равен нулю.
Характер распределения потоков мощности в замкнутой передаче
с учетом потерь мощности внутри ее при различных значениях t0(?p0
приведен на рис. IV.26: при iOppO < 0 циркуляции мощности нет
(рис. IV.26, а); при 0 < i04P0 <. 1 циркулирующая мощность N4
15* 227
перегружает основную ветвь Oqr, т. е. коробку передач
(рис. IV.26, б); при 1 < i0(7PO < оо циркулирующая мощность
перегружает дополнительную ветвь Орг (рис. IV.26, в).
Циркуляция мощности в замкнутых передачах может быть
использована в установках для испытания силовых передач.
Такие установки обычно имеют i0qp0 = const. Установки с iOqpO =
= 1 (рис. IV.27, а) не требуют затрат мощности на тормоз, так
как вал г неподвижен. Здесь дифференциал Д выполняет роль
нагрузочного устройства. Нагрузка Р, приложенная к водилу,
передается на солнечную шестерню и эпицикл и обеспечивает уп-
ругий момент на валах и нагрузку на зубьях шестерен испытуем
Рис. - IV.27. Замкнутые стенды с циркулирующей
мощностью
мой КП, входящей в замкнутый крнтур. Если привести установку
в движение, то в зацеплении зубьев шестерен будет производиться
работа, пропорциональная скорости вращения колес и величин©
приложенной нагрузки. Увеличивая нагрузку (или скорость),
можно получить значительные мощности, циркулирующие внутри:
замкнутого контура и нагружающие испытуемую КП.
Затраты мощности в установке, которые должны будут вос-
полняться двигателем стенда, определяются лишь потерями энер-
гии в стенде, т. е. величиной N4 (1 — т]ст), где и]ст — к. п. д/
стенда с испытуемой КП.
В установках с i0qp0 =# 1 (рис. IV.27, б) в качестве нагружа-'
теля могут быть использованы муфты скольжения М (гидравли-
ческие, электрические, фрикционные). Здесь, как и в установках
с дифференциалом при io<?po #= 1 (когда необходимо тормозить
вал г), будут иметь место дополнительные потери энергии на сколь-
жение в нагрузочных муфтах.
К. п. д. передачи. К- п. д. замкнутой передачи зависит как
от к. п. д. отдельных ее элементов, так и от величины мощности,
передаваемой ветвями передачи, причем влияние последнего фак-
тора является весьма существенным, а при некоторых значе-
ниях Z0<7PO определяющим.
К. п. д. передачи может быть выражен как отношение ее си-
лового передаточного отношения к кинематическому:
Т] = <г = fo<?r (1 — Мро) _ (1 — Мро) Лорг , (IV.84)
т lT (1 — Lqpo) 1 — МроЛорро
228
ИЛИ
(IV.85)
_ (1 — *ор<;о) ^opr
1 — 'орроЛорро
При вычислении т]0(?г, т]орг, т]0<7Р0, т]ОррО, входящих в т]г, необходимо
учитывать распределение и направление потоков мощности
в ветвях передачи, в дифференциале и замкнутом контуре в целом.
Для этого силовые передаточные отношения, входящие в выраже-
ние для iT, разбиваются на элементарные составляющие, величина
которых определяется по методу Крейнеса с учетом направ-
ления потока мощности, it = , где х{ = ±1. Если передаточ-
ное отношение взято как отношение оборотов ведущего звена
к ведомому, т. е. в направлении передачи потока мощности, то
х = +1, если в обратном направлении, то х = —1. В сложных
случаях, когда направление потока мощности не очевидно, ве-
личина х определяется из выражения
. it diT
Х = Sign------3г-.
а iT дц
Рассмотрим бесциркуляционную передачу с i0pp0 (потоки
мощности представлены на рис. IV.26, а). Развернем выражение
для iT так, чтобы элементарные соответствовали направлению
потоков мощности (предварительно сделаем подстановку iqp =
= 1 - iqrY
: _______________loqlqr______________ • __________
Т 1 го<? (1 гро ’ т
V /
Очевидно, что здесь xOq = +1; xw = +1; a xqr определяется
из выражения
1 —
V = signA-.i = sigI1T-J^. (IV.86)
lT ULqr 1 loqpo
Тогда расчетная формула для т]г будет иметь вид
_ (l-‘owo)4V’r
Чт* —
1 if>q'рО 0 iqr^.qr ) ЛОрЛор
По аналогии получим второе выражение.
(1 ~ W) К1#-'
1 ^Op^qO 0 *ргЛргГ) ЛорЛор
в котором
1 iep
xPr = sign .
I — ‘0р<?0
(IV.87)
(IV.88)
(IV.89)
229
Для замкнутой передачи, в которой 0 < iOqpO < 1 (потоки
мощности см. на рис. IV.26, б), к. п. д. определяется выражением
(IV.84), а в диапазоне 1 < iOqpO <оо (или, что то же самое*
О < 4р?о < 1) — выражением (IV. 85). Нетрудно убедиться,
что передаточные числа в этих выражениях расположены в на-
правлении потоков мощности, действующих в передачах. В пер-
вом случае основной поток передается в направлении Oqr, цир-
куляция мощности происходит в направлении OqpO. Во втором!
случае основной и циркулирующие потоки мощности передаются
в направлениях Орг и OpqO. Если разложить силовые передаточ-
ные отношения в этих выражениях на составляющие элементы
и сделать подстановки ipq — 1 — ipr и iqp = 1 — iqT, то получим:
т] =-----О-W)<V-------------- (iv .90)
Т]г =----(1 ~ WSV------------ (IV.91)
Очевидно, что здесь, как и в предыдущем случае, X<iq — +1;
Хро = +1; хОр = +1; xqQ = +1, а значения xqr и хрг опре-
деляются по формулам (IV.86) и (IV.89). Анализируя эти выражен
ния, получим: >
1) в диапазоне — оо < iOflPO < 1 при — оо < 1 бу-
4 10Р
дет xqr = +1; при 1 <оо будет xqr = —1;
10Р
2) в диапазоне 1 <i0<?po <оо (1 > iqpq0 > 0) при — оо <,
<4~ < 1 будет хрг = +1; при 1 <со будет хрг = — 1;
3) при ~~ — = 1 имеет место блокировка дифференциалв-
1ор loq
кого -механизма, потери в нем отсутствуют:
xqr = xpr = 0; ^==^'==1.
К. п. д. передачи, в которой имеет место блокировка дифферен-
циала, выше.
Если принять, что величины т]Орг, т]орг, r]Oqpr, r]Opqr вычислены
в соответствии с изложенными выше правилами, и их значения
равны: = 0,98; Порг = 0.94; т)орро = т)оР(?о = 0,92, то,
используя формулы (IV.84), (IV.85), можно получить зависи-
мость т)г = f (iQqp0). Эта зависимость представлена на рис. IV.23,
из которого видно, что:
1) при iOqpO -> ± оо (iOppO 0) будет г]г ПорН
2) при ioqpo = 0 будет т]г -
3) в зоне, близкой к iQqp0 = 1, величина к. п. д. резко сни- .
жается; при i0?p0 = 1 имеем = 0;
230
4) из сравнения полученного графика с графиком на Нис. IV.25
видно, что чем больше значение циркулирующей мощности в пе-
редаче, тем ниже ее к. п. д.
Передачи с дифференциалом на входе
Методика исследования замкнутых передач с дифференциалом
на входе аналогична изложенной выше.
Передачу типа б (см. рис. IV.22) можно свести к передаче типа а,
если поменять местами двигатель Дв и нагрузку П. В этом слу-
чае передаточное отношение передачи типа б имеет вид
1 __ 1 — (0Р<?0
1т 1орг
= —. (IV.92)
l0pr
Эта зависимость'(рис. IV.28) будет
отличаться от зависимости iT —
= f (ioqpo) лишь расположением
экстремальных точек: при i0qpo =
= 1 имеем i* = 0; при ioqPO~ О
имеем ir = + оо; при i’ogpo = + оо
будет ir = -Д-. Диапазон1 пере-
fopr
дачи d*T =-£_ = dT опреде-
т
ляется выражениями, тождествен-
ными ранее полученным, так как:
•*' _ 1 •*/! ___ 1
•'т —т": •'т —т~ *
Рис. IV.28. Характеристика пере-
дачи с дифференциалом на входе
Изменение направления потока мощности через замкнутую
передачу на обратное, связанное с изменением направления вра-
щения звеньев или направления усилий, приводит к изменению
направления потоков мощности и в ветвях передачи. Распреде-
ление потоков мощности в ветвях передачи типа б будет соответ-
ствовать формулам (IV.81) и (IV.82) и графику на рис. IV.25,
если в них значения iOqpO заменить на ioqPo = • 1 = ioPqo
loqpo
или поменять местами обозначения Nq и Np. Объясняется это
тем, что последовательность OqpO в передаче б (см. рис. IV.22)
соответствует обратной последовательности в передаче а. Мощности
в ветвях передачи б в связи с этим будут определяться выраже-
ниями:
А7* ___ __ л/* ___ М) _
1 — lOqpQ 1 tQp^ 1 — W 1 ~ Z°W
231
К- п. д. передачи с дифференциалом на входе вычисляется пд
формуле
—*
* I т
Пг =тг-
1т
Эта зависимость на рис. IV.28 построена при т]орг > т]Орг. Ана-
логичной в общем является и зависимость т]* = f (ioqpo), однакд
здесь есть одна отличительная особенность. Известно, что в ме-
ханизмах, у которых г, < 0,5, при изменении направления пере-
дачи мощности на обратное (как в нашем случае у передачи с диф-
ференциалом на входе) возникает явление самоторможения.
Так, в зоне d на рис. IV.23 (передача типа а) т]г < 0,5 (при iowo —>
—> 1), а у передачи типа б будет т|* = 0 (зона d на рис. IV. 28),
т. е. имеет место самоторможение. Практически эта область за-
нимает диапазон примерно 0,9 < i0qp0 <1,1, причем чем ниже
к. п. д. замкнутого контура (т]07Р0, Лор?#)» тем шире указанный
диапазон.
Полученные выше_аналитические и графические зависимости
наглядно свидетельствуют о том, что основные величины, характе-
ризующие замкнутую передачу (передаточное отношение, диапа-
зон передачи, распределение потоков мощности, к. п. д.), зависят
в основном от одного определяющего параметра — передаточного
отношения замкнутого контура.
В заключение можно сделать следующие выводы об общих свой-
ствах замкнутых передач.
1. При i0(?po <0 циркуляция мощности отсутствует, к. п. д.
передачи высок, dT < dK.
2. При 1 > i0qpo > 0 циркуляция мощности перегружает КП,
к. п.д с увеличением iOqpO резко падает, при iOppO = 1 будет
t|r = 0 и dT > dK.
3. При оо > iOqpO > 1 циркуляция мощности перегружает
дополнительную передачу, к. п. д. ее возрастает с увеличением,
ioqpo. В интервале 2 > iOqpO > 1 будет | Nq | > | No | и d* =
= -j— > dK-, в интервале оо > iOqpO > 2 будет | Nq | < | N() |
и d*T <ZdK. Примечательно, что зависимость dT > dK всегда имеет
место при |VJ>|A0|. При | Nq\ < | No\, наоборот, dT <ZdK.
4. Передачи с дифференциалом на входе по ряду показателей
(наличие области самоторможения, более низкий к. п. д. в смеж-
ных с этой областью зонах, снижение к. п. д. при переходе на
высшие передачи и др.) уступают передачам с дифференциалом
на выходе и для транспортных машин менее рациональны.
Г л а в a V
Гидромеханические коробки передач
§ 1. ОБЩИЕ СВОЙСТВА И ХАРАКТЕРИСТИКИ
ГИДРОДИНАМИЧЕСКИХ ПЕРЕДАЧ
Под гидромеханической коробкой передач (ГМКП) понимается
коробка передач, включающая в себя гидродинамический пре-
образователь крутящего момента — гидротрансформатор. ГМКП
обладают рядом преимуществ по сравнению с обычными механи-
ческими ступенчатыми коробками передач (МКП), благодаря
чему они получили широкое распространение в мировой практике
производства колесных и гусеничных машин.
Главное преимущество ГМКП — это способность в относи-
тельно широком диапазоне непрерывно и автоматически изменять
скорость и крутящий момент на выходном валу в зависимости
от сопротивления. Кроме того, гидродинамические передачи об-
ладают высокой энергоемкостью, просты по конструкции и на-
дежны в работе, почти все их элементы практически не подвер-
жены износу. Гидротрансформатор в определенных пределах
служит демпфером крутильных колебаний, в три—пять раз сни-
жает динамические нагрузки на силовую передачу, обеспечивает
более устойчивую работу двигателя. Долговечность двигателя
и силовой передачи вследствие этого значительно возрастает.
Включение гидротрансформатора в силовую передачу позволяет
существенно облегчить управление машиной, а также за счет
более полного использования мощности двигателя повысить сред-
нюю скорость ее движения в сложных условиях. Плавное изме-
нение тягового усилия на гусеницах при установке на машине
ГМКП способствует повышению ее проходимости по слабым грун-
там и на крутых подъемах. Основным недостатком ГМКП по сравне-
нию с МКП является более низкий к. п. д., ч.то приводит к неко-
торому увеличению расхода топлива (в среднем на 5—8%) и вслед-
ствие этого к уменьшению пробега машин без перезаправки и
к необходимости системы охлаждения. При установке ГМКП умень-
шается эффективность торможения машины двигателем, затруд-
няется запуск двигателя буксировкой. В связи с резким сниже-
нием к. п. д. гидротрансформатора при увеличении нагрузки
Длительная работа его на режиме повышенного момента турбины
нерациональна, и поэтому диапазон экономичного регулирования
крутящего момента у него оказывается значительно ниже диа-
пазона, требуемого по условиям движения, особенно для машин
233
высокой проходимости, к которым относятся гусеничные машины.
Указанное обстоятельство и привело к необходимости установки
с гидротрансформатором дополнительной коробки передач —
ДКП (со значительно меньшим, чем обычно, числом передач),
к созданию гидромеханических коробок передач.
Гидродинамические передачи по характеру преобразования
механической энергии можно разделить на три группы: гидроди-
намические муфты (гидромуфты), гидродинамические пре-
образователи крутящего момента (гидротрансформа-
тор ы) и комплексные гидропередачи (комплексные ги-
дротрансформаторы), обеспечивающие работу одного
и того же агрегата в зависимости от нагрузок как в режиме ги-
дромуфты, так и в режиме гидротрансформатора.
Гидромуфты
На рис. V.1, а приведена принципиальная схема гидромуфты.
Гидромуфта включает в себя два центральных колеса: насос (Н)
и турбину (Т), помещенные в общий картер, заполненный рабо-
чей жидкостью. Направление потока жидкости в круге циркуля-
ции указано стрелками. Условием передачи энергии гидромуфтой
является отставание турбины от насоса (пн > пт), так называемое
скольжение. Чем больше величина скольжения, тем больший мо-
мент она передает, но тем ниже ее к. п. д.
Зависимость величины момента М, передаваемого гидромуфтой,
и ее к. п. д. т] от частоты вращения турбины при пн = const —
внешняя ^характеристика гидромуфты — представлена 'на
рис. V. 1,6*. Такой же вид эта характеристика будет иметь,
если по оси абсцисс откладывать величину = -у- (где 4 —
* Рабочие процессы и внутренние характеристики гидродинамических пе-
редач рассматриваются в курсе «Гидравлика и гидравлические машины».
234
передаточное число гидромуфты) или величину относительного
скольжения s = Пн ~~Пт' (в обратном направлении). Поскольку
на гидромуфту действуют только два внешних момента — мо-
мент насоса Мн и момент турбины М т, то из условия ее равно-
весия при установившемся движении вытекает: Мн + Мт = 0;
Мн=— Мт, т. е. крутящие моменты насоса и турбины равны по
величине и противоположны по направлению. Величина момента,
передаваемого гидромуфтой, определяется по "формуле (из тео-
рии гидромашин)
M = ^D5a, (V.1)
где ? — удельный вес рабочей жидкости в Н/м3; % — коэффициент
пропорциональности (коэффициент момента), зависящий от гео-
метрических параметров круга циркуляции и лопаточной си-
стемы; Da — активный диаметр гидропередачи (наибольший диа-
метр круга циркуляции) в м\ пн — частота вращения насоса
в об/мин.
По внешней характеристике гидромуфты с диаметром Da,
снятой при пн = const, можно вычислить величину
„ 1 ,
для различных значении — и построить так называемую безраз-
1г
мерную характеристику гидромуфты уХ = f-r- , которая в соот-
ветствии с законами подобия гидромашин является исходной для
расчета внешних характеристик серии геометрически подобных
и работающих на одной рабочей жидкости гидромуфт с различ-
ными Da и при различных пн = const. Эта характеристика
(рис. V. 1,6) по своему виду аналогична внешней.
К- п. д. гидромуфты
Nm МтПт пт 1
Nh. -^нпн ПН 1г
Между к. п. д. гидромуфты и ее относительным скольжением су-
ществует непосредственная связь
S = .пн-Пт =
пн 1г
Здесь относительное скольжение выступает как величина, тождест-
венно равная коэффициенту потерь.
Если в процессе работы гидромуфты турбина начинает об-
гонять насос (при пн = const), то изменяется знак величины сколь-
жения в гидромуфте, соответственно меняется и направление
передачи энергии: ведет турбина, насос становится ведомым (на-
пример, при торможении машины двигателем на спуске). Гидро-
муфта работает при этом в соответствии с левой частью характе-
ристики, изображенной на рис. V.2, а (для гидромуфты с прямыми
радиальными лопатками). При пуске двигателя буксировкой (если
235
считать скорость буксировки постоянной и п.т = const) работе
гидромуфты характеризуется левой частью графика на
Рис. V.2. Характеристика гидромуфты при ведущей турбине
Гидротрансформаторы
Характеристики гидротрансформаторов. Принципиальная схема
простейшего одноступенчатого гидротрансформатора приведена
на рис. V.3, а. В отличие от гидромуфты здесь имеется третье '
неподвижное лопаточное колесо — направляющий аппарат, или
реактор Р. Крутящий момент, возникающий в реакторе от воз*
действия проходящего через него потока жидкости, восприни-
мается картером передачи. Непременным условием преобразо-
вания крутящего момента является наличие внешней связи (опоры) :
у реактора. Если реактор освобождается от этой связи и начи- .
нает свободно вращаться, то гидротрансформатор превращается
в гидромуфту. ’ !
Для гидротрансформатора при установившемся режиме всегда .
будет справедливо уравнение равновесия
Мн + Мт + Мр = 0. (V.2)
Его внешняя характеристика представлена на рис. V.3, б.
Эта характеристика соответствует гидротрансформатору с опре-
деленной величиной активного диаметра Da и заданной частотой
вращения насоса пн = const. Она может быть получена расчет- .
ным или экспериментальным путем. Величины моментов опреде-
ляются по формулам (из теории гидромашин):
Мн — Мт = 'yktflnDa, Мр = — (Мт Мн), (V.3)
где и А,2 — коэффициенты момента насоса и турбины.
236
В гидротрансформаторах прямого хода, сохраняющих оди-
наковое направление вращения валов турбины и насоса, направле-
ния моментов Мн и Мт противоположны (на рис. V.3, б отло-
жены их абсолютные значения). Если принять за положительное
направление момента насоса, то тогда Мр — Мт — Мн. Отно-
шение абсолютных значений моментов = кТ называется
коэффициентом трансформации. Величина кт изменяется от мак-
симального значения кп при пт = О
(при «стопе») до кт = 0 при снятии
нагрузки (Л4т=0). В точке А харак-
теристики: | Мm | — | Afr|; Мр — 0.
Левее точки А направление
Мр (| Мт | > | Мн |) совпадает с на-
правлением Мн, правее (| Мт | <
< | Мн |) — с направлением Мт (за-
штрихованные площадки графика
на рис. V.3, б).
К. п. д. гидротрансформатора
__ Mmtlm__ КТ
Мнпн ip
Как видно из характеристики гидротрансформатора, величина его
к. п. д. с изменением нагрузки на турбину вправо и влево от
точки Б существенно снижается от своегд максимального зна-
чения до нуля при пт = 0 (Д- = О') и при Мт == 0 (кТ = 0),
что позволяет использовать гидротрансформатор лишь в сравни-
тельно узком диапазоне изменения передаточных чисел 4-,
*г
соответствующем приемлемому значению к. п. д.
На рис. V.3, в представлена безразмерная характеристика
гидротрансформатора. Строится она пересчетом из внешней,
полученной экспериментальным путем, и по виду ей аналогична:
^=-44--
(V.4)
237
В соответствии с законами подобия гидромашин эта характе-
ристика справедлива уже для целой серии подобных гидротранс-
форматоров различных размеров, работающих при различных
постоянных на величине оборотах насоса, и в дальнейшем она
служит исходной характеристикой при расчете внешних характе-
ристик подобных гидротрансформаторов.
Для обеспечения полного подобия гидропередач необходимо
выполнение геометрического (равенство углов и пропорциональ-
ность всех размеров модели и натуры, в том числе и шерохова-
тости поверхностей), кинематического (подобие полей скоростей)
и динамического (равенство чисел Рейнольдса Re) условий по-
добия. Если гидропередачи работают в условиях автомодель-
ности (независимости потерь от Re), что имеет место при доста-
точно высоких оборотах насоса и одинаковых относительных
шероховатостях поверхностей, то для полного их подобия доста-
точно геометрического подобия. Передачи больших размеров,
чем исходная, имеют, как правило, меньшую относительную
шероховатость и несколько большее значение к. п. д. Поэтому
внешние характеристики гидропередач, рассчитываемые обычно
по исходным (безразмерным) характеристикам, в случае значи-
тельных отклонений их размеров и частоты вращения от исходных
должны уточняться экспериментальным путем или подробным
гидродинамическим расчетом.
Прозрачность гидротрансформаторов. Увеличение нагрузки
на турбину, которое приводит к уменьшению частоты вращения пт,
достигающей нуля при максимальном моменте турбины, у разных
гидротрансформаторов оказывает различное влияние на величину
момента насоса, нагружающего двигатель. У одних типов гидро-
трансформаторов изменение внешней нагрузки на турбину никак
не отражается на величине момента насоса, которая остается
постоянной — Такие гидротрансформаторы, обеспечи-
вающие полную приспособляемость к изменению внешней на-
грузки и создающие для совмещенных с ними двигателей условия
работы в неизменном установившемся режиме, принято называть
непрозрачными.
Гидротрансформаторы, у которых момент насоса возрастает
с увеличением момента турбины <о) (конечно, лишь в зна-
чительно меньшей степени, чем у турбины), обладают прямой про-
зрачностью. У трансформатора с обратной прозрачностью момент
насоса с возрастанием нагрузки на турбину падает ( > о) •
На рис. V.4 приведены характеристики гидротрансформаторов
при п« = const. Для транспортных машин наиболее эффективными
являются гидротрансформаторы с прямой прозрачностью, ис-
пользующие при разгоне собственную приспособляемость дви-
гателя, что приводит к увеличению общего силового диапазона
моторно-трансмиссионной установки.
238
Параметры сравнительной оценки. Для сравнения гидро-
трансформаторов используются следующие величины (рис. V.5).
1. Максимальный к. п. д. r]max. Для современных гидротранс-
форматоров т]тах = 0,85-5-0,91. Максимальному к. п. д. соответ-
ствуют расчетные 'значения и ктр.
“ 1гр
г> м„
П
а)
М,
1
Рис. V.5. Параметры внешней характеристики гидро-
трансформатора
2. Коэффициент трансформации при остановке турбины (при
«стопе») /с™; у современных гидротрансформаторов кг0 = 2,1 4-5,6.
3. Силовой диапазон dK0 = . Для непрозрачного гидро-
мгпк
трансформатора dK0 = кт0. Для трансформатора с прямой проз-
рачностью dKQ > кт0.
239
Силовой рабочий диапазон dK = — диапазон изменения
Mm2
крутящего момента турбины в зоне к. п. д. Л > Липп- Здесь T)min
минимально допустимое значение к. п. д. гидротрансформатора
в процессе его эксплуатации; обычно r)min = 0,75 4-0,85.
4. Скоростной рабочий диапазон
J — П/П2 __ 2^1
* nmi
5. Коэффициент прозрачности (в литературе он иногда назы-
вается коэффициентом неприспособляемости) 77 = . У непро-
зрачного гидротрансформатора 77 = 1; при прямой прозрачности
77 > 1 (обычно /7=1,2 4-2,8); при обратной прозрачности 77 < 1.
Коэффициент прозрачности в рабочем диапазоне Пр = .
6. Энергоемкость, которая может характеризоваться расчет-
ными значениями или коэффициента момента насоса %1Р, или коэф-
фициента мощности по насосу kNP (Х1Р = 7,\6kNP). Чем больше
у данного типа гидротрансформатора %1Р или kNP, тем большую
мощность при прочих равных условиях (при равенстве пн и £)а)
может он передать.
7. Относительная величина минимального диаметра Dmtn =
_ Dmm (см рИС уд — конструктивный параметр, от вели-
чины которого иногда зависит возможность компоновки сложной
схемы ГМКП. Обычно Dmin = 0,23-5-0,47.
Характеристика гидротрансформатора может быть разделена
на три участка:
а) рабочий (Д-^Д-^Д-Д
б) начальный (о «с Д- <Д-').
\ h hi /
где к. п. д. гидротрансформатора имеет низкое значение, но в то же
время момент турбины достигает максимальной величины; на этом
участке выгодно работать в кратковременных режимах трогания
машины с места и начала разгона;
в) конечный участок (Д-<Д-^^—V здесь как
\ h2 h max / ’
к. п. д., так и преобразующие свойства гидротрансформатора до-
статочно низки (кт близок к единице или даже меньше ее). Оче-
видно, что использование гидротрансформатора на этом режиме
нецелесообразно.
Возможности улучшения характеристик. Рабочий участок ха-
рактеристики гидротрансформатора можно расширить за счет по-
вышения к. п. д. в диапазоне, расположенном правее точки кт —
= 1 (Д^ = = Мр = о). При переходе через
эту точку момент реактора меняет свой знак. Если при этом осво-
240
бодить реактор от внешней связи, то он начнет вращаться (со-
вместно с насосом или турбиной), и гидротрансформатор начнет
работать в режиме гидромуфты. Замыкание или размыкание внеш-
ней связи реактора осуществляется с помощью муфты свободного
хода при изменении знака Мр.
Гидротрансформатор такого типа получил название комплекс-
ного. Принципиальная схема его приведена на рис. V.6, а, харак-
теристика — на рис. V.6, б.
Преимущества комплексного гидротрансформатора перед обыч-
ным очевидны: в правой части характеристики при значительном
Рис. V.6. Комплексный гидротрансформатор '
выигрыше в к. п. д. и сохранении примерно тех же значений мо-
мента турбины он резко снижает нагрузку на двигатель. На высоких
скоростях движения по хорошим дорогам комплексные гидротранс-
форматоры обеспечивают более высокую топливную экономичность,
чем обычные гидротрансформаторы; поэтому они и получили пре-
имущественное распространение в транспортном машиностроении.
Дальнейшее улучшение характеристики комплексного гидро-
трансформатора может быть достигнуто разделением реактора на
две (или даже три) части. Каждая из них устанавливается на свой
автолог, что приводит к устранению на характеристике провала
к. п. д. в зоне перехода на режим гидромуфты. Принципиальная
схема и характеристика комплексного двухреакторного гидро-
трансформатора приведены на рис. V.7. Равновесие этого гидро-
трансформатора при установившемся движении определяется
уравнением
мн + мт + МР1 + МР2 = 0.
График на рис. V.7, б представляет собой совмещение трех харак-
теристик: гидротрансформатора 1, гидротрансформатора 2 и гидро-
муфты.
Гидротрансформатор 1 имеет объединенный реактор + Р2,
который работает как одно целое (Л4И + 7Ирг = Мр1:2) до точки
характеристики . При одном реакторе этот гидротрансформа-
1г1,2 1
тор перешел бы на режим гидромуфты в точке ,
1гм1
16 Н . А. Носов
241
Гидротрансформатор 2 имеет один реактор Р2 и турбину Т21
объединяющую в себе турбину первого гидротрансформатора 7\
и первый реактор Pr (Мт1 — Мп = Мт2). В точке характери-
стики -Д— будет Мл — 0 и Мт1 = Мт2, реактор начинает
вращаться вместе с турбиной, и гидротрансформатор 1 переходит
на режим работы гидротрансформатора 2, который, в свою очередь,
в точке -Д— (при МР2 — 0; Мт2 = Мн) переходит на режим
гидромуфты.
Рис. V.7. Двухредкторный ком-
плексный гидротрансформатор:
а — схема; б — характеристика
Для комплексного гидротрансформатора с тремя реакторами на
автологах построение схемы, характеристики и все рассуждения
аналогичны приведенным выше.
Чем больше кг0 у гидротрансформатора, тем больше на его
характеристике обозначается провал к. п. д. при переходе на ре-
жим гидромуфты, тем более целесообразным становится примене-
ние разрезного реактора.
Между основными параметрами гидротрансформаторов раз-
личных типов существует вполне определенная зависимость, ко-
торая отчетливо выступает из сравнения трех расчетных харак-
теристик (сплошная штриховая и штрих-пунктирные линии) трех-
колесных гидротрансформаторов, представленных на рис. V.8. Из
графика следует, что с увеличением расчетного значения переда-
точного отношения гидротрансформатора увеличиваются (что
hp
является положительным фактором):
а)----максимальное значение к. п. д. гидротрансформатора т)тах
1
и ----
1г max ’ 1
б) к. п. д. в зоне перехода на режим гидромуфты г\гм = ——;
провал к. п. д. в этой зоне уменьшается; **
в) прозрачность П;
г) энергоемкость гидротрансформатора, т. е. величина
242
С другой стороны, с возрастанием 4- ухудшаются преобра-
зующие свойства гидротрансформатора (снижается величина кго)
и его компоновочные качества (уменьшается £>min). Наиболее на-
глядно эта взаимосвязь иллюстрируется графиком на рис. V.9.
Рис. V.8. Влияние расчетного передаточного числа на характе-
ристику гидротрансформатора
Таким образом, одновременное достижение оптимальных значе-
ний всех параметров, характеризующих совершенство гидротранс-
форматора, как видно из вышеприведенных обобщенных зависимо-
стей, не представляется возможным.
Некоторое общее улучшение характе-
ристик гидротрансформатора может
быть достигнуто лишь за счет значи-
тельного усложнения его конструк-
ции: введения нескольких ступеней
турбины, реактора, насоса, установки
поворотных лопаток и т. д. Поэтому
характеристики реальных гидротранс-
форматоров, применяемых в практике
транспортного машиностроения, пред-
ставляют собой тот или иной компро-
мисс в выборе соотношений величин
Птах» Нгк» уХ1р, С ОДНОЙ СТОрОНЫ, Кт0
и Z)mln — с другой, и степени кон-
структивной сложности — с третьей.
Рис. V.9. Зависимость основных
параметров гидротрансформа-
тора от расчетного передаточного
отношения
16*
243
Классификация современных гидротрансформаторов. Все мно-
гообразие встречающихся в практике гидротрансформаторов как
по их конструкции, так и по характеристикам очень трудно улф!
жить в достаточно стройную и последовательную классификацию^
Объясняется это тем, что на общие закономерности, которым под-
чиняются их характеристики, накладывается влияние таких до-
полнительных факторов, как уровень опытности проектировщиков
фирмы, качество профилирования лопаточной системы, степей^
доводки узла, уровень технологии производства и т. д. К тому же
ряд конструктивных решений (например, блокировка гидротранс-
форматора или использование его в качестве комплексного) зД-
J-4- JL
1гз 1гп h
Рис. V.10. Характеристика бло-
частую определяются частными сооб-
ражениями.
Если пренебречь вышеуказанными
дополнительными факторами, то су-
ществующие гидротрансформаторы
можно подразделить на укрупнен-
ные группы (табл. V.1).
К группе I относятся одноступен*
чатые трехколесные блокируемые не*-
прозрачные гидротрансформаторы’
с малым -Д-(—0,6). Они имеют боль-
r»L. v.iu. л арак герметика оло- г? / \
кируемого гидротрансформатора ШУЮ величину кт0 (до шести) и неболь-
шие значения т]гл(, поэтому использова-
ние их на режиме гидромуфты, если это и возможно конструктивно,
нецелесообразно. Колеса таких гидротрансформаторов, блокиру-
ются при достижении -Д—, соответствующего т]т1п, и передачу
1гБ
превращается в механическую (рис. V.10). Их характеристике
располагаются в левой части графиков на рис. V.8 и V.9. К этой
же группе следует отнести и используемые в качестве комплекс-
ных непрозрачные гидротрансформаторы «Уайт» и «Трилок».
К группе II относятся одноступенчатые трехколесные комплекс-
ные (с одним реактором) прозрачные гидротрансформаторы с боль-
шим -Д- . Они имеют меньшие значения кг0, но более высокие
1гр
Лтах и Лгл и обладают существенной прямой прозрачностью (пра-
вая часть графиков на рис. V.8 и V.9). Большее, чем у I группы,
позволяет использовать их в режиме гидромуфты при высо-
ком к. п. д. Ведущая и ведомая части гидротрансформаторов этой
группы для улучшения характеристик на режиме гидромуфты (за
счет некоторого снижения преобразующих свойств) выполняются,
как правило, симметричными в меридиональном сечении.
Первые две группы включают в себя простейшие в конструк-
тивном отношении модели гидротрансформаторов с минимальным
(три) числом рабочих колес: один насос, одна турбина, один реак-
244
тор. Улучшение характеристик гидротрансформаторов одновре-
менно по всем параметрам (повышение к. п. д. и прозрачности при
сохранении высоких преобразующих свойств или наоборот), до-
стигается только за счет существенного усложнения их конструк-
ции: применения нескольких ступеней турбины, насоса и реактора;
поворотных лопаток в рабочих колесах; включения в конструк-
цию гидротрансформатора зубчатых передач.
Группу III составляют комплексные гидротрансформаторы
с двумя реакторами на автологах. Их
рис.‘¥.7, б) за счет малых -г~— (подгруппа
характеристики (см.
II 1а) имеют высокие
значения кг0, а применение
двух последовательно разбло-
Рис. V.12. Многоступенчатые гид-
ротрансформаторы: а — с двумя
ступенями турбины; б — с тремя
ступенями
Рис. V, 11. Схема гидро-
трансформатора с одной
ступенью насоса на авто-
логе
кирующихся реакторов позволяет устранить провал к. п. д. при
переходе на режим гидромуфты. Таким образом, по сравнению
с гидротрансформаторами группы II здесь может быть достигнуто
как повышение преобразующих свойств, так и расширение зоны
высокого к. п. д., т. е. рабочего диапазона гидротрансформатора,
при сохранении относительно высокой прозрачности. По своим
характеристикам к этой группе приближается гидротрансформатор
II группы ВАТТ-2.
Подгруппа Шб по своим характеристикам представляет даль-
нейшее совершенствование гидротрансформаторов в направлении
повышения их к. п. д. в зоне перехода на режим гидромуфты. Пре-
образующие свойства их невысоки. Следует отметить комплексный
гидротрансформатор «Дайнафлоу», который помимо двух реакто-
ров на автологах имеет дополнительную ступень насоса, соединен-
ную с основной также через автолог (рис. V.11). При трогании
с места вторая ступень насоса свободно вращается. С основным
насосом она блокируется при 4- = 0,65. Переход на гидромуфту
1г
осуществляется при очень высоком к. п. д. т)^ = 0,92.
К группе IV относятся двух- и трехступенчатые гидротранс-
форматоры (с двумя или тремя ступенями турбины, жестко свя-
занными между собой и имеющими одну угловую скорость). Уста-
новка второй ступени турбины перед насосом (рис. V.12, а,
245
•g Таблица V.l. Основные параметры современных гидротрансформаторов
Группа Тип гидротрансформатора Модель о ь: х сз S .01 я Ё IQ
AEG 5,6 0,9 0,84 0,4 — — 5,8 0,23
Тр-407 («Уайт») 3,1 1,1 0,89 0,6 — 2,1 17,3 0,29
Одноступенчатые прозрачные Блокируе- мые МВТУ 4,76 1,0 0,8 0,4 — — 8,35 0,24
I не- НАМИ 4,4 1,03 0,82 0,61 — 1,1 9,8 —
Комплекс- «Уайт» 3,7 1,05 0,89 0,6 0,81 — — 0,297
ные «Трилок» 3,74 0,92 0,8 0,6 0,72 2,2 19,6 0,268
Газ-13 («Чай- ка») 2,5 2,08 0,88 0,7 0,84 — 24,1 0,31
II Одноступенчатые комплексные прозрачные с одним реактором М-21 («Волга») «Форд» 2,1 2,1 2,58 >2 0,89 0,91 0,8 0,79 0,88 0,89 — 21,3 0,326 0,326
«Студебеккер» 2,15 >2 0,9 0,76 0,87 — — 0,362
ВАТТ-2 3,35 1,72 0,88 0,5 0,81 1,04 9,18 0,467
Ша Одноступенчатые двумя реакторами с комплексные с небольшой про- «Алиссон» МАЗ 4,0 3,42 1,17 1,18 0,85 0,82 0,55/0,85 0,6/0,8 0,85 0,82 1,35 1,24 11,1 10,3 0,460 0,460
зрачностью . гтк-п-т 4,1 1,2 0,88 0,54/0,68 0,84 j 11,7 .0,460
Шб Одноступенчатые ком- плексные с двумя реак- торами с большой про- зрачностью С одной ступенью насоса ЗИЛ-111 «Крайслер»
С двумя ступенями насоса «Дайнафлоу»
IV Двух- и трехступен- чатые прозрачные бло- кируемые Двухсту- пенчатые «Твин-Диск» «Джиемси-Коч» НАМИ «Ультраматик»
Трехсту- пенчатые «Твин-Диск» ЗИЛ «Лисхольм- Смит»
V Управляемые трехступенчатые «Крупп»
Осо- бая Дифференциальные комплексные «Дайнафлоу», 1956 г.
2,45 2,6 2,8 2,16 0,88 0,88 0,7/0,81 0,65/0,78 0,87 0,87 _\ 2,7 19,9 \ 24,1 0,314\ 0,310 1
2,25 2,0 0,92 0,64/0,71 0,92 — — 0,357
3,85 2,0 0,85 0,52 — — — —
4,1 —2,0 0,86 - 0,465 — — — 0,274
3,8 2,3 0,826 0,51 — 0,9 8,1 0,261
2,9 3,6 0,85 0,67 — 2,4 21,3 0,354
5,0 2,1 0,85 0,45 — — — 0,269
4,8 1,7 0,836 — — — — 0,264
5,18 1,12 0,82 0,46 — 0,86 7,65 0,27
5,0 1,87 0,85 — — — — —
2,45 —2,0 0,92 0,74 0,88 — — 0,347
гидротрансформатор «Твин-Диск») приводит к одновременному по*
вышению как преобразующих свойств, так и прозрачности гидро-
трансформатора. Дальнейшее увеличение преобразующих свойств
достигается установкой третьей ступени турбины при двух реакто*
рах (рис. V. 12, б, «Лисхольм-Смит», ЗИЛ). Двух- и трехступенча-
тые гидротрансформаторы имеют сравнительно невысокое значение
к. п. д. (цтах = 0,82ч-0,86). Их колеса явно несимметричны в ме-
ридиональной плоскости, поэтому они не работают в режиме гидро-
муфты и должны блокироваться при достижении соответствующего
передаточного отношения. Внутри IV группы гидротрансформато-
ров имеет место такая же взаимосвязь между основными пара-
Рис. V.13. Схема дифференци-
ального управляемого ком-
плексного гидротрансформатора
метрами, как и представленная на
рис. V.9: с увеличением кг0 умень-
шается прозрачность и т)1Пах.
К V группе относятся управляе-
мые гидротрансформаторы. Они обо-
рудуются поворотными лопатками
у насосного колеса или реактора. Из-
менение угла поворота лопаток в за-
висимости от нагрузки на турбину
(осуществляемое обычно автоматичё-л
ски) позволяет снизить потери на
удар в широком диапазоне нагрузок,
и получить более пологую кривую ‘
к. п. д. влево от т]тах, т. е. расширить диапазон высокого к. п. д.
и увеличить преобразующие свойства гидротрансформатора. При-
менение поворотных лопаток в гидротрансформаторе хотя и при- '
водит к существенному, улучшению его характеристик, однаксК
значительно усложняет и удорожает конструкцию. С поворотными /
лопатками насоса выполнен гидротрансформатор фирмы «Крупп»"
для тепловозов, с поворотными лопатками реактора (конструк-
тивно это решается проще) — «Дайнафлоу» (рис. V.13), «Турбо-,
глайд». *
К особой группе относятся гидротрансформаторы, включающие .
в себя элементы механических (зубчатых) передач — дифферен-
циальные гидротрансформаторы. Это дальнейшее усложнение кон-
струкции также имеет целью одновременное повышение к. п. д.,
прозрачности и преобразующих * свойств. Гидротрансформаторы
этого типа в литературе иногда называют многотурбинными. Они
имеют две или три ступени турбины, связанные между собой и
с другими колесами гидротрансформатора дифференциальной пере-
дачей с двумя степенями свободы. Ступени турбины имеют различ-
ное число оборотов, соотношение которых изменяется с изме-
нением нагрузки. Наличие дифференциальных связей между
турбинными колесами расширяет возможности воздействия на ха-
рактеристику трансформатора и улучшает его экономичность и
преобразующие свойства. Представителями этой группы могут
служить те же модели: «Дайнафлоу» (рис. V.13) и «Турбоглайд».
248
Дифференциальные гидротрансформаторы составляют уже про-
межуточное звено между собственно гидротрансформаторами и
гидромеханическими передачами.
Итак, необходимо подчеркнуть, что каждый из современных
гидротрансформаторов обладает комплексом преобразующих и
конструктивных характеристик, находящихся в определенной и
тесной взаимосвязи, и стремление улучшить одни показатели не-
избежно приводит к ухудшению других или к существенному
усложнению и удорожанию конструкции.
Непрозрачные и прозрачные гидротрансформаторы с высоким
и средним значением кт0 (группы I, IIla, IV) целесообразно при-
менять на тяжелых машинах с малой удельной мощностью, с дви-
гателями, имеющими малый коэффициент приспособляемости (на-
пример, с дизелями).
Комплексные гидротрансформаторы с малым ktq и большой
прозрачностью (группы II, II16) применяются преимущественно
на легковых автомобилях с карбюраторными двигателями боль-
шой мощности. Выбор типа гидротрансформатора непосредственно
связан с характеристиками механической передачи, которая будет
дополнять его в ГМКП (или, наоборот, выбранный тип гидротранс-
форматора обусловливает вполне определенные требования к ха-
рактеристикам механической передачи).
Решение конструктора о выборе типа гидротрансформатора
в каждом частном случае должно базироваться на конкретных тре-
бованиях, предъявляемых к проектируемой машине по ее тяговым
качествам и топливной экономичности, с одной стороны, и по до-
пустимой степени конструктивной сложности и стоимости — с дру-
гой. -
§ 2. ОДНОПОТОЧНЫЕ ГМКП
Промежуточный редуктор. Гидромеханическая коробка пере-
дач может соединяться с двигателем как непосредственно, так и
через промежуточную механическую передачу — редуктор Р
(рис. V.14). Промежуточный редуктор оказывается необходимым
при несоосности выходного вала двигателя и входного вала ГМКП.
Этот редуктор является связующим двигатель и ГМКП по усло-
виям компоновки (рис. V.14, а и б).
Если для вновь разрабатываемой ГМКП используется гидро-
трансформатор, выпускаемый серийно промышленностью и не
соответствующий по своим нагрузочным характеристикам приня-
тому для машины двигателю, то необходима установка между
двигателем и ГМКП согласующего редуктора, обеспечивающего
их совместную работу в оптимальных режимах.
Наконец, при использовании на машине относительно тихо-
ходного двигателя (1200—1700 об/мин) целесообразно устанав-
ливать после двигателя повышающий редуктор с целью уменьшен
ния размеров^ и веса гидропередачи и ГМКП в целом.
249
При наличии редуктора, связующего двигатель и ГМКП по
условиям компоновки, целесообразно одновременно делать его и
повышающим. Связующий редуктор может применяться и тогда,
когда в принципе возможна компоновка, при которой ГМКП не-
посредственно соединяется с двигателем. Делается это в тех слу-
чаях, когда используется единая унифицированная ГМКП для
ряда машин с различными двигателями и различной компоновкой
моторно-трансмиссионной группы.
Рис. V.14. Варианты компоновки ГМКП и размещения гидротрансфор-
матора
По условиям компоновки самой ГМКП гидротрансформатор
(ГТР) может быть установлен или непосредственно на ее входном
(первичном) валу (рис. V. 14, в), или на последующих (промежу-
точном, вторичном) валах, связанных с первичным через кониче-
скую передачу Р (рис. V.14, г), которая в данном случае может
выполнять роль как связующего и повышающего, так и согласую-
щего редукторов. Наличие механической передачи между двига-
телем и гидротрансформатором позволяет (за счет изменения пере-
даточного отношения редуктора tp) проводить в процессе доводки
ГМКП экспериментальные исследования (в том числе и в ходовых
условиях) тяговых свойств и топливной экономичности машины
при различных режимах согласования, в результате чего можно
выбрать режим согласования, в наибольшей степени удовлетворя-
ющий поставленным требованиям.
Выбор передаточного числа повышающего редуктора опреде-
ляется двумя факторами: допустимой по прочности скоростью вра*
щения колес гидротрансформатора и теплонапряженностью по-
следнего.
250
Ориентировочные значения допустимых окружных скоростей
идоп (в м/с) для колес гидротрансформатора, изготовленных из
различных материалов, по данным К. А. Талу составляют:
Чугун (тонкостенные колеса) ............................28—35
Стальное литье (тонкостенные колеса)....................35—50
Сталь (сплошные колеса с фрезерованными лопатками) . . . 40—60
Алюминиевый легированный сплав (тонкостенные колеса) 40—85
При работе совместно с одним и тем же двигателем с уменьше-
нием размеров гидротрансформатора возрастает его теплонапря-
женность, так как количество выделяемого в нем тепла остается
неизменным, а суммарная теплоемкость металла рабочих колес
(из-за уменьшения их размеров) и рабочей жидкости уменьшается.
Гидротрансформатор становится более чувствительным к кратко-
временным тепловым перегрузкам, которые могут иметь место при
работе на режимах с низким к. п. д., например в период разгона
машины. В связи с этим возрастают требования к эффективности
системы охлаждения гидротрансформатора, которая не должна
допускать перегрева рабочей жидкости сверх температур, допу-
стимых по условиям сохранения ее вязкости, отсутствия кипения
содержащейся в ней воды и надежности работы уплотнений. Эта
предельная температура для большинства применяемых жидкостей
составляет —95° С.
Совместная работа двигателя с непрозрачным гидротрансфор-
матором. При установившемся режиме совместной работы момент
и частота вращения (в об/мин) двигателя должны быть равны М$ =
= Мн и Пд — пн, где Мн и пн — момент и частота вращения
(в об/мин) насоса, приведенные (через редуктор) к выходному валу
двигателя:
Мн = ; Пн = Пн1р'
Здесь ip и т]р — передаточное число и к. п. д. редуктора. Совме-
щенные на одном графике характеристики Мд = f (пд) и Мн =
= ф (пи) называются характеристикой совместной работы двига-
теля с гидротрансформатором. На рис. V.15, а представлена такая
характеристика для непрозрачного гидротрансформатора и порш-
невого двигателя. Точка х пересечения кривых момента двигателя
и приведенного момента насоса и определяет собой режим их со-
вместной работы.
Так как у непрозрачного гидротрансформатора величина мо-
мента насоса не зависит от нагрузки на турбину (%! = const), то
точка х будет единственной точкой совместной работы его с дви-
гателем., и последний будет работать (при неизменной подаче топ-
лива) на постоянном скоростном режиме. В этом случае приспособ-
ляемость машины к изменению сопротивлений движению будет
определяться только преобразующими свойствами гидротрансфор-
матора. Приспособляемость двигателя здесь совершенно не
251
используется, что снижает приемистость машины и, следовательно^
ее среднюю скорость в переменных условиях движения, когда
часто требуется то снижение скорости, то снова разгон машины,,
Положение.точки совместной работы х зависит как от размера
гидротрансформатора Da (рис. V.15, б), так и от передаточного
числа редуктора ip (рис. V.15, в). С увеличением Da точка х сме-
щается влево, в сторону меньших оборотов; с уменьшением Da —-
вправо. Величина передаточного числа ip оказывает обратное влия-
ние на положение точки совместной работы гидротрансформатора
Рис. V.15. Характеристики
совместной работы двигателя
с непрозрачным гидротранс-
форматором
и двигателя. При повышающем редукторе (ip < 1) точка х сме-
щается влево, при понижающем — вправо.
Чрезмерное увеличение Da (или уменьшение ip) может привести
к смещению режима совместной работы в зону неустойчивой ра-
боты двигателя (левее пм на рис. V.15, б) и его заглушению. Умень-
шение Da (увеличение ip) может вызвать постоянную недогрузку
двигателя (работу его правее на частичных характеристиках), т. е.
приведет к невозможности использования его полной мощности.
Режим совместной работы, т. е. положение точки х, в зависи-
мости от предъявляемых требований выбирается или в зоне макси-
мальной эффективной мощности Nemax (для получения высоких
тяговых качеств машины), или в зоне минимального удельного
расхода топлива gemln (для достижения высокой топливной эко-
номичности). Возможно и компромиссное решение (рис. V.15, а),
когда за счет незначительного снижения Ne повышается экономич-
ность. L
Совместная работа двигателя с прозрачным гидротрансфор-
матором. На характеристике совместной работы двигателя с гидро-
252
-трансформатором, имеющим прямую прозрачность (рис. V.16, а, б),
мы имеем уже пучок парабол = ф (пн), пересекающихся в раз-
личных точках с характеристикой момента двигателя. Здесь точка
совместной работы при возрастании сопротивлений движению сме-
щается в сторону меньших ng и возрастающих Мд. Следовательно,
используется с той или иной полнотой и приспособляемость дви-
гателя.
Изменение ip или Da (рис. V.16, в) также приводит к соответ-
ствующим смещениям всего пучка парабол. По тем же причинам,
что и для непрозрачного гидротрансформатора, выход кривых
Мд (М'Л
9emin
1
^гтах
max
Пм
Рис. V.16. Построение ха-
рактеристики совместной
работы двигателя и гид-
ротрансформатора с пря-
мой прозрачностью
Da<f(ip^
nN пд(п'ц)
1
Ъъггш.

пд(п^)

пучка вправо или влево за пределы рабочего диапазона двигателя
является нежелательным.
Из характеристики на рис. V.16, б видно, что при трогании
машины с места ( J- = o') двигатель работает на режиме, близком
к режиму AGmax, а гидротрансформатор — на режиме максималь-
ного значения кТ = кт0. Этим обеспечивается максимальное зна-
чение момента на турбине, и, следовательно, высокая интенсив-
ность разгона машины. По мере увеличения скорости точка со-
вместной работы перемещается вправо и в зоне характеристики,
близкой К Aferaax, «а шах И Летах, СКОрОСТЬ МИШИНЫ ДОСТИГаеТ МЭКСИ-
мального значения. Очевидно, что такая характеристика в наи-
большей степени удовлетворяет требованиям, предъявляемым к ди-
намическим качествам транспортной машины.
253
Рис. V. 17. Характеристика совмест-
ной работы двигателя и гидротранс-
форматора с обратной прозрачно-
стью
Характеристика совместной работы двигателя и гидротранс-
форматора с обратной прозрачностью, как следует из графика нд
рис. V.17, для транспортной машины является неудовлетворитель-
ной: здесь при трогании с места двигатель работает на режиме,
близком к Ne max, а на максималь-
ных скоростях движения — на
режимах, близких к ЛЪтах, т. е.
при существенно неполном исполь-
зовании мощности двигателя.
Построение характеристика
совместной работы двигателя с гид-
ротрансформатором может быть
осуществлено и более удобным
методом (рис. V. 18), предложенным,
проф. В. Н. Прокофьевым. Здесь
вводится условная величина —
коэффициент момента двигателя
При совместной работе двига-
теля с гидротрансформатором
Мн = Мд, или уМ = Мд, отсюда уМ = уХа = '
1р П(Ра
Функция yKg — f (Мд, Пд) наносится на график внешней харак-
теристики двигателя (в том же масштабе, что и уА^). Точки 1, 2,
равенство
3, 4, i, в
которых имеет место
= ykdl, при
Рис. V.18. Построение характеристики совместной работы
гидротрансформатора и двигателя
проектировании их на кривую Мд = f (пд) и дают нам точки Г, 2',
3', 4'i' пересечения парабол Мн, соответствующих пере-
даточным числам гидротрансформатора -А-, -4-, -J-, , . . .
* hi h2 hs 1г4
...,—, с характеристикой Мд, т. е. точки совместной работы
гидротрансформатора с двигателем.
Указанное графическое построение избавляет от вычисления и
построения семейства нагрузочных парабол при различных -X-,
.254
позволяя по один раз построенной зависимости уЛ3 = f(nd)
в дальнейшем находить точки совместной работы при любых
Определение Da и ip. При установке в ГМКП серийного гидро-
трансформатора с диаметром заданной величины Da, если известна
его внешняя характеристика при заданных оборотах насоса пн =
= const (см. рис. V.6, 6), передаточное число согласующего редук-
тора определится по законам подобия.
Если в заданных условиях работы момент насоса гидротранс-
форматора равен
Мнз =
а в искомых новых условиях работы для того же гидротрансфор-
матора
то, разделив почленно первое уравнение на второе, получим
^нз __ пнз
Мнх пнх ’
где
Мнх = Пцх = “7 ’
1Р
После подстановки имеем
9 .9
мнз
Мд^рЧр п?д 9
откуда
. ,74, («у
р У ^pni3-
(V.6)
Здесь и далее звездочками отмечены величины, которые нужно
выбрать, задаваясь режимом совместной работы; т|р ориентиро-
вочно определяется по схеме редуктора; остальные величины счи-
таются известными.
Если известна лишь безразмерная характеристика гидротранс-
форматора, то iD определяется из соотношений:
п2
Мнх — Ч^ПнхОа, = yXi Da.
1Р
Тогда
WEEK (ул
"Л
При свободном выборе размеров гидротрансформатора (по
теории подобия), в наибольшей степени удовлетворяющих

255
предъявляемым к ГМКП требованиям, Da определяется следую^
щим образом:
а) при задании гидротрансформатора безразмерной характери-
стикой используем уравнение (V.7), откуда
Da
i5/ м^р
И (yW:
(V.8)
б) при задании гидротрансформатора внешней характеристикой
(дано Da3 и пнз = const) для заданного и искомого гидротранс-
форматоров соответственно имеем:
М-нэ = М-нх V^l^HxDax*
Поделив их почленно и решив относительно Dax, с учетом соот-
ношений (V.5) получим
5
Dax ~ Da3 1/
Мдпн3^р
(V.9).
Для непрозрачного гидротрансформатора Мн = const и уХг =
= const, поэтому выбору подлежат только параметры режима,
работы двигателя Мд и ng.
Если в процессе компоновки ГМКП появляется необходимость
уменьшить (или увеличить) диаметр ранее выбранного гидротранс-
форматора при сохранении неизменными режима его совместной
работы с двигателем и ранее рассчитанной тяговой характери-
стики, то передаточное число дополнительного редуктора опре-
деляется следующим образом. Для заданного_и искомого гидро-
трансформаторов имеем:
Мнз — Мих = ”ft‘\n~HxDax-
С учетом постановки нового промежуточного редуктора:
Mgip3Tlp3—уХ\Пд —Das, MglpxT\px— fblflg я Dax,
1рз fpx
Поделив почленно два последних уравнения, получим передаточ
ное число нового редуктора

(V.10)
Выбор режима совместной работы двигателя с прозрачным
гидротрансформатором. Выбор такого режима обусловливается,
с одной стороны, соображениями получения высоких тяговых
качеств машины, что достигается максимальным использованием
мощности двигателя при высоком к. п. д. гидротрансформатора.
С другой стороны, вследствие пониженного к. п. д. гидротранс-
форматора по сравнению с механическими передачами очень важ-
256
ним является обеспечение наибольшей топливной экономичности
системы двигатель—гидротрансформатор, т. е. совмещение режима
экономичной работы двигателя (вблизи ^min) с режимом макси-
мального к. п. д. гидротрансформатора.
Первое требование при комплексном гидротрансформаторе вы-
полняется, если режим его работы при малых нагрузках на тур-
бину (режим на рис. V.16, а\ , соответствующих движению
по дорогам с минимальными сопротивлениями (т. е. с максималь-
ной скоростью), совмещается с режимом двигателя Nemax- Ком-
плексный гидротрансформатор при этом работает в зоне высокого
к. п. д.
Однако при этом, как правило, це выполняется второе требо-
вание, поскольку режим обычно не совпадает с Nemax по
оборотам пд. Здесь также целесообразен компромисс, как это ре-
комендовалось для непрозрачного гидротрансформатора: за счет
незначительного снижения Ne в точке согласования имеем неко-
торое, повышение топливной экономичности.
При окончательном выборе величины -Л- необходимо учиты-
1
вать еще и следующие обстоятельства: смещение точки — вправо
z *22
дает повышение т] и увеличение скоростного рабочего диапазона
, 1
гидропередачи при заданном r]min, соответствующем ——,
1г1
однако при этом уменьшается расчетное значение Мн = Мн mln, что
приводит к увеличению диаметра гидротрансформатора и возра-
станию прозрачности его в рабочем диапазоне.
Для некомплексного гидротрансформатора в качестве точки
согласования также следует рекомендовать точку -4— (см.
рис. V.5), соответствующую малым нагрузкам на турбину, хотя
к. п. д. гидротрансформатора здесь и не является максимальным.
Если принять за точку согласования в этом случае режим т]тах, то
уменьшится рабочий диапазон гидротрансформатора, что потре-
бует при заданном диапазоне передач или увеличения числа сту-
пеней в дополнительной коробке передач, или расширения рабо-
чего диапазона гидротрансформатора влево (в зону меньших зна-
чений к. п. д.), а следовательно, и ухудшения топливной экономич-
ности.
При подборе прозрачного гидротрансформатора к двигателю
важно оценить соответствие его коэффициента прозрачности при-
способляемости двигателя. Дело в том, что угол расхождения кри-
вых пучка парабол Мн на характеристике их совместной работы
увеличивается как с ростом прозрачности гидротрансформатора,
так и с уменьшением приспособляемости двигателя (и наоборот).
При большом коэффициенте прозрачности и малой приспособляе-
мости двигателя может случиться, что пучок нагрузочных парабол
выйдет за пределы рабочего диапазона двигателя. При обратном
17 н. А. Носов 257
соотношении коэффициентов прозрачности и приспособляемости
может оказаться, что приспособляемость двигателя практически
не используется, как при непрозрачном гидротрансформаторе.
Возьмем гидротрансформатор, обладающий прозрачностью,
обеспечивающей полное использование приспособляемости дви-
гателя (рис. V.19, сплошные кривые). В точках 1 и 2 соответственно
имеем: пн\ = пм; М'н1 = 7Итах ; п'н2 = nN; М'н2 = MN. Рас-
смотрим подробнее отношение моментов:
Л4Н1 = уХи (nrtl)2 Da\ мн2 = уХ12 (^н2)2 Da',
Рис. V.19. Характеристика совместной
работы двигателя и прозрачного гид-
ротрансформатора, обеспечивающего
полное (сплошные линии) и неполное
(штриховые линии) использования при-
способляемости двигателя
где к$ — коэффициент приспо-
собляемости двигателя; -г11- =
Л12
= П — коэффициент прозрачно-
сти; = —— = Р — скорост-
ях пм
ной диапазон двигателя. Тогда,
выражение (V.11) запишется;,
в виде
п 1 _
Ч ^2
ИЛИ
П = /саР2. (V.12)
Таким образом, при полном
использовании скоростного диа-
пазона двигателя прозрачным'
гидротрансформатором должно выполняться условие (V.12). Если.
же /7>КаР2, то пучок нагрузочных парабол выходит за пределы
скоростного диапазона, что нежелательно. При П <каР2 ско-
ростной диапазон двигателя используется неполностью. Соотно-
шение П < «аР2 также нежелательно.
При неполном использовании приспособляемости двигателя
(штриховые линии на рис. V. 19) его фактический скоростной диа-
пазон и приспособляемость в этом диапазоне составляют:
Пдг
Пд1 ’
Кдг —
мд1
Мдг
С коэффициентом прозрачности они связаны аналогичной зави-
симостью
П — ЯгРг-
При прямой прозрачности кдг > 1 и Рг > 1; при обратной —
Яг <4 1 > Рг 1 •
258
Рис. V.20. Выходная характерис-
тика гидротрансформатора при со-
вместной работе с двигателем внут-
Рабочий диапазон гидротрансформатора и число передач ДКП.
рабочий диапазон гидротрансформатора (рабочий участок его
характеристики, на котором к. п. д. не опускается ниже мини-
мально допустимой по требованиям топливной экономичности ве-
личины T]mirl) при совместной работе прозрачного гидротрансфор-
матора с двигателем (пя = var) не соответствует его величине при
пн = const. В то же время от соотношения значений общего диа-
пазона трансмиссии d ~ , определяемого тяговым расчетом,
ymin
и рабочего диапазона гидротрансформатора при пн = var зависит
число передач в дополнительной коробке передач (ДКП). Поэтому
для определения числа передач и
уточнения рабочего диапазона гид-
ротрансформатора необходимо сна-
чала построить его внешнюю ха-
рактеристику при совместной ра-
боте с двигателем.
Эта характеристика (рис. V.20)
строится в зависимости от частоты
вращения пт турбины гидротранс-
форматора. При этом
пи
пн = и Мн = MHip — Л1^р.
ip 1р
Значения пн и Мн для каждой величины 4- берутся непосред-
1г
ственно из графика на рис. V.16, б по точкам совместной работы.
Величины пт = и Мт = МнкТ вычисляются для соответ-
1г
ствующих точек и в последующем могут служить исходными для
расчета динамической (или тяговой) характеристйки машины.
Рабочий скоростной диацазон системы двигатель—гидротранс-
форматор при пн = var определится из выражения
__ __ пд21г11р о j
с пт1 /г2 * пн1 “ ipndli22 rep^ip,
(V.13)
где — рабочий скоростной диапазон двигателя; dip — рабо-
чий скоростной диапазон гидротрансформатора.
Для однопоточных трансмиссий (в которых механизмы пово-
рота включаются последовательно за коробкой передач) общий
Диапазон трансмиссии d равен скоростному диапазону ГМКП, т. е.
___ ^тах пх max ПхътПхъ! /у
ГМКП Vmin Пх mln fl*2lnxil ’
где ^Х2т — частота вращения выходного вала ГМКП при nm2
на высшей передаче (т — число передач); /1Х11 — частота враще-
ния того же вала при пт1 на низшей (первой) передаче.
17*
259
Отношение частот вращения выходного вала на крайних пере-
дачах при /?т2 = const представляет собой диапазон ДКП:
Отношение частот вращения выходного вала ГМКП на низшей
передаче
__ ^П12 w М _
И nmi С
Таким образом,
^гмкп = йдкп(1с.
Диапазон ДКП
__ пХ2т Пхът t Пх2 (тп—1) . . . _
пхг1__________________________________ПХ2 (т— 1) пх2 (т—2)
пт21т-1 Пиг21гп-2
1тпт2 ^т-1пт2

* * ’ 91>
где q — коэффициент разбивки передач.
Для обеспечения работы системы гидротрансформатор — дви-
гатель только в экономичном диапазоне dc и при полном его ис-
пользовании в момент переключения передач должно выполняться
соотношение
ftx2 — rixim) т. е.
^/П2
1т-1
Пт1
1т
ИЛИ
Чп-1_ __ Птл е _ j consf
»/n «mi 7
Отсюда вытекает необходимость разбивки передач в ДКП по
закону геометрической прогрессси со знаменателем прогрессии
(коэффициентом разбивки) q = dc. Тогда
Лдкп = <Г 1 — d™ \ йгмкп = Лдкпйс = (f1 = d™.
Число передач в ДКП
(v.15)
Igrfc v
Число передач в общем случае получается дробным и требует ок-
ругления. Округление в большую сторону приводит к сужению dc
и увеличению т]т1п, округление в меньшую сторону дает обратные
результаты.
После окончательного выбора числа передач т в ДКП уточ-
няется фактическая величина рабочего диапазона по формуле d.c =
— V drMKn и определяется q = dc, причем для комплексных
гидропередач соответственно изменяется. величина пт1.
260
Если в ДКП высшая передача прямая, то передаточные отно-
шения в ней по ступеням определяются следующим рядом:
qm~x , . . ., q2, q, 1.
В том случае, когда прямой выбирается предпоследняя передача,
передаточные отношения ДКП будут представлять собой ряд
1, -i-.
Если известно, что проектируемая машина должна будет экс-
плуатироваться преимущественно на определенных передачах (на-
пример, на высших), может оказаться целесообразным повысить
к. п. д., системы двигатель—гидротрансформатор на этих пере-
дачах за счет уменьшения dc и повышения т]т1п, В этом случае при
заданном числе передач т и сохранении неизменным вели-
чины drMKn неизбежно расширение dc и снижение T]min на редко
используемых передачах. Например, на рис. V.20 принято:
Л ____ ПШ2__J . л ____ ПШ2 л . л ___ nm2 Л
Well - " ^Сч Ucl -- >
Пт1 пт1 пт\
В целом в процессе эксплуатации средняя топливная экономич-
ность машины должна возрасти. Разбивка передач в этом случае
выполняется с отклонением от геометрической прогрессии, q =/=
=/= const. По приведенном выше формулам здесь будут опреде-
ляться лишь средние значения величин:
Qcp dc. ср == ]/*^гмкгь (V. 16)
При этом должны выдерживаться следующие соотношения:
1) Лгмкп = dMKn dcl (dci — диапазон системы на I пере-
даче в ДКП);
2) ЛдКП = q^q-z • • •
3) qi = dC(i+\), т. е. dдf<п = dclidcU[ • • • dcm и ' drMKJ1 =
= dcldcU • • • dctn.
Недостатком разбивки с q =f= const является необходимость рас-
считывать систему охлаждения на отвод большего количества
тепла, выделяемого в ГМКП при движении на режиме, соответ-
ствующем T]min на редко используемых передачах, что требует при
прочих равных условиях больших габаритов теплообменников и
больших затрат мощности на работу системы охлаждения. Для
большинства транспортных и специальных машин npn.d = 4 ч-
-г-10 число передач в ДКП выбирается в пределах т = 2-нЗ.
С целью повышения топливной экономичности и, следовательно,
сужения рабочего диапазона dc в отдельных случаях может быть
выбрано четыре передачи переднего хода.
ДКП может быть как планетарной, так и непланетарной, она
должна включать в себя и передачу заднего хода. Предпочтение
следует отдавать планетарным ДКП или непланетарным с фрик-
ционным управлением, которое обеспечивает достаточно надежное
261
переключение передач без дополнительных устройств (фрикцион-
ных муфт), отключающих ДКП от гидротрансформатора в момент
переключения. Наименьшие габариты и вес обеспечивают плане*
тарные ДКП с тремя степенями свободы. Рекомендации по выбору
их схем приведены в гл. IV. Например, планетарная ДКП на че-
тыре режима (три передачи переднего хода и одна заднего) может
быть образована из двух планетарных механизмов эпицикличе-
Рис. V.21. Схемы гидромеханических коробок передач
ского типа при четырех элементах управления (рис. V.21, а —
схема ГМКП с ДКП типа СУТ-70; рис. V.21, б — схема ГМКП
«Волга»).
Находят применение и планетарные ДКП с двумя степенями
свободы на три передачи вперед (рис. V.21, в). В этом случае пере-
дача заднего хода обеспечивается коническим (или иного типа)
реверсом, устанавливаемым за ДКП. Размещение реверса до ДКП
нежелательно, так как требует установки дополнительной фрик-
ционной муфты, отключающей двигатель от трансмиссии при пере-
ключении реверса.
2.62
§ 3. ДВУХПОТОЧНЫЕ ГМКП
Одним из путей повышения к. п. д. гидромеханических пере-
дач является передача мощности двумя и более потоками. При
этом через гидротрансформатор передается только часть мощности,
остальная же мощность проходит через механическую трассу,
имеющую значительно более высокий к. п. д.
При передаче мощности двумя потоками образуется замкнутая
передача. Как указывалось выше, для сохранения в такой пере-
даче основных преимуществ гидротрансформатора (прогрессив-
ности и автоматичности изменения передаточного отношения в за-
висимости от нагрузки) в нее необходимо включать механизм
с двумя степенями свободы — дифференциал.
Рис. V.22. Схемы дифференциального гидромеханического редуктора
Простейшая схема замкнутого дифференциального гидромеха-
нического редуктора (гидроредуктора) представлена на рис. V.22, а.
Поток мощности, идущий от двигателя, в узловой точке А развет-
вляется на два: один идет через гидротрансформатор, другой через
механическую трассу. Оба потока суммируются затем в дифферен-
циале, от которого уже объединенный поток передается на ДКП.
Как показали исследования [2; 54], включение гидротрансформа-
тора в дифференциальную двухпоточную передачу приводит к из-
менению не только к. п. д., но и других характеристик гидромеха-
нической передачи (прозрачности, преобразующих и нагрузочных
свойств, диапазона и т. д.). В итоге мы получаем передачу, по
своим свойствам эквивалентную новому гидротрансформатору,
имеющему измененные в определенной закономерности характери-
стики по сравнению с исходной передачей.
Гидроредукторы сложнее конструктивно, чем гидротрансфор-
маторы, и уступают последним по демпфирующим свойствам. Од-
нако отработка нового типа гидротрансформатора с требуемыми
для каждой конкретной технической задачи характеристиками и
запуск его в производство — достаточно сложная, требующая зна-
чительного времени задача.
С помощью же дифференциальных замкнутых передач можно
быстро получить на основе одного, отработанного в производстве
и проверенного в эксплуатации гидротрансформатора, серию гид-
роредукторов с заданными характеристиками, аналогичных по
характеристикам целому семейству новых гидротрансформаторов.
263
Характеристики гидроредукторов зависят как от характеристик
входящего в них гидротрансформатора, так и от параметров зам-
кнутого контура передачи, главным образом от величины и знака
его передаточного отношения iQqpQ. В качестве дифференциала
в гидроредукторе могут быть использованы как эпициклический
планетарный механизм (рис. V.22, а) с к < 0, так и элементарные
планетарные механизмы с к > 0 (с двумя наружными или двумя
внутренними зацеплениями). Кроме того, в замкнутом контуре
могут иметь место еще дополнительные редукторы: на входе в на-
сос, на выходе из турбины и в ветви механической передачи
(рис. V.22, б). Наиболее простую конструкцию имеют гидроредук-
торы с эпициклическим планетарным рядом. Некоторое улучше-
ние характеристик гидроредуктора, которое может дать примене-
ние дополнительных внутренних редукторов или дифференциаль-
ных механизмов с к > 0, далеко не всегда оправдывает неизбеж-
ное при этом усложнение конструкции.
Следует отметить, что замкнутые передачи с гидротрансформа-
тором, не имеющие внутренней жесткой кинематической связи,
обладают специфическими особенностями. Так, в них при неко-
торых условиях гидротрансформатор вынуждается к работе на
неестественных режимах, невозможных в открытых передачах,
например при 4- < 0 (обратное вращение турбины у гидротранс-
1г 1
форматора прямого хода) или при — Э> 1.
В дальнейшем будем рассматривать только простейшие гидро-
редукторы с дифференциалом эпициклического типа. Постоянная
составляющая величины (или i0p?0) в них зависит как от
параметра к дифференциала, так и (в наибольшей степени) от
схемы соединения его звеньев с остальными элементами передачи.
Каждое из трех звеньев дифференциала может быть соединено
последовательно либо только с валом двигателя или ДКП, либо
одновременно еще и с насосом или турбиной гидротрансформатора.
Возможное число таких комбинаций равной числу размещений из
четырех элементов по три:
,3 _ 4-3-2-1 _ ал
Я4 (4 — 3)! '
Однако половина полученных таким образом схем будет непри-
годной, поскольку в цепи передачи мощности ведущей окажется
турбина, а ведомым — насос гидротрансформатора. .
Оставшиеся 12 схем по месту расположения дифференциала
можно разделить на два типа (рис. V.23, табл. V.2): с дифференциа-
лом на выходе из передачи (схемы 1—6) и на входе в нее (схемы 7—
12). Для всех этих схем сю > 1г > 1.
По величине передаточного отношения замкнутого контура
((оподли схем 1—6 и i0P(?0 для схем 7—12) рассматриваемые схемы
составляют три характерные группы-:
О l'o?po (lopflo) <0 (схемы 1, 2, 7, 8); циркуляция мощности
отсутствует; к. п. д. гидроредуктора очень высок;
264
Рис. V.23. Возможные варианты схем гидромеханических
редукторов
265
Таблица V.2. Характеристики схем гидроредукторов, приведенных на
рис. V.23
Номер схемы Передаточное отношение замкнутого контура Мощности, нагружающие ветви передачи
1 ~ Л/ No = Na + NM; N4 = 0
2 ioqPo = <С 0 N9 = Ne+NM; N4 = 0
3 Na = N0 + N4; NM = —Np
1 " 1 + К " 1 + к
4 Ne = N0 + N4; NM = -Np
1 - ‘w 1 +к > 1 + к
5 1 +к • __ 1 + к 1 ' к 1гк >! NM = N0+N^ Np = -N4
6 1 + ZC > > 1 NM = N(,+ N4; Ne = -
7 iopqo = — < 0 N0 = Na+NM; Np = Q
8 — К / Л Z0P?0 < и 1г No - Ns + NM; N4 = 0
9 _L_>(- _ » . о NS = N„ + N4; = A/..
1 + 4(1 + K)>° I'/ м —
10 к- i „ к 0 Ns = Nq + Уч; Kt ~ Kt
к+1>^« /г(1+к)>0 yv Ц
11 • za (1 + 1 + К °°^lopqo Л- /V Nm = No -f- Np; Ne^-Np
12 00 > iepqto = za 0 + к) > 1 + К NM = No + Nti; Nz = — Np
2) 0 < i^po (iOP90) <1 (схемы 3, 4, 9, 10); циркуляция мощ-
ности, перегружающая гидротрансформатор; к. п. д. гидроредук-
тора низок;
3) оо > i09₽0 (i0f?0) > 1 (схемы 5, 6, 11, 12); циркуляция
мощности, перегружающая механическую ветвь гидроредуктора;
к. п. д. гидроредуктора этой группы занимает промежуточное по-
ложение между первой и второй группами.
Начало движения для схем с дифференциалом на выходе осу-
ществляется при i0?po = 1. В связи с этим в схемах 1 и 2 в начале
движения имеет место кратковременное обратное вращение тур-
бины (передаточное отношение гидротрансформатора 1г < 0). При
пт = 0 и обратном вращении турбины, когда | пт | < | пн |, к. п. д.
гидротрансформатора т]г = 0, циркуляции мощности не будет, мощ-
ность передается только через механическую ветвь. При | пт | >
> | пн | может возникнуть циркуляция мощности в направле-
нии OpqO, перегружающая механическую часть передачи. При
этом 0 <iOP9o <1; 1 < t’oepo <оо. В схемах с дифференциалом
266
на входе, а также в схемах 5 и 6 обороты насоса являются пере-
менной величиной даже при Пэ = const.
Параметры, характеризующие гидроредуктор. Для правиль-
ного выбора той или иной схемы гидроредуктора в каждом кон-
кретном случае необходимо проанализировать свойства всех
вышеуказанных вариантов. Все параметры, относящиеся кгидроре-
’ • Пл
дуктору, отмечены индексом гр. 1го = — — передаточное отно-
шение; кгр — — коэффициент трансформации крутящего мо-
мента; г]гр = --коэффициент полезного действия; ам и аг —
1гр
коэффициенты момента (характеризующие долю момента, прило-
женного соответственно к механической ветви передачи и к
насосу гидротрансформатора); <рЛ и <рг — соответствующие коэф-
фициенты мощности; diep = -^---------скоростной рабочий диа-
пазон; (1.К'гр = -силовой рабочий диапазон; ПгР — -
коэффициент прозрачности в рабочем диапазоне; А = ^^гр—
УМ
коэффициент приведения момента насоса к входному валу гидро-
редуктора, где (у^1)гр — коэффициент момента гидроредуктора.
Вычислим параметры гидроредуктора применительно к схеме 1,
для которой п0 = пн = пх; пх = п3 = ; и2 = пт. Тогда
1 “Г" гС
(1 4~ к) __ <г(1 + к)
Пн + КПт ~ (г + к
(V.17)
Для определения кгр необходимо найти Мо. Здесь Мо = Мг +
+ Мн. Без учета потерь энергии в дифференциале:
Мг = уИ3= Мх -.4— •
1 d 1 + к Л 1 + К’
мн = . = мх * .♦
кТ кт zcr(l + к) Кт (1 + К) ’
Г_!_______|__*_1 — АД Кт+К
0 Х |_ 1 + К Кт (1 + к) J Х Кт ( 1 4- к) '
Тогда
С учетом потерь в дифференциале
„ _Т _М(1 + к) _ «гО + кПо)
Кер — 1гр —- т , - ' — । >
4“ к кт "Г
267
где
x-sjgnJL.^p_- ___
8 »'ар дк (1+к)(Сг + «) •
При 1г > 0,т. е. -J- < 0, что справедливо для всего
реальных условий эксплуатации, х = +1, тогда
_ Kr(l + wio)
гр Кт + «Т]о
Без учета потерь в дифференциале
__ кгР = кт (ie + к) .
Sp *-гр (кт “Ь tf) *
с учетом потерь в дифференциале
_ »гр кт Це + К) (1 4~ кт1о)
,гр ‘гр — h (*т + «По) (1 + К) ‘
диапазона
(V.19)
(V.20)
(V.21)
Коэффициенты момента определяются по формулам:
__ Мн ___ Мт ____ М2 ____ М3к _
г ~ Мр ~~ KtMq ~ КТМО ~~ (1 + к) ктМ0 ~~
__ МцККгр ______ К
(к -I” 1) /Cj'AIq Kf —р к >
___ Mi М3 __ Мокгр кт . ,ут qq\
м ~~ Мо ~ /Ио (1 + к) — Мо (к + 1) ~ кт + к ’ ' ‘ !
0^ + °^= 1-
Соответствующие коэффициенты мощности:
гп Мн Мнпн агМопо /тт пд\
Фг - - дго - аг, (V лу
гп Mi М1П1 амМопо /V 9^
= -NT ~ ~ м‘ (V’ }
Момент на входном валу гидроредуктора можно представить
по аналогии с гидротрансформатором в виде
Мо = (уХОер nlD5a = Mdip^p. (V.26)
Для каждой схемы гидроредуктора отношение приведенного коэф-
фициента момента гидроредуктора к коэффициенту момента на-
соса = А будет иметь свое значение. Рассмотрим соот-
ношение моментов 1
Мо гр1У)Ра д / Щ \ 2 1
268
откуда
<v-27>
Так как для схемы 1 имеем пн = nQl то
1 Кт . | К'р к
аг ~ к ' ~ к
(V.28)
Найдем значение А для схемы 7 (с дифференциалом на входе).
Здесь пн + п0; п1 = пт = ^-; п2 =- пн; п3 = п0; Мо = М3;
h
Мн = М3. Тогда
_ Мн _ Af, _ К
г~ MQ М3 к + 1 •
Для нахождения отношения — воспользуемся формулой
/^0
-у- + КП« = (1 +к)«0,
h
откуда
. 2k = С1 + *)
п0 1 + к1г
Тогда на основании (V.27)
(к+ 1)3/2
(к;г+ 1)2к ’
Коэффициент прозрачности гидроредуктора
[J — MQ1 _ (Y^l)api __ V^ll , ^1 „ j~j kti ~Ь к
гр Л402 (у^1)гр2 У^12 ^2 КТ2 4“ к
где Пс — коэффициент прозрачности схемы.
Скоростной рабочий диапазон при n0 = const
nxj _ noihpi hi t hi ~h K ^2 4~ K,
nxi nQihpi hi hi "I" K 4 hi 4-K’
di гр
ППСУ
(V.29)
(V.30)
при n0 = var
disp = d^^±^. (V.31)
Силовой рабочий диапазон
! _ ^Xi ^пкгр1 ГГ КП (КТ2 ~Ь ____ГТ 4
К- гр ~ МХ2 ~ Мюкгр2 ~ Н*Р кт2 (кт1 + к) ~ “грак-
(V.32)
где dK.c — силовой рабочий диапазон схемы.
Полученные аналогичным путем расчетные формулы для вы-
числения параметров гидроредукторов остальных 11 схем при-
ведены в табл. V.3 и V.4.
269
Таблица V.3. Гидроредукторы с дифференциалом на выходе
Параметры Номер схемы на рис. V.23
1 2 3 4 5 6

i-гр (1 4~ я) *г (1 +«К к1г [г 1 , я
1г 4“ Я 1гк 4- 1 1 4- к — i2 14~Я — к1г 1 4- я — Ki2 1 + К — 1г
кгр (1 —(— к) К’р (1 ~{~ /с) Кт ккт Кт 1 я
Кт "4“ Я ктк 4- 1 1 4~ Я — кт 14-я — ккт 14-Я — ккт 1 4-я — яГ.
Лар яг (ig 4- к) яГ (я/г 4- 1) кт (1 + я — кт (1 4“ Я — Я4г) 14-Я Я1г 1 4~ я — i2
»г(кгН-к) 1г (ккт 4- 1) 1г (1 4- к — кт) i2 (1 4- к — ккт) 1 4- я — ккт ( 14-я — кт
и Кт\ ~j- к яяГ1 4~ 1 1 4- К — ^Т1 14~Я — ккт1 (1+К-ККГ1)(1 (1 +K-Krl)^
liC КТ2, + Я ккт% 4- 1 1 4~ Я — КТ2, 14-я — яяГ2 (1 + к — ‘й (1 +к-кг2)‘г2
л К —j— Кт ЯЯГ 4~ 1 1 4“ Я — кт 1 4- Я — ккт (г 0 + * — ККГ)
Z1 к 1 -h я ( 14-я Я ^т)
%и = Фи ' Кт ккт Кт ккГ 14-я 1 4- я
К —Кт ккт 4- 1 1 4- я — Кт 1 4“ Я — ККт 14-Я — ккт 1 4“ я — Кт
«г — Фг к 1 1 4- я 1 4~ я ККт Кт
К —Кт ККТ 4“ 1 1 4~ я — Кт 1 4~ Я — ККт 14-я — ккт 1 4-я — кт
Оценка схем гидроредукторов. В результате анализа свойств
гидроредукторов, построенных по различным схемам, в соответ-
ствии с делением на три вышеуказанных группы можно сделать
следующие основные выводы.
1. Схемы 1, 2, 7, 8, не имеющие циркуляции мощности, имеют
аг + ам — 1; обладают собственной прямой прозрачностью (Пс >
> 1), т. е. увеличивают прямую прозрачность гидротрансформа-
тора (ПгР > ГГ); повышают к. п. д. (т]гР > •»]) в рабочей зоне;
снижают коэффициент трансформации (кгр Ог); позволяют по-
лучить меньшие размеры гидротрансформатора по сравнению
с однопоточной передачей (Л > 1).
Схемы 1 и 7 имеют меньшие значения Пс, А и большее
значение кгр по сравнению соответственно со схемами 2 и 8 при
одинаковых режимах.
Наиболее рациональной из этой группы является схема 1
(она и получила преимущественное распространение). Ее целе-
сообразно использовать для повышения к. п. д. и расширения про-
зрачности гидротрансформаторов с высоким кт0.
Схема 8 имеет резко выраженную прямую прозрачность, ее
целесообразно применять лишь с гидротрансформаторами, обла-
дающими обратной прозрачностью, или в сочетании с газотурбин-
ным двигателем.
2. Схемы 3, 4, 9,10, в которых циркуляция мощности перегру-
жает гидротрансформатор, имеют de=a,M+ 1; фг=фл + 1; обладают
обратной прозрачностью (Пс < 1); снижают к. п. д. в рабочей
зоне (т]гР <т)); повышают коэффициент трансформации (кгР > кг);
требуют увеличения размеров гидротрансформатора (Л < 1).
Схемы второй группы обладают прямо противоположными
свойствами по сравнению с первой. Они могут быть использованы,
например, для повышения коэффициента трансформации в пе-
риод разгона применительно к гидротрансформаторам с высокими
значениями т] и П и малыми ктй. Наиболее рациональной из них
для этой цели является схема 10. Схема 4 непригодна для приме-
нения в транспортных машинах, так как использует только пра-
вую часть характеристики гидротрансформатора. Схема 3 требует
высоких значений к = 6-т-7.
3. Схемы 5, 6, 11, 12, в которых циркуляция мощности пере-
гружает механическую ветвь, имеют (рм = Фг + 1; ам = аг + 1.
Обычно они дают снижение и к. п. д., и коэффициента трансфор-
мации по сравнению с гидротрансформатором и поэтому интереса
не представляют.
Внешняя характеристика гидроредуктора. Внешняя характе-
ристика представляет собой зависимость (уХ1)гр,
«да и от
1гр
Она может быть рассчитана и построена по внешней характери-
стике гидротрансформатора с помощью приведенных в табл. V.2 и
V.3 формул, если выбрать рациональное значение параметра к для
дифференциала.
271
Таблица V.4. Гидроредукторы с дифференциалом на входе
Пара- метры Номер схемы
7 8 9
1гр кгр Лгр Пс А «а Фл< Фг Шг 4~ К 1 + К Ку-К -J- 1 1 + к КТК + 1 4“ 1 / tg2 4- к \2 /Ja\2 \ 121 + К / \ 152 / <г(1 + «)3 h + К 1 + к 4~ к к+ 1 Кт + к 1г + к / к1гг + 1 \ 2 / »г1 \ 2 \ 1 / \ / <г(1+к)3 1г (1 4~'К) * К Кт (1 + к) — 1 к кт (1 4- к) — 1 0 + к) — 1 ГU ~Н к) — П 2 ( *г1 \2 Uai О + Я) И \*г2/
к (1 + к<г)2 к К 4“ 1 1 к+ 1 к h 4“ к h h 4" к (G + к)2 1 к-\-1 к к + 1 1 4“ 1 4“ 1 (1 +«)[(! +«) 1г + И2 1 К, 1 + -- 1 к 1 (1 4- к) ig 1 (1 4~ (1 4“ 1
Если характеристики исходного гидротрансформатора и раз-
личных схем гидроредукторов, включающих в себя этот исходный
гидротрансформатор, совместить на одном графике, то получится
картина, качественно аналогичная рис. V.8. Если принять, что
характеристики, изображенные штриховой линией, относятся
к гидротрансформатору, то остальные будут относиться к гидро-
редукторам второй группы (сплошные линии) и первой группы
(штрих-пунктирные линии). Разумеется, в зависимости от номера
схемы и величины параметра к характеристики гидроредуктора
и в пределах одной группы количественно будут отличаться в ту
или иную сторону. На рис. V.24 сплошными линиями показаны
графики = для гидроредукторов различных схем
\ 1гр /
(см. соответствующие номера на рис. V.23), используемых с одним
и тем же гидротрансформатором при одинаковых значениях к.
Характеристика гидротрансформатора показана штриховой ли-
нией.
Параметры гидроредукторов различных схем также подчи-
няются и зависимостям, представленным на рис. V.9 (за исключе-
нием величины Dmln, не имеющей смысла применительно к гидро-
272
на Рис• V 23
10 11 12
(1 “h к) ig — к (1 —к) Ку — к (1 —|— к) Ку — к (1 -|- к) ig — к г 1гг (1 + к) —к 1 2 / /г1 \2 1 4~ — &ig 1 + К — ККу 1 4- К — ККу 1 4- к — к1г / 1 4- к — к/г2\2 кГ1 f a (1 4~ к) — 1 Kig кг (1 —к) — 1 ккт ig [(1 + к) — 1] кт [(1 + к) ig — 1] Г >32 (1 + к) — 1 ~[ 2 / »гх V КТ1
[ hi (1 ~h к) kJ \ с?2/ \ 1 4- к — к1г1) кТ2 ч h L hl (1 4“ я) 1J \ ig2 / ^Т2
(1+K)[(l + K)i,+ 1]2 К 1 + к к к (1 + к — Kig) 1 4- к к 1 4- к 1(1+к)1г-1]2 i+4- 1 к (1 4- /<) h
(1 4" h — К (1 + К) h ' 1 К — Kig Kig (1 +к)1'г-1 1
(1 + к) ig — к 1 + к — Kig (.1 + К) 1г - 1
редуктору). Активный диаметр гидротрансформатора, включен-
ного в гидроредуктор, и передаточное число промежуточного ре-
дуктора определяются с учетом
доли момента двигателя, прохо-
дящего через гидротрансформа-
тор, по аналогии с однопоточ-
ными ГМКП:
. л5/ Mjfrp
или
Dax=Da3
\| 1/гр \
Мд^рЧр /у 33ч
У, (V.34)
Л
(V.35)
д^р^нз
*

Рис. V.24. Характеристики гидроре-
дукторов различных схем
18 Н. А. Носов
273
или
2dX
(V.36)
В связи с полной эквивалентностью свойств гидроредуктора
свойствам нового гидротрансформатора все дальнейшие расчеты
для двухпоточной ГМКП можно производить по методике, изло-
женной выше для однопоточных схем: согласование гидроредук-
тора с двигателем, построение характеристики совместной работы,
выбор рабочего диапазона и передаточных чисел ДКП и т. д.
Варьируя схемами и величиной параметра к, можно на основе
имеющегося гидротрансформатора подобрать гидроредуктор,
в наибольшей степени удовлетворяющий условиям совместной ра-
боты с двигателем (по прозрачно-
сти), обеспечивающий высокие ди-
намические характеристики и эко-
номичность машины (параметры
и т]ар). На основе
методики при необходимости мож,-
но произвести подробный количе-
ственный анализ свойств гидроре-
46
Рис. V.25. Схема двухпоточной
ГМКП с.ДКП в одной из ветвей
передачи
дукторов всех возможных схем
с различными типами дифферен-
циалов при различных значениях параметра к и принять опти-
мальное решение для каждого конкретного задания. На
рис. V.21,a приведена одна из возможных схем двухпоточной
ГМКП с гидроредуктором, выполненным по схеме /, и четырехре-
жимной ДКП с тремя степенями свободы.
Кроме рассмотренных выше в зарубежном машиностроении
нашли применение также двухпоточные гидромеханические пере-
дачи, где ДКП вносится в замкнутый контур гидроредуктора
(рис. V.25). Характеристика же гидроредуктора, как было пока-
зано выше, зависит от передаточного числа его замкнутого кон--
тура. Поэтому здесь мы имеем на каждой передаче в ДКП как бы
новый гидроредуктор со своей характеристикой, нагружающий
двигатель в новом, отличном от предыдущей передачи режиме.
Таким образом, согласование двигателя с таким гидроредуктором
не может быть оптимальным на всех передачах. В этом основной-
недостаток двухпоточных гидромеханических передач данного
типа. Применение таких схем может оказаться допустимым, если
используются гидротрансформаторы с относительно малой про-
зрачностью и двигатели с высоким коэффициентом приспособляе-
мости при малом числе передач в ДКП. В зарубежном автомобиле-
строении запатентован ряд схем ГМКП; в которых сочетается
одновременно ряд вышеизложенных принципов: внутренняя диф-
ференциальная связь в гидротрансформаторе — на одних режимах,
двухпоточная передача мощности — на других, блокировка гидро-
274
трансформатора — на третьих и т. д. К каждой такой схеме сле-
дует подходить критически, пользуясь изложенными выше мето-
дами, тщательно анализируя ее свойства и оценивая достоинства
и недостатки применительно к поставленному заданию.
В последнее время наметилась тенденция к повышению числа
перёдач в ДКП при использовании блокируемого гидротрансфор-
матора. В таких ГМКП гидротрансформатор работает практически
только на переходных режимах, что позволяет значительно по-
высить к. п. д. коробки передач. Однако при этом в значительно
меньшей степени используется такое весьма важное качество гидро-
трансформатора, как демпфирование крутильных колебаний и
уменьшение динамических нагрузок. Усложняется при этом и
конструкция ГМКП, возрастают ее габариты и вес.
§ 4. ОТДЕЛЬНЫЕ ВОПРОСЫ ПРОЕКТИРОВАНИЯ ГМКП
Выбор рабочей жидкости. Рабочие жидкости в ГМКП исполь-
зуются в гидропередаче, в системах охлаждения и смазки меха-
нической части передачи, в системах гидроуправления и автома-
тики. Требования, предъявляемые к ним в указанных случаях,
различны, а иногда и противоречивы. Например, для повышения
к. п. д. и преобразующих свойств гидротрансформатора жела-
тельно применение жидкостей с минимальной вязкостью. Но так
как маловязкие жидкости, как правило, обладают недостаточной
смазывающей способностью, то для смазки и охлаждения меха-
нических элементов ГМКП приходится выбирать жидкость с до-
статочно высокой вязкостью.
Стремление к уменьшению номенклатуры эксплуатационных
материалов и к упрощению конструкций ГМКП и ее гидравличе-
ских систем, например к отказу от уплотнения рабочей полости
гидротрансформатора и объединению их в единую систему, при-
водит к необходимости выбора единой рабочей жидкости, свойства
которой удовлетворяют в достаточной степени всем требованиям.
Эти требования, которые должны выполняться во всем рабочем
диапазоне изменения температур, давлений и скоростей, сводятся
к следующему.
1. Рабочая жидкость должна иметь хорошую смазывающую
способность и высокую прочность масляной пленки. Противоизнос-
ные свойства ее должны быть не хуже, чем у трансмиссионных
масел, применяемых в механических КП.
2. Рабочая жидкость должна обладать оптимальным значением
вязкости, при котором обеспечиваются как высокие преобразую-
щие свойства и к. п. д. гидротрансформатора, так и хорошая сма-
зывающая способность жидкости. Зависимость вязкости от из-
менения температуры должна быть минимальной.
3. Рабочая жидкость не должна содержать мылообразующих
жиров, которые дают устойчивое пенообразование, приводящее
к снижению передаваемой мощности и ухудшению работы системы
гидроуправления.
18* 275
4. В составе ее не должно быть смолистых веществ (асфальта)
и других включений, оседающих при высоких температурах в тру-
бопроводах и на стенках каналов и клапанов.
5. Рабочая жидкость не должна содержать, выделять и по-
глощать воздух, не должна содержать легкоиспаряющиеся фрак-
ции. Чем выше температура вспышки, тем меньше при рабочих
температурах выделяется паров и газов. Температура вспышки
должна быть намного выше рабочей, не менее 150—160° С.
6. Она не должна содержать водорастворимых кислот и щело-
чей, вызывающих коррозию металлических деталей передачи;
должна быть нейтральной к материалам уплотнений.
7. Должна быть обеспечена стабильность рабочей жидкости,
т. е. неизменность ее свойств при длительной работе и хранении;
для этого можно использовать, например, специальные присадки-
антиокислители.
8. Рабочая жидкость не должна терять подвижность при низ-
ких температурах. Предельные температуры застывания не
должны быть выше —ЗОн—60° С.
9. Для увеличения передаваемого гидротрансформатором кру-
тящего момента желательно применять рабочую жидкость с боль-
шой плотностью. Однако имеющиеся пока в нашем распоряжении
тяжелые жидкости (например, ртуть) не удовлетворяют большин-
ству остальных изложенных выше требований. Применяемые в на-
стоящее время в качестве рабочих жидкостей минеральные масла
высокой очистки и их смеси имеют плотность, близкую к 850—-
900 кг/м3.
В независимых системах питания гидротрансформаторов могут
применяться маловязкие смеси: 95% керосина +5% минерального
масла. Если гидротрансформатор работает совместно с дизелем, то
в качестве рабочей жидкости в нем может быть использовано ди-
зельное топливо. В этом случае система питания гидротрансфор-
матора объединяется с топливной системой дизеля. Для более
полного удовлетворения поставленным требованиям применяются
специальные смеси нескольких минеральных масел с присадками.
В объединенных гидравлических системах ГМКП применяются
минеральные масла, имеющие вязкость при 50° С порядка
11,4 • 10~6—20,4 • 10~6 м2/с (2—3° Е).
Температура рабочей жидкости, при которой показатели ра-
боты гидротрансформатора являются оптимальными, составляет
примерно 120—130° С. Для сохранения же удовлетворительных
смазывающих свойств ее температура не должна превышать
80—90° С.
В табл. V.5 приведены характеристики некоторых рабочих
жидкостей, применяемых в гидромеханических передачах.
Учет осевых усилий. При работе гидротрансформатора рабо-
чая жидкость в полости циркуляции создает давление на его ко-
леса. Радиальные составляющие этого давления взаимно уравно-
вешиваются, а осевые создают давление на подшипники, дости-
276
2П
Таблица V.5. Характеристики некоторых масел и смесей, применяемых в гидропередачах
Наименование Плотность кг/м3 Температура вспышки °C Температура застывания °C Кинематическая вязкость
°Е 10е м2/с
50° С 100° с 50° С 100° с
Смесь 95% керосина + 5% автола 6 860 — — 1,16 1,04 2,6 1,4
Дизельное топливо 830—860 40—70 —10--—60 1,0—1,2 1,01—1,03 1,0—3,0 1,1—1,3
Соляровое масло, ГОСТ 1666—51 875—885 — —20 1,39—1,76 1,03—1,08 5,0—9,0 1,3—1,8
Трансформаторное масло, ГОСТ 982—56 896 135 —45 1,82 1,14 9,6 2,4
Турбинное масло 22, ГОСТ 32—53 901 180 —15 2,95—3,31 1,3—1,39 20,1—23,0 4,5—5,1
Индустриальное масло 12, ГОСТ 1707—51 876—891 165 —30 1,86—2,26 1,16—1,29 10,0—14,0 2,6—4,0
Смесь 70% АУ+ 30% МТ16П 889 176 — — 1,42 — 5,4
Рис. V.26. Характеристика осе-
вых усилий в гидротрансфор -
гающее значительной величины и зависящее от конструкции гидро-
трансформатора и режима его работы. Так, для гидротрансфор-
матора ВАТТ-2 (Da = 364 мм; пн = 1700 об/мин) осевое усилив
в насосе превышает 10 кН.
На рис. V.26 приведена характеристика осевых усилий в на-
сосе (Л„) и турбине (Ат) для комплексного гидротрансформатора
в зависимости от режима его работы
(. Характеристика эта может
быть получена экспериментально или
гидродинамическим расчетом, как и
внешние характеристики гидротранс-
форматора.
Сумма осевых сил на всех колесах
гидротрансформатора равна нулю:
+ ^пг 4" Лр = 0.
Для подобных гидротрансформа-
торов осевые силы могут вычисляться
через величины коэффициентов й
Ха2 по формулам:
Ат — (V.37)
При конструировании нужно стремиться так выбирать связр
чер.ез подшипниковые опоры между колесами и картером пере-
дачи, чтобы подшипники воспринимали наименьшие по возмож-
ности осевые усилия. На рис. V.27, а указанные связи выполнены
Рис. V.27. Схемы подшипниковых узлов гидротрансформатора
так, что подшипники 1 и 2 передают полные величины усилий:
Лх = Ат и А 2 = Лн. Схема на рис. V.27, б более рациональна,
здесь Лх = Ат и Л 2 =-Ан — Ат\ подшипник 2 передает суще-
ственно меньшее усилие и может быть выбран более легкой серии.
Аналогичный принцип разгрузки подшипников от осевых уси-
лий может использоваться и при наличии конической передачи
в сочетании с гидротрансформатором.
Для уменьшения осевых усилий в некоторых конструкциях
гидротрансформаторов применяются разгрузочные отверстия.
Характеристики осевых усилий для этого случая показаны на
рис. V.24 (А'н и Ат).
278
Гидравлическая система. Гидравлическая система ГМКП
должна обеспечивать охлаждение и подпитку гидротрансформа-
тора, охлаждение и смазку редукторной части КП, работу гидро-
привода управления ГМКП.
Отбор рабочей жидкости для охлаждения гидротрансформатора
осуществляется из области повышенного давления в кругу цир-
куляции (обычно за турбиной). Подводится же она из радиатора
в зону минимального давления (как правило, перед насосом).
Имеющегося перепада давлений в гидропередаче недостаточно для
прокачки необходимого расхода масла через радиатор, поэтому
в системе ставится шестеренный насос. Этот же насос обеспечивает
и подпитку гидротрансформатора для компенсации утечек рабочей
жидкости через зазоры и для создания дополнительного антика-
витационного подпора перед насосом (в сочетании с гидравличе-
ским сопротивлением — дросселем — на выходе).
Для предотвращения кавитации в зоне минимального давле-
ния должно быть выполнено условие pmtn > pt, где pm,n — ми-
нимальное давление в круге циркуляции (обычно на тыльной
стороне лопатки насоса вблизи от входа); pt — давление насыщен-
ного пара рабочей жидкости при ее рабочей температуре. Так как
среднее давление на входе в насос рср = pmln + Лр, то условие
предотвращения кавитации имеет вид рср pt + Ьр.
В настоящее время не существует точных методов расчета дав-
лений в местах отвода и подвода рабочей жидкости. Кроме того,
их величина зависит от режима работы гидротрансформатора. Для
подобных гидротрансформаторов это давление может быть вычис-
лено по формуле
Рср — (V.38)
где = f (-J-'l—коэффициент давления, полученный экс-
периментально или расчетом для данного типа гидротрансформа-
тора.
Учитывая вышеизложенное, давление подпитки выбирается
с запасом:
Рп = (1,2-4- 1,4) рср,
а затем уточняется в процессе доводки опытного образца машины.
В выполненных конструкциях для автомобильных гидропередач
в зависимости от диаметра Da и мощности двигателя N^e вели-
чина рл имеет следующие значения:
Da В мм............. 210—350 500—600 500—600
Nde в кВт.................. 20—70 200—250 400—500
рп в МПа.................. 0,05—0,2 0,4—0,5 0,7—1
Для облегчения условий работы уплотнений, а также для умень-
шения мощности, потребляемой насосами, и величины осевых
сил в гидротрансформаторе следует стремиться к снижению дав-
ления подпитки.
279
Для расчета радиатора и питательного насоса определяется
количество тепла в кВт, которое необходимо отвести от гидро-
трансформатора:
Q/ = (1 — Птш) (V.39)
где NH — мощность, подводимая к насосу гидротрансформатора.
Расход рабочей жидкости через радиатор в кг/с
Qt
Q ___
Р СР (tewx—tex)’
(V.40)-
ГТР
Рис. V.28. Схема подпитки и охлаждения
гидротрансформатора:
Н — насос; Т — турбина; РК — редукционный
клапан; М —манометр; ГТР — гидротрансформа-
тор, t — термометр; Р—радиатор.; ПК—перепуск-
ной клапан; МБ — масляный бак
где ср — удельная теплоемкость рабочей жидкости, которая для
минеральных масел составляет примерно 1,6—1,8 Дж/(кг-К);
1вых — температура жидко-
сти на выходе из радиа-
тора, которая не должна
превышать максимально
допустимого значения;
tex — температура на входе
в радиатор. Обычно tebix —
tex = 15--250 С.
Производительность на-
соса с учетом протечек
жидкости через зазоры и
уплотнения и расход ее че-
рез редукционные клапаны
следует брать на 20—30%
выше расчетной. Насос
устанавливается в нагнета-
тельной магистрали гидро-
системы перед гидротрансформатором, радиатор — за гидротранс-
форматором. Перед радиатором может ставиться редукционный
клапан, ограничивающий в нем давление для обеспечения проч-
ности трубок. Кроме насоса и радиатора в гидросистему вклю-
чается фильтр грубой очистки проволочно- или пластинчато-ще-
левого или гидроциклонного типа. Обычно он включается в цепь
гидроуправления или смазки с дополнительным насосом.
На рис. V.28 приведена примерная схема гидросистемы под-
питки и охлаждения гидротрансформатора. Расчет и конструиро-
вание радиаторов и фильтров изложены в гл. I, а насосов, клапанов
и трубопроводов — в гл. XI.
§ 5. ПРИМЕНЕНИЕ ГИДРОДИНАМИЧЕСКИХ МУФТ
С МЕХАНИЧЕСКИМИ КОРОБКАМИ ПЕРЕДАЧ
Особенности МКП с гидромуфтами. Гидромуфты, как указы-
валось уже в § 1 настоящей главы, не обладают свойством транс-
формации крутящего момента, а лишь изменяют за счет скольже-
ния^скорость выходного вала с изменением нагрузки на него.
280
В этом отношении их действие аналогично работе фрикционной
муфты скольжения. Поэтому на транспортных машинах гидро-
муфты иногда применяются для частичной или полной замены
муфты сцепления (главного фрикциона).
Применение гидромуфты на транспортной машине за счет воз-
можности длительного ее буксования (в отличие от главного фрик-
циона) позволяет плавно начинать движение с малой скоростью,
обеспечивает трогание с места в легких дорожных условиях на
высших передачах, упрощает управление машиной, снижает число
переключений передач. Установка гидромуфты также улучшает
условия для автоматизации переключения передачи, повышает
проходимость машины на слабых грунтах и предельных подъемах,
когда мал запас сцепления, снижает динамические нагрузки и кру-
тильные колебания в силовой цепи машины.
Гидромуфта не имеет изнашивающихся элементов, не требует
регулировок. Вместе с тем она не может полностью обеспечить
всех требований, предъявляемых к главному фрикциону. Она,
например, не отключает полностью двигатель от КП за счет оста-
точного момента, имеющего место в турбине при снятии нагрузки,
что затрудняет переключение передач в непланетарных КП, если
оно осуществляется нефрикционным путем. По этой причине со-
вместно с гидромуфтой целесообразно устанавливать дополнитель-
ный фрикцион упрощенной конструкции с повышенными удель-
ными давлениями на диски (так как его бускование при разгоне
и переключении передач здесь уменьшается). Кроме того, гидро-
муфта, имеющая сравнительно жесткую характеристику, в отли-
чие от главного фрикциона не предохраняет силовую передачу
от динамических перегрузок при резких остановках машины, так
как передаваемый ею момент при резком увеличении скольжения
может возрасти в 10—15 раз. Роль сдающего элемента в силовой
цепи в этом случае также должна выполнять дополнительная
фрикционная муфта.
При установке гидромуфты на транспортной машине ухуд-
шается торможение ее двигателем. Этот недостаток может быть
устранен применением специальной блокировки. Необходимость
применения указанных дополнительных устройств усложняет кон-
струкцию узла гидросцепления, увеличивает его габариты и вес.
Гидромуфта, работающая на машине при постоянном (хотя бы
и минимальном) скольжении, снижает к. п. д. передачи и соответ-
ственно увеличивает расход топлива двигателем в зависимости от
условий движения на величину до 2—7%.
Выбор гидромуфты. Подбор гидромуфты к двигателю произ-
водится с учетом двух противоречивых требований: обеспечить по
возможности минимальные ее размеры и наибольшую экономич-
ность работы.
Активный диаметр гидромуфты определяется из формулы (V. 1):
281
-Здесь должно быть: М — Mj; пн = nJ; % = — показатели рас-
четного режима работы двигателя и гидромуфты (например, ре-
жим максимальной мощности). Величина уКр выбирается по ха-
рактеристике гидромуфты (рис. V.29, а) при минимальном сколь-
жении s (обычно 2—3%). Чем меньше скольжение, тем выше
к. п. д. гидромуфты, но тем меньше уКр и, следовательно, тем
больше размер Da.
Для транспортной машины важно, чтобы момент (у%), пере-
даваемый гидромуфтой при трогании с места и резкой остановке
= О), имел минимальное значение. Этим облегчается запуск
a) /Л.т?
$1$П
Рис. V.29. Тяговая гидромуфта с порогом: а — характеристика;
б — схема
двигателя при включенном главном фрикционе, снижаются пере-
грузки при неожиданной остановке. С другой стороны, для полу-
чения высокого к. п. д. требуется высокое значение при малых
скольжениях. Поскольку для обеспечения первого требования
необходимо уменьшение Da, а второго — увеличение Da, задача
эта, очевидно, не может быть решена подбором активного диа-
метра. Необходимы специальные меры по изменению исходной
характеристики гидромуфты (y%)i в соответствии хотя бы с кри-
вой (уХ)п на рис. V.29, а (гидромуфта ГАЗ-12).
Для получения такой характеристики современные гидро-
муфты транспортного типа выполняются без тора с установкой
диафрагменного порога П (рис. V.29, б) при неполном заполнении
и наличии дополнительного объема Д. о. При больших оборотах
двигателя и неполном заполнении круга циркуляции жидкость,
располагаясь по периферии круга, образует при циркуляции воз-
душный тор и, практически не касаясь порога, обеспечивает боль-
шие значения уК при малых и средних скольжениях.
282
При больших скольжениях малых — J жидкость в турбинном
колесе опускается к центру, частично перетекает в дополнитель-
ный объем, порог создает дополнительные потери при ее цирку-
ляции. Все это приводит к уменьшению величины передаваемого
момента. Уменьшение оборотов двигателя (на холостом ходу)
приводит к усилению эффекта действия порога, к дополнитель-
ному снижению величины передаваемого момента.
Из сравнения характеристик (у%)[ и (уХ)и видно, как при
том же расчетном значении коэффициента момента (а значит,
и при том же Da) во втором случае резко снижается скольжение
($и < Si) и, следовательно, повышается к. п. д. гидромуфты,
а также уменьшается момент при трогании с места: (уХ0)п <<
< (Y^o)i-
На режимах торможения машины двигателем наличие порога
приводит к уменьшению тормозного момента, что нежелательно.
Для повышения эффективности торможения двигателем гидро-
муфты транспортного типа выполняются несимметричными
(рис. V.29, бу. диаметр внутренних кромок насосного колеса уве-
личивается почти до диаметра порога, что при изменении направ-
ления циркуляции жидкости на обратное (на тормозном режиме)
резко снижает эффект действия диафрагменного порога.
Глава VI
ГИДРОСТАТИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
§ 1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Гидростатические передачи (ГСП) принадлежат к типу непре*
рывных передач с принудительным регулированием передаточного
числа.
Наиболее простая ГСП состоит из двух гидроагрегатов — на-
соса и мотора; они связаны между собой гидравлической связью^
В первом механическая энергия приводного двигателя превра-
щается в гидравлическую, во втором — гидравлическая энергия
вновь превращается в механическую. Бесступенчатое изменение
крутящего момента на ведомом валу передачи достигается за счет
регулирования основных параметров потока — производитель-
ности Q и давления р в одном из гидроагрегатов.
Существует мнение, что для гусеничных машин ГСП являются»
наиболее перспективными среди других типов непрерывных пере-
дач. Это основано на том, что ГСП имеют достаточно большой диа-
пазон регулирования передаточного числа, обладают по сравне-
нию с другими бесступенчатыми передачами небольшими габари-
тами и весом и могут передавать большие мощности.
В настоящее время уже имеются серийные экземпляры колес-
ных и гусеничных машин с ГСП, хорошо зарекомендовавших сёбя
в эксплуатации. Это, например, некоторые американские модели
автомобилей массой от 8 до 15 т; шведские гусеничные машины
массой 37 и 48 т (на последних ГСП используется в качестве
механизмов поворота, работающих в параллельном потоке) и т. д.
Но в отличие от опытных серийных образцов еще мало. При-
чина этого — низкие оценочные параметры (к. п. д., габариты,
сложность изготовления) по сравнению с простыми ступенча-
тыми КП.
Можно ожидать, что непрерывное совершенствование кон-
струкции ГСП, использование новых материалов, а также улуч-
шение технологии производства доведут оценочные параметры ГСП
до приемлемого уровня, и тогда они получат широкое распростра-
нение в транспортной технике.
ГСП имеют следующие преимущества:
1) бесступенчатое изменение крутящего момента в широком
диапазоне и плавная передача его на ведущие колеса;
2) стабильная работа двигателя в зоне оптимального режима;
284
3) удобство компоновки (возможность свободного и дистан-
ционного расположения агрегатов, так как они не требуют взаим-
ной центровки);
4) возможность торможения самой передачей;
5) реверсивность;
6) легкость и простота управления машиной;
7) устойчивость работы гидромоторов при малых скоростях
вращения;
8) простота предохранения двигателя от перегрузок.
К недостаткам ГСП можно отнести следующие:
1) более низкий к. п. д. по сравнению с механической транс-
миссией (к. п. д. серийных ГСП составляет 0,75—0,85);
2) большие габариты и вес при малых давлениях (10—15 МПа
или 100—150 кПсм2') и трудность уплотнения при больших дав-
лениях (28—35 МПа или 280—350 кПсм2)\
3) высокая стоимость и сложность производства.
§ 2. СХЕМЫ ТРАНСМИССИЙ С ГСП
ГСП в гусеничных машинах может выполнять роль как всей
трансмиссии в целом, так и отдельных ее агрегатов (рис. VI. 1).
В схеме 1 ГСП выполняет функции главного фрикциона и бес-
ступенчатой коробки передач. Насос Н связывается с двигателем Д,
а мотор М через коническую пару соединяется со ступенчатыми
механизмами поворота МП и далее с бортовыми редукторами
Рис. VI. 1. Принципиальные схемы трансмиссий гусеничных машин с ГСП
ведущих колес. Существенный недостаток этой схемы — через
ГСП передается полная мощность двигателя.
В схеме 2 ГСП выполняет те же функции, что и в схеме 1. Раз-
ница только в том, что здесь показана дифференциальная ГСП,
которая устанавливается в параллельном потоке. При этом часть
мощности от двигателя передается механическим путем, а осталь-
ная — через ГСП. По числу разветвлений потоков мощности встре-
чаются двухпоточные (показана на схеме) и трехпоточные дифферен-
циальные передачи. Поскольку через ГСП в этом случае пере-
дается только часть мощности двигателя, габариты и вес ее
уменьшаются, а общий к. п. д. возрастает. В двухпоточной
285
передаче через ГСП передается 50—60, а в трехпоточной —-
30—45% мощности двигателя.
Схемы / и 2 сравнительно легко автоматизируются. Они обес-
печивают бесступенчатое изменение скорости при прямолинейном
движении и ступенчатый поворот.
В схеме 3 ГСП выполняет функцию всей трансмиссии. Состоит
из двух насосов и двух моторов; первые размещаются обычно
около двигателя, вторые устанавливаются по бортам. Изменение
скорости прямолинейного движения машины осуществляется син-
хронным перемещением регулирующих органов в обоих насосах.
Неодинаковое воздействие на регулирующие органы приводит
к повороту. Схема в наибольшей степени удовлетворяет требова-
ниям, предъявляемым к трансмиссиям гусеничных машин, так
как обеспечивает бесступенчатое изменение как скорости прямо-
линейного движения, так и радиусов поворота. Однако эта схема
вызывает трудности с автоматизацией управления. Причина в том,
что автомат и водитель, принудительно управляющий поворотом,
воздействуют на одни и те же регулирующие органы, а это при-
водит к нарушению (если не установлены специальные устройства)
оптимальных режимов движения. Отрицательным фактором яв-
ляется то, что при повороте через всю ГСП с одного на другой
борт передается рекуперируемая мощность. Это заставляет завы-
шать расчетную мощность всех агрегатов ГСП.
В схемах 1—3 насос питает только один мотор. На практике
встречаются машины, в которых по борту требуется приводить
в движение несколько ведущих колес, например сочлененные гу-
сеничные машины, колесно-гусеничные машины, где ведущими
колесами могут быть опорные каткй, многоприводные колесные
машины и т. д. В этих случаях, как правило, насос питает ряд
моторов (схема 4). С помощью гидравлической связи моторы могут
быть соединены параллельно, последовательно и параллельно-
последовательно (соответственно показано на схеме 4). На прак-
тике все эти три типа соединений можно осуществить на одной
машине путем переключения распределительного крана. Тогда
будет осуществляться ступенчатое регулирование режимов дви-
жения без изменения положения регулирующих органов насоса
и мотора. При параллельном соединении обеспечивается наимень-
шая, при последовательном — наибольшая и при параллельно-
последовательном — промежуточная скорость движения.
На некоторых гусеничных машинах ГСП выполняет функцию
бесступенчатого механизма поворота. Тогда она включается
в трансмиссию по одной из схем, рассматриваемых в гл. IX.
§ 3. ОСНОВЫ РЕГУЛИРОВАНИЯ ГСП
Рассмотрим простейшую ГСП, состоящую из одного насоса и
одного мотора. Теоретическая мощность (т. е. без учета потерь)
гидроагрегатов составляет в кВт (л. с.)
N _ ApQ (N __ &pQ \ (VI.1)
103 V"1- 7500k 4
286
где Др = р — рвп\ \р — перепад давления жидкости в МПа
(кГ/см2); р — давление нагнетания в гидроагрегате (его обычно
называют давлением в гидроагрегате); рвп — давление впуска
(для насоса) или выпуска (для мотора); Q — производительность
в см3/с.
Подаваемый гидроагрегатом объем жидкости за один оборот
называется объемной постоянной гидроагрегата и обозначается q
(в см3/об)
<7 = -^, (VI. 2)
где п — частота вращения в об/мин. Выразив Q в формуле (VI. 1)
через q, получим
(VL3)
Крутящий момент в Н-м (кГ-м) от воздействия жидкости на
рабочие элементы (или наоборот) находится по обычной формуле
Мт — 9,55-10*^2- (Мт = 716,2^-). (VI.4)
Решая совместно уравнения (VI.3) и (VI.4), получим
Мт = 0,159 kpq (Мт = 0,00159 \pq). (VI.5)
Имея аналитические зависимости Nm и Мт, рассмотрим спо-
собы, с помощью которых можно получить желаемый характер
протекания кривых Nm и Мт на' валах гидроагрегатов в функции
скорости вращения^
Как известно, наиболее эффективное движение гусеничной
машины обеспечивается тогда, когда приводной двигатель и
агрегаты транмиссии работают в режиме максимальной мощности.
Но агрегаты ГСП не обладают свойством саморегулирования и,
чтобы обеспечить в них режимы постоянной мощности при изме-
нении дорожного сопротивления, необходимо принудительно воз-
действовать на их органы регулирования.
Рассмотрим способы регулирования гидроагрегатов. Из фор-
мулы (VI.3) видно, что мощность насоса можно изменить только
воздействием на два параметра — Дрн и qH. Использовать ча-
стоту вращения насоса пн в качестве параметра регулирования
невозможно, так как по условию работы пн = const. Частота
вращения мотора пм — независимая переменная величина, яв-
ляющаяся функцией только внешних сопротивлений.
Таким образом, регулирование в ГСП можно осуществлять
двояким образом — либо изменением объемной постоянной q,
либо изменением перепада давления Др.
В гусеничных машинах регулирование крутящего момента за
счет изменения Др при постоянной q не применяется. Такое регу-
лирование является простым по устройству и недорогим
287
в производстве, но оно имеет большой недостаток — низкий
объемный к. п. д.
Регулирование ГСП в гусеничных машинах осуществляется
путем изменения объемной постоянной q. Рассмотрим три раз-
личных случая.
ГСП с регулируемым насосом. Наибольшее распространение
в гусеничных машинах получили ГСП с регулируемым насосом.
В этом случае qK =/= const; qM = const (мотор не регулируется).
Мощности насоса и мотора:
NmH = a NmM = b \рмпм. (VI. 6)
Рис. VI.2. Изменение параметров ГСП при регулировании: а— насоса;
б — мотора; в — насоса и мотора
Здесь а и b — постоянные коэффициенты:
а = _______Ь = —q——. (VI 7)
60-Ю3 » 60-103 [ 4
Из приведенных формул видно: чтобы обеспечить режим по-
стоянной мощности, перепад давления в гидромоторе в функции
скорости движения должен изменяться по гиперболической за-
висимости. При этом изменение крутящего момента на валу
гидромотора зависит только от изменения перепада давления
жидкости.
Силовой диапазон выражается через отношения перепадов
давления в моторе, т. е.
___ М-т. м max &Рм max /yj g\
С Мт. м min &Рм min
Максимальное давление в гидропередаче ограничивается меха-
нической прочностью деталей и на современном этапе развития
машиностроения достигает 25—35 МПа (250—350 кПсм2). Мини-
мальное давление лежит чаще всего в пределах 1,5—2,5 МПа
(15—25 кПсм?). Следовательно, силовой диапазон ГСП при
данном регулировании составляет в среднем 12—16.
Изменение перепада давления Др в ГСП производится в ги-
дронасосе за счет регулирования объемной постоянной qH. На
рис. VI.2, а представлен график изменения мощности насоса
288
Nm н, перепада давления Др, крутящего момента гидромотора
Мт л, а также расхода Q в зависимости от частоты вращения
вала мотора. В зоне минимальных пм давление ограничивается
величиной максимально допустимого давления ртах при помощи
предохранительного клапана. Справа работа насоса ограничи-
вается или максимально допустимыми оборотами вала, или ми-
нимальным давлением, обеспечивающим необходимое тяговое
усилие на предельной скорости.
Теоретическая скорость вращения вала мотора находится из
уравнения баланса расходов, т. е.
nM = ^=cqH, (VI.9),
Чм
где с — постоянная величина. Объемная постоянная насоса может
бесступенчато изменяться от 0 до <7НП1ах, следовательно, скорость
вращения вала мотора соответственно будет непрерывно возра-
стать от положения стопа до максимальной скорости. При ней-
тральном положении регулируемого органа расход в гидроси-
стеме отсутствует (qH = 0), вал гидромотора гидравлически
заторможен и двигатель работает на холостом ходу. Для того
чтобы машина с ГСП стронулась с места, необходимо регулиру-
ющий орган вывести из нейтрального положения. Вывод в одну
сторону соответствует переднему ходу, в другую — заднему.
Кинематический диапазон в этом случае значительно превос-
ходит по величине силовой диапазон. Причина в том, что послед-
ний искусственно ограничивается предельными значениями давле-
ний в гидросистеме ртах и pmin.
Таким образом, при такой схеме регулирования в ГСП имеет
место переменное давление. Так как в зоне высоких давлений
ГСП работает сравнительно редко, то ее работоспособность до-
статочно высока.
ГСП с регулируемым мотором. В этом случае qM =£= const;
qH = const. Объемная постоянная изменяется только у мотора.
Следовательно, давление насоса и всей силовой магистрали ГСП
согласно формуле (VI.3) во всем диапазоне регулирования остается,
величиной постоянной, т. е. Дрн = крм = const (рис. VI.2, б).
Изменение крутящего момента на валу гидромотора осуществ-
ляется только за счет уменьшения. qM, т. е.
Мт. м max 0,159 Арм maxqM
max,
Мщ. м min “ Q> 1 ^9 Др^ тахУм min* (VI. 10)
Давление в ГСП назначается максимальным из-за стремления
уменьшить геометрические размеры гидроагрегатов. При qM тах
крутящий момент обеспечивает преодоление машиной наибольших
сопротивлений.
Скорость вращения вала мотора
(VI.11)
Ям Ям
19 н. А. Носов 289
Так как при холостом ходе двигателя QH имеет какую-то конеч-
ную величину, то для стоянки машины необходимо или перепу-
скать всю жидкость на слив, или выключать главный фрикцион,
который в этом случае устанавливается между двигателем и на-
сосом. Трогание с места, т. е. увеличение оборотов от нуля до
пм тщ, приходится набирать также или за счет пробуксовки
главного фрикциона, или за счет уменьшения слива.
Минимальная и максимальная скорости движения машины
обеспечиваются соответственно при ^max и qMtMn. Таким обра-
зом, кинематический и силовой диапазоны передачи равны
d Мт. м max пм max Ям max /yrj 12)
Мт. м mln пм mln Ям min '
Такой тип регулирования имеет существенные недостатки.
В ГСП приходится поддерживать постоянное максимальное дав-
ление; естественно, работоспособность такой передачи понижен-
ная. Сложно трогание машина с места. Необходимы конструк-
тивные усложнения для организации работы двигателя на хо-
лостом ходу. Отсутствует свойство торможения самой передачей.
Но этот тип регулирования обладает существенным достоин-
ством: так как <7лт1п может принимать очень малые значения, то
имеется возможность получения (по сравнению с первым типом
регулирования) большого силового диапазона. Из-за существенных
недостатков этот тип регулирования не получил распространения.
ГСП с регулируемым насосом и мотором. В этом случае
qH const; qM =£ const. Изменение параметров в зависимости от
числа оборотов мотора показано на рис. VI.2, в. Этот тип пере-
дачи обладает почти всеми достоинствами, имеющимися у передач
с регулированием первых двух типов. Здесь особенно легко по- .
лучить большие величины кинематического и силового диапазонов
Ян max t Ям max (у j j
Ян min Ям min
t. e. диапазон обеспечивается последовательным регулированием
насоса и мотора. Диапазон регулирования между насосом и мо-
тором желательно разбивать примерно пополам.
До настоящего времени в гусеничных машинах регулирование
такого типа не использовалось. Причина — сложность и дорого-
визна в изготовлении как самих регулируемых гидроагрегатов,
так и механизмов управления ГСП.
Все достоинства ГСП, независимо от типа регулирования
могут полностью проявиться лишь тогда, когда управление
передачей автоматизировано.
§ 4. КОЭФФИЦИЕНТ ПОЛЕЗНОГО ДЕЙСТВИЯ ГСП
К. п. д. ГСП равен отношению мощности, снимаемой с вала
мотора, к мощности, подводимой к валу насоса. Составными ча-
стями к. п. д. ГСП являются объемный т]0, гидравлический цг
и механический г]мех к. п. д.
290
Объемный к. п. д. представляет собой отношение действитель-
ной производительности к теоретической. Считая, что утечки
происходят только в самих гидроагрегатах, получим
= = (VI.14)
О.тн Янпн
Отсюда
_ ЯнПН
м~ Ям
(VI. 15)
Рис. VI.3. к. п. д. гидростатиче-
ских насосов различных типов:
1 — роторно-поршневой аксиального
типа; 2 — роторно-пластинчатый; 3 —
винтовой; 4 — зубчатый
т. е. объемный к. п. д. влияет только на частоту вращения гидро-
мотора. Повышается т]0 путем улучшения уплотнений, предотвра-
щающих утечки жидкости, и по-
вышения производительности.
Гидравлический к. п. д. равен
отношению действительного напо-
ра к теоретическому напору потока
жидкости. Напоры можно заме-
нить давлениями, т. е.
ъ = (VI.16)
Значение т]г сказывается на умень-
шении крутящего момента, оно
повышается за счет уменьшения
скорости потока жидкости и сокра-
щения длины трубопроводов.
Кроме того, рекомендуется созда-
вать в последних гладкую внутреннюю поверхность и применять
менее вязкую жидкость. Сужения, изгибы трубопроводов умень-
шают Т]2.
Механический к. п. д. насоса равен отношению крутящего
момента, действующего со стороны жидкости, к моменту, подво-
димому к валу, т. е.
Чмех.н = ; (VI.17)
механический к. п. д. гидромотора
Л мех. М — 0,1597л Др (V1.18)
Механические потери в основном возникают от трения рабочих
поверхностей деталей при совершении относительного движения.
Повышение достигается выбором оптимальной конструкции,
подбором соответствующих материалов, а также улучшением
обработки трущихся деталей.
Общий к. п. д. ГСП равен произведению отдельных к. п. д.:
Лг. с = ЛонЛол<Ллих. н*1мех. мЧг- (VI • 19)
Величины к. п. д. в большой степени зависят от типа гидро-
агрегатов. На рис. VI.3 приведены зависимости общего к. п. д.
19* 291
насосов различных типов от давления. Наиболее высокий к. п. д.
имеет роторно-поршневой насос аксиального типа. При этом
с ростом давления величина к. п. д. почти не изменяется. У дру-
гих типов насосов такое постоянство не наблюдается [5].
§ 5. ХАРАКТЕРИСТИКИ ГИДРОСТАТИЧЕСКИХ НАСОСОВ
И МОТОРОВ
В транспортных машинах в основном применяются роторно-
поршневые гидроагрегаты. В зависимости от расположения порш-
ней они разделяются на радиальные и аксиальные.
Роторно-поршневые агрегаты радиального типа. Принципиаль-
ная схема агрегата этого типа показана на рис. VI.4, а и пред-
Рис. VI.4. Схемы роторно-поршневых агрегатов радиального типа
ставляет собой регулируемый одноходовой насос с вращающимся
блоком цилиндров. Производительность определяется величиной
эксцентриситета е, а изменение знака эксцентриситета приводит
к изменению направления потока жидкости в трубопроводах
(т. е. прямой ход превращается в реверсивный).
Вследствие легкости изменения производительности однохо-
довые гидроагрегаты чаще всего применяются в качестве быстро-
ходных регулируемых насосов. Рабочее давление в них доводят
до 15—20 МПа (150—200 кПсм*), частоту ^вращения —до 1500—
2000 об/мин.
У агрегатов с неподвижным блоком цилиндров и клапанным
распределением из-за отсутствия вращающихся поверхностей
трения допускается более высокое давление. Имеются насосы,
у которых оно достигает 35 МПа (350 кПсм*). Наряду с одно-
ходовыми большое распространение получили многоходовые ги-
дроагрегаты этого типа (рис. VI.4, б). Вращающийся блок цилин-
дров (ротор) располагается концентрично относительно корпуса.
292
В зависимости от профиля направляющей (от числа впадин и
выступов) поршень совершает соответствующее количество двой-
ных ходов.
Многоходовые агрегаты в основном применяются в качестве
высокомоментных гидромоторов.
Частота вращения ротора обычно составляет 150—250 об/мин
и только в единичных случаях доводится до 750—800 об/мин.
Давление 15—25 МПа (150—250 кПсм?)\ в отдельных случаях
оно доводится до 30 МПа (300 кГ/см*). Общий к. п. д. роторно-
поршневых агрегатов радиального типа в зависимости от кон-
струкции и режимов работы колеблется в пределах 0,80—0,95.
Объемная постоянная роторно-поршневого одноходового агре-
гата радиального типа определяется по формуле (в см3/об)
9 = (VI. 20)
где d — диаметр поршня в см; е — эксцентриситет в см; z — число
поршней.
Для многоходового агрегата объемная постоянная (в см8/об)
9 = (VI.21)
где h — ход поршня в см; к — количество ходов за один оборот;
у — количество рядов поршней.
Скорость вращения вала гидромотора находится по формуле
(VI. 15). Крутящий момент на валу гидромотора в Н-м (кГ-см):
одноходового
= (VI.22)
многоходового
MM = -^hzy т]мех.Л. (VI.23)
В трансмиссиях транспортных машин агрегаты этого типа чаще
всего применяются в качестве моторов. Имея малые продольные
размеры, моторы хорошо компонуются непосредственно в сту-
пицах ведущих колес, если последние имеют достаточный диаметр.
На рис. VI.5 показан одноходовой высокомоментный гидро-
мотор МРО-1,6 конструкции НАТИ, предназначенный для при-
вода ведущего колеса колесного трактора. Основные его пока-
затели: объемная постоянная 1,6 л/об; рабочее давление 16 МПа
(160 кГ1сяР)\ номинальный крутящий момент 3700 Н-м (375 кГ-м)\
максимальная частота вращения 200 об/мин; наибольший диаметр
508 мм; масса 130 кг [41].
Роторно-поршневые агрегаты аксиального типа. Являются
самым распространенным типом гидроагрегатов, используемых
в ГСП транспортных машин. Они сравнительно просты по
устройству, легко регулируются и реверсируются, являются
293
быстроходными, имеют малые радиальные размеры и обладают
высоким к. п. д.
Принципиальная схема гидромотора аксиального типа пока-
зана на рис. VI.6. Если в подводящее окно 7 распределительного
диска 1 под давлением подавать жидкость, то поршень 3 будет
Рис. VI.5. Конструкция гидромотора
МРО-1,6
перемещаться к периферии
блока цилиндров 2, переда-
вая усилие через шатун 4 на
наклонный диск 5. Так как
ось наклонного диска состав-
ляет с горизонтальной осью
угол у,, то сила давления Р
раскладывается на две со-
ставляющие — осевую N и
тангенциальную Т. Первая
нагружает вал в осевом на- ,
правлении и воспринимается
подшипниками; вторая дей-
ствует в плоскости диска й
образует крутящий момент
2 TRd, вРаШаюЩИЙ вал гид-
ромотора 6.
При вращении вала по-
сторонним источником энер- /
гии гидроагрегат будет рабо-
тать в режиме насоса, и тан-
генциальное усилие Т явится
полезным сопротивлением
для приводного двигателя.
Изменение объемной по-
стоянной q производится за
счет изменения угла накло-
на у.
В аксиальных агрегатах
вращающийся блок цилин-
дров с большим усилием при-
жимается к распределитель-
ному диску и за счет этого
утечки жидкости по сравне-
нию с агрегатами радиаль-
( ного типа являются неболь-
шими. Улучшенная герметич-
ность позволяет поднимать
максимальное давление жидкости в агрегатах аксиального типа
до 25—35 МПа (250—350 кПсм2), а в отдельных образцах даже
до 60 МПа (600 кПсм2) [24].
При одинаковых габаритах в агрегатах аксиального типа
сливные и нагнетающие окна имеют значительно большие раз-
294
меры, чем в агрегатах радиального типа. Это позволяет получить
более высокую производительность, а также сделать их более
быстроходными. Максимальная частота вращения большинства
насосов составляет 2000—3000 об/мин, в отдельных случаях —
до 5000 об/мин. Гидромоторы обычно имеют меньшую частоту
вращения: в большинстве случаев до 1500—2500 об/мин.
Общий к. п. д. гидроагрегатов этого типа достигает 0,92—
0,95 [51]. В наиболее удачно выполненных конструкциях ГСП
транспортного типа общий к. п. д. равен 85%, а максимальное
значение доходит до 90%.
Рис. VI.6. Схема роторно-поршневого агрегата^аксиального типа
Объемная постоянная роторно-поршневого агрегата аксиаль-
ного типа
q = hz, (VI.24)
где
h = Dd sin у = D tg у. (VI.25)
Здесь 'Dd — диаметр осевой окружности наклонного диска; D —
диаметр окружности центров цилиндров блока.
Частота вращения выходного вала гидромотора находится
так же, как в предыдушем’случае.
Крутящий момент на валу гидромотора в Н-м (кГ-см) опреде-
ляется по формуле
MM = 0,159Ap<Tri^.A- (VI. 26)
На рис. VI.7 показаны конструкции роторно-поршневых агре-
гатов аксиального типа. Изменение производительности в насосе
(рис. VI.7, а) достигается за счет поворота блока цилиндров.
В конструкции широко используется гидростатическая разгрузка
на сферических поверхностях (в опоре упорного диска, головках
шатунов, распределителя), для чего в специальные канавки впры-
скивается рабочая жидкость из напорной полости. Осевое воздей-
295
Рис. VI.7. Конструкция роторно-поршневых агрегатов аксиального
296
ствие от давления замыкается внутри качающейся люльки и на
опоры не действует. Все это значительно увеличивает моторесурс
и надежность агрегатов. Однако качающаяся люлька существенно
повышает вес и габариты.
На рис. VI.7, б показана другая конструкция регулируемого
насоса. Здесь производительность меняется за счет изменения угла
наклона шайбы. В насосе применяется гидростатическая раз-
грузка головок плунжера. Блок цилиндров имеет наружный
подшипник. За счет зазора в подшипнике обеспечивается само-
устанавливаемость в месте контакта блока и распределителя.
Корпус агрегата имеет только один разъем, что обеспечивает более
высокую точность при сборке. Агрегат имеет малые вес и габа-
риты.
На рис. VI.7, в представлена конструкция нерегулируемого
мотора, выполненная на базе деталей насоса (рис. VI.7, а).
Основные показатели рассмотренных гидроагрегатов при-
ведены в табл. VI. 1.
Кроме роторно-поршневых гидроагрегатов на транспортных
машинах иногда применяют лопастные гидроагрегаты. Однако
они недостаточно надежны в работе и могут передавать сравни-
тельно малую мощность. По этим причинам на гусеничных ма-
шинах они не используются.
Другие типы гидрообъемных агрегатов (шестеренные, геро-
торные, винтовые и т. д.) в качестве основных агрегатов транс-
миссий транспортных машин распространения не получили.
типа: а и б — регулируемые насосы; в — нерегулируемый мотор
297
Таблица VI.1 Основные показатели гидроагрегатов, приведенных на
рис. VI.7
Показатели Насос Мотор, рис. VI. 7, в
Рис. VI. 7, а Рис. VI. 7, б
Номинальное давление в МПа (я/7аи2) Кратковременное давление в МПа (кПсм2) Объемная постоянная в см3/об Максимальная частота вращения в об/мин Номинальная мощность в кВт (л. с.) Масса в кг Удельный вес в кг/кВт (кг/л. с.) 17,5 (175) 35 (350) 915 1120 190 (260) 700 3,7 (2,7) 17 (170) 24 (246) 225 " 2000 125 (170) 57,6 0,46 (0,34) 16 (160) 32 (220) 915 1250 175 (238) 328 1,87 (1,38)
§ 6. ВЫБОР АГРЕГАТОВ ГСП
Предварительно задаются весом гусеничной машины G, ма-
ксимальной vmmax и минимальной vmmln скоростью движения,
радиусом ведущего колеса гв. к, величинами к. п. д. гидроагре-
гатов ГСП и ходовой части, а также их характером изменения
в зависимости от скоростных и нагрузочных режимов.
Произведем выбор гидромотора и гидронасоса для схемы
ГСП, состоящей из двух насосов и двух моторов (см. схему 3
на рис. VI. 1). Все агрегаты передают крутящий момент как при
прямолинейном движении, так и при повороте. При последнем
насос и мотор на забегающем борту нагружаются большим кру-
тящим моментом за счет передачи рекуперативной и полной мощ-
ности двигателя. Так как рекуперативную мощность определить
в достаточно точной «степени затруднительно, выбор гидроагрега-
тов производится по сцеплению.
Как известно, наибольшая сила тяги на забегающей гусе-
нице Р29, ограничиваемая ее сцеплением с грунтом, равна
Р2ф = 0,65<pG, (VI.27)
где <р — коэффициент сцепления гусеницы с грунтом.
Величина передаточного числа бортового редуктора 1б.р может
быть определена по формуле
(VI28)
илах
где гв. к — радиус ведущего колеса в м; итах — максимальная
скорость машины в км/ч; пмт!а — максимально допустимая ча-
стота вращения вала мотора в об/мин (выбирается исходя из
298
типа принятого мотора). Для роторно-поршневого агрегата акси-
ального типа пжшах = 200-5-2500 об/мин.
Максимальный крутящий момент на валу гидромотора
Л4 — к
1ViM max — .• а
1б. рЦх. цТ]б. р
(VI.29)
где Лх. ч и г|б. р — к. п. д. ходовой части и бортового редуктора.
Величина г\хч определяется по графику (рис. VI.8); она должна
соответствовать минимальной ско-
рости vmln.
Крутящий момент в моторе,
создаваемый жидкостью, состав-
ляет в Н-м (кГ-см)
Ммжт!а = Ммтах . (VI.30)
цмех. м
Здесь Цмех.м — механический
к. п. д. мотора. Поскольку в дан-
Рис. VI.8. К. п. д. ходовой части
гусеничной машины
ном случае он соответствует режиму максимального давления,
его приближенно можно принять равным 0,96—0,97.
Объемная постоянная мотора в см3/об
Рис. VI.9. Расчетная схема блока ци-
линдров
п ___ Мм. летах ZVT Q1\
0,159 ДРл(тах’ <VL31)
ГДе Дратах = Ртах ~ Реп В МПа
(кГ1см?). Максимальное давле-
ние нагнетания рп1ахв выполнен-
ных агрегатах доводят до 25—
35 МПа (250—350 кГ/см2). Дав-
ление выпуска или впуска рт
чаще всего лежит в пределах
0,15—1,0 МПа (1,5—10 кПсм2).
Минимальный расход гидро-
мотора в см3/с при максималь-
ном давлении
(VI.32)
Мощность, развиваемая гид-
ромотором, в кВт (л. с.)
г __ &Рм тахОи min „
м JQ3 Чм
^Рм maxQjt min \
7500 ,Л£У’
(VI.33)
где полный к. п. д. мотора г]м равен произведению объемного и
механического к. п. д.
По найденному значению qM можно найти параметры гидро-
мотора. Делается это по методике, справедливой для всех роторно-
поршневых агрегатов аксиального типа [3]. Основные размеры
299
блока цилиндров определяются согласно, расчетной схеме, пока-
занной на рис. VI.9.
Прочность стенки цилиндра может быть приближенно оценена
суммарным напряжением о на внутренней поверхности цилиндра,
внутри которого действует давление р:
а = Р~^~Т’ (VI.34)
где
А — A =
г ~ d
Блоки цилиндров изготавливаются или из стали прочностью
адоп = 147 МПа, или из бронзы прочностью сдоп = 59 МПа.
Величина максимально допустимого давления ртах в бронзовых
и стальных блоках в зависимости от параметра А составляет:
А................................... 1,3 1,4 1,5 1,6
Ртах Для стальных блоков в МПа . . . 30,0 36,1 40,8 44,7
Ртах » бронзовых блоков в МПа 12,1 14,4 16,3 18,0
Через геометрические размеры объемная постоянная q может
быть найдена совместным решением уравнений (VI.24) и (VI.25):
? = -^zD<,'sinT. (VI.35)
Подставив в последнее уравнение соотношение D sin — = d +
4- b = R + г, получаемое из £\ОВС (рис. VI.9), определим за-
висимость, связывающую диаметр поршня с объемной постоянной:
^У
Л28(Л + 1) Sin у ’
Здесь 8 = А-. Обозначим:
3 / ГТ л
3 - - 1 / 8 sin ~Т
~~ 9’ d — у (Л + 1) sin у*
(VI .36)
(VI.37)
Величина Dq — характерный размер гидроагрегата; d — раз-
мер d в долях от Dq. Тогда
d = dDq. (VI.38)
Аналогично через Dq можно выразить и другие расчетные
размеры. Так, диаметр окружности центров цилиндра блока
D = 4- • = DDq. (VI.39)
2 . Л 4
Sin ~
300
Наружный диаметр блока цилиндров
- DH^D + d + 2b = DHDq. (VI.40)
Ход поршня
h = Da sin у = eD sin у = hDq. (VI.41)
Таким образом, все основные размеры выражаются через
характерный размер Dq или диаметр поршня d. Из уравнения
(VI.36) следует, что влияние А на d мало и диаметр поршня в основ-
ном зависит от г, т. е.
__2_
d = az з, (VI. 42)
где а — постоянный коэффициент (если у = 30° и А = 1,5, то
а = 1,82).
Для у = 30° основные относительные размеры блока цилиндров
приведены в табл. VI.2. Порядок определения размеров следующий:
1) по известному q находится характерный размер Dq,
2) по заданным ршах и материалу блока цилиндров выбирается
коэффициент А;
3) по табл. VI.2 в зависимости от выбранного А находятся
величины d, Dd, DH, De, h, соответствующие такому z, при котором
перечисленные размеры в наибольшей степени подходят для
проектируемой конструкции (при у = 30°). Если угол наклона
не равен 30°, то размеры рассчитываются по формулам (VI.34)—
(VI.42).
Диаметр поршня d желательно округлять до величин, реко-
мендованных ГОСТом 6636—60; от 8 до 22 через 1 мм, далее 24,
25, 26, 28, 30, 32, 34, 36, 38, 40, 45 мм и т. д.
Если в агрегате используется карданный механизм, то про-
веряется условие DK De (DK — диаметр головки кардана),
а также размещение головок шатунов dM в упорном (наклонном)
диске. Принимают = (1 +1,08) d (при больших давлениях еще
больше).
После этого окончательно выбирают d, z, у, а все другие раз-
меры вычисляют по формулам (VI.34)—(VI.42).
В нерегулируемых гидромоторах угол наклона диска у яв-
ляется величиной постоянной и равен 30°. В этом случае снимае-
мые крутящие моменты и мощности являются наибольшими.
Увеличение угла резко увеличивает механические потери и износ
цилиндров вследствие большего перекоса поршней. При умень-
шении у крутящий момент падает.
Максимальная производительность мотора в см3/с находится
п{1и наибольшей частоте вращения пм тах:
= (VI.43)
Объемный к. п. д. г)Ол{ в этом случае имеет максимальное значение
(примерно 0,96—0,97).
301
Таблица VI.2. Основные относительные размеры блока цилиндров
В ДОЛЯХ ОТ Dq
Обозна- чение A =1,3 4 = 1,4 4 = 1,5
2 = 7 z = 9 2 = 11 2 = 13 2 = 7 2 = 9 2 = 11 2=13 2 = 7 2 = 9
d 0,50 0,43 0,39 0,34 0,50 0,42 0,38 0,33 0,49 0,42
D 1,34 1,44 1,52 1,62 1,37 1,49 1,57 1,67 1,41 1,52
Dd 1,44 1,54 1,83 1,74 1,47 1,59 1,68 1,79 1,51 1,63
DH 2,00 2,00 2,02 2,06 2,07 2,08 2,09 2,14 2,14 2,14
De 0,68 0,88 1,02- 1,18 0,67 0,90 1,05 1,20 0,68 0,90
h 0,72 0,77 0,82 0,87 0,72 0,80 0,84 0,89 0,75 0,81
Обозна- A = = 1,5 A — = 1,6 A = = 1,7
чение 2=11 2=13 2 = 7 2=9 2=11 z=13 2 = 7 2 = 9 2=11 2=13
d 0,36 0,33 0,48 0,41 0,36 0,32 0,48 0,41 0,35 0,32
D 1,62 1,71 1,45 1,56 1,66 1,75 1,48 1,8 1,7 1,79
Dd 1,74 1,84 1,55 1,67 1,78 1,89 1,59 1,72 1,82 1,92
DH 2,17 2,21 2,22 2,22 2,24 2,27 2,30 2,29 2,30 2,32
De 1,07 1,20 0,68 0,90 1,08 1,24 0,66 0,90 1,10 1,26
~h 0,87 0,92 0,78 0,84 0,89 0,94 0,80 0,85 0,91 0,96
Минимальный перепад давления в моторе в МПа (кПсм?) вы-
числяется по наименьшему крутящему моменту, развиваемому
на его валу:
До — Мм-ж mln (VI 44)
o,159fe ’
^mln^fв. к
где ЛГд.яспцл измеряется в Н-м (кГ-см) и определяется по формуле
Мм жт1п = х. DminGr“-K-------. - (VI.45)
mln 21б.рИ]х.,1Г1б.р'Цмех.м V
Здесь Dmjn — минимальный динамический фактор (£>mln = 0,05--
-i-0,06). К. п. д. выбираются по графикам в соответствии с макси-
мальным скоростным режимом.
Далее производится выбор основных параметров насоса.
Расходы и давления можно определить из условия баланса:
Qh max = Qm max> ^Рн. пйпЛг — ^Рм mln>
Qh mln Qm min» АРн гпахЛг — ^Рм max,
(VI.46)
302
т. е. количество жидкости, вытекающей из насоса за единицу вре-
мени, равно расходу, поступающему в мотор; допускается, что
утечки жидкости имеют место только в самих агрегатах. Гидрав-
лические к. п. д. в большинстве случаев малы, и ими можно
пренебречь.
Максимальное значение постоянной объемной qH max в см3/об
находится по наибольшему расходу, т. е.
<7«max = -5^L, (VI.47)
Лн'1о«
где
Пн Пд тах^д—н*
Здесь Пдтах — максимальная частота вращения двигателя; —
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 утах = 20-т-ЗО0. Увеличение у вызывает повышенные на-
грузки на поршень; наклонный диск и другие детали.
Производительность насоса в см3/с в зависимости от угла
поворота наклонного диска у может быть найдена по формуле
QK = ^-n„DzT]0„tgV. (VI.48)
Мощность двигателя в кВт (л. с.), необходимая для привода на-
сосов, вычисляется по режиму максимального расхода:
TV = max min (N — ^Qh тах mln \ /лтт лп\
Эп,ах“ 103^^. мПа_м VVdnMX “750040^. Л 1 '
Необходимо отметить, что при определении требуемой мощ-
ности двигателя в формулу (VI.49) нельзя подставлять QHmln
и Аркп,ах- Этот режим характерен только для специфических
условий движения гусеничной машины (при движении по макси-
мальному склону и повороте). Повышенную мощность в этом
случае передает только один блок ГСП.
Глава VII
Фрикционные передачи
§ 1. ОСОБЕННОСТИ РАБОТЫ И КРИТЕРИИ ОЦЕНКИ
Фрикционные передачи (ФП) в отличие от других типов непре-
рывных передач (гидравлической, электрической) изменяют кру-
тящий момент за счет использования только одного вида энер-
гии — механического. Вследствие этого ФП не имеют дополни-
тельного 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 пере-
даточного 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 регулирова-
ния;
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 пере-
даточного числа.
Благодаря высокому к. п. д. и относительно большому диа-
пазону непрерывного регулирования (около шести) работы по совер-
шенствованию ФП проводятся в различных странах. Однако их
работоспособность при передаче значительных мощностей
(св. 150—250 кВт) — невысока. Это привело к тому, что ФП исполь-
зуются в некоторых случаях только на легких-транспортных ма-
шинах 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 возмож-
ность 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 за-
висимости от типа ФТ). Непрерывное регулирование передаточ-
ного числа достигается за счет бесступенчатого изменения соот-
ношения 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 пробук-
совок, будет иметь место только тогда, когда силы трения будут
больше передаваемых окружных сил. Аналитически это может
быть выражено неравенством
-£->1, (vii. 1)
где |л — коэффициент трения скольжения; к — коэффициент сцеп-
ления, равный отношению окружного усилия на чашке Рок к нор-
мальному усилию прижатия F,
К = -^. . (VII.-2)
Коэффициент трения можно считать величиной постоянной. Для
стальных контактных поверхностей, работающих всухую, р, =
= 0,18=0,20, в масле — р, = 0,06=0,08 [50]. Величина к —
переменная, так как Рок, входящее в (VII.2), зависит от режима
движения и поэтому часто изменяется.
Отношение (VII.1) определяет работоспособность ФТ. Если оно
меньше единицы, то передача из-за пробуксовки быстро выйдет из
строя. При отношениях, значительно превышающих единицу, появ-
ляется пережатие, что приводит к быстрому износу контактирующих
поверхностей и понижению к. п. д. ФТ. Следовательно, оптималь-
ное условие работы ФТ будет обеспечено тогда, когда отношение
(VII. 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 соот-
ветственно изменять нормальную силу прижатия. Но на прак-
тике этого добиться очень трудно, и та передача, у которой коэф-
фициент пережатия Е меньше, считается лучшей
(VII.3)
К
20 Н. А. Носов
305
где кшах — максимальный коэффициент сцепления в регулируе-
мом диапазоне ФТ; к — оптимальный коэффициент сцепления,
обеспечивающий невозможность пробуксовывания.
Другим важным параметром, характеризующим совершенство
ФТ, является относительное геометрическое скольжение в кон-
такте фрикционных пар.
Для уяснения физического смысла относительного скольже-
ния рассмотрим этот параметр на примере ФТ лобового типа
(рис. VII.I, а). В качестве фрикционных пар используются ци-
Рис. VI 1.1. Схема фрикционного трансформатора
лобового типа
линдрические шкив 1 и ролик 2. Регулирование трансформатора
осуществляется перемещением ролика вдоль его вала.
Окружные скорости oz любых точек шкива и ролика соответ-
ственно равны произведению угловых скоростей на радиусы г,.
На рис. VII. 1, б приведены планы окружных скоростей шкива
и ролика.
Поскольку ролик по шкиву обкатывается без пробуксовыва-
ния, то у них есть точки, имеющие одну и ту же окружную ско-
рость и0, в которых скольжение отсутствует. Примем, что эти
точки лежат на линии, проходящей посередине ролика, тогда
«о = уо' = ® 2^ 2 = ® 1Г1- (VI1.4)
Здесь буквами со штрихом обозначены точки, принадлежащие
шкиву.
Контактная линия ролика аб имеет постоянную скорость v0,
в то время как на контактной линии шкива окружные скорости
точек различные. Следовательно, во всех точках контактной ли-
нии, кроме точки О, появляется скольжение. Скорости скольже-
ния vs в точках а и б (рис. VII.1, в):
f 1 ь \
Vsa = Va' — Vo = (Oj ( Гг + -у ) — СО2Г2;
И <VIL5>
Vs6 = V6-—Vo = <01(/1--2")—®2r2-
306
Относительное геометрическое скольжение находится как отно-
шение скорости скольжения к скорости в нескользящей точке
т. е. чем меньше ширина контакта и больше средний радиус кон-
такта на шкиве, тем меньше относительное геометрическое сколь-
жение.
В конических ФТ геометрическое скольжение отсутствует
в том случае, если образующие конических колес пересекаются
Рис. VII.2. Схема фрикционного 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 тороидно-
сферического типа с хордальным расположением ролика
(рис. VII.2).
Трансформатор состоит из двух чашек (ведущей 1 и ведомой 2)
и ролика 3. Регулирование осуществляется за счет поворота ро-
лика вокруг центра О1. Вершина конуса аесу образованного обра-
зующими ролика, в диапазоне регулирования будет переме-
щаться по кривой ее'е"у в то время как вершины всех конусов,
касательных к рабочим поверхностям чашек, лежат на главной
оси 00. Следовательно, из-за несовпадения кривой ее'е" с осью 00
в передаче появляется относительное геометрическое сколь-
жение. Но так как расхождение это небольшое, а в двух точках
20* 307
(пересечение кривой ее'е" с осью ОО) его вообще нет, то геометри-
ческое скольжение сравнительно мало. Из существующих ФТ,
применяющихся на транспортных машинах, трансформаторы
тороидно-сферического типа с хордальным расположением ролика
имеют наименьшее относительное геометрическое скольжение;
Приведенные критерии (отношение и относительное гео-
метрическое скольжение s) не являются достаточно полными,
так как оценивают силовое и кинематическое достоинства транс-
форматора в отдельности.
Для оценки ФТ получил распространение другой параметр —
геометрический к. п. д.
(VH.7)
где л = s — относительные потери мощности в контакте.
К. п. д. назван геометрическим потому, что он учитывает только
потери на трение от геометрического скольжения. Чем при боль-
шем прижатии происходит это трение, тем потери мощности будут
больше. Геометрический к. п. д. присущ только фрикционным
передачам. Он оценивает качество передачи крутящего момента
посредством трения и поэтому принят за оценочный параметр
при сравнении ФТ различных типов.
Необходимо отметить, что общий к. п. д. ФТ учитывает потери
мощности не только от геометрического, но и от упругого сколь-
жения, а также потери на трение в подшипниках, уплотнениях,
на сопротивление среды (воздуха, масла). Последняя группа
потерь является наиболее значительной.
§ 2. ТИПЫ ФРИКЦИОННЫХ ТРАНСФОРМАТОРОВ
На транспортных машинах применяются ФТ различного типа.
Для быстроходных гусеничных машин, которые оснащены, как
правило, мощными двигателями, количество типов ФТ значительно
сужается. Здесь применяются ФТ с высоким к. п. д., повышенной
работоспособностью, достаточным диапазоном регулирования и
хорошей управляемостью. Перечисленным требованиям в наи-
большей степени удовлетворяют тороидно-сферический ФТ с хор-
дальным расположением ролика и конический многодисковый ФТ.
Тороидно-сферический трансформатор с хордальным располо-
жением ролика. Схема представлена на рис. VI 1.2. Рабочая поверх-
ность чашек имеет сложную сферическую форму и является частью
тора. Поэтому трансформатор называется тороидно-сферическим.
Чашки расположены соосно и во время работы специальным
механизмом автоматического нажатия МН прижимаются к ро-
лику. По отношению к образующим чашек ролик установлен
по хорде и вращается вокруг оси йОг. При горизонтальном рас-
положении ролика передаточное число ФТ равно единице (из-за
308
равенства радиусов касания на ведущей и ведомой чашках).
Для изменения передаточного числа ролик вместе с осью пово-
рачивается вокруг центра Ох. Ролики смонтированы в специаль-
ной рамке и всегда симметричны относительно оси чашек.
Механизм автоматического нажатия обычно устанавливается
или со стороны ведущего вала, или со стороны ведущего и ведо-
мого валов. Он состоит из двух дисков, между которыми в наклон-
ных лунках помещаются стальные шарики. При подводе крутя-
щего момента к ведущему диску шарики раздвигают диски и при-
жимают чашки к роликам. При этом чем больше передаваемый
крутящий момент, тем прижатие больше.
Передаточное число
г2 _ Я — 7? sin (у — 6)
77 “ Я — Я sin (у + 6) ’
(VII.8)
где гх и г2 — текущие рабочие радиусы соответственно ведущей
и ведомой чашек; Н — расстояние от оси чашек до оси качания
роликов; 7? — радиус сферы; у — угол между радиусами сферы
и ролика в точке контакта; 6 — угол поворота ролика. При за-
медленной передаче угол 6 — положительный, при ускоренной —
отрицательный.
Относительное геометрическое скольжение в крайней точке
контакта
_ Ь_ г cos (у + 6)
2 [ Я — R sin (у + 6)
(VII.9)
где b — длина контакта; г — радиус ролика.
Относительный геометрический к. п. д.
TU г = 1 - 0,25 k cops(v + 6jrxr - —1 •
,<Рф г к L Я — R sm (у + о) г J
(VII. 10)
Здесь к — коэффициент сцепления. Он находится по соответ-
ствующим формулам в зависимости от способов крепления рамки,
расположения и типа механизмов автоматического нажатия.
ФТ рассматриваемого типа обладают самыми низкими отно-
сительными потерями на трение в контакте, его геометрический
к. п. д. по сравнению с другими типами ФТ имеет высокое зна-
чение (средний геометрический к. п. д. в идеальных условиях
равен 99,77%). Но общий к. п. д. имеет более низкую величину.
Экспериментальные работы показали, что средний к. п. д. ФТ
такого типа с высокими контактными давлениями довольно ста-
билен и равен 0,9—0,94. В некоторых образцах эта величина
поднималась до 0,94—0,98. Срок службы ФТ, пригодных для
использования на гусеничных машинах, пока еще невысок и
составляет около 350 ч. Основная причина — высокие контакт-
ные напряжения, которые лежат в пределах 2000—3000 МПа
(20—30 тыс. кПсм?). Естественно, срок службы ФТ с низкими
контактными напряжениями (до 800 МПа) резко возрастает,, но
309
оэ
о
Рис. VII.3. Конструкция фрикционного трансформатора тороидно-сферического типа с хордальным расположением
1 ролика
Рис. VII.4. Схема многодискового кони-
ческого фрикционного трансформатора
_с наружным контактом
О
при этом возрастают габариты и вес передачи, что делает их
неприемлемыми для гусеничных машин.
Диапазон регулирования выполненных ФТ лежит в пределах
3,5—8, но наиболее часто верхний предел ограничвается циф-
рой шесть.
На рис. VI 1.3 показан опытный ФТ, разработанный канд.
техн, наук А. Л. Кемуржданом и инж. И. В. Бахом. Он предназ-
начен для передачи мощности в 185 кВт (250 л. с.). Фрикционные
пары работают всухую. Количество роликов—два. Контактные на-
пряжения во фрикционной паре 2100 МПа (21 тыс. кГ/см2), общий
к. п. д. в среднем был равен
0,9. В условиях стендовых
испытаний ФТ проработал
360 ч [50].
Многодисковый кониче-
ский фрикционный трансфор-
матор. В отличие от преды-
дущих ФТ, где мощность пе-
редается двумя или тремя
параллельно работающими
контактами, в многодисковых
конических ФТ количество
параллельно работающих
контактов примерно раз в де-
сять больше. Окружное уси-
лие, передаваемое одним кон-
тактом, сравнительно мало,
поэтому и требуемая нор-
мальная сжимающая сила
ограничивается низким зна-
чением. Последнее приводит
к тому, что удельное напряжение в зоне контакта снижается
и лежит в пределах 100—300 МПа (1000—3000 кПсм2).
Несмотря на достаточно высокие относительные скорости, рас-
сматриваемые ФТ обладают высокой работоспособностью вслед-
ствие низких удельных давлений, а также благоприятных условий
работы трущихся поверхностей (ФТ такого типа, как правило,
работают в масле). Например, автомобиль «Фольксваген», снаб-
женный опытной многодисковой конической передачей системы
Байера, прошел 25 тыс. км.
Все конструктивные схемы многодисковых конических ФТ
разделяются на схемы с наружным и внутренним контактами (по
аналогии с зубчатыми передачами).
Схема многодискового конического ФТ с наружным
контактом показана на рис. VII.4. Оси ведущих и ведомых
дисков расположены по обе стороны контакта. Крутящий момент
подводится к ведущему валу 3 и через кулачковый механизм
автоматического нажатия МН передается на ведущие диски 1.
зн
Последние посредством сил трения передают момент на ведомые
диски 2 и далее на ведомую ось.
Передаточное число регулируется путем изменения расстоя-
ния между осями 00 и OiOi, т. е.
« = (VII.11)
где t\ и г2 — радиусы середины контактов соответственно веду-
щих и ведомовых дисков.
Рис. VI 1.5. Схема многодиско-
вого конического фрикционного
трансформатора с внутренним
контактом
Рис. VI 1.6. Планы линейных скоростей
фрикционных пар: а — с внутренним кон-
тактом; б — с наружным контактом
Многодисковые ФТ с наружным контактом обладают очень
большим относительным геометрическим скольжением и довольно
низким к. п. д.:
s = + 4-)sinv; (VII.12)
т)ф.г = 1-0,25^(1 (VII.13)
где b — длина контакта; у — угол наклона образующей конуса
к горизонтальной оси. Средний геометрический к. п. д. для много-
диского конического ФТ с наружным контактом в идеальных
условиях равен 97,11%.
Многодисковые конические ФТ с наружным контактом полу-
чили распространение за рубежом. Были изготовлены и испы-
таны несколько автоматических передач для легковых и грузовых
автомобилей мощностью от 22 до ПО кВт (от 30 до 150 л. с.).
Основным узлом этих передач является многодисковый кониче-
ский ФТ, выполненный по планетарной схеме с наружным кон-
тактом (так называемая система Байера). Изменение к. п. д.
в диапазоне регулирования этих передач составляет примерно
312

0,6—0,95. В настоящее время на базе конструкции Байера се-
рийно выпускаются стационарные агрегаты мощностью около
300 кВт (400 л. с.) с диапазоном регулирования 4,5.
К. п. д. многодискового конического ФТ можно несколько
повысить за счет снижения величины геометрического скольже-
ния. Последнее достигается применением внутреннего
контакта (рис. VII.5, обозначения те же, что и на рис. VI 1.4).
Из рис. VII.6 видно, что относительные скорости скольжения та-
кого трансформатора значительно уменьшаются. Если принять,
7
0,95
0,90
0,85
0,80
0,75
0,70
0,85
0,50
что фрикционные пары имеют кон-
такты одной и той же длины Ь, и
обозначить крайние точки контак-
та а и б, то разность скоростей
(т. е. скольжение) соответствую-
щих точек, принадлежащих ведо-
мому и ведущему дискам, будет
графически изображаться заштри-
хованными участками. Из плана
также видно, что, сближая оси вра-
щения дисков ФТ с внутренним кон-
тактом, можно уменьшить относи-
тельное скольжение. При совпаде-
нии осей, т. е. при передаточном
числе, равном единице, скольже-
ния не будет вообще. Для ФТ с на-
ружным контактом отсутствие
скольжения можно осуществить
только лишь в планетарной схеме.
Рис. VII.8. Внешняя характерис-
тика многодискового фрикционного
трансформатора
Экспериментальный образец многодискового конического ФТ
с внутренним контактом показан на рис. VI 1.7. Он разработан
в НАМИ и получил название «НАМИ ФТ-3». Фрикционные
пары работают в масле. Передаваемая мощность 40 кВт (55 л. с.).
Диапазон регулирования 3,2. На рис. VI 1.8 приведена внешняя
характеристика этого трансформатора, представляющая собой
зависимости коэффициента трансформации К и общего к. п. д. т]
от обратного передаточного числа 1/7 (сплошные линии). На этот
же график штриховыми линиями нанесена аналогичная харак-
теристика ФТ с наружным контактом системы Байера. Из гра-
фика следует, что ФТ с внутренним контактом во всем диапазоне
регулирования имеет более высокий к. п. д. [39].
Для ФТ с внутренним контактом (см. рис. VII.5):
s = ---(VII.14)
Г]ф.г= 1-0,25-^-(1 — 4-)siny. (VII.15)
Как и в предыдущем случае, средний геометрический к. п. д.
в идеальных условиях равен 99,02%. При многих положительных
314
качествах этот ФТ имеет и существенный недостаток — неболь-
шой диапазон регулирования, что ограничивает возможности
применения его в трансмиссиях гусеничных машин.
Из проведенного анализа следует, что наиболее приемлемыми
для гусеничных и колесных машин параметрами обладают тороид-
-но-сферические трансформаторы с хордальным расположением
ролика. Поэтому в дальнейшем будут рассматриваться только
фрикционные трансформаторы этого типа.
§ 3. СХЕМЫ ТРАНСМИССИЙ С ФРИКЦИОННЫМИ
ТРАНСФОРМАТОРАМИ
В. силовых передачах гусеничных машин ФТ могут исполь-
зоваться в качестве бесступенчатых коробок перемены передач
(КП), бесступенчатых механизмов поворота (МП) или того иг дру-
гого вместе..
Использование ФТ в качестве бесступенчатой КП. Кинемати-
ческая схема представлена на рис. VI 1.9. Полная мощность дви-
гателя через главный фрикцион (ГФ)
передается на ФТ. Главный фрикцион
в таких схемах устанавливается обяза-
тельно, так как ФТ не имеет свойств
разрывать кинематическую цепь (что
нужно для работы двигателя в режиме
холостого хода, а также при переклю-
чении конического реверса) и плавно
изменять крутящий момент от нуля до
соответствующего значения при трога-
ний с места. Далее мощность передается
на коническую пару, механизмы пово-
рота и через бортовые редукторы по-
ступает на ведущие колеса.
Для быстроходных гусеничных ма-
шин диапазон регулирования ФТ недо-
статочен, поэтому для его увеличения
в. силовую цепь может быть включена
двухскоростная КП. Она может разме-
щаться как перед ФТ, так и после него
Рис. VI 1.9. Схема трансмис-
сии с использованием ФТ
в качестве бесступенчатой
коробки передач
Предпочтительнее второй
случай, так как при этом и на первой и на второй передачах через
ФТ будет передаваться только крутящий момент двигателя.
Иногда ФТ устанавливают в параллельном потоке мощности.
В*этом случае через ФТ передается только часть мощности; осталь-
ная часть передается через звенья, минуя ФТ.
Использование ФТ в качестве бесступенчатых КП и МП.
В .этом- случае ФТ устанавливаются по бортам гусеничной ма-
шины и соединяются с ведущими колесами через бортовые редук-
торы. (рис.- VII. 10)._ При прямолинейном движении передаточные
числа в обоих ФТ одинаковы и скорость машины нарастает, за
315
счет синхронного уменьшения передаточного числа в левом и
правом ФТ. Для увеличения диапазона могут быть установлены
двухскоростные КП, как это показано на схеме (обозначены
буквой Р).
Поворот машины осуществляется в том случае, если передаточ-
ные числа в правом и левом ФТ не равны между собой. Для по.
ворота с минимальным радиусом, т. е. вокруг отстающей гусе-
ницы, используются бортовые фрикционы (БФ).
Рис. VII. 10. Схема трансмиссии с использованием ФТ
в качестве бесступенчатых коробки передач и механиз-
мов поворота
Данная схема обеспечивает бесступенчатое изменение как
скорости прямолинейного движения, так и радиусов поворота
в диапазоне регулирования ФТ; в этом большое преимущество
схемы. Основной же недостаток — постоянная работа ФТ при
движении машины и передача через них сравнительно большой
мощности.
Использование ФТ в качестве бесступенчатого механизма пово-
рота может быть осуществлено по схемам, приведенным в гл. IX.
§ 4. РАСЧЕТ ФРИКЦИОННЫХ ТРАНСФОРМАТОРОВ
Прежде чем приступить к расчету ФТ, необходимо выбрать
тип ФТ и кинематическую схему трансмиссии, в которую он будет
включен. Последнее нужно для того, чтобы определить наиболь-
шие величины мощности и крутящего момента, передаваемые ФТ.
Если ФТ включен в силовую цепь последовательно (см. рис. VII.9),
то он рассчитывается по максимальному крутящему моменту
двигателя, приведенному к ведущему валу ФТ. При установке
ФТ в параллельный поток расчетный крутящий момент находится
согласно теории замкнутых передач, определяющей распределе-
ние мощности двигателя через. ФТ, с учетом циркулирующей и
рекуперативной (если она имеет место) мощностей.
Расчет ФТ начинается с выбора ориентировочных размеров,
которые уточняются после проведения прочностных расчетов и
316
Рис. VII. 11. Расчетная схема ФТ для опре-
' деления кинематических параметров
последующих конструктивных проработок. Расчет проводится для
симметричного ФТ (рис. VII. 11).
Максимальное передаточное число ФТ
^гпах ~ Уоф, (VII. 16)
где Эф — диапазон регулирования ФТ.
Минимальный рабочий радиус чашек rx mln = r2 mln может
быть выбран из конструктивных соображений. Для быстроходных
машин средней и тяжелой
весовых категорий чаще
всего rlmln = 60 4-70 мм.
Максимальный рабочий
радиус чашек
^1 max == Г 2 max
~ mln бпах • (VI 1.17)
Расстояние от центра
поворота ролика до оси
вращения чашек
Я = (1,05ч-1,5)г1пмх.
(VII.18)
Некоторые авторы [50] рекомендуют выбирать более точно и
ограничивать Н = 1,2гх гаах.
Длина линии контакта
6 = 0,lrlmax. (VII. 19)
Расстояние между серединой контактной линии на радиусе rx mln
и вертикальной осью, проходящей через центр поворота ролика,
обозначим т
т= 1,5b+ (VII.20)
где а — минимальное расстояние между чашками; выбирается
из конструктивных соображений.
Радиус сферы чашек
P=|/(#-rlmln)2 + ™2. (VII.21)
Расстояние между серединой контактной линии на радиусе г11пах
и вертикальной осью, проходящей через центр поворота ролика,
п = Г^-(Я-г1шах)2. (VII.22)
Средний диаметр ролика
4 = ТК^тах-ГхтшГ + И + п)2. (VII.23)
Средний рабочий радиус чашек (при i = 1)
Гс = Г1
min V~imax* (VII.24)
317
Расстояние от центра поворота ролика до среднего диаметра
ролика
h = H — rc. (VI 1.25)
Текущие радиусы:
г, = Н — R sin (у + 6); r2 = Н — R sin (у — 6), (VII .26)
где у — угол между радиусами сферы и ролика в точке контакта;
6 — угол поворота ролика. При 1ф > 1 угол 6 положительный;
при г’ф < 1 угол отрицательный.
Для того чтобы определить силы, действующие в ФТ, необ-
ходимо задаться типом крепления рамки и количеством механиз-
S,
Рис. VII.12. Схема сил, действующих в ФТ
мов автоматического нажатия: или один, расположенный на ве-
дущем валу ФТ, или два — на ведущем и ведомом валах. Найдем
силы в ФТ с закрепленной в направлении оси чашек двухролико-
вой рамкой и двумя механизмами нажатия (рис. VII. 12).
Окружные силы, действующие в механизмах автоматического
нажатия:
= = (VII.27)
гш ’ 'ш
где Mi и М2 — крутящие моменты соответственно на ведущем
и ведомом валах; гш — радиус окружности, проходящей через
центры шариков механизма автоматического нажатия.
Окружные силы, действующие в контактах между роликом
и чашками:
Р - 2L _
1 zrr z[H — R sin (у + d)] >
P ___ ^2 _ , ____
2zr2 ~~ z [H—R sin (y—6)] ’
(VII.28)
где z — количество роликов.
318
Осевые силы в механизмах автоматического нажатия, прижи-
мающие чашки к роликам:
«-‘=> = 7^; = = (VH.29)
где а — угол наклона плоскости лунки.
Осевые силы в контактах:
^ = -¥ = -27%^; = = <VII-3°)
Нормальные силы в контактах:
р ______Qi________________Mi____.
1 cos (у + 6) 2гш tg a cos (у + 6) \ zvjt ЧП
> _ Q2 _ Mt (VH.31)
2 cos (y — 6) 2гш tg a cos (y — 6) * ,
Радиальные силы в контактах, действующие в направлении
чашек:
$i = /4 sin (у 4- 6)
S2 = f2sin (у —6)
_ Mxtg(у+б)
2гш tg a »
_ tg (у т- б)
2гщ tg a •
(VI 1.32)
Осевые силы в контактах, действующие в направлении ролика:
хч __Р . _ sin у '
Чр1 — 1 Sin у — 2гш (y + 6) ’ /VT т qq\
п г . A42siny (V11.JJ)
= Ръ Sin Y = 6—i—---7----F.
P2 2 r 2гш tg a cos (у — 6)
Радиальные силы в контактах, действующие в направлении
ролика:
о гРО Mj cos у
Pl— 1 о у— 2гш tg acos (у + б) ’ /VII 441
о r M2cosy (Vll.o4)
= FCOS у = о—;— ----г----•
Р2 2 ‘ 2гш tg a cos (у — б)
Коэффициенты сцепления в контактах:
_ Pi _ гш tg acos (у + б) i
х“ Л Н — 7? sfti (у + б) ’
к _ /-щ tg acos (у—б)
F2 ~ H-Rsin (у-б) •
(VI 1.35)
Если просчитать кг и к2 в зависимости от угла наклона ролика
во всем диапазоне регулирования ФТ, то окажется, что величины
их изменяются очень плавно и имеют максимальные значения
319
в зоне, близкой к 6 = 0, т. е. при i = 1. Для практических рас-
четов
__ __ гш tgacosy v т _
пХ max — max — ц___7? sin у ’ 11.00)
Последней формулой можно воспользоваться для определения
величины гш в механизме автоматического нажатия
г __ К max (H — R sin 7)
ш cos у tg а
(VII.37)
Здесь
. h
у =: arcsin-^-.
(VII.38)
Угол наклона плоскостей лунок механизма автоматического
нажатия а задается. Обычно он лежит в пределах 45—50°. Ве-
личина ктах выбирается в зависимости от материала контактных
Рис. VII. 13. Схема для определения контактных
напряжений в ФТ
пар и среды, в которой пары работают (в масле или всухую).
Так, по данным Я. Е. Фаробина [50] для ФТ с высокими кон-
тактными давлениями и работающего всухую ятах = 0,22. Для
этого же типа ФТ, работающего в масле с сухим картером, в усло-
виях граничного трения с маловязкими маслами ятах = 0,06 4-0,065.
Приведенные формулы позволяют определить все необходимые
силовые параметры для проведения прочностных расчетов основ-
ных деталей ФТ. Последние проводятся по формулам, известным
из курса «Детали машин». Мы приведем лишь формулу для опре-
деления напряжения в контакте рабочих поверхностей (контакт-
ное напряжение). Это напряжение является одним из главных
оценочных параметров, определяющих работоспособность ФТ.
Контактное напряжение ог в МПа (кГ!см?) находится по
теории Герца—Беляева, согласно которой взаимодействие фрик-
ционных пар рассматривается как качение двух цилиндров с ра-
диусами R и г' в первом контакте и R и г" во втором (рис. VII. 13),
аг = 0,418 (VII.39)
где F — нормальная сила в контакте, прижимающая фрикцион-
ные пары, в Н (кГ); Е — модуль упругости, для стальных пар
Е — 2,1-10® МПа (2,12-10® кПсм2)', -----расчетная кривизна-
320
в мм"1 (см х); b — длина линии контакта в мм (см). В нервом
контакте Pi ~ Rfi R[H — R sin (у + б)] > (VII.40)
во втором контакте
1 _ Н _ Н
р2 ~~ Rr2 R[H~R sin (у-.6)] ’
(VIL41)
Для транспортных ФТ с высокими контактными давлениями ма-
ксимальная величина аг не должна превышать 2000—3000 МПа
(20—30 тыс. кПсм2). Такие высокие контактные давления могут
выдержать высокопрочные материалы. Поэтому основные детали
(в частности, чашки, ролики) изготавливаются из высоколегиро-
ванных сталей с доведением твердости до HRC 60—65.
21 Н . А . Носов
Глава VIII
Электрические
И ЭЛЕКТРОМЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
§ 1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
В трансмиссиях транспортных машин применяются электри-
ческие и электромеханические передачи (соответственно ЭП
и ЭМП).
В ЭП крутящий момент и угловая скорость выходного вала
изменяются в регулируемом диапазоне только за счет электро-
привода, в ЭМП это изменение происходит за счет как электро-
привода, так и механической передачи. ЭМП подразделяются
на однопоточные (последовательные) и многопоточные (параллель-
ные). В первых полная мощность приводного двигателя пере-
дается одним потоком, последовательно через электропривод
и механическую передачу. Во вторых — несколькими (двумя,
тремя) параллельными потоками.
Под электроприводом понимается система, состоящая из не-
скольких электромашин, соединенных электрической связью,
и аппаратов управления. В простейшем электроприводе в качестве
электромашин используются генератор и электродвигатель. ЭП
имеют следующие преимущества: 1) бесступенчатость, прогрес-
сивность и автоматичность изменения крутящего момента на
ведущих колесах; 2) стабильность режима работы двигателя;
3) легкость и простота управления машиной; 4) удобство ком-
поновки (возможность свободного и дистанционного располо-
жения электромашин, так как они нетребуют взаимной центровки);
5) легкость отбора мощности; 6) долговечность.
К числу их недостатков относятся: 1) низкий к. п. д. (опти-
мальное значение не превышает 0,80, а в зоне максимальных кру-
тящих моментов 0,60—0,65); 2) большие веса и габариты (более
чем в два раза превышают соответствующие параметры механи-
ческих передач); 3) большой расход цветных металлов.
Многопоточные ЭМП обладают более высокими качествами.
Они сохраняют все основные преимущества ЭП (пункты 1—3)
и в то же время почти лишены их недостатков, так как через
электрическую ветвь, Обладающую низким к. п. д., передается
не вся мощность, а только ее часть. Поэтому общий к. п. д. ЭМП
возрастает за счет высокого к. п. д. механической ветви. Опти-
мальный к. п. д. у некоторых ЭМП на 5—12% выше, чем у ЭП,
и доходит до 0,92. Вес, габариты и расход цветных металлов
у ЭМП также меньше. Например, вес электромашин у отдельных
ЭМП примерно в два раза меньше, чем у ЭП. Это вызвано тем,
что электрические машины выбираются не по полной мощности
приводного двигателя, а по мощности, передающейся электриче-
ской ветвью. Но ЭМП значительно сложнее ЭП из-за наличия
механической передачи.
§ 2. ХАРАКТЕРИСТИКИ ПРИМЕНЯЕМЫХ ЭЛЕКТРИЧЕСКИХ
МАШИН
В ЭП и однопоточных ЭМП используются электрические ма-
шины постоянного тока. Электродвигатель обеспечивает наиболее
приемлемый характер протекания тяговой характеристики, а ге-
нератор, обладая непрозрачностью, позволяет двигателю ч устой-
чиво работать в режиме максимальной мощности. Регулирование
скорости и тягового усилия на ведущих колесах достигается срав-
нительно простыми средствами.
В многопоточных ЭМП для обеспечения требуемой тяговой
характеристики на выходном валу передачи крутящие моменты
на валах электромашин в зависимости от частоты вращения
должны изменяться по сложному закону. В наибольшей степени
такое изменение могут обеспечить электрические машины постоян-
ного тока со специальными характеристиками. Однако получение
последних связано со значительными трудностями, а использова-
ние обычных электромашин в ЭМП может привести к завышению
веса и габаритов.
Электромашины^ переменного тока в гусеничных и колесных
машинах пока еще применения не нашли, хотя некоторые из них
обладают весьма заманчивыми качествами. Так, трехфазный
асинхронный электродвигатель по сравнению с другими электро-
машинами имеет значительные преимущества. У него наименьшие
вес и габариты, он прост в изготовлении, надежен в работе, имеет
низкую стоимость и сравнительно высокий к. п. д. Синхронные
генераторы также просты по конструкции и надежны в работе.
Основное их преимущество по сравнению с генераторами постоян-
ного тока — малый вес и габариты (из-за более высоких скоростей
вращения). Быстроходность обеспечивается отсутствием сколь-
зящих контактов. Однако пуск и регулирование оборотов электро-
двигателей переменного тока до сих пор были связаны с боль-
шими трудностями и требовали громоздкого оборудования. В на-
стоящее время в связи с достижениями науки и техники в области
полупроводниковых преобразователей частоты можно надеяться,
что системы регулирования электромашин переменного тока будут
доведены до приемлемых весовых и габаритных характеристик.
Рассмотрим характеристики электромашин постоянного тока.
Генератор. Основное требование, предъявляемое к нему, —
соответствие основных параметров (мощности и частоты вращения)
параметрам теплового двигателя.
Для поддержания устойчивой работы двигателя в зоне макси-
мальной мощности в широком диапазоне изменения тягового
21* 323
усилия на ведущих колесах генератор должен обладать специаль-
ными характеристиками. Из существующих электромашин такими
характеристиками обладает генератор смешанного возбуждения.
В общем случае он имеет независимую, параллельную и после-
довательную обмотки возбуждения. Желательные характери-
стики достигаются соответствующей комбинацией перечисленных
обмоток и системой регулирования.
На рис. VIII. 1 приведена идеальная характеристика генера-
тора при совместной работе с двигателем внутреннего сгорания.
Кривая 1—4 выражает зависимость напряжения Ue от силы тока
Рис. VIII.1. Характеристика генера-
тора постоянного тока при совместной
работе с двигателем внутреннего сгсг-~
рання
Рис. VIII.2. Механические ха-
рактеристики электродвигателей
постоянного тока
генератора 1г. В диапазоне 2—3 эта зависимость приближается
к гиперболе и обеспечивает постоянный характер протекания
мощности двигателя Ng (прямая 2'—3'). В зоне низких токов
Липп — 0 напряжение генератора резко возрастает (штриховая
линия) и достигает величин, превышающих допускаемый предел.
Поэтому в точке 2 напряжение Ut принудительно ограничивается,
и дальнейшее изменение его происходит по прямой 2—1. Соот-
ветственно уменьшается мощность Ng от максимального значе-
ния до 0. В зоне максимальных токов /ггаах — 4 мощность двига-
теля, а следовательно, и напряжение ограничивается допустимой
величиной силы тока /гшах.
Электродвигатель. Так как в транспортных машинах ведущие
колеса через передаточные звенья соединяются с валами электро-
двигателей, то тяговые качества этих машин в большой степени
определяются механическими характеристиками электродвига-
телей, представляющими собой зависимость крутящего момента
Мэд от частоты вращения пэд. У различных типов электродвига-
телей постоянного тока характер протекания этой кривой является
неодинаковым. На рис. VIII.2 приведены механические харак-
теристики эелктродвигателей с последовательным (/), смешан-
ным (2) и независимым (2) возбуждением. Штриховой линией
324
показана идеальная характеристика. Как видно, наиболее близко
к идеальной приближается механическая характеристика электро-
двигателя с последовательным возбуждением. Благодаря такой
характеристике электромашина указанного типа широко при-
меняется в качестве тяговых электродвигателей транспортных
машин.
§ 3. СХЕМЫ ЭЛЕКТРИЧЕСКИХ
И ОДНОПОТОЧНЫХ ЭЛЕКТРОМЕХАНИЧЕСКИХ ПЕРЕДАЧ
ЭП были первыми непрерывными передачами, которые стали
применяться в транспортных машинах. Они устанавливались
на отдельных тяжелых и сверхтяжелых машинах, к ведущим
колеса которых передавались очень большие крутящие моменты
[8]. Применение передач другого типа в этом случае привело бы
к затруднениям с управлением. В настоящее время благодаря
Рис. VIII.3. Принципиальные схемы трансмиссии гусеничных машин
с ЭП и однопоточными ЭМП
появлению других непрерывных передач с высокими показате-
лями (гидродинамических, гидростатических) ЭП применяются
реже, однако и сейчас в машинах, предназначенных для особо
тяжелых работ, они еще продолжают применяться. Без ЭП трудно
обойтись и в тех машинах, где требуется дистанционный привод.
К таким машинам относятся автомобильные и тракторные поезда,
где на каждой тележке имеются ведущие колеса. Они могут
использоваться также на сочлененных машинах. В этом случае
тепловой двигатель и генератор располагаются на одной тележке,
а к тяговым электродвигателям других тележек мощность пере-
дается по проводам.
Электрические и однопоточные электромеханические пере-
дачи в гусеничных машинах выполняются в основном по схемам,
представленным на рис. VII 1.3. Механические связи на них
обозначены сплошными, а электрические — штриховыми линиями.
Последние показаны чисто условно, поскольку в реальных кон-
струкциях электрическая схема более сложная.
Рассмотрим схему 1. Тепловой двигатель Д жестко соединен
с генератором Г. Последний с помощью электрической связи
325
передает энергию к двум электродвигателям М, расположенным
по бортам машины. Буквой Т обозначены остановочные тормоза.
Главное достоинство этой схемы в том, что она позволяет полу-
чить непрерывное изменение тягового усилия при прямолинейном
движении и повороте.
Основной недостаток — низкий средний к. п. д. всей транс-
миссии и большие вес и габариты. Причина первого в том, что
ЭП работает в очень большом силовом и скоростном диапазонах
и часто попадает в зоны низких к. п. д. Причина второго — элек-
тромашины передают большую мощность. Так, генератор преоб-
разовывает полную мощность теплового двигателя, а электродви-
гатели, особенно при повороте, должны реализовывать большие
величины крутящих моментов.
При наличии отработанных электрических машин эта схема
обладает конструктивной простотой и надежностью в работе. Она
позволяет намного сократить время, отводимое от начала проек-
тирования до серийного выпуска, и уменьшить материальные
затраты на доводку. По этой схеме был выполнен ряд ЭП для
машин отечественного и зарубежного производства.
Схема 2 состоит из двух независимых электросиловых устано-
вок, в каждой имеется двигатель, генератор и электродвигатель.
Основные преимущества и недостатки те же, что и в схеме 1.
Однако имеются и особенности: используются маломощные дви-
гатели; электрическая схема более простая, так как при повороте
она работает так же, как и при прямолинейном движении. В элек-
трической схеме предусматривается возможность работы двух
электродвигателей от одного генератора. Повышается надежность
силовой установки, так как при выходе из строя одного двигателя
машина может продолжать движение за счет другого. Но рас-
сматриваемая схема более сложна и громоздка. При наличии
надежных образцов двигателей достаточной мощности данная
схема рекомендована быть не может.
В схеме 3 имеется только один электродвигатель. Скорость
прямолинейного движения изменяется за счет увеличения или
уменьшения оборотов электродвигателя. Поворот осуществляется
с помощью механизмов поворота (МП). Передача, выполненная по
этой схеме, имеет несколько меньший вес и габариты по сравне-
нию с передачей по схеме 1. Особенно' ее преимущества прояв-
ляются при установке малогабаритных двухступенчатых плане-
тарных МП. При раздельном включении они выполняют роль
МП, а при совместном включении первой ступени обеспечивают
добавочную редукцию крутящего момента на обоих бортах, т. е,
выполняют роль коробки передач. Передача имеет более высокий
к. п. д., так как электродвигатели работают в более узком сило-
вом и скоростном диапазонах. К достоинствам также можно от-
нести и то, что электрическая схема передачи проще, поскольку
она работает всегда в режиме прямолинейного движения. Однако
по сравнению с предыдущими разбираемая схема обеспечивает
326
худшую поворотливость машины. По этой схеме выполнена пере-
дача отечественного трактора ДЭТ-250.
> Схема 4 отличается от схемы 3 наличием коробки передач
(КП). Последняя позволяет получить пониженные передачи, не
прибегая к использованию МП. Число передач колеблется от двух
и выше. КП сужает диапазон работы электромашин и ограничи-
вает их режимы оптимальной зоной. Вследствие этого рассма-
триваемая схема обеспечивает относительно высокий средний
к. п. д- передачи. В этом ее основное достоинство. Но так как
схема включает в себя электрические и механические преобразо-
ватели крутящего момента, передающие полную мощность тепло-
вого двигателя, она сложна и громоздка. Кроме того, применение
КП вносит значительное затруднение в управление машиной.
Рассматриваемая схема распространения на гусеничных машинах
не получила.
Последние две схемы (3 и 4) относятся к типу однопоточных
ЭМП, так как силовой и скоростной диапазоны передачи обеспе-
чивается не только электроприводом, но и с помощью механиче-
ских агрегатов (МП и КП).
§ 4. РАСЧЕТ ЭЛЕКТРИЧЕСКИХ ПЕРЕДАЧ
Расчет ЭП сводится к выбору электрических машин. Исход-
ными данными при расчете являются: скоростная характеристика
теплового двигателя (зависимость свободной мощности, крутя-
щего момента и удельного расхода топлива от частоты вращения);
максимальная и минимальная скорости машины; к. п. д. отдель-
ных агрегатов; схема, на основе которой будет выполняться ЭП.
Расчет разбивается на две стадии — предварительный и по-
верочный. В первой производится выбор электрических машин
и определяются передаточные отношения редукторов, во второй
уточняются основные элементы спроектированной ЭП. Прини-
маем допущение: тепловой двигатель работает на режиме макси-
мальной мощности с постоянной частотой вращения.
Предварительный расчет. Вначале выбирается генератор. Мощ-
ность генератора Мг в кВт находится по формуле
= Ntf, (Ns = 0,736^), (VIII.1)
где Nd — свободная мощность теплового двигателя в кВт (л. с.);
в формулу подставляется ее максимальная величина; т)г — к. п. д.
генератора. Подставляется его величина на оптимальном режиме;
для большинства генераторов т]г = 0,95.
Определив Ne, по каталогу выбирают генератор. Предпочте-
ние отдается тем генераторам, частота вращения которых пг
равна и больше частоты вращения ndN приводного двигателя при
максимальной мощности, т.е. пг ngN. Чем выше частота вра-
щения электромашины, тем меньше ее вес и габариты. Поэтому
окончательный выбор следует остановить на высокооборотном
327
генераторе только в том случае, если суммарный вес и габариты
его и повышающего редуктора будут ниже, чем вес и габариты
менее скоростного генератора, устанавливаемого без редуктора.
При невыполнении этого условия берется генератор с пг = tiQN,
При неравенстве частоты вращения теплового двигателя и
генератора между ними устанавливается редуктор с передаточным
числом
. _ Пдм
р пг ’
Выбор электродвигателей также производится по каталогам.
Мощность электродвигателя принимается примерно равной
мощности генератора, т. е. N3d = Мг. Если от одного генератора
приводится несколько электродвигателей, то
где г — число электродвигателей. Электродвигатель выбирается
по найденной величине Из имеющегося числа электродви-
гателей желательно остановиться на наиболее высокооборотном,
но в то же время обеспечивающем нормальную величину пере-
даточного числа бортредуктора Оно определяется по усло-
вию движения машины на максимальной скорости:
. 0»377гб. к,Пэд max
1б. р —------------------
umax
(VIII.2)
где гв. к — радиус ведущего колеса в м; пэатах — максимальная
частота вращения электродвигателя в об/мин (берется из ката-
лога); уП1ах — максимальная скорость машины в км/ч. Как пра-
вило, в гусеничных машинах с ЭП устанавливаются двухрядные
бортовые редукторы с передаточным числом 12—21.
Поверочный расчет. В процессе этого расчета уточняются
параметры ЭП и выбранных электромашин и проверяется их ра-
ботоспособность в наиболее тяжелых условиях. Для проверки
режимов особенно удобно пользоваться тяговой характеристикой,
построенной для гусеничной машины с выбранными электрома-
шинами.
Для построения тяговой характеристики необходимо иметь
величины к. п. д. всех элементов силовой цепи. К. п. д. редук-
торов мало зависит от скорости и его можно считать величиной
постоянной. В зависимости от конструкции бортового редуктора
т]б.р принимают равным 0,94—0,97; к. п. д. редуктора генера-
тора т]р = 0,98 -г-0,96. Средние значения к. п. д. ходовой части
т)х.ч могут быть определены из графика на рис. VI.8 в зависимости
от скорости движения машины.
К- п. д. электрической передачи т]э может быть найден из
графика типа представленного на рис. VI 1.4. Если такого графика
нет, зависимость т)э = f (v) необходимо построить. Делается это
следующим образом. В каталоге, по которому выбирается электро-
328
двигатель, приведены зависимости от частоты вращения. Так
как передаточное число бортового редуктора 1б.р и радиус ве-
дущего колеса известны, строится график т]эд = f (v). На него
же наносится кривая изменения силы тока 1эд (или напряжения —
в зависимости от электрической схемы). Генератор работает с по-
стоянной частотой вращения, поэтому по данным каталога опре-
деляется изменение к. п. д. генератора в зависимости от силы
тока 1г (или соответственно от напряжения). К. п. д. электропе-
редачи определяется как произведение и т]г. Для отдельной
скорости по графику = f (и) определяем величину и 1эд.
Так как при установившемся движе-
нии 1г=1эд> то из графика т]г = f (/г)
по 1дд находится т]г. По полученным
Лэд и т]гдля заданной v вычисляем т]э.
Повторяя такие операции для ряда
скоростей, находим зависимость т]э от
скорости движения машины.
Для определения динамического
фактора D необходимо задаться ря-
дом скоростей движения от макси-
мальной до минимальной величины
(через одинаковые промежутки). Вы-
числяя для каждой отдельной скоро-
сти к. п. д. машины х]т по формуле
Пот = ПрПэПб.рЛх.ч, (VIII.3)
Рис. VIII.4. Изменение динами-
ческого фактора и к. п. д. ЭП
в зависимости от скорости дви-
жения машины
можно найти для этой скорости динамический фактор машины
_____________________ЗбООЛ/дт^ f 270Nd^m \ /VIII 4)
vG \ — vG / ’ \ • /
где G — вес машины в Н (кГ). Примерный график динамического
фактора гусеничной машины с ЭП представлен на рис. VIII.4.
Для проверки работоспособности ЭП на динамической харак-
теристике машины D = f (v) берутся несколько точек, соответ-
ствующих наиболее характерным режимам работы гусеничной
машины. К таким режимам относятся: 1) движение на макси-
мальной скорости; 2) движение на минимальной скорости; 3) по-
ворот машины. Рассмотрим каждый режим в отдельности.
1. Движению на максимальной скорости соответствует мини-
мальный динамический фактор Z)min; для быстроходных гусенич-
ных машин его величина примерно равна 0,05. Электродвигатель
в этом случае работает при максимальной частоте вращения с ми-
нимальным крутящим моментом. Генератор обеспечивает макси-
мальное напряжение. Крутящий момент на валу электродвига-
теля может быть найден по формуле
1б. рЛб. рЛ*. ч
(VIII.5)
329
Частота вращения электродвигателя пэд известна. Она должна
быть максимальной. Если в процессе расчета были изменены ,
некоторые параметры (например, i6,pi гв.к), то пэд необходимо
уточнить, для чего в формулу (VIII.2) подставляются измененные
величины и находится новое значение Величина пэд не должна
превышать максимальную величину.
Зная Мэд и пэд, по характеристикам электромашин (берутся
из каталога) определяются величины 1эд, U9d> а также т]г,
/г, иг и Они не должны превышать допустимых часовых зна-
чений этих величин, указанных в каталоге.
2. Минимальная скорость движения ymin, как правило, на-
ходится из условия преодоления гусеничной машиной максималь-
ного сопротивления. Последнее имеет место при движении на
подъеме в 32—36°т В этом случае для быстроходных гусеничных :
машин величина динамического фактора Dmax 0,6 4-0,7. По-
этому на тяговой характеристике отмечаем эту точку, и для нее
(как и для 1-го режима) находим все необходимые оценочные ,
параметры. На режиме движения с vmin допускается перегрузка
электрических машин.
3. Берется наиболее тяжелый случай поворота. Гусеничная
машина движется на косогоре с максимальным уклоном 32—36°
и поворачивается в сторону подъема. Электродвигатель, соеди-
ненный с забегающей гусеницей, будет загружен крутящим мо-
ментом, величина которого определяется по формуле (Х.4).
Зная Мр, по скоростной характеристике электродвигателя нахо-
дят его частоту вращения. В этом случае основные оценочные
параметры (пэд, 1Эд, U9d) определяются только для электродвига-
теля. Ввиду кратковременности и очень редкого появления такого
режима допускается значительная перегрузка электромотора.
В однопоточных ЭМП через электропривод передается полная
мощность теплового двигателя, поэтому выбор электромашин
проводится так же, как и в случае ЭП. Тяговой расчет осуществ-
ляется по тем же формулам; особенность только в том, что электро-
привод в пределах одной передачи работает в более узком диапа-
зоне и необходимо учитывать передаточное число дополнительной
коробки передач. В силу этого тяговая характеристика становится
ступенчатой.
Число передач в КП определяется
(V111.6)
где dmp — требуемый диапазон изменения тягового усилия на
ведущем колесе; d3 — диапазон регулирования электропривода
в пределах одной передачи. Диапазон d3 определяется зоной
высоких к. п. д. т]э. Проверка работоспособности производится
только для режимов отах и ош1п.
Расчет ступенчатой КП проводится обычными методами
(см. гл. III).
330
§ 5. СХЕМЫ МНОГОПОТОЧНЫХ ЭЛЕКТРОМЕХАНИЧЕСКИХ
ПЕРЕДАЧ
В зависимости от применяемых электромашин
многопоточные ЭМП классифицируются на ЭМП с электромаши-
нами одинарного вращения (МОВ) и ЭМП с электромашинами
двойного вращения (МДВ).
МОВ выполняется по обычной схеме, т. е. с вращающимся яко-
рем (ротором) и неподвижным корпусом (статором). У МДВ вра-
щаются оба элемента — и якорь, и корпус. Вращение их может
осуществляться как в одну, так и в разные стороны. Принципиаль-
ное отличие МДВ от МОВ в том, что в первой из них мощность
может передаваться двумя потоками — электрическим в относи-
тельном и электромагнитным в переносном вращении роторов.
Иногда такие передачи называют электродинамическими.
В МДВ по сравнению с МОД можно получить примерно вдвое
большие относительные скорости вращения роторов, а это приводит
к значительному повышению снимаемой мощности при тех же
габаритах электромашины. Однако в конструктивном исполнении
МДВ более сложна из-за необходимости организации вращения
обоих элементов (якоря и корпуса), а также из-за сложного ще-
точного устройства, обеспечивающего токосъем от наружного и
внутреннего роторов.
В зависимости от числа режимов обращения
ЭМП бывают: без обращения режимов, с одним обращением ре-
жимов, с двумя обращениями режимов.
В ЭМП без обращения режимов одна машина постоянно исполь-
зуется в качестве генератора, а другая — электродвигателя.
Такой тип чаще всего встречается в однопоточных ЭМП, а также
иногда в ЭМП с параллельными потоками.
В ЭМП с одним обращением режимов смена режимов в диапа-
зоне регулирования производится один раз, т. е. генераторный
режим первой электромашины изменяется на двигательный.
У второй электромашины в тот же момент, наоборот, двигатель-
ный режим соответственно изменяется на генераторный.
В ЭМП с двумя обращениями режимов смена режимов в элек-
тромашинах происходит дважды.
Использование свойства обращения режимов позволяет под-
нять величину передаваемой мощности через механическую ветвь
без уменьшения диапазона регулирования передачи, а это, в свою
очередь, приводит к улучшению оценочных параметров ЭМП.
В зависимости от распределения потоков мощ-
ности многопоточные ЭМП делятся на двухпоточные
и трехпоточные.
Двухпоточные чаще всего бывают ЭМП с одним обращением
режимов, у которых в качестве механической части используется
однорядный дифференциальный ряд. Мощность передается меха-
ническим и электрическим потоками. В электродинамических
331
передачах мощность разветвляется на электрический и электро-
магнитный потоки.
Трехпоточными в большинстве случаев являются ЭМП с двумя
обращениями режимов, механическая часть их представлена
двухрядными дифференциалами. В этом случае мощность пере-
дается двумя механическими потоками и одним электрическим.
В трехпоточных электродинамических ЭМП мощность развет-
вляется на механический, электрический и электромагнитный
потоки.
В
н и я
зависимости от к о н с т р у.к тивного исполне-
ЭМП бывают без дополнительных КП (параллельные ЭМП)
А
3 1
Рис. VIII.5. Кинематическая схема
ЭМП
и с дополнительными КП (парал-
лельно-последовательные ЭМП).
В ЭМП без дополнительной КП
для увеличения диапазона пере-
дачи часто используют переключе-
ние в самой механической части.
Для уяснения принципа работы
рассмотрим ЭМП в наиболее про-
стом варианте (рис. VIII.5). Тепло-
вой двигатель Д жестко связан
с якорем электромашины ЭМ1 и эпициклом 2 дифференциаль-
ного ряда. Якорь электромашины ЭМ2 сидит на одном валу
с солнечной шестерней 1. От водила 3 мощность передается на
ведущие колеса. Так как роторы электромашин, а также ведущий
и ведомый валы передачи соединены с дифференциальным рядом,
их частоты вращения связаны формулой (см. гл. IV)
пг = —кп3 + (1 + к) п3.
Допустим, что обороты двигателя постоянные, т. е. — const.
Тогда при трогании с места п3 = 0, а пг = —кп3. Вся мощность
теплового двигателя тратится на раскручивание электромашины
ЭМ2. Последняя вращается с максимальной отрицательной ско-
ростью и работает в режиме генератора, ЭМ1 — в режиме элек-
тродвигателя. При движении по мере роста п3 частота вращения
ЭМ2 уменьшается. При этом мощность от двигателя передается
двумя потоками — электрическим и механическим. Когда абсо-
лютная величина (1 + к) п3 достигнет кп3, ротор ЭМ2 остано-
вится, и вся мощность передается только механической ветвью.
Этот режим называется режимом обращения. При дальнейшем
увеличении скорости будет иметь место неравенство (1 + к) п3 >
>> кп3, т. е. /гх меняет знак, и ротор ЭМ2 начинает вращаться
в обратную сторону. Так как знак мощности также меняется, то
происходит смена режимов; ЭМ2 превращается в электродвига-
тель, а ЭМ1 в генератор.
Изменение оборотов всех элементов ЭМП хорошо видно на
плане скоростей дифференциального ряда (рис. VIII.6). Частота
вращения выражена в относительных единицах (отнесена к частоте
332
вращения двигателя). Точка обращения режимов (ее часто назы-
вают нулевым режимом) обозначена п01.
В реальной ЭМП, выполненной по этой схеме, основные пара-
метры подобраны так, что при трогании с места почти вся мощность
передается электрическим потоком. При
скоростью, близкой к расчетной, наоборот,
большая часть мощности передается по
механической ветви и только 5—10% транс-
формируется в электрическую энергию.
В настоящее время ЭМП на гусенич-
ных машинах еще не используются, хотя
проектные работы, проведенные в ряде
организаций, подтвердили возможность
создания ЭМП с приемлемыми парамет-
рами.
На рис. VIII.7 изображена схема ЭМП,
разработанная для гусеничного трактора
ЧТЗ [20]. ЭМП состоит из электропри-
вода, четырехзвенного дифференциального
механизма и понижающей КП. В качестве
движении машины со
стей звеньев дифферен-
циального ряда ЭМП
электромашин используются серийные тя-
говые электродвигатели ДК-509А с расчетной мощностью 103 кВт.
Четырехзвенный механизм обеспечивает двукратное обращение
режимов. Однако в диапазоне регулирования используется только
одно обращение. Последнее сузило диапазон непрерывного регу-
лирования до 2,1, но зато позволило применить серийные электро-
Рис. VIII.7. Кинематическая схема
ЭМП для гусеничного трактора с двига-
телем мощностью 258 кВт (350 л. с.)
Рис. VIII.8. Кинематическая схема
ЭМП для гусеничного трактора ДТ-54
машины ДК-509А. Понижающая КП обеспечивает включение
двух передач на переднем ходу (за счет фрикционов Фх и Ф2)
и одну передачу заднего хода Ф3.х. Максимальная относительная
мощность, передаваемая электроприводом, составляет 0,36; весо-
вой показатель ЭМП равен 8,8 кг/кВт (6,5 кг!л. с.).
Для трактора ДТ-54 была разработана ЭМП, показанная на
рис. VIII.8. Передача состоит из двух электромашин: ЭМ1 —
машина двойного вращения; ЭМ2 — обычная с неподвижным
333
статором. Мощность от .теплового двигателя поступает на водило
дифференциального ряда, откуда на ведомый вал х передается
тремя потоками: электрическим (от ЭМ1 по проводам к ЭМ2),
электромагнитным (через магнитный зазор между роторами)
и механическим (от эпицикла на наружный корпус машины ЭМ1
и далее через механические звенья на шестерню х). ЭМП имеет
дополнительную КП на три передачи. Диапазон регулирования
ЭМП в пределах одной передачи равен 2,6 [32].
Естественно, ЭМП не ограничиваются рассмотренными схе-
мами. В зависимости от конкретных требований они значительно
различаются друг от друга. Однако работают они по аналогичным
принципам — передают мощность разветвлёнными потоками.
§ 6. РАСЧЕТ МНОГОПОТОЧНЫХ ЭЛЕКТРОМЕХАНИЧЕСКИХ
ПЕРЕДАЧ
Расчет ЭМП, как и в случае ЭП, разделяется на предваритель-
ный и поверочный. В первом определяются скоростные и силовые
параметры (скорости вращения, крутящие моменты и мощности)
всех элементов ЭМП и по ним выбираются электрические машины
с соответствующими системами регулирования. Во втором, ис-
Рис. VIII.9. Расчетная схема ЭМП
пользуя конкретные характеристики выбранных электромашин,
уточняют параметры ЭМП и проверяют работоспособность элек-
трических машин в различных условиях движения гусеничной
машины [20].
Предварительный расчет. Рассмотрим конкретный пример.
Допущения: ЭМП считаем идеализированной, т. е. электрические
и механические потери отсутствуют, тепловой двигатель работает
на постоянном режиме (пд = const; Мд = const).
Расчетная схема ЭМП представлена на рис. VIII.9. Электро-
привод состоит из двух электромашин ЭМ1 и ЭМ2, соединенных
электрической связью. Механическая часть включает в себя
двухрядный дифференциальный механизм. Последний обеспечи-
вает работу электромашин с двумя обращениями режимов.
334
В ЭМП имеются механизмы переклн^ения Фх, Ф2, Mlt М.2.
При основном движении включаются Фх и\Л42 (сдвинута вправо),
Л12 находится в нейтральном положении. Передача работает как
многопоточная ЭМП. При включении Ф2, Мг и передача ра-
ботает как механическая. При этом машина имеет либо передний
(Л1Х и Л12 сдвинуты вправо), либо задний ход (7ИХ и М2 сдвинуты
влево).
Все расчеты проводятся для схемы, когда она работает как
электромеханическая передача. Крутящий момент от теплового
двигателя подводится к валу о. С выходного вала х крутящий мо-
мент через механизмы поворота и бортредуктор подается к веду-
щим колесам машины.
Расчеты очень удобно производить в относительных величи-
нах. За базовую величину в этом случае принимаются параметры
входного вала ЭМП, тогда
nz = -^; = = (VIII.7)
1 п„ ’ ’ Мо 1 No > v ’
где черточкой помечены относительные величины, а без черточки —
их абсолютные значения.
Скоростные и силовые параметры схемы находятся по уравне-
ниям дифференциального ряда. Так, частота вращения (в об/мин)
любого эвена определяется из уравнений:
«н = — «i«ai + (l +«i) «зь 1 (VIII 8)
«12 = --«2«22 + (I Н- «2) «32» J
где и /с2 — параметры первого и второго дифференциальных
рядов (см. рис. VIII.9). Так как:
П11 = ^21 “ пх\ ^31 = по’> | (VIII 9)
^12 ^ЭМ2ч ^22 ^0» ^32 ]
то относительная частота вращения электромашин составляет:
Пэм\ = 1 4-К1 —КгПх, ПЭМ2 = ПХ 4- К2пх — к2. (VIII. 10)
Уравнения (VIII. 10) являются линейными, и величины частоты
вращения роторов электромашин однозначно определяются соот-
ветствующими величинами выходного вала. Так, при пх = 0 (тро-
гание машины с места) частота вращения электромашин в об/мин:
ПЭМ1 = 1 -Н ACi; ПЭМ2 = — К2, (VIII.11)
т. е. роторы электромашин вращаются в разные стороны. Если
принять кх = 1,25 и к2 = 1,05, то пэм\ = 2,25 и пэм2 = —1,05.
Точки обращения режимов электромашин:
— — 1 I _
«эли = 0 при пх = 1 = 1,80, или поХ = 1,80;
Пэм2 = ® при пх — = 0,512, или п02 = 0,512.
(VIII. 12)
335
Крутящие моменты /а роторах электромашин определяются
по уравнениям равно^юсия. Так как 7И0 и Мх по отношению
к ЭМП являются внешними моментами, то:
Л40 — Мз1 — А122 = 1
Л , J , л/ _А (VIII.13)
Mv + ^32 + ^21 — О- I
Уравнениями связи служат соотношения дифференциального
ряда:
Л121 = КхМэлн; М31 = —(«!+1) ЛГзли; 1
/И22 = к^Мэм* М32 = - (к2 + 1) МЗМ2 J (V ’ ’
Решая совместно уравнения (VIII.13) и (VIII.14), а также учиты-
вая, что для идеализированных ЭМП Мх = -X- (так как Nx =
_______ пх
= пхМх = 1), в окончательном виде получим:
1 Kg 4" 1
К1 + К2 + 1 пх К1 + к2 + 1 ’
—р 1 1 Kj
К1 4" к2 4" 1 пх К1 4* к2 4" 1
(VIII. 15)
Величины мощностей на роторах электромашин могут быть
найдены путем перемножения крутящих моментов на частоту
вращения в об/мин, т. е.:
Мэм1 = МэмгПэм! =
1 +«! — К]»*
К1 + К2 4~ 1
/VЭМ2 = МэМ2П-ЭМ2 — О + К2-----•
*1 + «2 + 1 \ Пх )
(VIII.16)
Критерием правильности служит тождество N3M1 = —
Графическое изменение найденных параметров показано на
рис. VIII.10. Так как М{ и Nt определены без учета к. п. д., то
совокупность зависимостей пЭМ1, МЭМ1, Мх, N3Mi от пх назы-
вается характеристикой идеализированной ЭМП.
Из графиков следует, что в момент трогания машины с места
(пх = 0) электромашины вращаются с определенными оборотами
в разные стороны. При этом крутящие моменты и мощности на
них, а также момент на ведомом валу Мх достигают бесконечно
больших величин. В реальных ЭМП вследствие электрических
и механических потерь эти параметры также имеют конечные зна-
чения. После того как машина стронулась с места и начала раз-
гоняться, пэш, Mt и NgMi в различной степени уменьшаются.
В точке п02 электромашина ЭМ2 останавливается (п^ = 0»
Л4ЗЛ12 =# 0), а ЭМ1 продолжает вращаться (пЭМ1 + 0; Мэм. =
336
= 0). У обеих электромашин один из Сомножителей мощности
равен нулю, поэтому N3M1 = N3mz = 0. В &той точке через элек-
тропривод мощность не поступает и целиком передается через
механическую ветвь. Происходит обращение режимов. В зоне
0—п02 машина ЭМ1 работала в режиме электродвигателя, а
ЭМ2 — генератора; в зоне п02—п01 машина ЭМ2 становится
электродвигателем, а ЭМ1 генератором.
Рис. VIII.10. Характеристика идеализированной ЭМП
с двумя обращениями режимов
Второе обращение режимов происходит в точке п01. Здесь
у ЭМ1 изменяется знак частоты вращения, а у ЭМ2 — крутя-
щего момента. При дальнейшем увеличении скорости, т. е. от п01
и далее, режимы электромашин останутся без изменений: ЭМ1
постоянно будет работать в качестве электродвигателя, а ЭМ2 —
генератора. С ростом пх крутящие моменты МЭМ1 и МЭМ2 возра-
стают незначительно и асимптотически приближаются к опреде-
ленным величинам. Частоты же вращения электромашин увеличи-
ваются беспредельно, следовательно, и мощности на роторах
N3mi и NЭМ2 будут непрерывно повышаться и могут достигнуть
чрезмерных величин. Поэтому очень важно ограничить рабочий
диапазон ЭМП разумными границами, в которых все параметры
передачи изменялись бы в допустимых пределах.
Наиболее компактными и обладающими высоким к. п. д. полу-
чаются те ЭМП, рабочий диапазон которых лежит в пределах
2,0—2,5. Мощность, передаваемая через электропривод, в этом
22 н. А. Носов 337
случае весьма мала ^составляет N3 = 0,12 4-0,16. Но для гусе-
ничных машин требуемый диапазон находится в пределах 6—10,
следовательно, за ЭМП в этом случае необходимо устанавливать
понижающую КП с двумя-тремя ступенями. Естественно, введение
последней усложняет трансмиссию и управление машиной. Для
устранения этого недостатка иногда допустимо расширение диа-
пазона ЭМП до 5,5—7,0 и, следовательно, увеличение передавае-
мой через электрическую ветвь мощности до Na = 0,30 4-0,35.
Чтобы вес и габариты при этом увеличивались незначительно,
реверс и дополнительные механические режимы ЭМП следует
выполнять за счет механической ветви.
По характеристике идеализированной ЭМП ’обычно рабочий
диапазон выбирается в тех пределах, где граничные значения
Л/ЭЛ11 и N ЭМ2 не превышают максимальных значений этих величин
в средней части диапазона. Так, для рассматриваемой расчетной
схемы рабочий диапазон выбран в пределах изменения пх от 0,395
до 2,3. В этом случае максимальная относительная мощность,
передаваемая через электропривод, равна 0,303. Рабочий диапа-
зон ЭМП равен 5,82.
Частота вращения электрических машин также может быть ,
найдена из характеристики идеализированной ЭМП. Опреде-
ляются числа оборотов электромашин при трогании машины
с места (пх = 0) и на границе рабочего диапазона, соответствую-
щей максимальному значению пх. В этих точках числа оборотов
электромашин не должны превышать предельных значений. В про-
тивном случае схема бракуется. За предельную частоту вращения
обычно принимается пп = 6000 об/мин, однако в отдельных слу-
чаях допускается пп = 9000 об/мин.
Для расчетной схемы наибольшую частоту вращения^ имеет
электромашина ЭМ2 в крайней точке рабочего диапазона (пЭМ2 —
= 3,65). У электромашины ЭМ1 обороты достигают своего макси-
мального значения при трогании с места (пЭМ1 = 2,25).
Последнее, что необходимо сделать для окончательного выбора
схемы ЭМП, — определить, не возникает ли в контуре ЭМП в ра-
бочем диапазоне циркулирующая мощность.
Рассматриваемая ЭМП является трехпоточной. Мощность от
ведущего вала 0 к ведомому х передается одним потоком через
электрическую ветвь ЭМ1-ЭМ2 и двумя — через механические
ветви: поток I по звеньям 0-31-41-21-х, поток II по звеньям
0-31-22-42-32-х (см. рис. VIII.9). Найдем, как распределяется
мощность по ветвям при работе электромашин в различных режи-
мах. Условимся считать, что мощность, передаваемая электриче-
ской ветвью, равна мощности электрической машины ЭМ2, т. е.
N3 = N ЭМ2. Мощности, передаваемые механическими ветвями,
соответственно равны мощностям, имеющим место на звеньях 21
(эпицикл 1-го ряда) и 22 (эпицикл 2-го ряда):
338
— К1МэМ1П21 =
«1 (кг+1)
К1 + Ki + 1
п \ К1К2
х + К2 + 1 ’
Nil — КчМэМ2П22 — JC2_L<t~L_^i
К1 ~Г К2 ~Г 1
1_________кгк2
Пх К1 + К2 + 1
(VIII. 17)

Для проверки правильности вывода, необходимо пользоваться
тождеством
ЛГ[ + ЛГП + N3 ® 1. (VIII.18)
На рис. VIII.11 графически представлены зависимости (VIII.16)
и (VIII.17). Из них видно, что при работе ЭМП в зоне пх = 0-е-
-е-п02 мощность Nu имеет по-
ложительный знак, a Nj и
N3 — отр ицательный. Следо-
вательно, в электрической и
механической I ветвях мощ-
ности передаются в обратном
направлении, и только ветви
II передают мощность по на-
правлению от ведущего к ве-
домому валу. При этом через
ветвь II передается мощность
больше, чем через ветвь I,
так как в ней имеется цирку-
лирующая мощность. В точке
Рис. VIII.11. Распределение мощности
по ветвям ЭМП
обращения режима п02 через электрическую и механическую
I ветви мощность вообще не поступает, и она вся передается
только по ветви II. В зоне и02 — п01 мощности во всех
ветвях имеют положительный знак, значит, передаются в одном
направлении. Это режим параллельных потоков, и циркуля-
ционная мощность здесь отсутствует. В точке п01 происходит
второе обращение режимов, и мощность в ней передается только
ветвью I. При режиме работы ЭМП в зоне п01 и далее опять появ-
ляется циркуляционная мощность, но здесь перегружена ветвь I.
При выборе ЭМП необходимо стремиться к тому, чтобы как
можно в большем диапазоне работа происходила при отсутствии
циркуляции мощности. В этом случае через различные ветви
передается только часть мощности теплового двигателя, и они
могут быть выполнены минимальными как по весу, так и по га-
баритам.
Отсутствие циркуляции мощности в схеме на основном режиме
характеризуется неравенством nOi > «02 ПРИ условии, что пер-
вой к входу расположена ЭМ1. В этом случае в зоне между п01
и п02 мощность во всех ветвях передается параллельными пото-
ками.
22*
339
После того как величины и характер протекания n9Mi, Мэш
и N3Mi в ЭМП определены, по каталогам производится выбор
электрических машин.
Работа электромашин в ЭМП гусеничных машин происходит
на переменных режимах, величины п9Ш, МЭМ1 и N3Ml изменяются
в широких пределах. Вследствие этого рационально использовать
свойство электромашин работать с перегрузкой до 150% по мощ-
ности и моменту. Тогда мощность N3Mi и крутящий момент МЭМ1,
по которым производится выбор электромашин, соответственно
равны [6]:
Мэш = 0,7Мэтах; М9м1 — 0,7Л1эп1ах. (VIII.19)
Поверочный расчет. В этом расчете уточняются скоростные
и силовые параметры ЭМП с учетом характеристик выбранных
электромашин и проверяется работоспособность последних в наи-
более тяжелых условиях движения гусеничной машины.
Сначала уточняются величины и характер протекания пара-
метров ЭМП за счет введения к. п. д. электромеханической пере-
дачи г]9МП. Последний включает в себя к. п. д. механической
ветви и]мех и электропривода т)9.
Нахождение не вызывает затруднений, тем более, что
величина, а также знак мощностей, передаваемых через механи-
ческие ветви, найдены. Подробное изложение определения к. п. д.
в замкнутых планетарных передачах дано в гл. IV.
К. п. д. электропривода т)э может быть точно вычислен только
в том случае, если имеются графики изменения к. п. д. выбранных
электромашин в зависимости от частоты вращения и крутящих
моментов в генераторном и двигательном режимах. В этом случае
по известным М9Лц и пЭМ{ находятся к. п. д. отдельных электро-
машин Т1ЭЛ11 и г)ЭМ2 для данного режима, и т)э вычисляется путем
их перемножения с учетом направления передаваемой мощности,
т. е.
Пэ = (Пэм1Пэм2)±1, (VIII .20)
где показатель +1 соответствует передаваемой мощности через
электропривод в прямом, а —1 — в обратном направлениях.
Если такие графики отсутствуют, то определение к. п. д. ЭМП
носит приближенный характер.
К. п. д. ЭМП может быть найден аналитическим методом по
формуле [20]
™ __ Nx N„— рмех — рм. м — I2R
Пэлш - - —--------и*---------, (V111.21)
где рмех — суммарные потери в механических ветвях передачи;
Рм.м — суммарные механические и магнитные потери в электри-
ческих машинах; PR —тепловые потери в контуре электропривода.
Основная сложность этого метода в том, что предварительно
нужно знать характер изменения тока / в цепи электропривода.
340
Если же задаваться приближенным графиком протекания /, то
это приводит к значительному уменьшению точности.
После того как найдены значения к.'п. д. отдельных элемен-
тов. и всей передачи в целом, строится характеристика ЭМП
(рис. VII 1.12). Здесь в отличие от характеристики идеализиро-
ванной ЭМП кривые мощностей электромашин Л/ЭЛ11 и Л/ЭЛ12, а
также крутящего момента ведомого вала Мх построены с учетом
к. п. д. По сравнению с рис. VIII.10 характер протекания кри-
вых N3mi и N3Mi несколько изменился и их симметричное положе-
ние нарушилось. Обращение ре- .
жимов электромашин происхо-
дит в разных точках, причем
в промежутках по2 — «02 и п'ы—
tioi обе электромашины рабо-
тают в генераторном режиме и
их мощность полностью превра-
щается в тепловые потери.
По кривой т|ЭЛ1П оценивается
совершенство ЭМП. Для прак-
тического применения может
быть использована такая пере-
дача, в которой в рабочем диапа-
зоне величины г|5Л1п не ниже 0,8.
По кривой Мх проверяются силовой и скоростной диапазоны ЭМП.
Характеристика ЭМП служит основанием для построения ди-
намической характеристики гусеничной машины. Динамический
фактор определяется по формуле
П _ — Mxhc-e.K
U G re.KG
(VIII.22)
где Рт — сила тяги на гусеницах в Н (кГ); G — вес машины
в Н (кГ); Мх — крутящий момент на ведомом валу ЭМП в Н-м
(кГ-м); гв.к —радиус ведущего колеса в м; ix_e.K и ту в к —
передаточное число и к. п. д. механической части трансмиссии
(между ведомым валом ЭМП и ведущими колесами).
Скорость движения гусеничной машины в км/ч находится по
формуле
0,06nxzt
ix-в. к
v =
(VIII.23)
где пх — частота вращения ведомого вала ЭМП в об/мин; z —
число траков, перематываемых ведущим колесом за один обо-
рот; t — шаг гусеницы в м.
При включении в ЭМП понижающей передачи за счет меха-
нической ветви электрическая ветвь не используется, и в этом
случае D определяется обычным способом, т. е. как для машины
с механической трансмиссией.
341
После окончательного расчета динамического фактора гусе-
ничной машины с ЭМП проводится проверка работоспособности
ЭМП. Делается это так же, как и в случае ЭП. Проверяются ре-
жимы движения на максимальной и минимальной скоростях.
Если же рассчитываемая ЭМП обеспечивает поворот гусеничной
машины, то проверяется режим поворота.
§ 7. ОСНОВЫ РЕГУЛИРОВАНИЯ
ЭЛЕКТРОМЕХАНИЧЕСКИХ ПЕРЕДАЧ
Расчетом ЭМП было установлено, что непрерывное изменение
частоты вращения и крутящих моментов на ведомом валу передачи
в требуемом диапазоне будет только в том случае, если на других
звеньях эти же параметры будут иметь строго определенные зна-
чения. Тогда задачи системы регулирования можно сформулиро-
вать так: 1) приводить в соответствие с расчетными текущие зна-
чения крутящих моментов М9Ш и частоты вращения пэ1Л1 на ва-
лах электромашин; 2) поддерживать постоянными параметры
входа Мйпй = const.
Для упрощения принимается допущение, что сила тока и
к. п. д. электромашин в диапазоне регулирования имеют постоян-
ные значения. Тогда крутящие моменты на валах электромашин
(со стороны электропривода) зависят только от величин магнит-
ных потоков Фх и Ф2:
МЭАП = - = - ^Фц МЭм2 = - = - 4ф2, (VIII.24)
ЧЭМ1 Чэмг
где Ci, Ci, с2 и с2 — постоянные коэффициенты.
Следовательно, чтобы получить необходимые текущие моменты
Л4ЭЛ1Х и система регулирования должна изменять магнит-
ные потоки Фх и Ф2 (или м. д. с. обмоток возбуждения А И7Х и А1Г2,
за счет которых происходит изменение Фх и Ф2) по определенной
закономерности. Зависимость между 7ИЗЛП и Ф(- при принятых
допущениях является линейной, поэтому требуемую закономер-
ность легко установить, зная характер изменения
Системы регулирования могут быть автоматическими и не-
автоматическими. В последних регулирование производится во-
дителем обычно за счет ввода добавочного сопротивления в об-
мотку возбуждения с помощью специальной рукоятки или педали.
Система в этом случае получается простой и надежной, но она не
обеспечивает оптимальных режимов движения машины, и поэтому
от нее стали отказываться.
Автоматическая система более совершенная. Водитель выби-
рает только режим движения машины, а система регулирования
должна сама замерять какие-то отдельные параметры (называемые
факторами воздействия) и по ним приводить в соответствие все
другие. В схемах для транспортных машин могут использоваться
различные механические факторы воздействия — кинематические
342
(частота вращения различных звеньев) или кинематические и си-
ловые (частота вращения и крутящий момент). Наибольшее рас-
пространение получили кинематические факторы, так как они
могут быть замерены достаточно легко и точно.
На рис. VIII. 13 показана принципиальная схема регулирова-
ния, факторами воздействия которой являются крутящий момент
на ведущем валу Мй и частоты вращения ведущего п0 и ведо-
мого пх валов. Каждая электромашина имеет две обмотки воз-
буждения: основную и дополнительную. Основные обмотки 01
и 02 являются независимыми и через потенциометр R1 питаются
от аккумулятора. Дополнительные обмотки 0Д1 и ОД2 также
независимые, питаются от специального тахогенератора ТГ, при-
водимого во вращение от теплового двигателя. Его обмотки ОВ,
как 01 и 02, питаются от акку-
мулятора через потенциометр R1,
но, кроме того, в цепь возбужде-
ния ОВ включено добавочное ре-
гулируемое сопротивление R2.
Согласно формуле (VIII. 13),
крутящие моменты на валах элек-
тромашин (со стороны передачи)
зависят от моментов на ведущем М 0
и ведомом Мх валах. Заменив
Мх = и обозначив
постоянные коэффициенты через
ах, а2, bt, &2> получим:
Рис-. VIII.13. Принципиальная
схема регулирования ЭМП с кине-
матическими и силовыми факторами
воздействия
^ЭМ1 — {а11эмп ^1) Мо; . ^ЭМ2 — (а11эмп— ^2) А10, (VIII.25)
т. е. независимыми переменными стали Л40 и передаточное отно-
шение ЭМП iaMn. А так как 1Э1ЛП равно отношению частот враще-
ния ведущего и ведомого валов, то для определения 1Э1ЛП доста-
точно замерить и разделить текущие значения п0 и пх. Таким
образом, чтобы получить требуемый крутящий момент на валах
электромашин со стороны электропривода, каждая электрома-
шина должна иметь две обмотки возбуждения (одна — обеспечи-
вать изменения магнитных потоков пропорционально Мй, дру-
гая — пропорционально произведению Мй1эмп).
На схеме по рис. VIII. 13 регулирование осуществляется сле-
дующим образом. Положение движка потенциометра R1 зависит
от величины крутящего момента теплового двигателя (движок
связан, например, с рейкой топливного насоса или педалью газа),
тогда напряжение в обмотках 01 и 02 будет пропорционально Л40.
Сила тока
;о = ^Г = со1Л1о» (VIII.26)
где с01 — постоянный коэффициент.
343
Следовательно, м. д. с. обмотки возбуждения также пропор-
циональны крутящему моменту ведущего вала; AW = Мо.
Обмотка возбуждения ТГ питается через потенциометр, сле-
довательно, напряжение на ней пропорционально Мй. В то же
время в ее цепь включено сопротивление R2, движок которого
перемещается в зависимости от скорости на ведомом валу, тогда
= 7Й- = сов т. е. AWrr = . (VIII.27)
А4 Пх
Рис. VIII. 14. Принципиальная схема регу-
лирования ЭМП, с кинематическими факто-
рами воздействия
В то же время тахогенератор вращается с частотой вращения п0,
следовательно, его э. д. с.
Етг = сФтгП0 = ^,
пх
где Фтг — магнитный по-
ток тахогенератора, а так
как /01 = то
'МН
= •
= М01ЭМЛ, (VIII.28)
т. е. что и требуется.
При данной системе
регулирования водитель
воздействует только на теп-
ловой двигатель. При уве-
личении сопротивления
движению машины скорость вращения ведомого вала ЭМП умень-
шается. Если частота вращения двигателя осталась неизменной,
то iaMn возрастает, а, согласно формуле (VIII.28), это приводит
к увеличению tHFOi, т. е. к увеличению крутящих моментов на
валах электромашин и на выходном валу передачи. При уменьше-
нии дорожного сопротивления наблюдается обратная картина.
Таким образом, изменение крутящего момента на ведущих коле-
сах машины происходит автоматически и непрерывно в пределах
диапазона регулирования.
В реальных схемах, чтобы компенсировать погрешности от
принятых допущений, устанавливают различные регулируемые
элементы, с помощью которых производится настройка схемы
и ее корректировка.
Рассмотренная схема не является оптимальной, так как не
обеспечивает точного регулирования по заданному закону. Кроме
того, при использовании этой системы в ЭМП возникает еще одно
затруднение — сложность замера крутящего момента теплового
двигателя.
Точное регулирование обеспечивает схема [20], показанная
на рис. VIII.14. Она разработана для ЭМП гусеничного трактора
344
с двигателем мощностью 258 кВт (350 л. с.); ее работоспособность
была проверена в условиях стендовых испытаний.^!} качестве
факторов воздействия здесь используются частоты вращения
электрических машин пЭМ1, пЭМ2 и ведомого вала пх, т. е. все
кинематические факторы.
Каждая электрическая машина имеет две независимые об-
мотки OBI, ОВ2, ОВЗ и 0В4, которые получают питание от возбу-
дителей В1 и В2, приводимых от валов электромашин ЭМ1 и ЭМ2.
Обмотки возбуждения ОВ5 и ОВ6 питаются от аккумулятора
через регулирующие электродвигатели Р1 и Р2. У последних
обмотки возбуждения питаются от тахогенератора ТТ, вращае-
мого ведомым валом ЭМП; т. е. в схеме применено каскадное воз-
буждение.
На валах регулирующих электродвигателей установлены вен-
тиляторы; изменяя расход воздуха вентилятора, можно менять
в широких пределах зависимости токов в обмотках возбуждения
электромашин от частоты вращения ведомого вала пх. Сопротивле-
ния R1—R8, показанные на схеме, служат для настройки и кор-
ректировки в зависимости от конкретных условий.
Естественно, рассмотренными схемами не ограничиваются
системы регулирования ЭМП. В зависимости от конструкции
ЭМП и предъявляемых к ним требований системы регулирования
электропередач могут быть весьма разнообразными.
Глава IX
Механизмы поворота
§ 1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Основные требования. Процесс поворота гусеничной машины
по характеру взаимодействия движителя с грунтом принципиально
отличается от поворота колесной машины. Конструкция ходовой
части гусеничной машины исключает возможность «кинематиче-
ского» поворота при одном лишь перекатывании опорных катков
по гусенице и вертикальной деформации грунта.
Опорные ветви гусениц, нагруженные всем весом машины,
получают при повороте боковое перемещение (вращение) по
грунту, преодолевая весьма значительные дополнительные сопро-
тивления от сил трения гусениц о грунт и сил сопротивления
срезанию и нагребанию грунта траками. Следствием этого яв-
ляется резкое возрастание общего сопротивления движению гусе-
ничной машины при входе в поворот, увеличение нагрузки на
двигатель.
При повороте гусеничной машины одновременно имеет место
изменение соотношения скоростей гусениц и возникновение на-
правленной обычно назад силы тяги на отстающей гусенице,
образующей совместно с силой тяги на забегающей гусенйце по-
ворачивающий-момент (аналогичная картина наблюдается и при
повороте некоторых колесных многоопорных машин, поворачи-
вающихся по бортовому принципу).
Установление необходимого соотношения между скоростями
гусениц и распределение сил, действующих на них при повороте,
и призван обеспечивать специальный элемент силовой передачи
гусеничной машины — механизм поворота.
Регулирование поворота может производиться или кинемати-
ческим путем, когда включением в механизмах поворота передач
с различными передаточными числами гусеницам задаются фикси-
рованные скорости разной величины; или силовым способом, на-
пример, притормаживанием отстающей гусеницы или связанного
с ней элемента механизма поворота.
Исходя из требований, предъявляемых к быстроходной гусе-
ничной машине высокой проходимости, — гарантировать макси-
мальную маневренность в любых условиях работы и наибольшую
среднюю скорость движения по местности — идеальный механизм
поворота должен обеспечивать:
346
1) устойчивый (кинематически фиксируемый водителем) и
непрерывно изменяющийся от 0 до оо радиус поворота машины,
что позволяет получить высокую маневренность и хорошую управ-
ляемость;
2) возможность движения машины при повороте (как и при
прямолинейном движении) с максимально возможной скоростью
при полной загрузке двигателя; механизм поворота должен авто-
матически снижать иди увеличивать скорость машины в точном
соответствии с возрастанием или уменьшением внешних сопротив-
лений при изменении радиуса поворота, т. е. обеспечивать полную
приспособляемость к изменению внешней нагрузки при повороте;
3) отсутствие дополнительных потерь энергии, связанных
с управлением поворотом, что дает высокую экономичность, а
также повышение средней скорости движения.
Полнота удовлетворения первого требования определяется
в основном типом МП (прогрессивный или ступенчатый фрик-
ционно-зубчатый), его кинематическим диапазоном и числом сту-
пеней (количеством рр), способностью фрикционных механизмов
обеспечить устойчивую работу МП при их длительном буксовании.
Выполнение второго требования обеспечивает высокую сте-
пень использования мощности двигателя и, следовательно, высо-
кую среднюю скорость движения.
Третье условие выполняется, если механизм поворота обеспе-
чивает такое прогрессивное изменение сил тяги на гусеницах, что
они в каждый момент времени соответствуют величине сил внеш-
них сопротивлений при повороте.
Идеальный механизм поворота можно представить в виде со-
четания двух элементов: а) автоматической (или автоматизиро-
ванной) бесступенчатой передачи, изменяющей скорость движения
машины при повороте; б) бесступенчатой управляемой передачи,
изменяющей-соотношение скоростей гусениц (т. е. радиус поворота
машины).
На автоматическую передачу при необходимом расширении
ее диапазона естественно возложить одновременно и функцию
изменения скорости прямолинейного движения (функцию коробки
передач), что даст в конечном итоге идеальную трансмиссию —
механизм передач и поворота (МПП).
Современные реальные механизмы поворота (МП), так же как
и МПП, представляют пока лишь большее или меньшее прибли-
жение к идеальной схеме. Сравнительную оценку всего многооб-
разия реальных МП и МПП целесообразно проводить по степени
выполнения основных требований, предъявляемых к идеаль-
ным МП.
Параметры сравнительной оценки МП. Из теорий гусеничных
машин известно, что механизм, поворота характеризуется в основ-
ном двумя величинами: расчетным относительным радиусом пово-
рота рр и параметром qM. Машины с некоторыми МП могут иметь
несколько разных расчетных радиусов, поворота и параметров qM:
347
Рис. IX. 1. Схема действующих
план скоростей гусеничное
повороте
сил и
машины при
На рис. IX. 1 представлены план скоростей (рис. IX. 1, в) и
приведенные схемы сил (исходная — рис. IX. 1, а; конечная —
рис. IX. 1, б), действующих на гусеничную машину при повороте.
Принято допущение, что поворот происходит на горизонтальной
площадке при отсутствии юза и буксования гусениц, с малой ско-
ростью и с радиусами, меньшими радиуса свободного поворота.
Ширина колеи машины В принята равной единице. Введем следу-
ющие обозначения:/4 и F2 —
сопротивления поступатель-
ному движению на отстающей
и забегающей гусеницах;
здесь = F2; Fi + F2=F;
F — сопротивление прямоли-
нейному движению машины;
Мс — момент сопротивления
повороту; Р1д и Р«я—силы
тяги на отстающей и забегаю-
щей гусеницах, развиваемые
двигателем через механизм \
поворота; Ра=Р2а — Лз — их
равнодействующая; Т — тор-
мозная сила; р — относитель-
ный радиус поворота; рр —
относительный расчетный ра-
диус поворота, или плечо
тормозной силы Т, создающей
тормозной момент Мт=ТррВ;
Vi и и2 — скорости отстаю-
щей и забегающей гусениц;
vc — скорость центра тяже-
сти машины при повороте;
— скорость прямолиней-
ного движения; vm и ve — ус-
ловные скорости в точках От
и 0г‘, qM — относительное
плечо силы Рд, образующей
в то же время величина сме-
щения точки приложения скорости прямолинейного движения и0
при повороте (характеризует уменьшение поступательной скорости
машины при повороте); PgqMB = Мп', qs — относительное плечо
силы F, образующей момент сопротивления повороту, характе-
ризующее степень возрастания сопротивлений при повороте:
FqeB = Мс.
При совместном рассмотрении представленных на рис. IX. 1
плана скоростей и схемы приведенных сил, находящихся в равно-
весии, легко получаются следующие основные соотношения:
поворачивающий момент Мп, и
Рд — F + Т; P^ + Tp^Fqg, Мп-\-Мт = Мс\
348

p + 0,5
P + Ям ’
P .
P + Ям *
*1.2 =
(IX.1)
_ _ 1 + ^id
Чм~ 2 'ргд — р1д',
q ~ vo~Vc ~ Ъ-Ъ. 0 5 _ -У.-Р1 0 5
при na = 0 и v0 = 0
n _ 1 01 +02
Чм ~~ 2 01—02 ’
„ _ 1 Pi + ^2 , Mc _ pL
Чг~ 2 ' P2 —Pi ~ FB ~ 4fВ ’
(IX.2)
(IX.3)
(IX.4)
где p. и f — коэффициенты сопротивления соответственно повороту
и поступательному движению; L — длина опорной поверхности
гусеницы.
Здесь и Р2 — силы тяги на гусеницах, необходимые для
преодоления внешних сопротивлений повороту.
Если силы, развиваемые двигателем на гусеницах, равны си-
лам, необходимым для совершения равномерного поворота: Р1д =
= Ръ Рzd — ^*2> то Яг — Ям< Мп = Мс и сила Т не нужна.
Если же qM < q3, то Мп < Мс, равномерный поворот без
приложения силы Т невозможен.
Мощность внешних сопротивлений повороту
N0 = Fvs = Fv0-^--, М0 = М„„^±^-.
Мощность, нагружающая двигатель при повороте,
Na = Рм =F № + Рр v • Na=N Чг + Рр
m Г Ям + Pp °’ д пр Ям + Рр •
Мощность, теряемая во фрикционных элементах управления
поворотом,
(IX.5)
(IX.6)
Л/ — Tn — F 4г ,, P Pp
yvm— 1 Vm — Г / Uo , ;
Ям + Pp P т Ям
Nm — Nпр
Яг — Ям
Ям + Рр
Р —Рр
Р + Ям
(IX.7)
При вычислении Na и Nm в соответствующие выражения сле-
дует подставить значение расчетного радиуса поворота рр, полу-
чающееся при полном включении (при отсутствии пробуксовки)
того фрикционного элемента МП, с помощью которого осущест-
вляется поворот на рассматриваемом режиме. В связи с этим
фрикционные элементы управления поворотом целесообразно
разделить на две группы в зависимости от их функции:
1) фрикционные элементы первого рода, которые при их пол-
ном включении обеспечивают поворот с расчетным радиусом той
349
или иной конечной величины (остановочные тормоза, тормоза
поворота двухступенчатого ПМП и двойного дифференциала и др.);
2) фрикционные элементы второго рода, которые при полном
их включении реализуют режим прямолинейного движения,
т. е. рр = со (бортовые фрикционы, тормоза одноступенчатого
ПМП, блокирующие фрикционы двухступенчатого ПМП и др.).
Параметры сравнительной оценки МП можно получить на
основе представленных выводов теории поворота.
Полнота выполнения второго требования к МП может быть
оценена к о э ф ф и ц и е н ТуО м относительной мощ-
ности двигателя/
*=1Г=*=Йр (JX-8)
yvnp Ям т Рр
характеризующим степень возрастания мощности, которую дви-
гатель должен развивать при повороте.
При qM = qe фд = 1. Это идеальный случай, к которому
нужно стремиться. Однако в реальных МП qM = const, a qe =
= f (р) и равенство qe = qM может иметь место только при одном
значении р. Идеальный МП для выполнения этого требования
должен иметь автоматически и непрерывно меняющийся параметр
Ям Яг-
В большинстве реальных МП qM<Z qe. Если в схему МП за-
кладывается постоянная величина qM, следует выбирать ее по
возможности близкой к величинам qe, имеющим место на часто,
встречающихся грунтах при наиболее распространенных в экс-
плуатации радиусах поворота. Указанные условия могут быть
определены ’ в результате статистической обработки результатов
большого числа экспериментальных исследований в ходовых усло-
виях. По некоторым данным для машин со средним значением
удельной мощности двигателя в первом приближении qM^\.
Экономичность МП можно характеризовать величиной коэф-
фициента относительной тормозной мощ-
ности
= = (IX.9)
Nnp + Рр Р + Ям
Идеальный МП должен иметь фт = 0 в любых условиях поворота.
Обеспечение этого требования, как видно из приведенного выра-
жения, возможно при выполнении одного из двух условий: или
Яг = Ям, или Р — Рр- Если qM = const и рр = const, каждое
из этих условий может быть выполнено, очевидно, только при
одном значении р. При остальных режимах поворота фот #= 0.
Оказывается, что выполнение условия Ям = f (р) = Яг, обеспе-
чивающее фа = 1, одновременно дает и фт = 0 в любом режиме
поворота. Это означает, что при Ям = f (р) ~ Яг всегда имеет
место 2в = РХ12 и сила Т для поворота не нужна, т. е. Т = 0.
Условие р = рр означает, что любой радиус поворота машины
должен осуществляться без потерь в элементах управления, т. е.
350
без их проскальзывания. Следовательно, при этом vm = 0 (см.
рис. IX. 1), точка От совпадает с Olt а р = рр в любом случае.
Рассматриваемое условие может быть реализовано применением
в МП непрерывного механизма.
Для применяющихся в настоящее время МП, составленных
из фрикционно-зубчатых ступенчатых механизмов и имеющих
qM — const, для уменьшения фт следует рекомендовать увеличе-
ние количества расчетных радиусов поворота, выбирая их вели-
чины так, чтобы в условиях эксплуатации разность р — рр на
каждом режиме поворота была по возможности наименьшей.
Следует иметь в виду, что величина потерь энергии в МП,
определяемая коэффициентом фт, оказывает влияние не только
на экономичность МП, но и на долговечность и надежность ра-
боты его фрикционных элементов.
Для количественного сравнения МП по коэффициентам фд
и фт необходимо рассчитать и построить для них зависимости
Фй = f (р) и фот = f (р) для нескольких значений qe.
Помимо рассмотренных выше критериев сравнительной
оценки МП (фд, фт, qM, рр), характеризующих совершенство экс-
плуатационных (тяговых) качеств машины, при выборе типа МП
и его параметров необходимо также учитывать: конструктивную
сложность механизма (количество элементарных фрикционных
и зубчатых механизмов, входящих в него, соосных валов, труб
и т. д.); габаритно-весовые показатели в сочетании с обеспечением
заданной долговечности и надёжности конструктивных элементов
t МП; технологичность и экономичность производства.
Классификация механизмов поворота. В связи с тем, что реаль-
ные и вероятные для реализации перспективные МП обладают
рядом различных качеств, классификация их может произво-
диться по различным признакам.
По величине параметра </Л(т. е. по изменению
скорости центра тяжести машины при повороте) МП можно раз-
делить на следующие группы:
1) механизмы, сохраняющие при повороте скорость центра
тяжести машины неизменной (qM = 0; vc = v0; v2> *>o): простой
и двойной дифференциалы, дифференциальные МПП различных
типов, т. е. все дифференциальные механизмы поворота;
2) механизмы, сохраняющие при повороте скорость забегаю-
щей гусеницы (qM — 0,5; v2 = t/0; < t>o): бортовые фрик-
ционы, одноступенчатые и двухступенчатые планетарные МП,
бортовые коробки передач, независимые МПП различных типов;
3) механизмы, снижающие при повороте скорости как отстаю-
щей, так и забегающей (в меньшей степени) гусениц (qM > 0,5;
v2 < Vo, Vc < »о):
а) механизмы, имеющие один фиксированный параметр qM\
б) механизмы, имеющие несколько фиксированных значений
параметра qM\
в) механизмы с регулируемым значением qM\
351
г) механизмы с автоматически изменяющимся параметром qM.
По характеру изменения внутреннего
передаточного числа iMn = —— механизмы поворота
yi
можно разделить на два основных типа:
1) механизмы, в которых изменение внутреннего передаточ-
ного числа зубчатого механизма осуществляется ступенчато, а
в промежутках между ступенями плавное изменение радиуса
поворота достигается за счет пробуксовки фрикционных элементов
управления:
а) ступенчатые (зубчато-фрикционные) МП;
б) многоступенчатые (зубчато-фрикционные) МПП;
2) механизмы, в которых обеспечивается плавное изменение
внутреннего передаточного числа механизма:
а) бесступенчатые, или непрерывные (с фрикционными транс-
форматорами, гидростатическими или электромашинными пере-
дачами) МП;
б) непрерывно-ступенчатые МП и МПП.
По характеру управления скоростями
гусениц МП подразделяются на:
1) независимые (бортовые), qM = 0,5 (при изменении скорости
одного борта, например скорость второго борта у2 не изме-
няется);
2) дифференциальные с qM = 0 (при уменьшении скорости
отстающей гусеницы скорость забегающей гусеницы t/2 возра-
стает);
3) дифференциальные с qM > 0,5 (при уменьшении скорости
отстающей гусеницы скорость забегающей также уменьшается,
только в меньшей степени).
По характеру связи с КПП в трансмиссии
гусеничной машины:
1) однопоточные системы, когда МП включается в трансмис-
сии последовательно за КПП;
2) двухпоточные системы, когда МП и КПП составляют еди-
ную замкнутую двухпоточную передачу.
§ 2. ДИФФЕРЕНЦИАЛЬНЫЕ МЕХАНИЗМЫ
ПОВОРОТА с qM = 0
Простой симметричный дифференциал
Простой симметричный дифференциал, заимствованный из
автомобильных трансмиссий, является одним из первых механиз-
мов поворота, устанавливающихся на гусеничных машинах.
В настоящее время он как самостоятельный механизм поворота
не применяется, однако часто включается в качестве основного
элемента в некоторые схемы двухпоточных МПП дифференциаль-
ного типа.
352
На рис. IX.2 представлены схемы простого трехзвенного
(звенья /; 2; к) симметричного дифференциала, составленные из
конических (рис. IX.2, а) и цилиндрических (рис. IX.2, б) колес.
При прямолинейном движении оба остановочных тормоза То
выключены, механизм вращается как одно целое, относительное
вращение звеньев отсутствует, однако при этом он имеет две сте-
пени свободы, следовательно, при возникновении различных
сопротивлений под гусеницами устойчивость прямолинейного
движения не обеспечивается. Для поворота вправо включается
правый тормоз и наоборот.
я)
То кп т0
Рис. IX.2. Схемы простых дифференциалов
Внутреннее передаточное число механизма ii2 = к = =
С02
= = —I, так как z2 = zi- Из основного уравнения кинематики
21
трехзвенных дифференциалов (1 —к) — ксо2 в нашем
случае имеем
„ _ «1 + м2
— 2
(IX.10)
Умножив обе части равенства на (при условии, что частота
вращения двигателя и передаточное число КП при входе в пово-
рот остаются неизменными, т. е. = const), получим
= (IX.11)
откуда вытекает, что уменьшение скорости на величину До
приводит к такому же увеличению скорости v2, а скорость центра
тяжести машины
vc
_ «2 + ^1 _ »в + Л» + »о —Д» _
~ 2 ~ 2 —
у0 = const.
(IX.12)
Следовательно, для простого дифференциала qM — 0. При пол-
ностью включенном тормозе = 0; р = рр = 0,5; а2 = 2у0.
Соотношение моментов на звеньях механизма (Мг + М2 =
= —Мк) не зависит от передаточного числа iMn и радиуса пово-
рота р, причем здесь М2 = кМг = М± (без учета к. п. д. диффе-
23 н. А. Носов 353
ренциала) и, следовательно, силы Р.д и Р1д в любом режиме
поворота имеют одинаковую величину и направление (вперед).
Если рассмотреть потоки мощности при повороте гусеничной
машины с простым дифференциалом в качестве МП (рис. IX.3),
то обнаружится, что с помощью TQ тормозится не только отстаю-
щая гусеница, чем обеспечиваются необходимые для поворота
величина и направление силы Рг (назад), но также и двигатель.
В точке а происходит встреча двух потоков мощности N± и Ndl
и их рассеивание в тепло в тормозе. Потери энергии в этом случае
достигают весьма значительной величины (Nm = + А/\), что
свидетельствует о неэкономичности данного МП. g
Рис. IX.3. Потоки мощности при повороте машины с МП простым
дифференциалом
Из рассмотрения равновесия отстающей полуоси следует,
что момент, действующий на тормоз, равен
мт= мх + Mi . (ix.ia)
где Mr— момент, действующий на полуось от дифференциала;
М\ — момент, действующий на полуось от отстающей гусеницы
через ведущее колесо и бортпередачу (БП). С учетом того, что
мощность передается от гусеницы к полуоси,
Р1Гв.Л>П^г.д
1 1БП
(IX. 14)
где Пг.д — к. п. д. гусеничного движителя;
Afi = М2 = ЛЬ = . Р*Глк . (IX. 15)
1БП^БП^г. д
Определим Рг и Р2 исходя из максимальных значений сил
тяги по сцеплению при повороте на косогоре с углом [3 = 30°
в сторону подъема. При этом нормальные давления на гусеницы:
354
где hc — высота центра тяжести машины. Принимая = 0,43
(обычно это отношение находится в пределах 0,4—0,5), получим
силы тяги по сцеплению:
= Qi<P = 0,65G<p; (IX.16)
= 0,22Gcp, (IX.17)
где ср — коэффициент сцепления.
В результате формула (IX. 13) примет вид
мт - (0,22г]бпг] д + .
1БП \ 'Пда'%. д)
Принимая ЦбпЧ?. 0,92 (поворот на малой скорости при высо-
ком к. п. д. гусеничного движителя), получим
Мт = 0,9Ф-^. (IX. 18)
Из условия реализации максимального тормозного момента
по сцеплению при полном торможении машины на горизонталь-
ном участке пути момент остановочного тормоза определяется
по формуле
Mm = 0,5<pG . ...... (IX.19)
1БП1*БП''г*д
За расчетную величину момента4 Мт следует принимать боль-
шее его значение. Расчетное значение коэффициента сцепления
ср = 0,9. Зададим некоторые расчетные условия поворота:
Ртах = 0,8; f = 0,006 (сухой дернистый суглинок); —= 1,6;
п 1 M-niax L _________1______
Чг— 4 - f ' В *0,925 + 0,15р’
Определим принятые выше оценочные параметры:
при р = 6
• Яг + Рр 2,9 + 0,5 £ а
-----55-----6Д
,1, _ Яг Ям Р Рр ______ 2,9 (6 0,5)_ г пп.
^т~ Ям + Рр' Р +Ям ~ 0,5-6 -b>d2>
при р = 3
3,87 + 0,5 й_._
= —5 =8,74;
-к __ 3,87 3 — 0,5 — g л г
~ 0,5 3 “
К. п. д. механизма поворота определяется как отношение по-
лезной мощности N 0, идущей на преодоление внешних
23*
355
сопротивлений повороту, ко всей мощности Nd, затрачиваемой
двигателем при повороте:
тЬ = -^ = -^±Р-. Л* + Рр . (IX.20)
Nd <7и + Р Яг + Рр
При р = 6
(2,9 + 6) 0,5 о2.
~ 6 (2,9 + 0,5) ~ ‘ ’
при р — 3
(3,87 + 3) 0,5 Л ос
^=W+fe)=0>26-
Между коэффициентами фт и имеет место следующая связь:
г)„ == ^7^. (ix.2i)
1 Nd Nd tyd ' '
Все приведенные выше зависимости и выводы в равной степени
относятся как к коническому дифференциалу, так и к цилиндри-
ческому, в том числе и внутреннее передаточное отношение, кото-
рое для цилиндрического дифференциала вычисляется по формуле
.к _ ®i _ г4 гс гс 1
112 — . — ' " ’ , — м
®2 гс гс zi
так как z^ — Zi и zc = zc.
Двойной симметричный дифференциал
Принципиальные схемы двойного симметричного дифферен-
циала, построенного на конических и цилиндрических колесах,
получившие распространение на гусеничных машинах, представ-
Рис. IX.4. Схемы двойных дифференциалов: а — с коническими
колесами; б — с цилиндрическими колесами
лены на рис. IX.4. Методом синтеза может быть получен и ряд
других схем, в том числе и с эпициклическими планетарными
механизмами, обладающих теми же свойствами, что и основные
схемы [26].
Как видно из рисунка, двойной дифференциал представляет
собой несколько дополненную схему простого дифференциала.
356
Основное отличие в том, что здесь тормозятся не полу осевые
шестерни 1 и 2 непосредственно, а сателлиты clt с2, Г и 2'. При
прямолинейном движении тормоза поворота Тп выключены, до-
полнительные элементы 3 и 4 дифференциала не нагружены и
механизм повторяет все свойства простого дифференциала, опи-
санные выше: внутреннее передаточное , отношение *12 =—1,
наличие двух степеней свободы и неустойчивость прямолинейного
движения. Для поворота включается тормоз поворота Тп со сто-
роны отстающей гусеницы. При этом сателлиты отстающей сто-
роны (рис. IX.4, б), передававшие при прямолинейном движении
на полуосевую шестерню лишь скорость переносного движения
коробки дифференциала, получают дополнительное относитель-
ное вращение в направлении обратном переносному, и уменьшают
скорость отстающей полуоси. Так как сателлиты обеих сторон
дифференциала находятся между собой в зацеплении, то сателлиты
забегающей стороны получают также относительное вращение,
но уже в сторону, совпадающую с направлением переносного дви-
жения, и ускоряют вращение забегающей полуоси.
Определим передаточное отношение от левой полуосевой ше-
стерни до левого тормозного барабана (отстающей стороны),
с помощью которого осуществляется поворот (рис. IX. 14, б):
ft) ют ft*i ft)/€ ^2 fix 22)
ft^som ®з — Z1 °
о
Угловая скорость левой полуосевой шестерни
= (1 — i0) + «о<о3- (IX.23)
Передаточное отношение от правой полуосевой шестерни до
левого тормозного барабана
4 = -^--^—y- = -i0, (IX.24)
Z3 Z2 22
так как z2 = тогда угловая скорость правой полуосевой ше-
стерни
<в2 = (1 + i0) — *о®з- (IX.25)
Сложив почленно уравнения (IX.23) и (IX.25), получим +
+ со2 = 2®к, т. е. = Vnp = Vc = COnst и qM = 0, как
и при повороте с простым дифференциалом.
При полностью затянутом тормозе (<в3 = 0):
®i = (1 — i0) <ок; <в2 = (1 + i0)
т. е. в отличие от простого дифференциала (при i0 < 1) ®i > 0;
Vi >0; рр > 0,5.
Передаточное число механизма поворота при р = рр равно
1МП = А = = 4±4°. (IX .26)
‘ (Oj 1 — 10 ' ’
357
Расчетный радиус поворота
р - 1 . 'jwn+l = 1 (IX.27)
2 v2 — Vi 2 i мп — 1 2Jq
При включении тормозов Тп на обоих бортах одновременно
механизм поворота блокируется и останавливается. Таким обра-
зом, тормоза поворота играют здесь одновременно и роль остано-
вочных.
При двойном дифференциале крутой поворот с р < рр =
невозможен, что ограничивает маневренность машины и является
недостатком этого МП.
С целью осуществления достаточно крутых поворотов вели-
чина рр выбирается сравнительно небольшой: рр = 1,5ч-2,5,
т. е. = 0,2-г-0,33.
Для обеспечения поворотов с радиусами 0,5 < р < рр = -«1—
на полуосях двойного дифференциала можно поставить остановоч-
ные тормоза То, при управлении которыми механизм будет пол-
ностью тождествен простому дифференциалу. Однако при этом
теряется основное преимущество двойного дифференциала — про-
стота конструкции, и подобное решение не получило распростра-
нения в практике.
При i0 — 1 двойной дифференциал обладает всеми кинемати-
ческими свойствами простого.
Если i0 < 1, то полуосевые шестерни (и гусеницы) получают
при полном включении Тп вращение в разные стороны, при этом
рр <1 0,5. Этот вариант не представляет практического интереса.
Введение дополнительных звеньев в двойном дифференциале
в качестве связи с тормозами поворота позволило при повороте
(в этом основная идея механизма) сохранить кинематическую и
силовую связи между бортами машины, обеспечить рекуперацию
мощности с отстающей гусеницы на забегающую и снизить потери
мощности в тормозах поворота.
Потоки мощности при повороте гусеничной машины с двойным
дифференциалом представлены на рис. IX.5. Мощность двига-
теля Ng подводится через КП к коробке дифференциала. Часть
ее Ng2 в переносном движении от коробки дифференциала пере-
дается к осям сателлитов и через зубья малых сателлитов на полу-
осевую шестерню забегающего борта, другая ее часть Ngm
также в переносном движении от коробки дифференциала через
оси сателлитов, зубья больших сателлитов и зубья большой кони-
ческой шестерни идет в тормоз поворота Тп.
Мощность N х в отличие от простого дифференциала здесь
идет в тормоз лишь частично: N 1т в относительном движении от
полуосевой шестерни отстающего борта через ось сателлитов и
зубья больших сателлитов на большую коническую шестерню
и к барабану тормоза. Остальная ее часть через малые сателлиты
358
в их относительном вращении передается на полуось забегающей
стороны и дальше на забегающую гусеницу. Это и будет мощность
рекуперации Np.
Наличие рекуперации мощности при повороте гусеничной ма-
шины с двойным дифференциалом позволяет резко снизить потери
энергии в тормозе и уменьшить в итоге нагрузку на двига-
тель Л/’а-
Определим момент Мт, который необходимо реализовать в тор-
мозе поворота двойного дифференциала. Как видно из рис. IX.4, а,
условие равновесия оси сателлитов можно записать в виде (поте-
рями внутри дифференциала пренебрегаем):
^ОКрХ^СзЩ Р ОКр2^С1^ О,
Рис. IX.5. Потоки мощности при повороте машины с двойным
дифференциалом
где окружные усилия на соответствующих колесах:
о __________ . D _________ ^2 • D _____ • •у ____ у
*оКр1 — 211П1 Г0Кр2— Zi —Z2.
Тогда -
где
1БП 1БП^Б1Л.д ' Z1ZC2
Определив Рг и Р2 из тех же условий, что и для простого
дифференциала, получим
^=^^sn4,.s + ;^y =
= 0ЛО-^., = 0,9<Р0-^.^. (IX.28)
Таким образом, момент, действующий на тормоз поворота двой-
ного дифференциала, является функцией величины расчетного
радиуса поворота рр. Для применяемых значений рр он
359
в три — пять раз меньше, чем у простого дифференциала. Чем
больше рр, тем меньше Мт. Вычислим для двойного дифферен-
циала коэффициенты ф^, срт и %, приняв рр = 2:
при р = 6
фд — 2 — 2,45, ф/п — 2б — 0,97,
= (2.9+_6)2
6(2,9 4-2) ’° ’
при р = 3
^МТ + 2^94; = Wfc, = 0165.
_ (3,87 + 3)2 g
^п~ 3(3,87 4-2) и,/в>
Итак, установка двойного дифференциала позволяет по сравне-
нию с простым дифференциалом снизить нагрузку на двигатель
машины при повороте в два-три раза, уменьшить потери в тормо-
зах в пять — десять раз, и повысить к. п. д МП в три — пять раз.
Причем, чем больше величина рр, тем лучше указанные показа-
тели.
В дифференциальных МП применяются фрикционные элементы
только первого рода.
Один из существенных недостатков дифференциальных МП —
неустойчивость прямолинейного движения — может быть устра-
нен введением блокировки (например, коробки дифференциала
с одной из полуосей) с помощью зубчатой или фрикционной муфты,
что усложняет конструкцию.
§ 3. НЕЗАВИСИМЫЕ (БОРТОВЫЕ) МЕХАНИЗМЫ
ПОВОРОТА (qM = 0,5)
МП с бортовыми фрикционами (БФ)
Схема механизма поворота с бортовыми фрикционами пред-
ставлена на рис. IX.6. При прямолинейном движении включены
оба фрикциона Фп тормоза То выключены. Для поворота выклю-
чается фрикцион и затягивается тормоз отстающей стороны.
При полном включении остановочного тормоза = 0, ма-
шина поворачивается с относительным расчетным радиусом рр =
= 0,5. При повороте с любым радиусом р >* 0,5 тормоз работает
с пробуксовкой, в него идет вся мощность N19 так как’ кинемати-
ческая связь между бортами машины при этом разрывается и
рекуперация мощности отсутствует. Потери мощности в тормозе
достаточно велики.
Так как забегающая гусеница при повороте сохраняет скорость
прямолинейного движения, то qM = 0,5. При включении обоих
фрикционов имеется кинематическая связь между гусеницами,
360
прямолинейное движение устойчиво. .Если фрикцион отстающей
стороны включается не полностью, а работает с пробуксовкой,
то сила Р± при этом направлена вперед < Р2), машина пово-
рачивается с большим радиусом р > ркр (ркр — критический ра-
диус поворота, при котором qe = q^y при котором q2 < qM.
Момент МфУ передаваемый бортовым фрикционом, рассчиты-
вается по максимальной силе сцепления на забегающей гусе-
нице Р2ф ПРИ повороте в гору на косогоре с углом наклона 30°:
Р2ф = 0,65G<p; ..= °’65фС Г"? л—' <1Х’29)
1БП^г.д^БП 1БП^г,д^БП
Рис. IX.6. Схемы МП с бортовыми фрикционами и потоки мощ-
ности при повороте
Эта величина проверяется по максимальному моменту двига-
теля Матах ПРИ условии, что он целиком передается через один
фрикцион,
Мф д тах^)
где inp и у]пр — передаточное число и к. п. д. передачи от двига-
теля до КП; iK1 и — передаточное число и к. п. д. КП на 1-й
передаче. За расчетное принимается меньшее значение Мф.
Момент остановочного тормоза Мт рассчитывается по силе
тяги на отстающей гусенице Р± в наиболее тяжелых условиях:
при повороте на спуске под углом а = 30° при f = 0,06 и р1пах =
= 0,8. Принимая ~ = 1,4-=-1,8, получим:
n г G . fiGL . G
Pl = — f ~2~ cos а + cos а + -у- sin а =
= G [— 0,867 + .9'-Ц’86- (1,4 ч- 1,8) 4- -^] =
= (0,47 ч- 0,54) G;
Мт = рх = (0,47 ч- 0,54) G ~д • (IX.30)
361
В то же время из условия реализации максимального тормозного
момента по сцеплению при полном торможении машины на гори-
зонтальном участке пути
Mm = 0,5<pG (IX.31)
За расчетное следует принимать большее значение Мт.
Коэффициенты ф<э, фт и г)„ для МП с бортовыми фрикционами
для принятых ранее расчетных условий будут равны:
при р = 6
= 3,4; фгга = 2,03; i\n = 0,41;
при р = 3
фа = 4,37; фт = 2,4; т]„ = 0,45.
В схеме МП с бортовыми фрикционами использованы фрик-
ционные элементы как первого (для получения рр=0,5), так и
второго рода (для фиксации прямолинейного движения, рр= оо).
Одноступенчатые планетарные механизмы поворота (ПМП)
Тот же эффект, что и в предыдущем случае, может быть достигнут
заменой бортового фрикциона трехзвенным планетарным механиз-
мом с одним управляемым звеном. Схемы возможных механизмов
такого рода представлены
на рис. IX.7. В них пря-
молинейное движение фик-
сируется включением обоих
тормозов Тф — это фрик-
ционные элементы второго
рода. Для поворота вы-
ключается Тф с отстаю-
щей стороны (планетарный
механизм получает при
этом вторую степень сво-
боды и мощность не пере-
дает) и затягивается тор-
моз Т 0.
По своим свойствам рассматриваемый механизм поворота пол-
ностью идентичен бортовым фрикционам: qM = 0,5; рр = 0,5; по-
токи мощности представляют такую же картину, как на рис. IX.6;
коэффициенты фй, фт, гр, имеют те же значения; момент остановоч-
ного тормоза вычисляется по тем же зависимостям.
Особенностью одноступенчатого ПМП является то, что момент
на тормозе поворота будет меньше, чем момент бортового фрик-
циона, и величина его, вычисляемая при тех же исходных условиях,
будет зависеть от схемы соединения планетарного механизма
с КП и БП. При выборе схемы этого соединения следует учитывать
следующие соображения. Как известно, моменты на звеньях трех-
362
а) То Тф Тф т0
КП
Рис. IX.7. Схемы одноступенчатых ПМП
звенного дифференциала эпициклического типа имеют между собой
следующую постоянную связь:
M3 = M2^±1 = M1(k+1), (IX.32)
т. е. минимальное значение крутящий момент имеет место всегда
на солнечной шестерне, а максимальное его значение — на во-
диле. В связи с этим, если по условиям конструирования и компо-
новки трансмиссий требуется обеспечить минимальную нагружен-
ность КП при заданном ^тили минимальное значение iBn при
заданном общем передаточном числе трансмиссии, то лучшим ре-
шением будет схема на рис. IX.7, а. Если же необходимо обеспе-
чить минимальное значение момента тормоза поворота, то больше
подойдет схема на рис. IX.7, б. Обе эти схемы, особенно вторая,
применялись на легких машинах, не исключено их применение
и в будущем. Нецелесообразно применение схем, в которых водило
связано с КП (из-за значительной перегруженности последней
и необходимости увеличения 1БП), а также схем, в которых водило
является управляемым звеном.
Момент тормоза поворота для одноступенчатого ПМП будет
определяться по формуле
мт.п = 0,65<pG iBT, (IX.33)
1БП'<БП''г. д
где 1БГ — передаточное число от БП к тормозу. Вместе с тем мо-
мент Afm.„ может быть определен по максимальному моменту
двигателя Mdm!tx
Mm.n Mg (IX.34)
где iKT и г)яг — передаточное число и к. п. д. передачи от КП
к тормозу. Для схемы на рис. IX.7, а:
__ к . . _
1БТ— к-|- 1 ’ 1^Т — К>
для схемы на рис. IX.7, б:
• _ 1 • _ 1
'и'-Т+Г l«-~V
За расчетное принимается меньшее значение Mm.n.
Для уменьшения величины Mm. п в некоторых конструкциях
управляемое звено связывалось с тормозом ускоряющей переда-,
чей. Для оценки работоспособности тормоза поворота по тепло-
напряженности (и бортового фрикциона также) необходимо оце-
нивать максимальные скорости скольжения в них, имеющие место
при выходе из поворота, осуществляемого с радиусом рр — 0,5.
Для бортового фрикциона эти скорости соответствуют частоте
вращения выходного вала КП. Для тормоза поворота одноступен-
чатого ПМП пт = В схеме на рис. IX.7, б скоростной
режим тормоза, очевидно, менее благоприятен.
363
Двухступенчатые ПМП
Основная идея заключается в том, чтобы сохранить (в отличие
от предыдущих типов независимых МП) кинематическую связь
между гусеницами при повороте и, следовательно, рекуперацию
мощности, повысить экономичность МП и в то же время улучшить
управляемость машины за счет введения второго фиксированного
(расчетного) радиуса поворота рр2 > 0,5.
Возможные принципиальные схемы двухступенчатых ПМП
представлены на рис. IX.8. В них при прямолинейном движении
на обоих бортах включены фрикционные элементы второго
рода Фп или Тф. При плавном повороте с рР2 на отстающем борту
выключается Фп или Тф и включается Т„; при крутом повороте
(полная аналогия с БФ или одноступенчатым ПМП) на отстающем
борту включается Т 0. На забегающем борту в любом случае
остаются включенными Фп или Тф, qM = 0,5. При полностью
включенном тормозе 7"0 первый расчетный радиус поворота
Ppi = 0,5; при полностью включенном тормозе Тп поворот проис-
ходит со вторым расчетным радиусом рр2 > 0,5. МП обеспечивает
устойчивость' прямолинейного движения. При одновременном
1 включении на обоих бортах тормозов Тп обеспечивается прямо-
линейное движение с замедленной скоростью, что расширяет
диапазон трансмиссии (дает дополнительную понижающую сту-
пень к КП). Поворот на этом режиме осуществляется с помощью
остановочного тормоза, тормоз Тп выполняет роль фрикционного
элемента второго рода, механизм поворота становится аналогич-
ным одноступенчатому ПМП.
Схемы на рис. IX.8, а, б, в, г построены на эпициклическом
планетарном механизме и имеют одинаковые связи звеньев с БП,
КП и тормозом Тп. Очевидно, что бортовой двухступенчатый ме-
ханизм поворота при включении Тп на отстающем борту должен
давать понижающую передачу. Рассматриваемый механизм мо-
жет дать только три различных передаточных числа, больших
единицы, при различном сочетании связей его звеньев с БП, КП
и Тп:
.2 11-3 -1 К -f- 1
Из ~ к + 1; И2 = — я; из = —-—•
К
На опыте эксплуатации быстроходных гусеничных машин
установлено, что рациональным можно считать рр2 = 2,5н-3,5.
Тогда:
Р,2 = 4"7^^Г; ^ = |~Т='’5^33- <1Х35>
Этой величине iMn удовлетворяет единственный вариант схемы
включения эпициклического планетарного механизма в МП, а
именно третий, который и использован в вышеназванных схемах-
364 *
365
Параметр к планетарного ряда при этом определяется следующим
образом:
1лш = 12з= —v—> Рр2 = к + 0»5; K==j~~—г = 2ч-3. (IX.36)
л *Лш а
Схемы а и б отличаются между собой только компоновкой:
в схеме б вал КП расположен внутри вала тормоза и они опи-
раются друг на друга через подшипники. Между тем при останов-
ленном барабане То (р = рР1 = 0,5) эти валы вращаются в про-
тивоположные стороны и имеют очень большие относительные
скорости вращения. В схеме а этот недостаток устранен.
Схема в отличается от схем а, б и г способом блокировки меха-
низма. Из возможных связей звеньев планетарного ряда при бло-
кировке (1—2; 1—3; 2—3) наименьшее значение момента блоки-
рующего фрикциона Мф дает первый вариант
мф1 = мкп -j-L- (0,33 ч- 0,25) мкп-,
1 "у" Л/
во втором варианте
Мф2 = Мкп -i- = (0,5 ч- 0,33) Мкп-,
в третьем варианте напрямую соединяются валы КП и БП и
Мф3 - Мкл-
В схемах а, б и г использован второй вариант блокировки,
по величине момента блокирующего фрикциона он хуже первого.
Однако применяется преимущественно второй вариант блоки-
ровки, так как в первом варианте в случае, когда машине необ-
ходимо выходить из крутого поворота с радиусом, близким к 0,5, х
барабаны фрикциона будут вращаться в разные стороны и при
включении фрикциона будут иметь место очень большие скорости
скольжения между дисками.
Схема а представляет собой вариант центральной компоновки
механизма типа af, когда по условиям общей компоновки нецеле-
сообразно разнёсёние его по бортам.
Схема д представляет собой двухступенчатый ПМП, в котором
блокирующий фрикцион заменен планетарным рядом 1 и тормо-
зом Тф (фрикционный элемент второго рода). Основной плане-
тарный ряд обозначен цифрой 2. Здесь при включении Тп (вместо
выключенного Тф) на отстающем борту in = 1 + к2. На забегаю-
щем борту остается включенным Тф. При этом:
; _ 1 4- к2 ; _ In _. 1 | ^1^2
1Ф —-----1мп ~ тг ~ 1 ' к- । 1;
1 I К1К2 1Ф К1 т1
^«i+i
РР2 = 4-•= 0,5 + .
₽ 2 1МП — 1 «Л
При кг — 1,4 и к2 — 1,4 значение рР2П1ах — 1,72, т. е. сравни-
тельно невелико.
366
Схемы е и ж, аналогичные по свойствам схемам двухступенча-
тых . ПМП, выполнены на гипоциклических планетарных меха-
низмах. В этих схемах возможно получение более широкого диа-
пазона изменения величины рР2, однако конструктивно они слож-
нее, чем схемы д и а, компоновка их более громоздка.
Момент остановочного тормоза Мт^ двухступенчатого ПМП
определяется аналогично уже рассмотренным бортовым МП.
Момент тормоза поворота для схем а, б, в, ж равен
Мщ. п = Глл77 П^4- ^ЛзЬ
1МП и “Г к)
где г)31 — к. п. д. планетарного ряда; Рл определяется так же,
как для остановочного тормоза. Тогда
«ж 0,47 4-0,54 Gre. к /TV
Мщ. п------1 I к ’ ; Л? .дЛвпЛз!- (IX .37)
1 Т ft 1БП
При повороте на замедленной ступени с помощью То расчет
осуществляется по силе Р2ф, тогда
0,65у Gre. к
1 + К ^БП^БП^г.
(IX.38)
Момент блокирующего фрикциона также определяется по Р2ф
или максимальному моменту двигателя Л4дтах:
мф = . ... --- (IX.39)
К1БП^БП^г. д К 1БП^Бп\.д ’
= " (IX.40)
Расчетный момент на шестернях планетарного механизма
имеет максимальное значение при его сблокированном состоянии
на забегающем борту:
0,65<pG гв, к
К ^БП^БП^г. д
(IX.41)
Для двухступенчатых ПМП, выполненных по другим схемам,
расчетные величины определяются аналогично, но с учетом кине-
матических и силовых соотношений в их планетарных механизмах.
Схема потоков мощности при повороте гусеничной машины
с двухступенчатым ПМП при помощи тормоза Тп показана на
рис. IX.8, а. Поток мощности Nlt идущей с отстающей гусеницы,
разветвляется в планетарном механизме отстающего борта на
две части: одна (Мт) через солнечную шестерню идет в тормоз Тп,
другая (мощность рекуперации jVp) через эпицикл — на забегаю-
щую гусеницу. Тогда
kj _д/ ___д/ __д/ 0’5) — 0’5) (Рр 4~ fa) (Р Рр) (Яг Ям)
Р 1 m Пр (Рр + fa) (Р + Ям)
(IX.42)
367
Коэффициенты 4^, фт и Y)rt для двухступенчатого ПМП будут
для принятых ранее расчетных условий равны:
при р = 6 и рР2 = 2,5-ь-З,5
фа = 1,8 -и 1,6; фт = 0,43 -4- 0,23; r)rt = 0,76 -г- 0,86; »
при р = 3 и рР2 = 2,5
Фэ = 2,12; = 0,16; = 0,93.
С увеличением величины расчетного радиуса поворота рр2,
как видно из полученных результатов, уменьшаются нагрузка
на двигатель и потери в тормозе, растет к. п. д.
Многоступенчатые бортовые МП (бортовые коробки передач)
Как уже отмечалось выше, двухступенчатый ПМП может быть
использован для получения дополнительной ступени скорости
при прямолинейном движении гусеничной машины. Если приме-
нить бортовые механизмы поворота с еще большим числом ступе-
ней (три—пять), что будет способствовать дальнейшему повышению
экономичности МП и улучшению управляемости машины, то,
по-видимому, они могли бы
заменить собой коробку пере-
дач, и, наоборот, устанавли-
ваемые на некоторых маши-
Рис. IX.9. Бортовые коробки передач
нах бортовые коробки пере-
дач (БКП), позволяющие при
определенных условиях улуч-
шить компоновку моторно-
трансмиссионной группы
(рис. IX.9), могут быть использованы одновременно и в качестве
многоступенчатых механизмов поворота. Однако в последнем
случае ступени изменения величины фиксированных радиусов
поворота Рр получаются малоудовлетворительными, так как раз-
бивка передач в КП должна выполняться исходя из требований
обеспечения хорошей динамики прямолинейного движения, а не
из условий поворота.
Обычно при повороте передача в Б КП забегающего борта не
переключается, qM = 0,5. В этом случае передаточное число МП
при движении на i-й передаче в забегающей Б КП и повороте
на х-й передаче в отстающей Б КП может быть представлена
в следующем виде:
vi i—y
^мгнх ~z~ q !
где q — коэффициент разбивки передач.
Расчетный радиус поворота
д1~х +1
(IX.43)
(IX.44)
368
Если принять число передач в Б КП равным шести и разбивку
передач осуществить по геометрической прогрессии с q = 1,35^—
ч-1,6, то получим гамму значений ppZx, не считая величины рр1 =
= 0,5, получаемой на любой передаче при управлении остановоч-
ным тормозом.
Полученные данные показывают, что с увеличением скорости
прямолинейного движения увеличивается возможное число рас-
четных радиусов поворота (оно равно i — 1), однако их величина
с увеличением номера передачи падает (а желательно, как из-
вестно из теории гусеничных машин, ее увеличение) от 2,5 — 3
(что соответствует рР2 в двухступенчатых ПМП) до 0,6—0,7 (что
близко к рр1 = 0,5) на высших передачах. Использование полу-
ченных величин рр на высших передачах невозможно из-за опас-
ности заноса. Практически имеет смысл использовать лишь два-
три расчетных радиуса (рр^3-н1) на низших передачах.
Отклонение разбивки передач в Б КП от геометрической про-
грессии не внесет существенных изменений ни в результаты рас-
четов, ни в выводы.
Таким образом, Б КП в качестве МП по сравнению с двухсту-
пенчатыми ПМП лишь несколько повышают экономичность при
повороте на малых скоростях движения и не улучшают управляе-
мость машины при повороте на высших передачах. При повороте
с одновременным изменением передач в обеих Б КП, что сущест-
венно усложняет управление машиной, параметр qM может ме-
няться в широких пределах: при увеличении скорости забегаю-
щего борта и снижений скорости отстающего на одну ступень
qM —> 0; при уменьшении скоростей обоих бортов на разное число
ступеней qM > 0,5.
Применение многоступенчатых бортовых МП дополнительно
к КП позволяет получить рациональную разбивку величин рр,
но значительно усложняет конструкцию трансмиссии, сущест-
венно увеличивает ее габариты и вес.
§ 4. ДИФФЕРЕНЦИАЛЬНЫЕ МЕХАНИЗМЫ ПОВОРОТА с qM > 0,5
В качестве идеального случая поворота можно представить
такой режим, когда на обеих гусеницах силы тяги имели бы зна-
чения, необходимые для преодоления сопротивления повороту;
причем эти силы развивались бы двигателем через механизм
поворота без участия фрикционных элементов и их пробуксовки.
При ЭТОМ, очевидно, Р2д = Р2; ?1д Ям = Яг' При таком
механизме поворота сила Р1д должна быть направлена назад
и |Ла1 <|Л><>| (см. рис. IX. 1).
Если взять трехзвенный несимметричный дифференциал (на-
пример, эпициклического типа), то, зная соотношения величин и
направления моментов на его звеньях, можно выбрать такую ком-
бинацию соединений звеньев дифференциала с двигателем и гу-
сеницами, которая позволит удовлетворить поставленным выше
требованиям.
24 Н. А. Носов
369
На рис. IX. 10, а и б показаны две возможные принципиальные
схемы таких связей трехзвенного дифференциала, позволяющего
осуществлять поворот в одну сторону при различных направле-
ниях моментов на полуосях, а следовательно, и сил тяги Р2д
и Р1д на гусеницах, так как моменты на водиле и солнечной ше-
стерне (схема а) или на водиле и эпицикле (схема б) имеют раз-
личное^ направление.
Рис. IX.10. Схемы дифференциальных МП с quZ> 0,5
На рис. IX. 10, в приведена одна из возможных схем комплекс-
ного механизма из двух несимметричных дифференциалов, позво-
ляющего получить поворот в обе стороны. При прямолинейном
движении включены оба фрикционных элемента второго рода Фп,
механизм сблокирован, прямолинейное движение устойчиво. Для
поворота выключается один фрикцион с отстающей стороны.
Вся мощность при этом подводится к эпициклу планетарного ряда
забегающей стороны и передается дальше через водило на забе-
гающую гусеницу, а через солнечную шестерню — на отстающую.
Второй планетарный ряд при этом не работает. Поворот проис-
ходит при наличии двух степеней свободы — это отличительная
370
черта данного МП. Радиус поворота выбирается самим механиз-
мом поворота, так чтобы выполнялось условие q£ = qM, по-
скольку qe = f (р). Это так называемый критический радиус
поворота ркр. Если получаемый при выключении Фп радиус
поворота велик, то включается остановочный тормоз То с отста-
ющего борта, при полной затяжке которого р = рл = 0,5.
Для получения радиуса поворота р > ркр снова подключается
с пробуксовкой ранее выключенный фрикцион Фп отстающей
стороны. Следует отметить, что увеличение радиуса поворота здесь
не может быть достигнуто, как это может показаться на первый
взгляд, торможением забегающей гусеницы. Радиус поворота
в этом случае также уменьшается, причем еще более интенсивно,
В
и становится равным -%- при некоторой скорости о2; отстающая
гусеница останавливается, а при полной остановке забегающей
гусеницы (или при наезде ею на непреодолимое препятствие)
машина разворачивается отстающей гусеницей назад.
Потери мощности Nm в остановочном тормозе и фрикционе
рассматриваемого МП в несколько раз ниже, чем в других МП,
в связи с тем, что здесь qM > 0,5 и разность qs — qM мала. Меха-
низм сохраняет при повороте связь между гусеницами, что вслед-
ствие малой величины потерь мощности позволяет обеспечить
наиболее полную рекуперацию мощности. Потоки мощности при
повороте гусеничной машины с данным МП показаны на
рис. IX. 10, в. Определим величину параметра qM для этой схемы
_ 1 t Ру) — Ру) 1 . Мзоб — М01пап
М 2 Р+ Рхд 2 Л^заб + Мотет.
, w , +М2 —
__ 1М3 Mi — 1 к к 05_|_1 /ту
- 2 ’М, + МГ 2 * к+1 1 -U’5+ к - <1Х-45)
1V12------2----
К /С
Если принять к = 1,4-т-4, qM = 1,22-г-0,75.
Для схемы б
<1Х-46>
При к = 1,4^-4 получим qM = 1,9-г-4,5.
Более рациональной по величине параметра qM является
схема а.
Недостатком сдвоенного несимметричного дифференциала яв-
ляется силовое регулирование поворота (отсутствие фиксирован-
ных радиусов поворота, кроме рЛ = 0,5) и две степени свободы
при повороте, что несколько усложняет управление машиной.
Фрикционные элементы второго рода здесь находятся в более
тяжелых условиях работы, чем в бортовых МП. Дело в том, что
из-за большой величины qM скорость центра тяжести машины при
крутом повороте резко снижается, а при включении фрикциона
24* 371
на отстающем борту она должна достигнуть скорости прямолиней-
ного движения. Необходимость осуществления быстрого разгона
машины при ее большой инерции приводит к длительному буксо-
ванию фрикциона поворота ФЛ, что требует увеличения его коэф-
фициентов запаса.
Для устранения указанных недостатков МП данного типа
может быть выполнен двухступенчатым, как, например, показано
на рис. IX.10, г — ж [26], с двумя значениями параметра ^нефик-
сированным радиусом поворота рР2 > 0,5. При прямолинейном
движении на обоих бортах включены или фрикционы Фп (ускорен-
ная ступень) или тормоза Тп (замедленная ступень). Механизм
поворота целесообразно при этом использовать как мультипли-
катор в КП. Для поворота на высших передачах выключается Фп
отстающей стороны (поворот с р = ркр). Включение Фп с отста-
ющей стороны происходит с пробуксовкой и дает р > ркр. Для
уменьшения радиуса поворота включается или Тп (при полной
затяжке которого р = рР2 > 0,5), или То с отстающей стороны.
На низших передачах поворот осуществляется так же, как и по
схеме в.
Параметр qM на высших передачах целесообразно делать
большим, чем на низших, так как запас мощности двигателя при
движении машины на высоких скоростях обычно бывает меньше.
Определим значения параметров qM и рР2 для схемы г. На
низшей ступени (схема нагруженной части механизма представ-
лена на рис. IX. 10, д) будут справедливы те же соотношения, что
и для схемы в
^.h = 0,5 + -L. (IX.47)
На высшей ступени (рис. IX.10, е):
М3аб = Мзаб 4- Мзаб = Л412 (^2 + 1) j- -" — M12#2J
/V
^опгепг == (^2 "Ь 1) ~Т~ •
Здесь Мзав и Мзаб — моменты, передаваемые на забегающую
сторону двумя ветвями передачи; и к2 — параметры планетар-
ных рядов 1 и 2.
Подставляя эти значения в формулу (IX.45), получим
п ___ 1 (К1 1) (^2 4~ 1) — К1К2 ~Н (К2 1) /ту ДО\
2 • (к1+ I) (к2-|_ 1) — К1к2_(к2-|_ !)•
Величина расчетного радиуса поворота рР2 при включении на
отстающем борту тормоза Тп определяется по известной общей
зависимости
1 > + >* (IX.49)
Р 2 Пзаб — Потоп '
372
соотношение частот вращения валов забегающей пзаб и отстаю-
щей потст сторон определяется совместным решением уравне-
ний кинематики четырех планетарных рядов механизма:
: _ (к2 + 1) (К1 + 2) . п _ К1 +2 («2 + 1) I л к /ту кт
1мп~----^+2к2+2....
Параметры qM,Ht qM,e и рра для МП, выполненного по схеме
на рис. IX. 10, г, при различных кг и к2 имеют следующие зна-
чения:
*1 1,5 2 3 2 3
*2 3 3 3 4 4
Ям. н 1,18 1 0,83 1 0,83
Ям. в 3,17 2,5 1,84 3 2,17
Рр2 . . 2,62 2,18 1,72 2 1,54
Уменьшение кг и к2 ведет к увеличению рра и qM, в. Однако
брать к2 < 3 уже нецелесообразно, так как иначе не может быть
обеспечена надлежащая разбивка передач в КП с мультипли-
катором.
Моменты на остановочном тормозе сдвоенного несимметричного
дифференциала определяются так же, как для бортовых МП.
Моменты на фрикционах Фп и тормозах Тп определяются по
величине сил P2q)mln на косогоре с углом наклона 30°. Так для
схемы на рис. IX. 10, г
.. Рщгв.к
Мф9~ 1БП^г.д1з-Ф’
где i3, ф — передаточное число от забегающей полуоси к фрик-
циону:
= —• (IX.51)
Тогда
Мф9 = 0,65<р6 , ,Мг,-------г——-----. (IX.52)
Ф<₽ т i+K1 + k2 iBnW\ed * ’
Аналогично (для схемы на рис. IX. 10, г)
Mm<v = 0,65<pG ..Г°'к--, (I X .53)
'Г (к2+1)К1 ^БП^.д v ’
где (к* + Г)~к~ ~ i3-m = ---передаточное число от забе-
гающей полуоси к тормозу Тп.
Величины моментов Л1фф и Мт{р для схемы на рис. IX. 10, г
проверяются, как обычно, по максимальному моменту двигателя
max
Мтд Мфд д тЗсХ^п^к1^2^\пУ\к±' (IX. 54)
373
Для схемы на рис. IX.10, в:
Мф^ = 0,65<pG -£-р-
Г в. к
{БП^БП^.д ’
^фд ^дшах1л1К111п11к1- (IX.55)
Коэффициенты ф^, фт, т]„ для сдвоенного несимметричного
дифференциала, выполненного по схеме на рис. IX. 10, г (qM =
= 2,5; рр = 2,2):
р....................................6 3
Фа...................................1,08 1,30
. фт .................................. 0,038 0,430
Пл................................... 0,965 0,970
§ 5. ДВУХПОТОЧНЫЕ МЕХАНИЗМЫ ПЕРЕДАЧ И ПОВОРОТА
Общие положения
Повышение экономичности механизмов поворота (МП), как
уже было показано выше, может быть достигнуто увеличением
параметра qM и приближением его к среднестатистическим зна-
чениям qz.
Тот же эффект повышения экономичности МП, как видно из
формулы (IX.7), и одновременно улучшение управляемости бы-
строходной гусеничной машиной достигается за счет приближения
величины рр к значениям, наиболее часто используемым в эксплуа-
тации. Очевидно, что в связи с разнообразием условий движения
задача эта может быть решена только введением нескольких
различных радиусов поворота. Применение многоступенчатых
бортовых МП в последовательном сочетании с КП привело бы
к чрезмерному усложнению трансмиссии и повышению ее габа-
ритов и веса. Использование бортовых КП одновременно и в ка-
честве многоступенчатых МП, как было выяснено в § 3, не при-
водит к существенному улучшению управляемости машины и
экономичности МП.
При поисках оптимального решения следует учитывать еще,
что для повышения маневренности машины необходимо обеспе-
чивать возможно меньшие радиусы ее поворота. На малых ско-
ростях движения поворот с малыми радиусами и рационален и
возможен. Обеспечивать в этом случае экономичный и хорошо
управляемый поворот машины с большими радиусами, по-види-
мому, особой необходимости нет. На больших же скоростях дви-
жения поворот с малыми радиусами невозможен по условию
заноса и затруднен по запасу мощности двигателя, поэтому при-
ходится ограничиваться достаточно большими радиусами пово-
рота — близкими, но превышающими предельное значение ра-
диуса поворота по заносу
а2
= (IX.56)
Hmaxg
374
где v0 — скорость прямолинейного движения машины; g — уско-
рение силы тяжести; ртах — максимальное значение коэффициента
сопротивления повороту.
Отсюда следует, что величина рациональных расчетных ра-
диусов поворота должна выбираться пропорциональной некоторой
функции скорости прямолинейного движения машины. Условие
это может быть выполнено, если управление скоростью прямо-
линейного движения и управление поворотом таким образом
связываются между собой, что изменение передаточного числа
в КП (iKn) при прямолинейном движении ведет к изменению
Рис. IX.11. Двухпоточные механизмы передач и поворота: а и б — структурные
схемы; в—з — возможные варианты включения в схему суммирующих дифферен-
циалов
соотношения скоростей выходных валов трансмиссии (iMn) при
входе в поворот на соответствующей передаче в КП.
В однопоточных схемах достичь этого, как мы уже видели,
невозможно: изменение 1КП не приводит к изменению iMn при пово-
роте, скорости выходных валов МП меняются пропорционально.
Искомый результат, т. е. iMn — f (iKn), может быть достиг-
нут только в двухпоточной (в принципе, в любой многопоточной)
передаче мощности от двигателя к МП, в которой один из потоков
проходит через КП, а другой от нее независим. В структурную
схему передачи, удовлетворяющей поставленным условиям
(рис. IX. 11), должны входить: КП; независимый от КП дополни-
тельный механизм передачи мощности от двигателя Дв с постоян-
ным или переменным передаточным числом (ДП); суммирующий
эти два потока механизм с двумя степенями свободы (суммиру-
ющий трехзвенный дифференциал СД). Такую передачу, вклю-
чающую в себя свойства КП и МП, мы и условимся называть
механизмом передач и поворота (МПП).
Различные МПП могут осуществлять передачу мощности двумя
потоками: при прямолинейном движении и повороте или только
при повороте.
375
Простейшим способом управления поворотом в МПП может
быть отключение или включение дополнительного подвода мощ-
ности к дифференциалу, что должно осуществляться соответству-
ющими фрикционными элементами управления Фу, связанными
с одним из звеньев дифференциала СД (со звеном р на
рис. IX. 11, а). Другой способ — изменение передаточного числа
дополнительного привода 1дП, если схемой предусмотрено нали-
чие в нем демультипликатора, дополнительной КП или управляе-
мой бесступенчатой передачи.
Управление дополнительным приводом ДП при повороте
в зависимости от типа выбираемого МП может осуществляться
либо независимо, как в бортовых МПП (при этом на схеме IX. 11, а
центральный дифференциал ЦД заменяется жесткой связью
между двумя ДП и двигателем — рис. IX.И, б), либо по диффе-
ренциальному принципу, как в дифференциальных МПП (между
двигателем и дополнительными передачами устанавливается диф-
ференциальная связь — простой или двойной дифференциалы,
сдвоенный несимметричный дифференциал и др.). В этом случае
уменьшение (или увеличение) скорости звена р одной стороны
приводит к соответствующему увеличению (или уменьшению)
скорости звена р другой стороны.
Схемы МПП типа приведенных на рис. IX. 11, а и б сохра-
няют при повороте связь между гусеницами и обеспечивают тем
самым рекуперацию мощности (за исключением, как и в простых
МП, режима поворота при управлении остановочным тормо-
зом То)-
Схема МПП, как нетрудно заметить, представляет собой зам-
кнутую дифференциальную передачу, свойства которой должны
характеризоваться закономерностями, установленными в § 10
гл. IV, и определяться в основном передаточным числом замкну-
того контура.
При разработке схем двухпоточных МПП нужно учитывать,
что в замкнутых дифференциальных передачах при i0?p0 > 0
имеет место циркуляция мощности, снижающая к. п. д. транс-
миссии, а потому нежелательная. Однако диапазон МПП при
этом больше диапазона КП. При г0<гр0 < 0 диапазон трансмис-
сии (МПП) при прямолинейном движении может быть значительно
меньше диапазона КП, что также нежелательно, так как может
привести к необходимости увеличения габаритов и веса КП.
К. п. д. здесь достаточно высок.
Немаловажное значение имеет и характер включения сумми-
рующих дифференциалов в схему МПП. Здесь нужно учитывать,
что наименьший крутящий момент желательно иметь на звене,
соединяемом с КП, и на элементах управления, а наибольший —
на валу БП. Желательно также на элементах управления иметь
невысокие скорости скольжения.
Из возможных схем включения суммирующих дифференциа-
лов в МПП, показанных на рис. IX.11, наиболее рациональными
376
с учетом вышеприведенных соображений являются схемы виг,
в которых КП и Фу наименее нагружены. В схемах д и е недо-
пустимо перегружена КП, в схемах ж и з очень большие моменты
будут на фрикционных элементах управления. По сравнению
со схемой г в схеме в несколько более высокий к. п. д., так как здесь
в основном потоке мощности (Дв—КП—БП) одна из двух после-
довательно работающих зубчатых пар имеет внутреннее зацепле-
ние. Кроме того, в бесциркуляционных МПП (схема в), как по-
казано в работе [54], в процессе переключения передач проис-
ходит блокировка СД и, следовательно, достигается еще большее
значение к. п. д. Обе схемы дают на высших передачах более
высокие значения к. п. д., чем на низших [54].
Итак, при проектировании МПП сначала следует выбрать:
а) тип МПП — дифференциальный или независимый;
б) характер передачи мощности при прямолинейном движе-
нии — однопоточный или двухпоточный;
в) схему — бесциркуляционную (i0qp0 >0, dm < dK, высокий
к. п. д.) или циркуляционную (i0(?po <0, dK, но ниже к. п. д.);
г) величину i0qP0.
Величина i0qp0 независимо от его знака должна быть близкой
к нулю и не выходить за пределы диапазона dA1 (рис. IV.24),
иначе будет или резко снижаться к. п. д. (в циркуляционных пере-
дачах), или значительно увеличиваться необходимый диапазон
при заданном диапазоне dm (в бесциркуляционных передачах).
Изменение знака iOqpO в процессе переключения передач
(переход функции iOqpO через нуль) позволило бы сократить диа-
пазон отклонения iOqPO от нуля в обе стороны. Однако это воз-
можно только при изменении знака iKn, что приведет к ряду су-
щественных конструктивных усложнений.
МПП дифференциального типа
Структурная схема двухпоточных МПП дифференциального
типа представлена на рис. IX. 11, а. В дальнейшем этот тип МПП
будем называть 1-м. В зависимости от способов управления воз-
можны следующие частные кинематические схемы МПП.
МПП двухпоточный при прямолинейном движении, бесцирку-
ляционная схема (тип 1а). КП, как и в дальнейших схемах, условно
показана двухскоростной. Скорости звеньев р и q дифференциа-
лов СД суммируются на звеньях г. Для поворота, чтобы умень-
шить скорость звена гх, достаточно отключить дополнительный
подвод мощности к звену рг, остановив его с помощью элемента
управления. Здесь и далее, как уже было принято, индекс 1
относится к отстающей стороне, индекс 2 — к забегающей. Ско-
рость звена р2 на забегающем борту вследствие того, что звенья рх
и р2 связаны между собой дифференциалом, возрастает при этом
вдвое. Известно, что 031 + 032 = а>к. При прямолинейном движении
®1 — со2 — сок; при повороте сох = 0, со2 = 2<ок.
377
В схеме этого типа параметр qM = 0. Возможен поворот и
при уменьшенном потоке мощности через звено р1г за счет про-
буксовки тормоза Тп1, при этом р > рр. По такому принципу
выполнены МПП ряда машин США (трансмиссия «Кросс-Драйв»),
упрощенные принципиальные схемы которых приведены на
рис. IX.12, а (с двухвальной КП) и на рис. IX.12, б (с соосной КП
и простым цилиндрическим дифференциалом с полуосевыми ше-
стернями внутреннего зацепления. Обе схемы по своим свойст-
вам как МПП полностью идентичны.
Передаточное число МПП при прямолинейном движении
(см. § 10 гл. IV) определяется по формуле
^Qprl tfiqri /TY К7\
I/ — I . — . . . (IX.57)
1 lopqoi 1 ipqPOi
Оно может быть также представлено в виде
= + (IX.58)
If tQqr lOpr
так как
д _____ "о । "о
r It ioqr hpr
При повороте передаточное число между двигателем и зве-
ном Г1 отстающего борта находится из соотношения
1 _ _1______1_______1_
1Т1 1т 1пов loqr
где
1 _ 1
1ПОв lopr ’
соответственно для забегающего борта:
1 _ I| 1 __ Д | 2 t'opr Q
1т 1пов loqr lQPr ’ loqr
Величина относительного расчетного радиуса поворота
Ло_ । по
___ 1 ' ^2 + Pl __ 1 ' ПГ2 + ^Г1 _ 1 * ZT2 ZT1
2 v2 — ^1 “ 2 ’ пг2 — пп 2 п0 п0 ’
1Т2 1Т1
или
рр=4-т—т- (IX.59)
1Т2 1Т1
Для рассматриваемой схемы
-k+X+J-
loqr ^Qpr loqr
378
дв

NmsNn3*Nmf
,2=Nd^Nj2',Np(npM0d)
N,‘NP+Nm1
Рис. IX. 12. Схемы дифференциальных бесциркуляционных МПП
типа 1а и потоки мощности при повороте
379
Отношение можно преобразовать
lOqr
^QpdrqQ ityjiprirqiqQ = ^*0p ^0 ^P ^Pq^q® ^Op^O*
Здесь соотношение = —iDa вытекает из свойства
lqr v
ного дифференциального механизма. Итак,
трехзвен-
hpr ___
lQqr
^OpqO'
(IX.61)
Тогда
рр = 0,5 (- iQPqQ + 1). (IX.62)
Здесь iQpqQ < 0, так как схема бесциркуляционная, что свидетель-
ствует о непосредственной связи величины расчетного радиуса
поворота с передаточным числом замкнутого контура МПП при
прямолинейном движении.
Перейдя к конкретным составляющим передаточных чисел
механизма, получим:
^Opr Ijjjllpn l()qr I'Knlqr't
где 1дП — передаточное число дополнительной передачи; 1кП —
передаточное число коробки передач; ipr и iqr — передаточное
число суммирующего дифференциала между соответствующими
звеньями при остановленном третьем звене. Тогда
р = 0,5-^ + 0,5 = 0,5 +
Р hqri ’ IKnlqr
1дп~1рч + 0,5 = 0,5 + 0,5,
1КШ 1КП1
+ 0,5
так как для схемы на рис. IX. 12, a iPq = —к. Вынося за скобки
общий член, получим
pp/ = 0,5(-g- + l). (IX.63)
Здесь 1ДП < 0; 1КП < 0; > 0.
Диапазон коробки передач при заданном диапазоне трансмис-
сии и выбранном значении , согласно формулам
4 l0qp0
(IV.78) и (IV.79), составляет
dKn = dm — i'oqpo (dm-l) = , dm^-----. (IX.64)
1 + l0qp0
Для схемы на рис. IX. 12, а
(IX.65)
К1дп + 1кп
здесь dKn dm,
380
Для выполненных конструкций МПП типа 1а имеет место -Ф5
U/C
0,6; параметр суммирующего дифференциала к 2,2 ч-2,5.
Величина мощности, нагружающей ветви МПП на различных
передачах, и к. п. д. определяются по зависимостям § 3 гл. V.
Потоки мощности в МПП типа 1а при прямолинейном движе-
нии показаны на рис. IX. 12, а, при повороте — на рис. IX. 12, в.
Рис. IX. 13. Схема дифференциальных циркуляционных МПП типа 16
и потоки мощности
Потоки мощности при повороте на этой и всех последующих схе-
мах приводятся для режима рсв > Р > Рр при управлении фрик-
ционными элементами первого рода, где рсв — свободный радиус
поворота.
МПП двухпоточный при прямолинейном движении, циркуля-
ционная схема (тип 16). Схема МПП этого типа представлена
на рис. IX. 13, а. Здесь iQpr и iQqr имеют разные знаки, скорости
звеньев р и q суммируются на звене г алгебраически. Для пово-
рота уменьшить скорость вала гг можно лишь выключением до-
381
полнительного подвода мощности ДП на забегающем борту, что осу-
ществляется остановкой звена р2. Скорость звена pj из-за нали-
чия дифференциальной связи при этом удвоится, скорость вала а
уменьшится, на такую же величину возрастет скорость звена г2;
qM = 0. В схеме на рис. IX. 13, а звенья р и q вращаются в проти-
воположные стороны. По такому принципу выполнены МПП ан-
глийских машин (трансмиссия «Меррит—Браун»).
Принципиальное конструктивное отличие этой схемы от схемы
на рис. IX. 12, а заключается лишь в наличии паразитных шесте-
рен в цепи ДП и изменении характера управления тормозами Тп.
Передаточные числа для этого типа МПП:
1 __ 1 | 1 . 1 1 . i-Opr < Q.
1>Т loqr l0pr ’ Inoe lopr ’ loqr
J___ 1 _ 1 | 2 J__J________1^1
^ti lnoe loqr I'opr ’ lnoe loqr
Расчетный радиус поворота
^ + J-+X
= (IX.66)
loqr loqr lopi
Произведя аналогичные предыдущему преобразования, получим
Рр = 0,5 (t'0p90 1). (IX.67)
Здесь /ОраО > 0. Для конкретной передачи
Рр = 0,5(--^-1); (IX.68)
здесь 1ДП > 0; 1кП < 0; < 0.
Диапазон КП, мощности, нагружающие ветви передачи, и
к. п. д. определяются также по зависимостям, уже приводив-
шимся выше. Для схемы на рис. IX. 13, а можно получить част-
ную формулу
dK = ^~^dm. (ix.69)
К1ДП ~ 1КП
В этой схеме dK < dm, в выполненных конструкциях МПП типа 16
имеет место ф1 1,4. Потоки мощности в МПП при прямолиней-
«к
ном движении показаны на рис. IX. 13, а, при повороте с р>
> Рр— на рис. IX.13, б (с пробуксовкой Тп1).
МПП однопоточный при прямолинейном движении (тип 1в.)
Схема МПП этого типа представлена на рис. IX. 14, а. При прямо-
линейном движении дополнительный привод (ДП) отключен,
звенья р на обоих бортах неподвижны, так как связаны между
собой дифференциальной связью дс (заменяющей центральный
382
дифференциал) таким образом, что вращение одного из звеньев р
требует одновременного вращения другого звена р в противополож-
ную сторону. При повороте для уменьшения скорости вала гх
включением ДП (фрикционом Фх или Ф2) на забегающем борту
через дифференциальную связь дс на звено рх подается отрицатель-
ная скорость. Звено р2 при этом получит ту же скорость, что и
звено но положительного направления. Скорость вала г2
Рис. IX. 14. Схемы дифференциальных МПП типа 1в и потоки мощно-
сти при повороте
увеличится, qM = 0. Схема на рис. IX. 14, б по своим свойствам
полностью аналогична схеме на рис. IX. 14, а. Принципиальное
конструктивное отличие в том, что связь дс здесь выполнена с по-
мощью конической передачи. Кроме того, в первой из этих схем
в приводе ДП имеются две передачи, позволяющие получить два
расчетных радиуса рр на каждой передаче в КП. Это отличие не
принципиально. В любой схеме МПП может быть осуществлено
две и более передачи в ДП. Если в схеме на рис. IX. 14, а в ДП
поставить паразитные шестерни, то схема будет обладать теми же
383
свойствами, только поворот будет производиться включением
одного из фрикционов отстающего борта.
Передаточные числа МПП при повороте:
1 = 1 1 = 1
lT loqr ’ 1пов LoPri ’
(от
lOqr
1 __ 1 । 1 1 __ 1 1_
lTl hqr loqri' lT2 loqr ^QPn
Расчетный относительный радиус поворота
Р₽ = - 0,5 г-р = 0,5гор 01,
l0qr
где Z6p?oi>0, или
Л - 1ДП1К
Рр = —0,о——.
(IX.70)
(IX.71)
Здесь 1ДП1 > 0; iKn < 0.
При прямолинейном движении dm = dK. При прямолиней-
ном движении вся мощность в этом МПП передается одним пото-
ком через КП на СД и БП. Потоки мощности при повороте для
данной схемы показаны на рис. IX. 14, а.
Включение в схему дифференциальных МПП двойного диф-
ференциала вместо простого возможно в схемах типа 1а и 16,
однако в практике это решение не получило распространения,
так как тот же эффект — получение двух значений рр на каждой
передаче в КП — конструктивно проще достигается в схеме
типа 1в установкой второй передачи в дополнительном приводе.
МПП независимого типа
Структурная схема независимого МПП представлена на
рис. IX. 11, б. В зависимости от способов управления возможны
следующие частные кинематические схемы.
МПП двухпоточный при прямолинейном движении, бесцир-
куляционная схема (тип 2а). Поворот осуществляется выклю-
чением ДП на отстающем борту и остановкой звена рх (рис. IX. 15).
Здесь фрикционный элемент Фп — второго^рода, Тп — первого
рода. Скорости звеньев р2 и г2 остаются неизменными, скорость
вала уменьшается, qM = 0,5. МПП такого типа применяются
на отечественных легких тягачах. Передаточные числа МПП:
1 __ __1__|_ 1 _ 1 ___ I _ igpr Q.
loqr l0pr ’ lnoe lopr ’ loqr
1 _ J_______1_ _ _J_ 1 _ 1
1Т1 1т lnoe loqr ’ 1т2 1т
Расчетный относительный радиус поворота
2о₽£ + °)5 или Р =-1-|-0,5. (IX.72)
•'Oqr
384
Здесь /Ор9о < 0. Применительно к конкретной схеме
Ppi —
1ДПК
i-Kni
+ 0,5.
(IX. 73)
Здесь 1ДП < 0; 1кП1 < 0; > 0.
Диапазон КП, мощность, нагружающая ветви передачи, к. п. д,
вычисляются по тем же формулам, что и для предыдущих схем.
= (IX.74)
К1дп + 1кп
Рис. IX. 15. Схема независимого бесциркуляционного МПП
типа 2а и^потоки мощности при повороте
В этой схеме dKn > dm. Потоки мощности при прямолиней-
ном движении распределяются аналогично тому, как показано
на рис. IX. 12, а. При повороте с рсв > р > рр распределение
потоков мощности показано на рис. IX. 15.
МПП двухпоточный при прямолинейном движении, цирку-
ляционная схема (тип 26). МПП такого типа не может представ-
лять интереса, если ограничиться управлением только фрикцион-
ными элементами. В подобной схеме выключение дополнительных
передач приводит лишь к увеличению скорости соответствующей
гусеницы, не вызывая одновременного снижения скорости второй,
как в МПП типа 16. Получается МПП с qM < 0.
МПП однопоточный при прямолинейном движении (тип 2в).
Звенья р дифференциалов остановлены тормозами Тп. При по-
вороте на отстающем борту включается дополнительный привод
(выключением ТП1 и включением Фл1), чем уменьшается скорость
вала Скорости звеньев р2 и г2 остаются неизменными, qM =
= 0,5. Здесь фрикционные элементы Фп — первого рода, Тп —
второго рода. Принципиальная кинематическая схема МПП та-
кого типа для КП с поперечным расположением валов представ-
25 Н. А: Носов
385
лена на рис. IX.16, а. Отличие от схемы на рис. IX.15 состоит
лишь в наличии паразитных шестерен в цепи ДП и изменении
характера управления фрикционными элементами.
Передаточные числа МПП:
1_____1 . 1 1 ' ^ОРг Q.
I? tftqr ’ 1пов 1арг ’
Рис. IX. 16. Схема независимого МПП типов 26 и 2в
и потоки мощности
Расчетный относительный радиус поворота
Рр = — 1?£L — 0,5 или Pp = top?o —0,5.
loqr 4
Здесь iQpqQ -> 0. Для приведенной схемы
(IX.75)
(IX.76)
Здесь 1КП < 0; 1дП > 0; < 0.
386
Распределение потоков мощности при повороте показано на
рис. IX. 16, б.
Особые режимы движения в некоторых МПП. При включении
дополнительных передач на обоих бортах МПП получается ре-
жим прямолинейного движения с замедленной скоростью. Этот
режим используется в практике для улучшения тяговых качеств
машины. Схема на этом режиме приобретает характер двухпо-
точной, циркуляционной. Потоки мощности в МПП в этом случае
представлены на рис. IX. 16, а.
Такой же режим работы возможен и для МПП типа 2а. Схема
при этом становится однопоточной. Замедленная передача может
быть получена здесь и остановкой звеньев q. Это мероприятие
позволяет сузить необходимый диапазон КП в двухпоточном ре-
жиме, при котором, как было показано выше, dK > dm.
В МПП типа 16 при остановленных звеньях q можно получить
передачу заднего хода.
В МПП типа 2в при включении дополнительного привода на
обоих бортах и остановке звеньев q машина также будет дви-
гаться назад.
Для всех рассмотренных типов двухпоточных МПП характер-
ным является возможность поворота машины в режиме 0 ==s р <j
•< 0,5 при включении соответствующих элементов управления
поворотом и нейтрали в КП. Радиус поворота при этом кинема-
тически не фиксируется и зависит от соотношения сопротивления
на гусеницах. При равенстве этих сопротивлений р = 0, гусеницы
перематываются в разные стороны. При наличии большого со-
противления на забегающей гусенице и ее остановке поворот осу-
ществляется назад вокруг забегающей гусеницы. При большом со-
противлении на отстающей гусенице поворот будет происходить
вокруг нее вперед с р 0,5.
Пояснить это явление можно следующим образом. В схемах
типов 1а, 16, 2а и 26 при повороте в одном из СД остановлена сол-
нечная шестерня и отключен привод ДП; в другом СД вращаются
все три звена, ведущим является звено р (от включенного ДП).
Из кинематики эпициклических дифференциальных механизмов
имеем П1 + п2к = (1 + к) п3. Отсюда вытекает, что при равенстве
сопротивлений на гусеницах солнечная шестерня и водило будут
вращаться в одну сторону, а эпицикл — в обратную. Водило
противоположного борта при пг = 0 будет иметь то же направле-
ние вращения, что и оба эпицикла, т. е. в сторону, противополож=
ную первому водилу.
В схеме типа 1в в аналогичных условиях солнечным шестерням
обоих бортов при повороте задается вращение в противоположные
стороны, к эпициклам здесь приложены крутящие моменты про-
тивоположного направления, и при равных сопротивлениях под
гусеницами они останавливаются. Водила на разных бортах
вследствие этого будут также вращаться в противоположные сто-
роны.
25* 387
Определение направления потоков мощности. Направление
потоков мощности в двухпоточных МПП при прямолинейном дви-
жении и повороте может быть определено по балансу мощности
в точках разветвления и суммирования потоков в схеме. Это тре-
бует предварительного вычисления мощности, нагружающей ветви
передачи. Однако вопрос этот может быть решен и путем умо-
зрительного рассмотрения соотношения знаков крутящих мо-
ментов на звеньях суммирующих дифференциалов и направлений
их вращения. Задача облегчается тем, что, как известно, знаки
Рис. IX. 17. Определение направлений потоков мощности
через суммирующий дифференциал МПП
моментов на остальных двух звеньях дифференциала однозначно
определяются, если известен знак момента на одном из его звеньев.
Как известно из механики, мощность передается от ведущего
звена к ведомому, причем для ведущего звена характерно совпа-
дение направления вращения и крутящего момента (движущего
момента), а для ведомого этот крутящий момент является момен-
том сопротивления и направлен в сторону, противоположную
вращению.
Для рассмотренных выше схем МПП имеет место четыре ти-
пичные картины распределения крутящих моментов и угловых
скоростей, а следовательно, и потоков мощности на звеньях СД
(рис. IX. 17). В схемах на рис. IX. 17, а и б ведущим в цепи
МПП — гусеница является звено г (случай, характерный для
прямолинейного движения, для СД забегающего борта при пово-
роте, для СД отстающего борта при повороте с р < рсв и пробук-
совкой фрикционного элемента второго рода). Этим и определяется
направление крутящих моментов на звеньях СД. Светлые кру-
жочки символизируют направление окружного усилия Р на чи*
388
тающего, светлые квадраты — от него. Направления вращения
солнечных шестерен для схемы на рис. IX. 17, а совпадают с на-
правлением вращения эпицикла и водила. Здесь темными кру-
жочками обозначают направление окружной скорости v на чи-
тающего, темные квадраты — от него. При совпадении направле-
ний Р и v звено является ведущим, при несовпадении — ведомым.
В соответствии с этим правилом и определены показанные на
схемах направления потоков мощности.
Схема потоков мощности на рис. IX. 17, а соответствует ре-
жиму прямолинейного движения, а также СД забегающего борта
при повороте в МПП типов 1а, 1в и 2а.
Схема на рис. IX. 17, б отличается от схемы на рис. IX. 17, а
только изменением направления вращения солнечной шестерни.
В соответствии с этим изменяется на обратное и направление по-
тока мощности на звене р. Эта схема соответствует режиму прямо-
линейного движения и СД забегающего борта ЛШП типа 16 и
режиму прямолинейного движения при включении ДП на обоих
бортах в МПП типа 2в.
В схемах на рис. IX. 17, виг, соответствующих СД отстающего
борта, ведущей по отношению к звену г МПП является гусеница.
В связи с этим меняется на обратное направление крутящих
моментов на всех звеньях дифференциала и, следовательно, по-
токов мощности через эти звенья при неизменном направлении
их угловых скоростей.
Направление угловых скоростей совпадает попарно в схемах
на рис. IX.17, а и IX.17, в\ \\Л1,б и IX.17, г. Схема на
рис. IX. 17, в соответствует СД отстающего борта при повороте
с рр < р < Рсв для МПП типов 1а и 2а. Схема на рис. IX. 17, г
соответствует СД отстающего борта для МПП типов 16, 1в и 2в.
§ 6. ОПРЕДЕЛЕНИЕ РАСЧЕТНЫХ МОМЕНТОВ В МПП
Фрикционные элементы управления второго рода
в бортовых МПП, включенные при прямолинейном дви-
жении, нагружаются максимальной силой тяги по сцеплению на
забегающей гусенице при повороте на косогоре
Р2Ф - 0,65Рф - 0,65G(p. (IX.77)
Момент на блокирующем фрикционе или опорном тормозе
W = <ix-78>
1БП1гр<р^БТГ'гр<р'г. д
Здесь 1гРф — передаточное число от выходного вала МПП г до
вала фрикциона (тормоза), причем 1грф = 1сд1дп = бУдл-
Для рассмотренных конкретных схем irp = 1 + к.
К фрикционным элементам этой группы относятся: блокиро-
вочный фрикцион МПП типа 2а; опорный тормоз МПП типа 2в;
блокировочный фрикцион МПП типа 2в при повороте на замедлен-
ном режиме с помощью остановочного тормоза. ..
389
Фрикционные элементы первого рода в бортовых
МПП, включаемые при повороте, нагружаются максимальной
силой тяги при повороте на спуске
Р± = (0,474-0,54) G. (IX.79)
Момент на тормозе или фрикционе
v 1Бп1грт
Для рассмотренных схем передаточное отношение от звена г
к барабану тормоза irpm = 1 + к.
К фрикционным элементам этой группы относятся тормоза по-
ворота МПП типа 2а, фрикционы поворота МПП типа 2в.
Фрикционные элементы первого рода в диффе-
ренциальных МПП нагружаются при повороте суммар-
ным моментом от отстающей и забегающей гусениц (аналогично
двойному дифференциалу). Максимальные значения сил тяги
соответственно на отстающей и забегающей гусеницах по сцеп-
лению будут иметь место при повороте на косогоре:
Рх = 0,22G<p; = 0,65Gcp. (IX.81)
Тогда
Мт (Мф) = (0,22т]отПгртт]г. д + в’65--). (IX.82)
>БП1грт\ ^БП^гртЪ.д /
К этой группе фрикционных элементов относятся тормоза
поворота МПП типов 1а и 16 и фрикционы поворота МПП типа 1в.
Остановочные тормоза на режиме поворота рас-
считываются как фрикционные элементы первого рода в МПП.
Кроме того, остановочные тормоза рассчитываются, как и для
обычных МП, по условию реализации максимального тормозного
момента по сцеплению при торможении машины на горизонталь-
ном участке пути.
Шестерни дополнительного привода и суммирующих диф-
ференциалов рассчитываются по моменту от максимальной силы
тяги по сцеплению со стороны забегающей гусеницы (так же, как
и фрикционные элементы второго рода) с учетом передаточного
числа и к. п. д. передачи от выходного вала МПП до соответствую-
щей шестерни.
При расчете фрикционных элементов второго рода и указанных
шестерен для них определяется также момент по двигателю.
Окончательно за расчетную величину берется меньшее из полу-
ченных значений.
§ 7. ВЫБОР РАСЧЕТНЫХ РАДИУСОВ ПОВОРОТА В МПП
При выборе рациональных значений расчетных радиусов пово-
рота в МПП необходимо исходить, как уже указывалось выше, из
условий заноса: машина должна поворачиваться по возможности
390
с минимальными радиусами: ppZ рЛр, где р«р <г- критическое
значение радиуса поворота по заносу. Для решения этого вопроса
нужно построить характеристику v0Kp = f (ркр), где v„Kp —
критическая скорость прямолинейного движения по заносу.
Из теории гусеничных машин известно, что
v0Kp = 3,6 (1 + &-\ Урркр%В. (IX.83)
\ ?кр /
В это выражение следует подставить фактическую величину ра-
диуса поворота ркр, учитывающую буксование забегающей и юз
отстающей гусениц. В тео-
рии гусеничных машин эта
величина приближенно
определяется формулой
' _ L
$кр ~ “g- Ркр.
Для определения кри-
тической скорости прямо-
линейного движения, при
входе в поворот с которой
начинается частичный за-
нос, коэффициент р нахо-
дится по формуле проф.
А. О. Никитина: р =
__ - 40ртах
37 + 6рКр *
При определении v0Kp,
соответствующей полному
заносу, в формулу (IX.83)
подставляется постоянная
величина р = ртах. Наибо-
лее опасен занос на влаж-
ных (скользких) грунтах.
Поэтому в качестве fpac-
четной величины целесооб-
разно Принять ртах = 0,4.
На рис. IX. 18 представлены графики функции v0Kp = f (ркр)
при Bg = 20. Сплошными кривыми 1—3 показаны скорости,- на-
чиная с которых имеет место полный занос машины, штрихо-
выми 1—3 — частичный. Кривые 1 получены при условии р,гаах = 0,4
и qM=Q; Кривые 2 — ртах=0,4 и ^=0,5; кривые 3 — ршах=0,8 и
qM = 0,5. Область между соответствующими сплошными и пунк-
тарными кривыми соответствует частичному заносу. Прямыми лу-
чами 4—7 на этом же графике показаны зависимости vOz = ф (рр),
обеспечиваемые кинематикой схемы МПП. Из плана скоростей
гусеничной машины при повороте (см. рис. IX. 1) можно получить
391
где — разность скоростей забегающей и отстающей гусениц.
При частоте вращения двигателя = const имеем с = =
= const для всех рассмотренных схем МПП (так как величина zopr,
определяющая разность независима от включенной передачи),
следовательно, функция рр/ = фх (ц>/) — линейна. Величину с
для каждой конкретной схемы МПП можно определить совмест-
ным решением уравнений (IX.83) и (IX.63) — (IX.76), имея
в виду, что
и0(=0,377гв.к-,—.
•mi
Из рис. IX. 18 видно, что может быть выбрано только одно
значение рр, определяющее параметры схемы, остальные являются
производными. Графики 4—6 построены для трех значений с,
соответствующих условию ркр = рр при максимальной скорости
прямолинейного движения 50; 60 и 70 км/ч. Определив из графика
значение с = -, можно определить величину /0Р(?0 (а зна-
чит, к. п. д. и диапазон КП) и задаться правильным соотношением
величин 1дП, к, iKni.
Из сказанного вытекает, что однопоточные схемы при прямо-
линейном движении (типов 1а и 2в) имеют то преимущество, что
на них не накладывается ограничение по dK и к. п. д. при выборе
величины /0Р(?0, наиболее удовлетворяющей необходимым значе-
ниям рр/.
Как видно из рис. IX. 18, предельный по заносу радиус будет
достигаться только при и0 = ггаах, на остальных передачах
будет запас по устойчивости от полного заноса. Увеличить этот
запас, в том числе и на высшей передаче, можно, подставляя
в формулу (IX.86) значения п$ <С например пц = nN
или n,Q — пм, снижая тем самым фактическую скорость машины
при повороте. При этом поворот на более плотных грунтах может
оказаться возможным по заносу и по двигателю с р < рр, но это
потребует перехода на управление поворотом с помощью остановоч-
ного тормоза при его пробуксовке, что нерационально. Ориен-
тировка на грунт с ртах = 0,8 (сплошная кривая 3 на рис. IX. 18)
позволяет резко снизить величины рр (луч 7), однако потребует
осуществления на скользких грунтах поворота с резким снижением
оборотов двигателя или пробуксовкой фрикционных элементов
управления поворотом (р > рр).
По комплексной тяговой характеристике прямолинейного
движения и поворота гусеничной машины необходимо проверить,
сможет ли двигатель обеспечить поворот с полученными рас-
четными радиусами. На рис. IX. 19, а показан вид такой зави-
симости для условной машины с прогрессивными КП и МП.
Метод расчета и построения. ее излагается в курсе гусенич-
ных машин. В левой части показана зависимость удельного со-
392
противления повороту fn для одного из возможных грунтов при
заданном qM от радиуса поворота р. В правой — зависимость
динамического фактора D (удельной силы тяги по двигателю)
от скорости прямолинейного движения у0. Из этого графика сле-
дует, что равномерный поворот с радиусом pj возможен лишь на
скорости На большей скорости поворот будет замедленным,
на меньшей — ускоренным. С другой стороны, на скорости и2
равномерный поворот возможен лишь с радиусом р2, при меньших
радиусах будет замедленный поворот, при больших — ускоренный.
Рис. IX. 19. К проверке выбранных расчетных радиусов поворота
Зависимость скорости равномерного движения v0, обеспечивае-
мой двигателем, от радиуса поворота р, создающего соответствую-
щее этой скорости сопротивление, показана на рис. IX. 19, б.
Такой график целесообразно построить для нескольких характер-
ных грунтов применительно к конкретному типу и схеме МПП
и характеристике двигателя. Сопоставление его с графиком на
рис. IX. 18 позволит принять окончательное решение в выборе
величины с в проектируемом МПП, обеспечивающей устойчивый
по заносу и двигателю поворот на наиболее типичных грунтах,
обусловленных заданием.
§ 8. ОСОБЕННОСТИ МПП С ГМКП
В любую из рассмотренных типов схем МПП может быть вклю-
чена гидромеханическая коробка передач (ГМКП). При этом в раз-
личных типах схем возникают свои особенности.
Введение ГМКП в бесциркуляционные схемы типов 1а и 2а
требует расширения ее диапазона по сравнению с однопоточной
схемой, т. е. или увеличения числа передач в ДКП, или расши-
рения рабочего диапазона гидротрансформатора, что приводит
к снижению к. п. д. Кроме того, как уже указывалось в гл. V,
изменение передаточного числа замкнутого контура i0PqQ
при переключении передач в ДКП приводит к смещению ре-
жима совместной работы двигателя с гидротрансформатором,
393
отклонению его от оптимального. В формулы (IX.63) и (IX.73) здесь
войдет передаточное число 1гмкгъ составляющей частью которого
является передаточное число гидротрансформатора, меняющееся
с изменением сопротивления движению. Это означает, что вели-
чина рр в этом случае не будет уже фиксированной, управляе-
мость машины ухудшится.
Введение ГМКП в циркуляционную схему (тип. 16) позволит
сузить рабочий диапазон гидротрансформатора и тем повысить
его к. п. д., но наличие циркуляции мощности через гидротранс-
форматор, имеющий достаточно низкий к. п. д. по сравнению
Рис, IX.20. Схема дифференциального бесциркуляци- •
онного МПП типа 1а с гидротрансформатором, выне-
сенным из замкнутого контура
с механическими передачами, приведет в целом к снижению к. п. д.
МПП (по сравнению с однопоточными ГМКП). Остается также и
эффект смещения режима совместной работы и неустойчивость
радиуса рр в пределах одной передачи.
Для однопоточных схем 1в и 2в при прямолинейном движении
имеет место лишь последний из перечисленных недостатков МПП
с ГМКП — неустойчивость радиуса поворота. Этот недостаток
может быть устранен, если гидротрансформатор вынести за пределы
замкнутой передачи, как это показано на рис. IX.20, однако число
расчетных радиусов здесь равно лишь числу передач в ДКП,
т. е. меньше, чем при механических КП. Для увеличения числа ра-
диусов поворота потребуется введение мультипликатора в ДП.
§ 9. ПРИМЕНЕНИЕ БЕССТУПЕНЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ В МП И МПП
Основные схемы. Бесступенчатые неавтоматические передачи
(фрикционные тороидного типа или многодисковые и гидро-
объемные) получили пока весьма ограниченное применение в си-
ловых передачах транспортных машин, несмотря на заманчивость
использования их, основного преимущества — возможности не-
прерывного регулирования передаточного числа. О недостатках
этих передач говорилось выше: сравнительно низкий к. п. д.,
большие габариты и вес. Кроме того, фрикционные передачи
394
недолговечны и, что особенно важно применительно к КП, имеют
ограниченный диапазон регулирования. Все это пока сдерживает
их внедрение в МПП гусеничных машин.
Здесь мы не будем останавливаться на подробном исследова-
нии всего возможного разнообразия схем МП и МПП с бесступен-
чатыми передачами. Упомянем лишь, что их можно использовать,
включая в ДП практически во всех рассмотренных схемах МПП,
возможны и специфические типы передач. Рассмотрим некоторые
Рис. IX.21. МПП типа 1в с гидрообъемной передачей в допол-
нительном приводе: а — с механической КП; б — с ГМКП
из наиболее рациональных схем, в которых через бесступенчатую
передачу передается лишь часть мощности, проходящей через
трансмиссию (желательно, чтобы это была меньшая часть), и
только при повороте. Это будут схемы типов 1в и 2в.
Возможные схемы МПП с гидрообъемными передачами пред-
ставлены на рис. IX.21 и IX.22. На рис. IX.21 показаны схемы
МПП типа 1в, на рис. IX.22 — МПП типа 2в. Установка гидро-
объемной передачи в схему на рис. IX.20 позволяет устранить
ее последний недостаток — ограниченность числа расчетных ра-
диусов поворота (рис. IX.21, б).
На рис. IX.22, б представлена схема МПП типа 2в с отдельной
гидрообъемной передачей (ГОП) в каждой ДП. Эта схема за счет
изменения режимов управления в ГОП создает широкие возмож-
ности регулирования (в том числе и автоматического) процесса
395
поворота как по радиусу, так и по параметру qM. Так, если в обеих
ГОП передаточные числа установлены равными по величине, но
обратными по знаку, то qM = 0; если одна из ГОП заторможена,
то qM = 0,5. Меняя передаточные числа в обеих ГОП зо задан-
ному закону, можно получить, вообще говоря, любое значение
параметра qM. Эта схема по сравнению со схемой на рис. IX.22, а,
имеет одну лишнюю ГОП, но не имеет двух фрикционов и двух
тормозов.
48
Рис. IX.22. МПП типа 2в с гидрообъемной передачей в допол
нательном приводе
Фрикционные передачи могут включаться параллельно в схемы
МП с простым или двойным дифференциалом или с бортовым
фрикционом [50]. Такие схемы при повороте передают значитель-
ную долю мощности (как правило, всю мощность Мр). В двухпо-
точных МПП фрикционные передачи можно включать в ДП
аналогично тому, как это выполнено в схемах на рис. IX.21 и
IX.22 (нужно только учитывать, что передаточное число фрикцион-
ной передачи отрицательное).
Включение фрикционной передачи возможно и в МПП типов 1а
(рис. IX.23) и 16, где она выполняет роль дифференциальной
связи между звеньями р суммирующих дифференциалов.
Существенным недостатком МП и МПП с фрикционными пере-
дачами является невозможность осуществления поворота с малыми
радиусами из-за ограниченности диапазона из регулирования
(не более четырех — шести). В таких МП и МПП приходится
устанавливать дополнительные элементы управления поворотом по
396
Рис. IX.23. Схема МПП типа 1а с фрик-
ционной передачей в дополнительном
приводе
принципу обычных ступенчатых фрикционно-зубчатых МП, что
значительно усложняет конструкцию, ухудшает экономичность.
Расчет параметров МПП с бесступенчатыми передачами произ-
водится с некоторыми поправками по тем же основным зависи-
мостям, которые были использованы и получены при расчете сту-
пенчатых фрикционно-зубчатых МПП.
Критерии оценки. При рассмотрении основных типов и схем
МП и МПП давалась характеристика их положительных сторон
и недостатков. Выбор типа МП для каждого конкретного задания
и условий применения гусеничной машины должен осуществляться
с учетом степени важности и
необходимости выполнения
всех требований, предъявляе-
мых к идеальному МП, и ре-
альных возможностей их осу-
ществления. Возможно при-
нятие компромиссных инже-
нерных решений.
В свете общих требований,
предъявляемых современным -
развитием транспортной тех-
ники, основными критериями
оценки МП являются:
1) тяговые качества ма-
шины при повороте;
2) управляемость;
3) конструктивная простота, габариты и вес, надежность,
долговечность, стоимость производства.
При выборе типа МП необходимо учитывать такие параметры
гусеничной машины, как весовую категорию, быстроходность,
удельную мощность Nyd =
Первый критерий оценки МП обеспечивается применением МП
с Ям > 0; чем меньше Л^, тем qM должно быть больше. При
= 7-4-12 кВт/т целесообразно выбирать qM 0,5; при Ny$
154-22 более целесообразным может оказаться применение МП
с qM = 0 при наличии в МП большого числа рр (МПП), обеспечи-
вающего хорошую экономичность. Следует отметить, что на эко-
номичность МП, особенно при поворотах с радиусами средней
и большой величин, значительно сильнее влияет количество
расчетных радиусов поворота, чем величина qM. Окончательная
оценка удовлетворительности выполнения первого критерия про-
изводится по тяговой характеристике поворота.
Выполнение второго требования наилучшим образом обеспечи-
вается при кинематическом регулировании радиуса поворота,
т. е. тогда, когда механизм поворота на любом режиме имеет одну
степень свободы; поворот при этом осуществляется без пробук-
совки фрикционных элементов МП. Силовое регулирование
397
(с пробуксовкой Фу) даже при высоком качестве конструктивного
выполнения фрикционных элементов, стабильности момента тре-
ния (при работе Фу в масле) и наличии следящего привода управ-
ления не обеспечивает полной определенности радиуса поворота,
так как последний зависит в этом случае еще и от внешних со-
противлений. Стабильность внешних сопротивлений на гусени-
цах в общем случае не обеспечивается как из-за изменения коэф-
фициентов сопротивления движению и повороту машины, так и
из-за наклона плоскости движения. Кинематическое регулиро-
вание радиуса поворота наилучшим образом обеспечивается вне-
сением в ДП МПП бесступенчатой (например, гидрообъемной)
передачи. Приемлемое решение дают в этом смысле МПП с фикси-
рованным радиусом (или даже двумя) на каждой передаче в КП.
МПП с ГМКП в случае, если гидротрансформатор включается
в замкнутый контур передачи, не обеспечивают кинематического
регулирования радиуса поворота. Одними из лучших схем МПП,
хорошо удовлетворяющих первым двум критериям, можно при-
знать схемы на рис. IX.21; б и IX.22, а и б. Особенно важно обес-
печение кинематического регулирования поворота для быстро-
ходных гусеничных машин.
Третий критерий во многих случаях является одним из опре-
деляющих. Так, простые МП, естественно, конструктивно проще,
чем МПП. Фрикционно-зубчатые МП и их элементы более отра-
ботаны конструктивно, освоены в производстве, надежны в экс-
плуатации, чего нельзя пока сказать о бесступенчатых (гидрообъ-
емных и особенно фрикционных передачах). Преимущество диф-
ференциальных МП и МПП в том, что они имеют на два фрикцион-
ных элемента меньше (отсутствуют Фу второго рода) и обеспечи-
вают поворот без разрыва потока мощности, недостатки их указы-
вались. Циркуляционные МПП имеют более низкий к. п. д.,
однако у них dm > dK, габариты и вес меньше, конструкция проще
по сравнению с бесциркуляционными. Наиболее простыми кон-
структивно- являются МПП типов 1в и 2в; их преимущество со-
стоит еще в том, что выбор величин рр в них не связан с диапазо-
ном КП и ее к. п. д., так как МПП при прямолинейном движении
однопоточный. Эти же схемы дают и наиболее простое решение
при включении в их ДП гидрообъемных передач.
Глава X
Бортовые передачи
§ 1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Бортовые передачи, или, как их часто называют, бортовые
редукторы, служат для постоянного увеличения передаточного
числа трансмиссии.
Предъявляемые требования. Величина крутящего момента
быстроходных двигателей внутреннего сгорания сравнительно
мала. В то же время при движении машины к ведущим колесам
требуется подводить моменты, превышающие моменты двигателя
в десятки раз. Осуществляется это требование за счет введения
в трансмиссию машины соответствующего передаточного числа.
Последнее в зависимости от схемы трансмиссии может разноситься
по разным агрегатам. Однако, чтобы не перегружать агрегаты
чрезмерным крутящим моментом, наиболее целесообразно произ-
водить основное увеличение передаточного числа в одном агрегате,
помещенном в самом конце силовой цепи. Таким агрегатом и яв-
ляется бортовая передача, устанавливаемая непосредственно пе-
ред ведущим колесом. В этом случае более сложные агрегаты —
коробка передач, механизмы поворота — нагружены относительно
небольшим крутящим моментом и, следовательно, имеют прием-
лемые вес и габариты, и управление ими значительно облег-
чается.
Устанавливаемые на гусеничных машинах бортовые передачи
в зависимости от типа машины имеют постоянные передаточные
числа в пределах 3,5—15.
По сравнению с другими агрегатами трансмиссии бортовые
передачи работают в особо трудных условиях, так как при постоян-
ной работе в них реализуются большие передаточные числа, вслед-
ствие чего крутящие моменты на ведомом валу достигают несколь-
ких десятков тысяч Н-м. Объемы, занимаемые бортовыми переда-
чами, обычно ограничены; ведомый вал выходит наружу из кор-
пуса и подвержен воздействию воды, грязи, пыли ит. д. Кроме
того, жестко связанная с ведущим колесом бортовая передача
воспринимает большие динамические нагрузки, возникающие
при движении машины.
С учетом сказанного к бортовым передачам предъявляются
такие требования:
1) высокие прочность, износостойкость шестерен, валов и
подшипников;
399
2) надежная смазка трущихся поверхностей;
3) поддержание нормального температурного режима.
Первое из этих требований обеспечивается правильным выбо-
ром типа схемы, рациональной конструкцией, использованием
высококачественных материалов, оптимальной технологией об-
работки и монтажа, соответстующим подбором смазки и уплот-
нений, исключающих попадание воды, грязи и пыли в картер бор-
товой передачи.
Второе требование обеспечивается рациональной организацией
смазки (ко всем трущимся поверхностям), подбором сорта смазоч-
ного материала (не должно происходить выдавливания его из
зоны контакта зубчатых пар), применением надежных уплотнений,
делающих невозможными утечки масла, использованием сапу-
нов, выравнивающих давление в картере передачи.
Третье требование обеспечивается выбором достаточного объема
масляной ванны, организацией интенсивного теплоотвода, ко-
торый имеет место при хорошем контактировании картера бор-
товой передачи с корпусом машины, а также при размещении ре-
бер на внешней поверхности картера и обдуве последнего воз-
духом.
Остальные требования совпадают с общими требованиями,
характерными для агрегатов трансмиссии.
Классификация. Классификация бортовых передач произво-
дится по следующим признакам.
1. По числу рядов шестерен: однорядные; двухрядные. Одно-
рядные бортовые передачи (рис. Х.1, а, б, в) состоят из одного
ряда шестерен с неподвижными или подвижными осями, и переда-
точное число в них преобразуется один раз. Двухрядные состоят
соответственно из двух рядов (рис. Х.1, г, д, е), и передаточное
число в них преобразуется дважды, последовательно в первом и
втором рядах.
2. По конструктивному исполнению: простые; планетарные;
комбинированные. Простые бортовые передачи имеют шестерни
с неподвижными осями. На рис. Х.1 представлены простые одно-
рядные с внешним (а) и внутренним (б) зацеплениями и двухряд-
ная (г) бортовые передачи. В планетарных используются один (в)
или два (д) ряда шестерен с подвижными осями. В комбинирован-
ных (ё) первый ряд состоит из шестерен с неподвижными, а вто-
рой — с подвижными осями.
3. По расположению ведущего и ведомого валов: соосные;
несоосные. В соосных бортовых передачах оси ведущего и ведомого
валов лежат на одной линии, в несоосных оси не совпадают. Пер-
вые характерны для планетарных, вторые — для простых и ком-
бинированных передач.
4. По способу установки ведущего колеса: разгруженные;
неразгруженные. В первых на ведомый вал бортовой передачи
усилие от ведущего колеса не передается, так как последнее с по-
мощью специальных подшипников опирается непосредственно
400
на корпус (рис. Х.1, ё). В этом случае ведущее колесо соединяется
с ведомым валом с помощью зубчатой муфты. Во вторых переда-
чах ведущее колесо жестко крепится на ведомом валу (например,
рис. Х.1, а). Следовательно, последний, кроме крутящего мо-
мента, дополнительно загружен изгибающим моментом от веду-
щего колеса.
Кинематические схемы бортовых передач
§ 2. СХЕМЫ И КОНСТРУКТИВНЫЕ ОСОБЕННОСТИ
БОРТОВЫХ ПЕРЕДАЧ
Основные схемы, по которым выполнены бортовые передачи
гусеничных машин, представлены на рис. Х.1 (0 — ведущий вал;
х — ведомый).
На рис. Х.1, а показана однорядная простая бортовая передача
с внешним зацеплением. Передаточное число равно отношению
26 Н. А. Носов 401
числа зубьев, т. е. ie.p = . В выполненных конструкциях i6,p
изменяется от 3,5 до 6,8. Данная схема получила широкое распро-
странение в силу своей простоты и сравнительно малых габаритов.
Кроме того, она показала надежную работу, особенно в машинах
легкой весовой категории.Несоосное расположение валов улучшает
компоновочные возможности, так как расположение ведущего
колеса легко изменить за счет обкатки ведомого вала вокруг
ведущей шестерни. Как правило, эта схема делается неразгру-
женной, чтобы излишне не усложнять передачу.
Схема на рис. Х.1, б отличается от предыдущей внутренним
зацеплением, что позволяет получить большее передаточное число
при тех же габаритах, а также обеспечивает более высокую проч-
ность зуба. Однако в этом случае трудно избежать консольного
крепления шестерен. Эта схема применяется, когда требуются
малые межцентровые расстояния, а также одностороннее враще-
ние ведущего и ведомого валов.
Планетарная соосная бортовая передача (рис. Х.1, в) обычно
выполняется в виде элементарного планетарного ряда с одинар-
ными сателлитами. При показанном закреплении звеньев схема
обеспечивает максимальное передаточное число, т. е. 1б.Р = к + 1.
Так как обычно к 5, то предельное значение ie,p 6. По сравне-
нию с простыми эта передача обладает повышенными работоспо-
собностью и надежностью. Последнее объясняется тем, что транс-
формация крутящего момента осуществляется через несколько
параллельно работающих зацеплений. Схема наиболее компактна
и может быть установлена в ведущем колесе.
Двухрядная простая бортовая передача (рис. Х.1, г) приме-
няется в случае, когда требуется обеспечить либо значительные
межцентровые расстояния между ведущим и ведомым валами,
либо большие передаточные числа (по сравнению с однорядной).
Передаточное число находится по формуле
; __ ^2^4
1б. Р — •
*1*3
По сравнению с другими двухрядными передачами эта схема имеет
большие габариты и малую надежность. Последнее связано с тем,
что через зацепление второй пары шестерен передается большой
крутящий момент.
На рис. Х.1, д изображена схема двухрядной планетарной
передачи. Она может реализовывать большие передаточные числа.
Наибольшее из возможных значений i6tP обычно осуществляется
рассматриваемой схемой и составляет
i6.t> = (к+ I)2. (Х.2)
Бортовая передача такого типа сравнительно компактна и обладает
высокой надежностью. Однако она наиболее сложная среди пред-
ставленных схем.
402
(Х.1)
Двухрядная комбинированная бортовая передача (рис. Х.1, ё)
обладает наиболее оптимальными характеристиками при реализа-
ции больших передаточных чисел. Для рассматриваемой схемы i6tP
определяется по формуле
М.р = ^(«+1)- (Х.З)
‘'I
Практически эта схема может перекрывать весь ряд передаточных
чисел от величин, трудно реализуемых в однорядных переда-
чах (/б.р = 7), до величин, необходимых для машин тяжелой
весовой категории (1б.Р= 12ч-15). Среди двухрядных передач схема
обладает наилучшими компактностью и надежностью. По сравне-
нию со схемой на рис. Х.1, д ей присуща упрощенная конструк-
ция и несоосное расположение валов, что иногда важно для осу-
ществления требуемой компоновки. Для машин тяжелой ве-
совой категории бортовая передача делается разгруженной, как
это показано на схеме.
Наибольшее распространение из всех представленных на
гусеничных машинах получили бортовые передачи, выполненные
по схемам на рис. Х.1, а, в, е. Рассмотрим их конструктивные
особенности.
На рис. Х.2 показана конструкция бортовой передачи, вы-
полненной по схеме' на рис. Х.1, а. Передаточное число м.р =
= 5,55. Шестерни прямозубые. Ведущий вал 1 выполнен заодно
с шестерней и крепится на двух шариковых подшипниках, при-
чем правый воспринимает не только радиальную, но и осевую
нагрузки. Ведомая шестерня 2 изготавливается отдельно и кре-
пится на ведомом валу 3 с помощью шлицев. С другого конца на
вал устанавливается ведущее колесо, превращая бортовой редук-
тор в неразгруженную передачу. Ведомый вал опирается на две
опоры. Первая состоит из шарикового подшипника и восприни-
мает как радиальные, так и осевые нагрузки (последняя в основ-
ном передается от ведущего колеса). Вторая включает два роли-
ковых подшипника и предназначена для восприятия .радиальных
нагрузок, действующих от шестерни и ведущего колеса. Катрер 5
приваривается к корпусу машины, причем в съемной крышке кар-
тера 4 расположены гнезда для всех опор. Масло заливается не-
посредственно в картер. Уплотнение — комбинированное и со-
стоит из лабиринта, фетровых колец и самоподжимных сальников.
На рис. Х.З представлена конструкция бортовой передачи,
выполненной по схеме на рис. Х.1, в. Передаточное число 5,50.
Ведущий 1 и ведомый 2 валы крепятся на двух опорах, причем
шариковые подшипники воспринимают радиальные и осевые
нагрузки, а роликовые — только радиальные. Картер 3 — литой
и с помощью болтов крепится к корпусу машины, одновременно
он служит ванной для заливки масла. Ведущее колесо 4 крепится
на ведомом валу бортовой передачи.
26* 403
Конструкция бортовой передачи, выполненной по схеме на
рис. Х.1, е, показана на рис. Х.4: Передаточное число ie.p =
= 13,02. Все валы опираются на две опоры. В качестве опор
первого ряда используются сферические роликовые подшипники.
Ведомый вал второго ряда — водило 3 — крепится на роликовых
Рис. Х.2. Конструкция однорядной простой бортовой
передачи
подшипниках, установленных в кронштейне картера 2. Шестерни
первого ряда соединяются с валами при помощи шлицев. Солнеч-
ная шестерня второго ряда нарезана непосредственно на валу 5.
Эпицикл 1 делается отдельно, запрессовывается в картер и затем
заваривается. Эта бортовая передача относится к разгруженному
404
Рис. Х.З. Конструкция однорядной планетарной бортовой передачи

Рис. Х.4. Конструкция двухрядной комбинированной бортовой передачи
405
типу, так как ведущее колесо через шариковые подшипники опи-
рается непосредственно на кронштейн картера. С ведомым ва-
лом 3 ведущее колесо связывается с помощью зубчатой муфты 4.
Передача имеет сложное уплотнительное устройство, состоящее
из лабиринта, фетровых и самоподжимных сальников. Картер
служит одновременно и масляной ванной, он крепится к корпусу
машины с помощью болтов.
§ 3. ОСОБЕННОСТИ РАСЧЕТА БОРТОВОЙ ПЕРЕДАЧИ
Бортовая передача рассчитывается как обычная зубчатая пере-
дача — по методике, изложенной в гл. III. Особенность состоит
лишь в определении расчетного момента. Поскольку бортовая
передача расположена за механизмом поворота, через нее пере-
дается не только момент двигателя, но и рекуперативный момент,
т. е. передача подвергается большой загрузке. Последнее привело
к тому, что за расчетный момент принимается максимальный мо-
мент, возникающий при наибольшей силе тяги по сцеплению на
забегающей гусенице при повороте в гору на максимальном крене.
Этот момент определяется по формуле
Л4р = 0,65-^-, (Х.4)
1б. р
где Мр — расчетный момент на ведущем валу бортовой передачи;
G — вес машины; гв,к — радиус ведущего колеса.
Допустимые напряжения для шестерен и валов бортовых пере-
дач рекомендуется принимать равными нижним пределам допу-
стимых напряжений для шестерен и валов коробок передач.
Глава XI
Механизмы управления трансмиссией
§ 1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Механизмы (приводы) управления предназначены для управ-
ления отдельными агрегатами и узлами трансмиссии: главным
фрикционом, коробкой перемены передач, механизмами поворота,
остановочными тормозами и т. д. В некоторых случаях ими осна-
щаются и другие элементы силовой передачи, например раздаточ-
ные коробки, гидротрансформатор для блокировки насоса и тур-
бины и т. д. Механизмы управления в зависимости от условий поз-
воляют в принудительном порядке изменять или поддерживать
постоянными режимы работ в управляемых агрегатах и узлах.
При движении по пересеченной местности, что наиболее харак-
терно для гусеничных машин, водителю приходится много раз
выключать главный фрикцион, переключать передачи и пользо-
ваться рычагами механизма поворота. Если при этом для манипу-
лирования рычагами и педалями требуются большие усилия, то
водитель может быстро утомиться. Его работоспособность сни-
жается, а следовательно, средняя скорость и маневренность ма-
шины заметно падают. Средние скорости падают и в том случае,
если для управления каким-либо агрегатом требуется проводить
сложные или многочисленные операции.
Из сказанного следует, что повышение подвижности гусенич-
ной машины связано с улучшением механизмов управления транс-'
миссией. Кроме того, совершенные механизмы управления зна-
чительно облегчают и сокращают сроки подготовки водителей,
так как в этом случае не требуется высокой квалификации и нет
надобности в приобретении большого практического опыта.
Предъявляемые требования. В связи с изложенным к меха-
низмам управления предъявляются следующие требования:
1) удобство расположения рычагов и педалей, а также других
органов воздействия, легкость и простота ^управления;
2) обеспечение необходимых характеристик работы на «входе»
и «выходе», а также обеспечение высоких передающих и преобра-
зующих качеств механизма;
3) быстрая готовность к действию;
4) надежная работа при всех условиях эксплуатации машйны.
^Механизмы управления по своему конструктивному исполне-
нию весьма разнообразны, поэтому в зависимости от особенностей
работы, к ним могут предъявляться и некоторые добавочные
407
требования. Кроме того, к ним предъявляются общие требования,
присущие всем механизмам, узлам и агрегатам гусеничных машин
(высокий к. п. д., достаточная долговечность, малые габариты и
вес, легкость и простота обслуживания и ремонта, простота и
дешевизна изготовления и т. д.). Каждое из требований разберем
более подробно.
Органы воздействия (рычаги, педали, кнопки и т. д.) должны
располагаться так, чтобы они все время были под рукой, т. е.
водитель мог свободно дотянуться до них и манипулировать ими
без изменения положения корпуса тела. Усилие, которое требуется
для приведения в действие органов воздействия, должно быть
небольшим, а операции, например переключение передач, жела-
тельно упростить, чтобы водитель подавал только командный сиг-
нал, а все действия в нужной последовательности выполнялись
самим механизмом. Необходимо стремиться также к тому, чтобы
количество органов воздействия было сведено до минимума.
С этой точки зрения рационально применять для управления по-
воротом машины вместо двух рычагов один рычаг или штурвал.
Под характеристикой работы на «входе» понимается график,
показывающий изменение усилия на органе воздействия в зави-
симости от его перемещения.
По характеру работы механизмы управления можно разделить
на две группы. К первой относятся механизмы, работающие по
принципу «включен—выключен» и обеспечивающие нормальный
режим работы в управляемом агрегате только в двух фикси-
рованных положениях. Обычно в первом положении управляе-
мый агрегат включен, во втором — выключен или включен дру-
гой режим; в промежуточном положении органы находиться
не могут. К этой группе относятся механизмы для включения
передач, реверса, мультипликатора, водометов, блокировки ги-
дротрансформатора и т. д. Ход органов воздействия в этой группе
может быть небольшим, а усилие малым. Особенно ярко это
проявляется при применении электрического или электрогидрав-
лического приводов. Тогда, например, команда о переключении
передач может подаваться с помощью кнопок или клавишей.
Вид характеристики входа для этой группы особого значения не
имеет; важна только величина предельного усилия, которое должно
быть небольшим.
Ко второй группе относятся механизмы, обеспечивающие нор-
мальный режим работы в управляемом агрегате при любом поло-
жении органа воздействия в пределах рабочего хода. К этой группе
можно причислить механизмы управления поворотом, тормозами,
главным фрикционом, непрерывной передачей (гидрообъемной,
фрикционной) и т. д. Рабочий ход органов воздействия механизмов
этой группы по своей величине значительно превосходит ход
органов первой группы. Это объясняется тем, что в механизмах
первой группы необходимо выделить только два крайних положе-
ния, поэтому промежуток между ними может быть малым. В ме-
408
ханизмах второй группы желательно получать бесчисленное мно-
жество фиксированных положений. Это привело к тому, что ве-
личина хода выбирается настолько большой, насколько позволяет
удобство манипулирования рычагами и педалями. Кроме того,
большой ход на рычагах позволяет реализовать большие переда-
точные числа в приводах непосредственного действия.
Усилия на органах воздействия механизмов второй группы
также имеют большее значение. Это касается и приводов непосре-
дственного действия, и сервоприводов. В первом случае усилия на
рычагах, как правило, снизить до малого уровня не представляется
возможным из-за больших сил, требующихся для изменения ре-
жимов в управляемых агрегатах. Во втором случае на рычагах
и педалях сознательно сохраняют ограниченные усилия, чтобы
не пропало «чувство» машины, помогающее водителю более уве-
ренно управлять агрегатами.
Желательная форма характеристик работы на входе для
большинства механизмов управления второй группы представляет
собой кривую с непрерывно увеличивающейся ординатой по мере
роста рабочего хода. Максимальное значение усилия ограничи-
вается определенной величиной. При таком протекании наиболее
полно достигается чувство машины. В выполненных конструк-
циях требуемая форма характеристики не всегда выдерживается
и может иметь самую разнообразную форму. Она искажается вслед-
ствие применения сервопружин, установки в приводе различных
промежуточных мостиков, профилированных кулаков и т. д.
Под характеристикой на выходе понимается графическая
зависимость усилия от хода на конечном звене привода или ис-
полнительном органе. Так как исполнительный орган соединен
с управляющим элементом агрегата или узла либо непосредственно,
либо через какие-то промежуточные детали, то он должен разви-
вать требуемую работу управляющего элемента с учетом потерь
в соединительных и промежуточных деталях. Характер протека-
ния характеристики на выходе может быть самым разнообразным
и зависит от управляемого агрегата.
Под передающими и преобразующими качествами механизма
понимается следующее. В механизмах непосредственного действия
усилие водителя передается от органа воздействия к управляющему
элементу агрегата. В сервоприводе оно не только передается, но
и преобразуется за счет использования энергии постороннего
источника. Механизм управления будет обладать высокими ка-
чествами, если передача и преобразование усилия будут проис-
ходить без потерь, с высокими скоростями и с сохранением в не-
обходимых случаях следящего действия.
Механизм управления независимо от длительности стоянки
гусеничной машины должен быть быстро подготовлен к действию.
В этом отношении наиболее выгоден механический привод, он
постоянно готов к работе. Электрические, гидравлические и пнев-
матические механизмы для поддержания полной готовности
409
требуют дополнительной затраты энергии на создание требуемого
давления рабочего тела или необходимого напряжения. Для
этого в систему включают аккумуляторы или специальные ем-
кости, в которых рабочее тело находится под большим давлением.
Гидравлические аккумуляторы из-за ограничения габаритов
обычно содержат небольшой объем жидкости, которого хватает
только на кратковременное действие. В случае применения гидро-
привода целесообразнее обходиться без аккумуляторов, но обес-
печивать приведение в действие масляных насосов от двух ва-
лов — коленчатого и выходного вала трансмиссии. В первом слу-
чае рабочее давление будет обеспечиваться при работе двигателя,
во втором — при буксировке машины с отключенным двигателем,
т. е. механизм будет готов к работе во всех случаях, необходимых
для управления агрегатами и узлами.
Механизм управления является составной частью гусеничной
машины, поэтому он должен надежно работать при любых наруж-
ных условиях, могущих встретиться при эксплуатации машины.
Условия эти чрезвычайно разнообразны: широкий диапазон из-
менения температуры и влажности наружного воздуха, крен и
дифферент корпуса, резкие удары в корпус при езде по пересечен-
ной местности и т. д. Кроме того, механизм управления должен
надежно противостоять и неблагоприятным внутренним условиям:
повышенной вибрации, загазованности, попаданию пыли и воды
в корпус машины и т. д. Для уменьшения влияния отрицательных
наружных и внутренних условий наиболее чувствительные при-
боры, узлы и элементы механизмов управления собираются в от-
дельные коробки, которые помещают в такие места, где отрица-
тельные условия сглаживаются. Например, в случае применения
гидропривода золотниковые, клапанные коробки и другие ответ-
ственные элементы размещают внутри картера коробки передач.
Рабочие жидкости содержатся в отдельных емкостях и обогре-
ваются при необходимости специальными устройствами.
Все рассмотренные требования могут быть обеспечены в наи-
большей степени следующими мероприятиями: соответствующим
выбором типа механизма, правильным составлением схемы, точ-
ным расчетом, подбором качественных элементов, рациональным
совмещением их работы, конструктивной отработанностью узлов
и деталей, защитой от неблагоприятных внешних и внутренних
условий, а также тщательным обслуживанием механизма.
Классификация. Механизмы управления классифицируются
по следующим признакам:
1) по источнику энергии — механизмы непосредственного дей-
ствия и сервомеханизмы;
2) по способу выполнения операций — простые, полуавтома-
тические и автоматические;
3) по роду энергии — механические, гидравлические, пневма-
тические, электрические, вакуумные и комбинированные (на-
пример, электрогидравлические, гидропневматические и т. д.).
410
В механизмах непосредственного действия вся работа совер-
шается за счет энергии самого водителя. В сервомеханизмах
работа полностью или частично выполняется за счет энергии спе-
циального источника. В зависимости от типа это могут быть ра-
стянутая (сжатая) пружина, насос, компрессор, генератор, акку-
мулятор. В некоторых случаях используется энергия двигателя
или энергия движения всей машины.
В простых механизмах управления весь ход выполнения опе-
раций по управлению осуществляется водителем. В полуавтома-
тических механизмах водитель подает лишь командный импульс,
а различные операции в строгой последовательности выполняются
самим механизмом. В автоматических механизмах управления
все операции выполняются также самим механизмом, но в отличие
от предыдущих командные импульсы в соответствующие моменты
вырабатываются здесь специальными датчиками, являющимися
частью самого механизма.
Необходимо отметить, что в автоматических и полуавтомати-
ческих механизмах управления часто применяют еще и механизмы
непосредственного действия. В таком случае управление назы-
вается дублированным, оно предназначается для повышения на-
дежности.
§ 2. МЕХАНИЗМЫ УПРАВЛЕНИЯ
НЕПОСРЕДСТВЕННОГО ДЕЙСТВИЯ
Механизмы управления непосредственного действия устанав-
ливаются в гусеничных машинах только в том случае, когда для
управления требуется прикладывать небольшую работу или когда
другой тип (например, стояночный тормоз) по принципиальным
причинам применен быть не может.
Эти механизмы выполняются либо гидравлическими, либо
механическими. На отечественных гусеничных машинах распро-
странение получили только последние. Они просты, дешевы,
надежны в работе и всегда готовы к действию. На некоторых ма-
шинах с их помощью осуществляется управление всеми агрегатами
и узлами трансмиссии. Кроме того, привод непосредственного
действия применяется и в сервомеханизмах для управления золот-
никами, кранами, переключателями и другими элементами управ-
ления, не требующими больших усилий.
В качестве примера механизма непосредственного действия
на рис. XI. 1 показана схема механизма управления остановочным
тормозом. В качестве органа воздействия здесь используется пе-
даль /, которая через промежуточные элементы (тяги 2, валики 3,
рычаги 4) соединяется с двуплечим рычагом 5 остановочного
тормоза. При нажатии на педаль тормоз затягивается. В затя-
нутом положении состояние механизма обозначено штрихами.
Следует отметить, что этот механизм может выполнять функцию
стояночного тормоза (включается защелка 6); другие типы
411
механизмов (гидравлические, пневматические, электрические)
в этом случае не годятся, так как у них наблюдаются утечки ра-
бочего тела, вследствие чего возможно расторможение машины.
Расчет механизмов управления непосредственного действия
сводится к определению кинематических параметров элементов
привода (длины рычагов, валиков и тяг, их хода, углов поворота,
передаточных чисел), а также к нахождению сил, которые дей-
ствуют на них.
В качестве исходных данных для расчета принимаются график
изменения усилия Рх от рабочего хода sxp и величина свободного
хода sxc ведомого элемента привода. Обычно эти величины бе-
рутся из расчета управляемого узла или агрегата. Кроме того,
принимаются известными и значения хода органа воздействия,
Значения полного хода sQn не должны превышать для педалей
180—220, а для рычагов 300—400 мм; при этом значения рабочего
хода sQp соответственно равны для педалей 140—160 и для рыча-
гов 260—320 мм.
Общее передаточное отношение привода inp находится по
формуле
1пр
Полный ход органа воздействия, который равен сумме рабочего
и свободного ходов, должен удовлетворять неравенству
(% 4“ $0с) ^пр (Sxp “F Sxc)» (X1.2)
или
$0п tnpSxri'
Это требование необходимо для того, чтобы имелась возмож-
ность выбрать зазоры в механизме управления. .
С другой стороны, общее передаточное отношение привода равно
произведению передаточных отношений сопряженных звеньев,
in p ~ 1(2*3.. • • • *m* (XI.3)
SQP
sxp
(XI.1)
.412
Следовательно, кинематические параметры промежуточных звеньев
необходимо подбирать таким образом, чтобы выдерживалось ра-
венство (XI.3). Вообще говоря, передаточное отношение может
быть переменным, т. е. изменяться в течение хода. Обычно в на-
чале хода оно имеет малую величину, а в конце — большую.
На практике кинематические параметры механизма управления
чаще всего определяются графо-аналитическим методом. В этом
случае схема механизма вычерчивается в определенном~масштабе.
Ход органа воздействия разбивается на несколько участков.
Перемещая орган из одного участка на другой, находят промежу-
точные положения всех звеньев. Этот метод удобен тем, что он
наглядно представляет работу привода, т. е. показывает траек-
тории движения шарниров, рычагов, тяг и т. д., с его помощью
просто определить все кинематические параметры, т. е. величины
ходов, плеч, углов поворота, а следовательно, и передаточные
отношения.
Усилие PQ на органе воздействия находится из условия равен-
ства работ на ведущем и ведомом элементах механизма управления
P()S0p*]np = Рх*хр, (XI.4)
откуда
0 v\npSop ‘Цпр^пр ’
где Ро — усилие на ведущем элементе (органе воздействия); Рх —
соответствующее усилие на ведомом элементе; т]„р — к. п. д.
механизма управления, учитывающий потери работы в шар-
нирах, опорах и других местах сопряжения. В зависимости от
конструкции привода х\пр = 0,70-j-0,95. Нижний предел характе-
рен для шарниров сухого скольжения, верхний — для шарни-
ров с подшипниками качения. В настоящее время последние
получают все большее распространение в приводах, где требуется
получить малые усилия или большую точность.
Так как усилие на ведомом элементе имеет, как правило, пере-
менное значение, то Ро определяется по отдельным участкам.
Соединив найденные величины плавной кривой, можно получить
график изменения усилия на органе воздействия в пределах ра-
бочего хода (в пределах свободного хода это усилие небольшое —
такое, какое необходимо для преодоления сопротивления оттяж-
ной пружины). Необходимо стремиться к тому, чтобы максималь-
ная величина усилия на органе воздействия механизма управле-
ния непосредственного действия не превышала 300 Н (30 кГ).
Расчет элементов механизма управления на прочность здесь
не приводится, так как толщины тяг, рычагов, валиков заведомо
завышают для получения необходимой жесткости. По этой же при-
чине не определяются и деформации. Но даже -если они и имеют
место, они компенсируются достаточными величинами холостого
хода.
•413
§ 3. МЕХАНИЧЕСКИЕ СЕРВОПРИВОДЫ
На отечественных гусеничных машинах из механических серво-
приводов нашел широкое применение лишь один тип — серво-
пружина. Во всех случаях она работает за счет потенциальной
энергии растянутой пружины.
Принцип действия. Принципиальная схема механизма управ-
ления с сервопружиной показана на рис. XI.2. В исходном со-
стоянии положение рычагов, тяг и валиков показано сплошными
линиями. Как видно из схемы, педаль фрикциона 1 в начальное
положение оттягивается с помощью сервопружины 2.
Рис. XI.2. Схема механизма управления фрикционом
с сервопружиной
При нажатии на педаль водителю приходится преодолевать
сопротивление пружины (при этом выбирается зазор 6). Поло-
жение, когда точка а лежит на линии аоб, называется нейтраль-
ным. Далее сервопружина помогает водителю выключать фрик-
цион.
При включении фрикциона водитель отпускает педаль. По-
скольку приведенное усилие от пружин фрикциона больше уси-
лия сервопружины, то под действием первых педаль возвращается
обратно. Кай уже упоминалось, рабочий ход заканчивается, ней-
тральным положением сервопружины. Дальнейший возврат пе-
дали в исходное положение осуществляется только за счет самой
сервопружины, которая отягивает ее после нейтрального поло-
жения.
Таким образом, при функционировании механизма происходит
перераспределение работ. При выключении фрикциона сервопру-
жина^ отдает работу. При включении фрикциона, наоборот, ра-
бота, совершаемая пружинами фрикциона, растягивает серво-
пружину, т. е. заряжает ее очередной порцией потенциальной энер-
гии. Следовательно, сервопружина может быть использована
только для ограниченного круга механизмов управления. Она
годится для таких, исполнительный орган- которых приводится
в действие устройством, способным отдавать и накоплять энер-
гию. К ним относятся пружины, воздушные аккумуляторы, уст-
ройства для поднятия тяжестей и т. д.
414
Диаграмма работы сервопружины показана на рис. XI.3.
По оси абсцисс отложен ход s, а по оси ординат — усилие на
педали Р. Работа, совершаемая пружинами фрикциона, опреде-
ляется площадью sQcPф1Рф^р\ сервопружиной на свободном
ходу — OPcQsQCf на рабочем — s0cPcns0p. Равные по величине,
но обратные по знаку, работы взаимно компенсируются и во!
Рис. XI.3. Идеальная диа-
грамма работы сервопружи-
ны
лий на педали главного фрикциона:
---------с сервопружиной; ----------без
сервопружины
дителю приходится преодолевать только оставшуюся часть (на
диаграмме заштрихована). w
Рассмотренная работа механизма управления с сервопружи-
ной относится к идеальному случаю. В действительности картина
несколько изменяется за счет имеющихся в приводе потерь, люф-
тов, деформаций и т. д. Действительная диаграмма усилий на пе-
дали главного фрикциона
показана на рис. XI.4.
Расчет сервопружины.
Метод расчета наиболее
полно разработан в трудах
проф. К. А. Талу [48].
Расчет сводится к опреде-
лению коэффициента жест-
кости сервопружины из ус-
ловия аккумулирования
ею максимально возмож-
Рис. XI.5. Расчетная схема сервопружины
ной энергии пружин фрик-
циона. Зная коэффициент жесткости, а также длины сервопружины
для различных положений, можно определить все конструктивные
параметры сервопружины, пользуясь обычной методикой рас-
чета пружин. Расчетная схема приведена на рис. XI.5.
Линейными размерами сервомеханизма г, с, а также длиной
сервопружины в свободном состоянии /0 задаются из конструк-
тивных соображении. Напомним, что расчет ведется для серво-
пружины, работающей на растяжение.
415
Усилие, развиваемое сервопружиной
Рс = (XI.6)
где кс — коэффициент жесткости сервопружины; I — текущая
длина сервопружины.
Наибольшее растяжение сервопружины будет при а = О,
т. е.
/ — /тах С Г .
Окружное усилие, приложенное к кривошипу,
Ро = P.sinp, (XI.7)
или
Ро = CKc sin а Р--Л . (X1.8)
\ . /c2 + r2 + 2crcosa )
Элементарная работа сервопружины при проворачивании
кривошипа на угол da
dAc = Porda. ’ (XI.9)
Чтобы определить полную работу, необходимо проинтегри-
ровать
А = f Por da = сксг I f sin a da —10 С — sin a ,
J И J /с2 4 r24-2crcosa /
о \о о /
(XI.10)
откуда
Ас = ск^ р — cos a — (Zmax — ]/с2 4- г2 Н~ 2cr cos a) j . (XI. 11)
Зарядка сервопружины производится пружинами фрикциона.
Работа пружин фрикциона
Аф ~ (Рп. ф + Рп. ф max) (XI.12)
где РП'ф и Рп. фтах — усилия пружин фрикциона соответственно
во включенном и выключенном состояниях; As^ — ход нажимного
диска.
При зарядке часть работы пружин фрикциона теряется в со-
пряжениях промежуточных деталей. Эти потери учитываются
коэффициентом полезного действия г]п. Ориентировочно можно
принять, что г)„ — 0,8 <-0,9.
Кроме того, не вся работа пружин фрикциона расходуется
на зарядку сервопружины. Доля работы пружин фрикциона,
используемая на зарядку сервопружины, учитывается специаль-
ным коэффициентом т]исп = 0,50-=-0,55.
Таким образом, работа, требуемая на зарядку сервопружины,
равна
Ад -- Аф1}пЦисп.
416
Подставив А3 в уравнение (XI. 11) вместо работы сервопружины
Ас, можно определить коэффициент жесткости сервопружины
кс = —--------------—........... . (X1.13)
cr 1 — cos а —^7 (/max — j/c2 + т2 + 2crcos а)]
В этом уравнении есть еще одно неизвестное — угол а. Им либо
задаются — в выполненных конструкциях на рабочем ходу чаще
всего а = 0ч-40°, тогда в формулу (XI.13) подставляется его
наибольшее значение, либо определяют. В последнем случае
необходимо составить еще одно уравнение, поскольку неизвест-
ных два — кс и а. Таким уравнением является равенство момен-
тов, приведенных к кривошипу сервопружины,
Рп. ф max R-* а Ъ = Kccr sin а (1 — Д —]. (X1.14)
l^~n \ у с2 + г2 4~ 2cr cos а /
Здесь R — радиус расположения лунок в шариковом механизме
выключения фрикциона; а' — угол наклона рабочего скоса лунки;
iK~n — передаточное число от кривошипа к подвижной чашке.
В заключение отметим, что в свое время сервопружины полу-
чили широкое распространение на гусеничных машинах. Они
просты и дешевы, постоянно готовы к действию, надежны в ра-
боте. Но в настоящее время они уступают свое место гидравли-
ческому сервоприводу. Причина в том, что сервопружина имеет
ограниченную область применения, непригодна для автоматиза-
ции, недостаточно эффективно снимает работу на органе воздей-
ствия, кроме того, на последнем создает неблагоприятный харак-
тер протекания усилия в зависимости от хода.
§ 4. ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ СЕРВОПРИВОДЫ
Из всех существующих типов гидравлические сервоприводы
получили на гусеничных машинах наибольшее распространение,
так как по сравнению с другими (пневматическими, электриче-
скими, вакуумными и механическими) они имеют ряд преимуществ.
В частности, они позволяют довести усилие на органах воздей-
ствия до любого необходимого значения и при этом обеспечить
наиболее выгодный характер его протекания в зависимости от
хода. Они также позволяют упростить управление машиной и
в оптимальном варианте автоматизировать переключение передач.
Кроме того, гидравлические сервоприводы имеют наименьший
вес и габариты. Например, при высоких давлениях жидкости*
вес насосов и гидромоторов примерно в 5—10 раз меньше, чем
вес электрических машин той же мощности. При соблюдении
соответствующих конструктивных мероприятий (обогрев масла
при низких температурах, качественные уплотнения, достаточная
производительность насосов, обеспечивающих компенсацию уте-
чек жидкос^й, хорошая фильтрация) гидравлические сервоприводы
27 н. А. Носов 417
обладают хорошей надежностью. Они обеспечивают высокое
быстродействие и большую позиционную точность. Сравнительно
дешевы в производстве и просты в обслуживании.
К недостаткам гидравлических сервоприводов можно отнести:
1) чувствительность рабочих жидкостей к изменению темпера-
туры — вязкость масел в диапазоне температур — 50 + 100° С
в зависимости от марки масла изменяется в сотни, а то и тысячи
раз;
2) обеспечение высокой точности и качества изготовления от-
дельных деталей, что предъявляет повышенные требования к произ-
водству, ремонту, а также обслу-
живанию. гидропривода;
3) трудность обеспечения каче-
ственного уплотнения сопряжен-
ных деталей, имеющих относи-
тельное движение.
В силу своих преимуществ
гидравлический сервопривод на-
чинает применяться для управле-
ния всеми элементами трансмиссий,
т. е. главным фрикционом, пере-
ключением передач, механизмом
поворота, для блокировки гидро-
трансформатора и т. д. Исключе-
ние составляет лишь стояночный
Рис. XI.6. Схема гидравлического
сервопривода, работающего по Гидравлические сервоприводы
принципу включен—выключен подразделяются на три группы,
работающие по принципу: 1) вклю-
чен— выключен; 2) регулятора давления; 3) следящего действия.
Рассмотрим каждую группу в отдельности. Сервопривод,
работающий по принципу включен—выключен, применяется
для управления теми элементами, рабочие положения которых
определяются только крайними положениями. Схема сервопри-
вода, работающего по этому принципу, показана на рис. XI.6.
Насос /, забирая масло из бака, подает его через напорную маги-
страль 3 к распределительному золотнику 4. Давление в напор-
ной магистрали поддерживается постоянным за счет редукцион-
ного клапана 2. В зависимости от того, в каком положении нахо-
дится плунжер золотника, полость силового цилиндра (бустера) 5
соединяется либо со сливом 6 (как показано на рис. XI.6), либо
с нагнетающим насосом (при положении рукоятки, показанном
штриховой линией). В первом случае давление в силовом цилиндре
равно атмосферному, во втором — достигает максимального зна-
чения.
Поскольку для перемещения плунжера золотника требуется
небольшое усилие — около 0,5—1 Н (50—100 Г), а выходной
элемент бустера развивает усилие в несколько десятков кН (не-
418
цилиндр с какой-то
Рис. Х1,7. Схема гидравличе-
ского сервопривода, работаю-
щего по принципу регулятора
давления с проточным золотни-
ком
( dP . Л\
хода т. е.
сколько тонн),’ то выигрыш в работе получается очень большой.
Гидравлический сервопривод обеспечивает коэффициент усиле-
ния мощности порядка 105, а коэффициент усиления линейного
перемещения может быть доведен до 10. Здесь коэффициентом
усиления по мощности (перемещению) называется отношение
мощности (перемещения) на штоке силового цилиндра к мощности
(перемещению), прикладываемой к плунжеру золотника.
Для сервопривода этого типа чаще всего применяется отсеч-
ной золотник, который соединяет с
одной полостью (сливной или напор-
ной), отсекая другую. Сервопривод
этого типа широко применяется в ме-
ханизмах управления трансмиссии
для переключения передач, осуще-
ствляемого с помощью фрикцион-
ных элементов, для блокировки гид-
ротрансформатора, а также в различ-
ных элементах автоматики и т. д.
Сервопривод, работающий по прин-
ципу регулятора давления,
применяется для управления элемен-
тами, рабочие положения которых
могут непрерывно изменяться в пре-
делах рабочего хода. В этом случае
можно зафиксировать управляющий
элемент не только в крайних поло-
жениях, но и в любых промежуточ-
ных.’ Однако последнее может быть
выполнено только в том случае,
если нагрузка сопротивления уве-
личивается с ростом рабочего
Схема сервопривода этого типа показана на рис. XI.7, От
предыдущей схемы она отличается лишь конструкцией распреде-
лительного золотника. Здесь применяется проточной золотник,
допускающий в промежуточных положениях плунжера перелив
масла из напорной магистрали в сливную. В зависимости от по-
ложения плунжера давление в силовом цилиндре непрерывно из-
меняется от атмосферного до максимального.
Для лучшей стабилизации положения плунжера золотника
он соединен с рычагом управления не жестко, а через пружину.
При перемещении рукоятки равновесие плунжера наступает
тогда, когда сила от давления на торец плунжера и сила пружины
уравновешиваются. Следовательно, необходимые сечения окон
в гильзе, через которые пропускается жидкость, устанавливаются
автоматически соответственно усилию пружины. В полости а
золотника жидкость давит на плунжер и усилие в виде реакции
передается на рукоятку. Водитель чувствует изменение давления
27*
419
в силовом цилиндре. Это явление очень полезное и обычно назы-
вается «чувством машины».
Золотник проточного типа очень чувствителен к изменению
положения управляющего рычага и позволяет осуществлять точ-
ное регулирование жидкости в силовом цилиндре, однако ему
присущ крупный недостаток — непроизводительный расход мощ-
ности потока рабочей жидкости при промежуточном положении
плунжера золотника. Следовательно, для питания нескольких
Рис. XI.8. Схема гидравлического
сервопривода, работающего по
принципу регулятора давления
с отсечным золотником
Рис. XI.9. Схема гидравличе-
ского сервопривода следящего
действия
силовых цилиндров с такими золотниками потребуется насос
с повышенной производительностью.
Чтобы избежать указанного недостатка, в сервоприводе, рабо-
тающем по принципу регулятора давления, часто применяется
другой золотник — отсечной (рис. XI.8). Размер 1г между вну-
тренними кромками буртиков плунжера меньше, чем размер /2
между внутренними кромками окон напорной и сливной магистра-
лей. Следовательно, в/ золотнике напорная магистраль никогда
не соединяется со сливом и непроизводительных перетечек жидко-
сти не происходит. Регулирование давления в силовом цилиндре
здесь можно получить только за счет дросселирования жидкости.
Последнее достигается созданием соответствующего сечения между
кромками буртика плунжера золотника и впускного или выпуск-
ного окна золотниковой коробки при достаточном расходе жидко-
сти. Сервоприводы подобного типа применяются для управления
механизмами поворота, главными фрикционами и т. д.
Сервопривод следящего действия применяется
в том случае, когда необходимо получить точное соответствие
в перемещениях рычага управления и поршня силового цилиндра,
420
независимо от характера протекания полезной нагрузки на штоке
Рис. XI. 10. Схема гидравлического соосного
сервопривода следящего действия
поршня.
Схема сервопривода этого типа показана на рис. XI.9. Осо-
бенностью схемы является наличие жесткой обратной связи,
соединяющей выходной элемент (шток поршня) с плунжером зо-
лотника. При перемещении рукоятки рычаг поворачивается во-
круг точки В и передвигает плунжер из исходного положения.
Открывается напорная магистраль, и жидкость поступает в си-
ловой цилиндр. Поршень перемещается. Одновременно через
систему рычагов это перемещение передается дифференциальному
рычагу в точке В. Соотно-
шение рычагов подбирает-
ся так, чтобы перемещения
от воздействия водителя и
от поршня, приведенные
к плунжеру золотника,
имели разные направле-
ния. Таким образом, води-
тель смещает плунжер,
а поршень возвращает его
в исходное положение.
В результате наступает
равновесное состояние,
при котором любому положению рычага управления соответ-
ствует свое точное положение штока силового цилиндра.
Перемещения поршня и плунжера золотника связаны опреде-
ленной зависимостью, которая находится из соотношения плеч
рычагов, Например, при неподвижной точке С перемещение плун-
жера будет равно
h = s ----— ——•
ц /4(/1 + /2) ’
(XI.15)
где Зц — ход поршня силового цилиндра; 119 /3, /4 — длины
соответствующих рычагов.
Часто применяют гидравлические следящие сервоприводы,
у которых перемещения плунжера золотника и поршня силового
цилиндра равны между собой (рис. XI. 10). Следящее действие
здесь достигается также за счет обратной жесткой связи, но в ка-
честве последней используется сам поршень,
В сервоприводах следящего действия используются как про-
точные (рис. XI.9), так и отсечные (рис. XI. 10) золотники.
Благодаря следящему действию, а также тому, что они могут
работать при любом характере протекания нагрузки сопротив-
ления, сервоприводы следящего действия широко применяются
в механизмах управления трансмиссией. Они используются для
переключения передач, управления поворотом, регулирования
передаточного отношения в гидрообъемных, фрикционных пере-
дачах и т. д.
421
§ 5. СЕРВИРОВАННОЕ УПРАВЛЕНИЕ ТРАНСМИССИЕЙ
Схема сервированного гидравлического управления гидроме-
ханической трансмиссией гусеничной машины показана на
рис. XI. 11. Схема состоит из насосной части, систем управления
агрегатами, подпитки гидротрансформатора и смазки.
Насосная часть включает в себя три насоса. Насосы 1,3 —
нагнетающие, насос 2 — откачивающий. Насос 1 является основ-
ным; присоединяется к ведущему валу трансмиссии и создает
давление в масляной системе при работе двигателя. Насос 3 —
вспомогательный, приводится во вращение от ведомых частей
трансмиссии и чаще всего связывается с ведущим валом борт-
редуктора. Он создает давление только тогда, когда основной
насос не работает. Для этой цели между насосом 3 и валом борт-
редуктора устанавливается фрикцион 4, который включается
пружиной. При работе основного насоса давление передается
в силовой цилиндр 5 и фрикцион 4 выключается. Чтобы не было
перетечек через неработающий насос, поставлены обратные кла-
паны 6. После насосов давление в масляной магистрали ограничи-
вается предохранительным клапаном 7.
Насос 2 откачивает масло из поддона 9 картера коробки пере-
дач в масляный бачок 8. Для обеспечения нормальной работы мас-
ляной системы при низких температурах бачок снабжен змееви-
ком системы подогрева.
Такое устройство насосной части позволяет осуществлять уве-
ренное управление машиной при всех режимах движения. На
стоянке при работе двигателя на холостых оборотах, при движе-
нии вперед и назад за счет энергии двигателя питание масляной
системы осуществляется основным насосом. Когда же движение
происходит за счет энергии другого источника (буксировка, дви-
жение накатом) и двигатель не прокручивается, то давление
в системе поддерживается вспомогательным насосом. Последний
позволяет также заводить двигатель с буксира.
От насоса масло подается в фильтр 10. Здесь оно очищается
и направляется в главную магистраль. В главной магистрали
рабочее давление поддерживается постоянным с помощью пере-
ливного клапана высокого давления 11. Избыток расхода масла
через щель в корпусе клапана переливается в систему подпитки
гидротрансформатора. В зависимости от конструкции величина
рабочего давления равна 1,2—1,8 МПа (12—18 кПсм2). Чем выше
давление, тем меньше га!бариты исполнительных механизмов.
Но при этом характер работы уплотнений ухудшается. Поэтому
максимальное давление выбирается из условия обеспечения надеж-
ности работы уплотнений.
Из главной магистрали масло под рабочим давлением посту-
пает в следующие золотники: ручного управления 12, блокировки
гидротрансформатора 13, управления механизмами поворота 14
и 15, отключения подпитки гидротрансформатора 16.
422
Рис. XI.11. Схема гидравлического сервированного механизма управления трансмиссией (ЗХ, Н, I, II,
III — включения заднего хода, нейтради, первой, второй и третьей передач; Б, ГТ — включения блоки-
ровки и разблокировки гидротрансформатора)
to . )
оо
Золотники ручного переключения предназначены для прину-
дительного включения водителем требуемой передачи. Они пред-
ставляют собой распределительное устройство, соединяющее глав-
ную магистраль с соответствующими силовыми цилиндрами фрик-
ционов планетарной коробки.
Золотник блокировки гидротрансформатора служит для управ-
ления фрикционом, соединяющим насос и турбину гидротранс-
форматора.
Золотники 14 управляют левым механизмом поворота, а 15 —
правым. Последний имеет три органа управления: фрикцион Фмп,
тормоз Тмп и остановочный тормоз То. Первыми двумя органами
управляют золотники, обозначенные Л, третьим — золотники В.
Каждый из них представляет собой регулятор давления с отсеч-
ным золотником. При прямолинейном движении масло из глав-
ной магистрали подается только в нижнюю полость золотника Л,
откуда по трубопроводу Фмп поступает в силовой цилиндр фрик-
циона. При этом силовые цилиндры Тмп и TQ через золотники Л
и В соединяются со сливом.
Для поворота водитель воздействует на рычаг управления
поворотом. Давление в силовом цилиндре фрикциона Фмп па-
дает и он выключается. Одновременно перекрывается слив и
открывается окно, подводящее масло, находящееся под рабочим
давлением, в силовой цилиндр тормоза Тмп через верхнюю
полость.
При полном открытии напорной щели давление в силовом
цилиндре Тмп равняется рабочему давлению. Это соответствует
полному включению тормоза механизма поворота.
При дальнейшем перемещении плунжера золотника полость
силового цилиндра Тмп соединяется со сливом и тормоз выклю-
чается. Одновременно в золотнике В кромка верхнего буртика
плунжера открывает напорное окно, и масло через щель начи-
нает поступать в силовой цилиндр остановочного тормоза 7\.
Таким образом, благодоря тому, что оба золотника выполнены
по типу регулятора давления, появляется возможность осуществ-
лять поворот машины не только с минимальными, но и промежуточ-
ными радиусами поворота.
В выполненных конструкциях такого гидропривода макси-
мальное усилие на органах воздействия поворотом машины огра-
ничивается величиной 120—150 Н (12—15 кГ\
Избыток масла из главной магистрали через окно переливного
клапана высокого давления 11 поступает в систему подпитки гидро-
трансформатора. Она обеспечивает поддержание постоянного
давления масла в гидротрансформаторе в пределах 0,5—0,85 МПа
(5,0—8,5 кПсм*). Система подпитки включает: переливной кла-
пан гидротрансформатора 18, золотник отключения 16, калибро-
ванное отверстие 17, трубопроводы подвода и отвода масла гидро-
трансформатора. Переливной клапан 18 поддерживает в гидро-
трансформаторе требуемое давление за счет перелива масла в си-
424
стему смазки. Калиброванное отверстие 17 предназначено для
создания необходимого сопротивления на выходе жидкости из
гидротрансформатора и тем самым для получения возможности
регулирования давления в системе за счет переливного клапана 18.
Золотник отключения служит для предотвращения падения дав-
ления масла в гидротрансформаторе при резком включении ка-
кого-либо силового цилиндра. Падение давления в гидротрансфор-
маторе может вызвать аварийную ситуацию из-за возникновения
кавитации.
Работает золотник отключения следующим образом. При па-
дении давления в главной магистрали плунжер золотника 16
под действием пружины перебрасывается вниз и отсекает от гидро-
трансформатора зону пониженного давления. Одновременно тру-
бопроводы подвода и отвода масла соединяются между собой, и,
таким образом, в гидротрансформаторе сохраняется прежнее
постоянное давление. При восстановлении рабочего давления
в главной магистрали (а оно нарушается на очень малый проме-
жуток времени) плунжер перемещается в сторону пружины, и
опять устанавливается исходное положение, при котором через
гидротрансформатор прокачивается требуемый объем масла.
Избыток масла из системы подпитки гидротрансформатора
через окно переливного клапана 18 поступает в радиатор. Здесь
оно смешивается с маслом, идущим из гидротрансформатора, и
после охлаждения в радиаторе 20 поступает на смазку агрегатов
трансмиссии.
Между входным и выходным патрубками радиатора устанав-
ливается предохранительный клапан 21, цель которого не допу-
стить увеличения давления в радиаторе сверх допустимой нормы.
Чаще всего это наблюдается при холодном масле, когда его вяз-
кость резко увеличена.
Давление в системе смазки обычно ограничивается величиной
0,2—0,3 МПа (2—3 кПсм*). Регулируется оно переливным клапа-
ном смазки 19. Избыток масла через окно клапана сбрасывается
на слив (в бак).
Остановочный тормоз на схеме имеет механический привод.
При нажатии на педаль 22 усилие через тяги передается на ленты
остановочных тормозов обоих бортов. В выполненных конструк-
циях усилие на педали составляет 300—400 Н (30—40 кГ).
§ 6. АВТОМАТИЧЕСКОЕ УПРАВЛЕНИЕ
КОРОБКАМИ ПЕРЕДАЧ
Основы теории
Переключение передач является одним из наиболее сложных
процессов, осуществляемых при управлении машиной. Оно тре-
бует нескольких манипуляций и, как правило, производится
в наиболее трудные моменты движения, когда все внимание
425
водителя должно быть направлено на наблюдение за дорогой. Во-
дителю трудно правильно оценивать дорожные условия и режимы
работы двигателя и, таким образом, выбирать нужные моменты
для переключения. Кроме того, при большом количестве передач
неквалифицированный водитель часто затрудняется в выборе
оптимальной передачи. Все это понижает работоспособность во-
дителя, ухудшает характеристики движения машины.
Автоматическое управление коробкой передач в некоторой сте-
пени устраняет эти недостатки. В настоящее время автоматическое
переключение осуществляется по двум параметрам — по загрузке
двигателя и скорости движения машины. Этим самым учитываются
дорожные условия и режимы работы двигателя и коробки передач.
.Переключение осуществляется в те моменты, когда режимы ра-
боты упомянутых агрегатов отклоняются в неблагоприятную зону.
Однако необходимо отметить, что имеющиеся образцы авто-
матического управления ступенчатыми коробками передач пока
еще не привели к общему улучшению топливно-экономических
и тяговых характеристик машин. Это можно объяснить недоста-
точной разработкой теории автоматического управления, а также
несовершенством конструктивного исполнения. Тем не менее уже
имеющиеся образцы придают машине ряд ценных качеств. По-
скольку переключение происходит без участия водителя, автома-
тическое управление облегчает условия вождения машины, зна-
чительно повышает работоспособность водителя, сокращает сроки
в приобретении навыков вождения, а также позволяет снизить
километровые расходы топлива и повысить средние скорости
движения при вождении машины неквалифицированными води-
телями.
Основной вопрос теории автоматического управления пере-
ключением передач сводится к выбору характеристики переклю-
чения передач. Под ней понимается кривая, определяющая мо-
менты переключения передач на поле тяговой характеристики
[1, 38].
От выбора характеристики переключения передач в большой
степени зависят тягово-экономические качества машины. При
неудачном ее выборе моторно-трансмиссионная установка может
длительное время работать в зонах с неудовлетворительной эко-
номичностью или пониженной тягой. Если первое приводит к пере-
расходам топлива, то второе может привести к резкому падению
средней скорости движения машины.
Как показывает анализ, характеристики, обеспечивающие наи-
лучшце тяговые и экономические качества машины, не совпадают
между собой. Поэтому задача построения характеристики пере-
ключения передач сводится к нахождению кривых, обладающих
оптимальными тяговыми и экономическими свойствами, и уже
по ним выбирается искомая характеристика.
Все кривые наносятся на поле тяговой (динамической) характе-
ристики гусеничной машины. Для лучшего понимания принци-
426
Д С 5 4 J 2 1
Рис. XI. 12. Размещение характе-
ристик переключений передач, вы-
зывающее цикличность
2f
пиальных положении введем следующие допущения: тяговая
характеристика, полученная при статических режимах, полностью
соответствует характеристике, снятой при разгоне и замедлении;
при переключении передач скорость движения машины не из-
меняется; разгон, замедление, а также переключение происходит
при постоянном положении педали подачи топлива. В качестве
двигателя используется дизель со всережимным регулятором.
Выявим характеристику переключения передач из условия
обеспечения оптимальных тяговых качеств. Для этого рассмотрим
стык смежных передач (рис. XI. 12). Кривая динамического фак-
тора на низшей передаче, соответ-
ствующая внешней характеристике D
двигателя, обозначена Н, на выс-
шей передаче — В. Допустим, что
характеристика переключения пе-
редач вверх (т. е. с низшей на выс-
шую передачу) проходит по ло-^
маной линии СЕ А. Обычно харак-
теристику делают такой формы,
чтобы с уменьшением загрузки
двигателя ее точки перемещались
в зону, низких скоростей v. Это
улучшает тяговые качества машины
и, кроме того, позволяет водителю
ускорять или задерживать пере-
ключение, т. е. в какой-то степени
влиять на автоматическое пере-
ключение. В этом случае разгон
машины происходит на низшей пе-
редаче по определенной кривой до
точки пересечения ее с линией СЕ А. В точке пересечения пере-
дача автоматически переключается вверх, и далее машина разго-
няется по соответствующей кривой на высшей передаче. Так, если
педаль подачи топлива выжата полностью, то динамический фак-
тор при разгоне изменяется по кривым бЛсВ; если двигатель рабо-
тает на частичной характеристике, например 2', то — по Ьлгеи2г.
Цифрами 1—5 и 2'—5' обозначены кривые, соответствующие ра-
боте двигателя на частичных характеристиках.
Допустим, что при переключении вниз, т. е. с высшей на низ-
шую передачу, используется характеристика переключения пере-
дач ДБ. При замедлении на высшей передаче динамический фак-
тор будет изменяться в сторону увеличения по кривой В до точки Б.
Здесь происходит переключение, и динамический фактор прини-
мает значение, соответствующее точке д на кривой Н. При даль-
нейшем замедлении он увеличивается по ней до установившегося
значения. При промежуточном положении педали, соответствую-
щем, например, регуляторной характеристике 4, замедление, про-
исходит по кривым 4'тпк. Как видно, после переключения
427
и
величина динамического фактора уменьшается (п </п), и лишь
после точки п он увеличивается по одноименной регуляторной ха-
рактеристике. Здесь полностью проявляется свойство дизеля со
всережимным регулятором автоматически реагировать на измене-
ние сопротивления, приведенного к коленчатому валу.
Из анализа рассмотренной характеристики можно выявить,
что поле тяговой характеристики, ограниченное многоугольни-
ком АаОЕ, не используется ни на низшей, ни на высшей переда-
чах. Это в значительной мере ухудшает тяговые качества гусенич-
ной машины. Кроме того, наличие неиспользуемой области АаОЕ
приводит к появлению цикличности. Последней называются пе-
риодические повторные переключения между смежными переда-
чами.
Рассмотрим разгон машины по дороге с суммарным коэффи-
циентом сопротивления движению (штриховая линия на тяго-
вой характеристике). После трогания с места ввиду значитель-
ного превышения динамического фактора D на низшей передаче
над fc машина разгоняется по кривой Н. В точке А происходит
переключение. Но на высшей передаче динамический фактор
в точке с будет Dc <fc. Скорость падает до точки Б, и здесь про-
изводится обратное переключение вниз. На низшей передаче,
ввиду того что D > fc, машина вновь разгоняется и т. д. Цикл
повторяется, и так может происходить много раз.
Цикличность — весьма отрицательное явление. Она умень-
шает среднюю скорость движения машины, и, самое главное,
из-за чередующихся переключений фрикционные элементы, уча-
ствующие в переключении, могут быстро выйти из строя,
С цикличностью можно бороться двумя способами. Во-первых,
оптимальным размещением характеристик переключения пере-
дач, которые необходимо выбирать так, чтобы неиспользуемых
областей на поле тяговой характеристики не было. Во-вторых,
изменением положения педали подачи топлива. К нему прибегают
в том случае, если неиспользуемая область все же имеется. Так,
от цикличности можно избавиться (рис. XI. 12), если водитель
перейдет с внешней характеристики на регуляторную 2. В этом
случае в точке ж динамический фактор равен удельному сопро-
тивлению и, следовательно, машина может устойчиво двигаться
на низшей передаче. Однако, если бы не было неиспользованной
области, машина могла бы двигаться в точке а на внешней харак-
теристике, где последняя пересекается с fc. В этом случае ско-
рость движения была бы несколько выше.
Из рассмотренного становится ясным, что высокие тяговые
качества машины могут быть достигнуты только при таком раз-
мещении характеристики переключения передач, когда будут
отсутствовать неиспользуемые области на поле тяговой характе-
ристики.
Выбор характеристики переключения передач из условия
высокой экономичности сводится к нахождению линии равных
428
расходов на смежных передачах. Для этого строится стыковой
участок тяговой характеристики, а под ним кривые часового
расхода G4l и G4ll, полученные при одном и том же удельном со-
противлении fcl при движении соответственно на низшей Н и
высшей В передачах (рис. XI.13). Точка пересечения кривых а
переносится на линию fcl и обозначается ах. Последняя является
точкой равных расходов для смежных передач при движении по
дороге с удельным сопротивлением fcl. Аналогичным способом
находятся точки равных расходов и для других удельных со-
противлений. Соединив эти точки плавной кривой, получаем ли-
нию равных расходов РР.
и vl v2
Рис. XI. 13. Определение линии Рис. XI. 14. Характеристики переключения
равных расходов передач
Этот способ получения линии равных расходов не является
единственным. Упомянутую линию можно найти и с помощью
кривых равных часовых или удельных расходов топлива.
Из графика видно, что движение машины на нижней передаче
правее линии РР будет сопровождаться перерасходом топлива.
К точно таким же результатам приводит движение машины на
высшей передаче левее линии РР. Следовательно, машина будет
двигаться с наилучшей экономичностью только в том случае,
если переключение передач будет иметь место по кривой равных
расходов.
Характеристик переключений две — вверх СЕ А и вниз Д31
(рис. XI. 14). Расположить их на одной кривой нельзя, так как
нарушится устойчивое включение высшей передачи. Между ними
должно быть перекрытие (разность скоростей At> = и3 — г^),
в пределах которого машина может двигаться как на высшей,
так и низшей передачах. Перекрытие передач должно быть больше
величины падения скорости, которое имеет место в процессе пере-
ключения на высшую передачу. В противном случае при переклю-
чении вверх может появиться цикличность, которая в отличие
429
от предыдущего случая не зависит от дорожного сопротивления
и практически исключает возможность включения высшей передачи.
Выбор величины перекрытия До является очень ответственным
моментом при выборе характеристик переключения передач.
Чрезмерное увеличение До приводит к понижению средней ско-
рости и ухудшению экономичности. Малая величина До может
вызвать явление цикличности. Поэтому величина перекрытия для
каждого конкретного случая (в зависимости от веса машины, типа
трансмиссии, порядка автоматизируемого стыка) выбирается на
основе имеющегося опыта и корректируется в процессе доводоч-
ных работ.
Расположение характеристик переключения СЕА и Д31,
показанных на рис. XI. 14, полностью исключает появление на
поле тяговой характеристики неиспользованных областей и,
следовательно, обеспечивает гусеничной машине высокие тяговые
качества. Одновременно с этим машина обладает достаточно хо-
рошей экономичностью, поскольку характеристики переключе-
ния передач размещаются в зоне, близкой к линии равных рас-
ходов. Последняя нанесена на рисунке штриховой линией.
Изменение динамического фактора, а также переключение при
разгоне и замедлении на этом графике проходит аналогично ранее
рассмотренному случаю. Так, при разгоне на внешней характе-
ристике — по линии НаАВ; при промежуточном положении пе-
дали, соответствующем регуляторной характеристике 4, это из-
менение происходит по 8пе4'.
Во время замедления при полностью выжатой педали динами-
ческий фактор изменяется по кривым В1жН, при замедлении на
регуляторной характеристике 2' — по кривым 2'и2р и далее
по одноименной характеристике, но относящейся к низшей пере-
даче. Если равномерное движение на высшей передаче происхо-
дило на регуляторной характеристике 4', то при замедлении ди-
намический фактор изменяется по кривым 4'тоб. Таким образом,
после переключения вниз динамический фактор вначале резко
уменьшается (Do <Dm) и только после соответствующего реаги-
рования всережимного регулятора он будет увеличиваться по
одноименной регуляторной характеристике на низшей передаче
до точки 6 и далее по внешней характеристике Н.
Как видно из рис. XI. 14, новые значения динамического фак-
тора после переключения вверх определяются кривой гвА, а
вниз — кривой кордж. Точки 3, 2, 1, лежащие на характеристике
переключения вниз, определяют моменты переключения при дви-
жении машины на соответствующих регуляторных характеристи-
ках.
Необходимо отметить, что место расположения в зоне высокой
экономичности можно задавать только характеристике переклю-
чения передач вверх, т. е. СЕА. Вторая характеристика (Д31)
устанавливается автоматически. Ее место определяется величинами
перекрытий Ап, обеспечивающих устойчивое включение высшей
430
передачи. К тому же на расположение характеристики Д31 на-
кладывается ограничение — она должна лежать правее параболы
нагружения гидротрансформатора , ограничивающей работу
1г
последнего зоной высоких к. п. д. (естественно, это относится
только к ГМТ).
Рассмотрим параметры, с помощью которых можно задавать
необходимое расположение характеристик переключений передач
на поле тяговой характеристики.
Поскольку характеристики переключений представляют со-
бой, как правило, кривую сложной формы или ломаную линию,
то однозначно ее точки определить одним параметром невозможно.
Таких параметров должно быть два. Проще всего характеристику
переключения можно было бы задавать силой тяги на ведущих
колесах Рт и скоростью движения машины V. Но замерить Рт
довольно сложно, к тому же точность и стабильность этой замеряе-
мой величины очень низка. Все это привело к тому, что такое со-
четание задающих параметров в системах автоматики не приме-
няется. Приходится в зависимости от применяемого типа двигателя
выбирать различные косвенные параметры, легко замеряемые и
в то же время стабильно и однозначно определяющие характери-
стику переключения передач.
При использовании на машине дизеля со всережимным регуля-
тором любую точку на поле тяговой характеристики можно зада-
вать пересечением линий регуляторной характеристики и ско-
рости движения. Каждой отдельной регуляторной характеристике
соответствует точно определенное положение педали подачи топ-
лива. Следовательно, в качестве задающих параметров в этом
случае используются положение педали подачи топлива а и
скорость движения машины V. Обе величины просто замеряются
и легко преобразуются в системах автоматики различных типов.
Так, в гидравлических системах перемещение педали и вращение
звена, скорость которого пропорциональна V, легко преобразуются
в давление жидкости с помощью регуляторов давления (силовых
датчиков) и гидравлических скоростных датчиков. В электри-
ческих системах эти параметры преобразуются в напряжение со-
ответственно с помощью потенциометров и тахогенераторов.
При использовании на машине карбюраторного двигателя си-
ловую координату на поле тяговой характеристики очень точно
определяет угол открытия дроссельной заслонки или разрежение
во впускном трубопроводе двигателя. В качестве второго задаю-
щего параметра, как и при других типах двигателя, выбирается
скорость движения машины.
Необходимо также отметить, что при установке на машине ги-
дромеханической трансмиссии с любым двигателем в качестве
задающих можно использовать только скоростные параметры.
Действительно, в этом случае на поле тяговой характеристики
любую точку можно задать пересечением парабол нагружения
431
гидротрансформатора —— с линиеи скорости движения v. По-
1г1
1 • *
скольку -— равно отношению скоростей вращения турбины и
1г1
насоса гидротрансформатора, то все задающие параметры могут
быть замерены с помощью скоростных датчиков.
Таким образом, в системах автоматического управления пере-
ключением передач независимо от применяемых агрегатов мо-
торно-трансмиссионной установки используются два задающих
параметра, определяющих положения точек характеристики пере-
ключения передач. На поле тяговой характеристики ординаты
Рис. XI. 15. Закон переклю-
чений:
/—переключение вниз; 2 — пе-
реключение вверх
этих точек Пропорциональны загрузке
двигателя (с учетом включенной пере-
дачи), а абсциссы — скоростному ре-
жиму машины.
В реальных машинах переключение
передач производится, как правило, при
разгоне или замедлении. Естественно,
в этом случае возникают дополнитель-
ные инерционные нагрузки, существенно
изменяющие статические процессы в си-
ловой установке. Следовательно, опти-
мальная схема автоматического управ-
ления переключением передач должна
учитывать эти изменения и по возмож-
ности компенсировать их.
После выбора характеристики переключения передач по точ-
кам, взятым из графика на рис. XI. 14, для каждого стыка строится
закон переключений, т. е. зависимость положения педали подачи
топлива а от скорости движения машины v (рис. XI. 15). Законы
переключений являются основой для расчета и настройки аппа-
ратуры механизма автоматического переключения передач.
Зная законы переключений, зависимость давления масла от
скорости движения у скоростного датчика, а также зависимость
давления от перемещения педали силового датчика, можно рас-
считать все параметры золотников автоматического переклю-
чения.
Схема автоматического управления коробками передач
Принципиальная схема автоматического управления планетар-
ным редуктором гидромеханической трансмиссии показана на
рис. XI. 16, а. Здесь приведены только те элементы гидропривода,
которые непосредственно связаны с переключением передач,
остальные опущены.
Рабочее давление масла в системе создается шестеренными на-
сосами и ограничивается предохранительным клапаном 4. Насос 1
является основным. Он функционирует тогда, когда работает
двигатель. Чтобы масло не переливалось через второй насос,
432
устанавливается обратный клапан 3. Насос 2 вращается от ведо-
мых частей трансмиссии. Он работает постоянно при движении
машины и создает дополнительный расход.
При работе насосов масло под давлением подается в главную
магистраль к параллельно работающим приборам. Так, масло
поступает к золотнику ручного переключения 6. Плунжер золот-
ника связан с кулисой и имеет четыре положения: Н — нейтраль
(показана на схеме); П — первая передача; ЗХ — передача зад-
Рис. XI. 16. Принципиальная схема автоматического управления коробкой пе-
редач: а — общая схема; б — положения золотника автоматики при различных
режимах
него хода; А — автоматика. При включении трех первых режимов
схема работает аналогично схеме обычного гидропривода, пока-
занного на рис. XI. 11.
При перемещении плунжера золотника в положение А вклю-
чается режим автоматического переключения. В рассматриваемой
схеме автоматизируется только один стык — переключение со
второй на третью передачу и обратно. Это делается наиболее часто
в трехскоростных коробках передач, так как в них первая пере-
дача служит только для движения в очень тяжелых условиях и
включается довольно редко. В обычных условиях движение на-
чинается со второй передачи, машина разгоняется, и произво-
дится переключение на Третью передачу, так что автоматизация
переключения с первой на вторую передачу в большинстве
28 н. А. Носов 433
случаев нецелесообразна. При применении коробок с числом пере-
дач более трех число автоматизируемых стыков увеличивается.
В положении А масло через полость золотника ручного пере-
ключения подводится к золотнику автоматики 7. Так как его плун-
жер отжат пружиной в правую сторону, то давление передается
в бустер Ф2, и включается вторая передача. При достижении на
ней соответствующей скорости происходит автоматическое пере-
ключение на третью передачу. Обратное переключение с третьей
передачи на вторую также осуществляется автоматически. Авто-
матическое переключение осуществляется с помощью следующих
элементов гидропривода: золотника автоматики 7, силового дат-
чика 5, скоростного датчика 9 и клапана блокировки 8. Рассмо-
трим каждый в отдельности.
Золотник автоматики предназначен для того,
чтобы автоматически переключать передачи в зависимости от
загрузки двигателя и скорости движения машины. Для этого
в полость б подводится давление рс,д от силового датчика, в по-
лость а подается давление рсК от скоростного датчика. На левый
торец плунжера золотника, кроме того, еще действует и усилие
пружины Рпр. Следовательно, со стороны полости б на плунжер
будет действовать общее усилие Рс = Рпр + Рс^. Последнее
усилие находится перемножением силового давления на площадь
плунжера со стороны полости б, т. е. Рс.э — pc.dfi- Со стороны
полости а на плунжер действует сила Рск, которая возникает
только от давления рск.
Силовой датчик предназначен для выработки задаю-
щего параметра, пропорционального загрузке двигателя. Как
уже говорилось, в случае применения дизеля со всережимным регу-
лятором (а в гусеничных машинах применяется в основном именно
этот двигатель) силовой датчик должен замерять и преобразовы-
вать положение педали подачи топлива в давление масла. На
схеме в качестве силового датчика показан регулятор давления.
Поскольку силовые датчики связываются с педалью подачи топ-
лива, то их иногда называют еще и педальными датчиками.
Характеристика силового датчика представляет собой зави-
симость давления жидкости от номера регуляторной характе-
ристики двигателя. Чтобы эта характеристика имела желатель-
ный вид, между тягой педали 10 и упором 11 вводят специально
спрофилированный кулак.
В некоторых случаях в механизмах автоматического управле-
ния обходятся вообще без силовых датчиков, и нажатие профили-
рованного кулака передается непосредственно на пружину зо-
лотника автоматики, что упрощает систему автоматики. Но к кон-
струкции золотника автоматики предъявляются более жесткие
требования. Ввиду уменьшения усилия со стороны пружины при
сдвиге плунжера золотника последнему необходимо придать до-
бавочное ускорение при перебросе его из левого в правое положе-
ние, что приводит к усложнению золотника.
434
Таким образом, для данной передачи и определенной скорости
движения машины чем выше загрузка двигателя, тем больше плун-
жер золотника датчика перемещается вправо, и давление масла
в полости соответственно растет.
Скоростной датчик предназначен для преобразо-
вания скорости движения машины соответственно в давление
масла. В данной схеме в качестве скоростного датчика исполь-
зуется трубка Пито. Скоростной датчик присоединяется к выход-
ному валу коробки передач, обороты которого пропорциональны
скорости движения машины. В то же время он должен распола-
гаться перед механизмами поворота, чтобы поворот машины не
влиял на переключение передач. Из скоростного датчика давле-
ние масла, пропорциональное скорости движения машины, по-
дается через клапан блокировки в полость а золотника автома-
тики.
Клапан блокировки предотвращает попадание ско-
ростного давления на первой передаче в полость а золотника ав-
томатики.
Работает автоматика следующим образом. Перед троганием
с места давление в полостях а и б равно нулю и плунжер золотника
автоматики отжимается пружиной в правое положение. Масло
через полость золотника автоматики (рис. XI. 16, б) направляется
в бустер Фп и включает вторую передачу.
Так как магистраль первой передачи I соединена со сливом,
то давление в клапане блокировки равно нулю. Клапан отжи-
мается в правое положение, и скоростное давление может подво-
диться в полость а золотника автоматики.
Водитель нажимает на педаль подачи топлива, машина тро-
гается и начинает разгоняться. Давление в полостях а и б на-
чинает расти. При определенных соотношениях давлений проис-
ходит переброс плунжера золотника из правого положения в ле-
вое. При различных скоростях движения и загрузки двигателя
переброс определяется характеристикой переключения передач.
Необходимое условие выражается неравенством
Рск > Рс. д 4“ Рпр 4“ Ртр, (XI. 16)
где Ртр — усилие, идущее на преодоление сил трения плунжера
золотника о стенки золотниковой коробки.
К плунжеру золотника автоматики предъявляется требова-
ние, чтобы он занимал только крайние положения. Достигается
это следующим образом. Давление от скоростного датчика пере-
дается в полость а. При этом усилие (см. рис. XI.16), действую-
щее на плунжер, равно
PcK^PcAdl-dl)^-. (Х1.17)
Когда наступит неравенство (XI.16), плунжер сдвинется влево.
Как только это произойдет, торец штока с диаметром d4
28*
435
отодвинется от стенки й на него начнет действовать давление
жидкости. Усилие увеличится и станет равным
лей
РсК=.РсК-Г- (XI.18)
Плунжер начнет движение уже под большим усилием. Но как
только откроется подвод масла с и закроется слив d, масло будет
давить на большую площадь и усилие станет равным
nd?
Рск = рск-^-. (XI.19)
Плунжер золотника с большой скоростью перебрасывается влево
и надежно там удерживается. Такое лавинное нарастание пло-
щади приводит к тому, что плунжер находится только в крайних
положениях.
При перемещении плунжера влево магистраль второй пере-
дачи II соединяется со сливом, а третьей передачи III с напорным
трубопроводом, т. е. Фп выключается, а бустер Фщ (третья пере-
дача) включается. Произошло автоматическое переключение.
Если при движении на третьей передаче сопротивление воз-
росло (машина движется в гору), то происходит обратное переклю-
чение на вторую передачу. В этом случае со стороны полости б
на плунжер действует усилие от полного силового давления и
пружины, а со стороны полости а — усилие, определяемое фор-
мулой (XI. 19). Условие переключения
nd?
Рпр 4" Рс. д 4 Рек ~4 F Ртр- (X1.20)
Здесь необходимо отметить, что в начале переключения, неза-
висимо от того, происходит ли оно со второй передачи на третью
или наоборот, на плунжер золотника со стороны полости б дей-
ствует одна и та же сила, определяемая левой частью уравнения
(XI.20). Для упрощения силами трения, а также изменением уси-
лия пружины пренебрегаем. Со стороны же полости а действует
переменная сила. В начале переключения вверх она определялась
формулой (XI.17), а при переключении вниз — (XI.19), т. е.
4
для последнего переключения она возросла в ——-у раза. Так
dl~ “4
как давление жидкости в полости б увеличиться не может, то
переброс плунжера вправо произойдет тогда, когда давление рсК
уменьшится в упомянутое число раз. Это может произойти только
за счет снижения скорости машины.
Таким образом, переключение с третьей передачи на вторую
происходит при более низкой скорости машины, чем переключе-
ние со второй передачи на третью. Этим самым достигается пере-
крытие Ап при переключении.
436
Как только плунжер золотника сдвинулся вправо, наблю-
дается обратная картина — открывается слив d и перекрывается
подвод с. Площадь резко уменьшается, и, следовательно, сопро-
тивление падает. Плунжер стремительно перебрасывается в край-
нее положение. В завершение выключается площадь, определяе-
мая штоком d4, и плунжер надежно закрепляется в правом поло-
жении. Трубопровод бустера Фш соединяется со сливом, а бустер
второй передачи — с напорной магистралью. Произошло вклю-
чение второй передачи.
Таким образом, чем меньше загрузка двигателя (меньше давле-
ние в полости б), тем при более низкой скорости происходит пере-
ключение на высшую передачу и наоборот.
Датчики автоматической системы управления
переключением передач
В приведенной на рис. XI. 16 схеме автоматического управле-
ния коробкой передач используются два датчика — скоростной
и силовой. К датчикам предъявляются следующие требования:
достаточная чувствительность; способность не реагировать на
другие различные возмущения; простота конструкции и надеж-
ность в работе.
Рис. XI. 17. Скоростной датчик гидродинамического типа
Кроме того, отдельно к датчикам предъявляются дополнитель-
ные требования: к скоростному — непрерывному изменению вход-
ной величины (скорости движения машины) должно соответство-
вать непрерывное изменение выходного сигнала ^давления жид-
кости); к силовому — выходной сигнал не должен реагировать
на кратковременное изменение входной величины (загрузки дви-
гателя). Только новое устойчивое значение входной величины
должно вызывать изменение выходного сигнала. Этим ограничи-
вается число нерациональных переключений при движении по
пересеченной местности.
Гидродинамический скоростной датчик (трубка Пито). Упро-
щенная конструкция датчика этого типа показана на рис. XI. 17, а.
437
Датчик состоит из кожуха 1, приемного патрубка (трубки Пито) 3
и подводящего трубопровода 2. Принцип работы следующий.
По подводящему патрубку из системы смазки в кожух непрерывно
подается жидкость. Кожух соединяется с выходным или другим
валом, угловая скорость которого подлежит измерению. При
вращении вала вместе с ним начинает вращаться и жидкость.
Чтобы между жидкостью и кожухом не было проскальзывания,
к стенкам последнего прикрепляются лопатки. Приемная трубка
устанавливается так, чтобы вращающийся поток жидкости на-
бегал на ее патрубок. Возникшее давление через приемный па-
трубок передается в золотник автоматики.
Расчет датчика сводится к нахождению зависимости скорост-
ного давления рсК от скорости вращения заданного звена © (обычно
выходного вала трансмиссии, частота вращения которого пропор-
циональна скорости движения машины).
Определим скоростное давление. Расчетная схема приведена
на рис. XI. 17, б. Скоростное давление складывается из трех со-
ставляющих—от центробежной силы рц, от скоростного напора рс. н
и столба жидкости в приемном патрубке рс.ж, т. е.
Рск== Рц^Г Рс.н~\~ Рс.Ж‘ (XI.21)
Ввиду того что обычно высота столба жидкости весьма незначи-
тельна, этой составляющей можно пренебречь.
Давление от центробежной силы Рц на элементарном участке
толщиной dr, удаленном от оси вращения на радиус г, равно
dp. = dr, (XI.22)
где р — плотность масла.
Чтобы определить полное давление от центробежных сил, пере-
даваемое в приемный патрубок, необходимо последнее равенство
проинтегрировать
р.= J p^rdr = f(/?2-/&)©2. (XI.23)
%вн
Полное скоростное давление
ра = р, + р,.. = ^- (Й - Й) + -^ЙЙ, (X1.24)
ИЛИ
юг(2Й-Й.)- (XI.25)
Как показывают эксперименты, действительное скоростное
давление в датчике отличается от теоретического. Причины в том,
что точная установка приемного патрубка при сборке датчика не-
сколько нарушается, не учитываются различные гидравлические
потери, в выполненных конструкциях лопатки устанавливают
438
часто с одной стороны, в этом случае возникает дополнительное
проскальзывание кольца жидкости относительно кожуха. Для
того чтобы привести в соответствие действительное скоростное
давление с теоретическим, последнее умножается на поправочный
коэффициент т]сх, определяемый опытным путем. Обычно tic/c =
= 0,6-0,8.
Окончательно скоростное давление находится по формуле
Рек = (2$ - Rt) w (X 1.26)
2 3 *
Датчик рассмотренного типа имеет ряд преимуществ. Кон-
струкция его очень проста. Он не имеет сопряженных трущихся
поверхностей, поэтому обеспечи-
вается высокая надежность в те-
чение длительного времени. Чув-
ствительность его вполне доста-
точна.
Из недостатков следует ука-
зать на большие радиальные
размеры (радиус порядка 120 мм
и выше). и несколько большую
зависимость качества работы от
изменения температуры масла.
Силовой датчик. Схема дат-
чика показана на рис. XI. 18.
Работает он по принципу регуляторов давления, которые были
рассмотрены в § 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 на-
жатии на педаль плунжер смещается вправо, тем самым открывая
впускное окно и закрывая сливную щель. Силовое давление рс.д
при этом начинает возрастать.
Расчет силового датчика проводится с целью определения за-

Vh
Рис. XI.18. Схема силового датчика
висимости между перемещением педали подачи топлива и сило-
вым давлением масла. Начальные условия: двигатель работает
на холостом ходу; перемещение упора, к которому прижимается
профилированный кулак, равно нулю (hy = 0); плунжер пере-
крывает впускное окно напорной магистрали, его перемещение
х = 0; выпускное окно слива открыто на величину а.
На плунжер действуют две силы — от пружины (Рпр) и от
давления масла (Рс.д)- При равновесии Рпр = Рс.д, или
Р» 4” К^у — Pc. df н>
(XI.27)
где

Здесь Ро — усилие от пружины при начальном положении
плунжера; к — жесткость пружины; рс,д — силовое давление
439
(давление в полости золотника); fH — неуравновешенная площадь
золотника; и d2 — соответственно диаметры буртиков плун-
жера.
Силовое давление, которое входит в уравнение (XI.27), может
быть найдено из условия равенства расходов Qn и Qm через щели
впускного п и выпускного т окон:
Qn — Р-пЯп р (Рн Рс. д);
Qm — l^mQm ~ (Рс. д Ро) >
(XI.28)
где qn, qm — проходные сечения щелей; р„
коэффициенты расхода; рн — давление в
Так как Qn = Qm, то
'и2?
УтЧп _ рс. д
Р-т^т Рн-Рс.д '
и рт — соответственно
напорной магистрали.
(XI.29)
В этом равенстве допускается, что давление слива равно атмосфер-
ному, т. е. р0 = 0.
(2 \
—%- — с I , по-
Я, г /
лучим
= <Х1-30>
с "Г 1
т. е. силовое давление зависит от соотношения проходных сече-
ний щелей впускного и выпускного окон.
Если сечение щели впускного окна qn = 1пх, а выпускного
окна qm = 1^ (а — %), то
= + <ХГ31>
Здесь 1п и 1т — соответственно ширины окон по окружности ци-
линдра.
Задаваясь величинами х в промежутке от 0 до а, находим
соответствующие значения pc_rj- Подставляя эти значения в фор-
мулу (XI.27) и решая ее относительно hy, определяем соответствую-
щий ход упора
h = Рс dfn-Po . (XI.32)
Таким образом, решая совместно уравнения (XI.31) и (XI.32),
можно определить зависимость рс.д = f (hy). Точность расчета
можно повысить, если учитывать влияние хода золотника на де-
формацию 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. а = inihy.
440 '
откуда
С учетом этого уравнения легко найти зависимость силового дав-
ления от положения педали подачи топлива рс.д = f (а).
Чтобы найти характеристику силового датчика, т. е. зависи-
мость силового давления от номера регуляторной характеристики,
необходимо иметь экспериментальные или расчетные зависимо-
сти положения педали а от соответствующего ему номера регуля-
торной характеристики NpXi. Только после этого, решая совместно
зависимости а = f (Npxi) и рс,д = f (а), можно построить искомую
характеристику рс.д = f (Npxi). Корректировка этой характе-
ристики достигается, как правило, за счет оптимального профи-
лирования кулака.
§ 7. РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ ГИДРАВЛИЧЕСКОГО
УПРАВЛЕНИЯ ТРАНСМИССИЕЙ
Определение производительности насосов
Производительность насосов определяется из условия обеспе-
чения наполнения силовых цилиндров (бустеров) за определенное
время т, а также отвода тепла от отдельных узлов и агрегатов транс-
миссии. Рассмотрим оба случая.
Производительность насоса из условия наполнения отдельного
силового цилиндра. Производительность насоса в этом случае
определяется равенством
(XI.33)
(XI.34)
Здесь QH1 — производительность насоса, требующаяся для запол-
нения отдельного силового цилиндра, в м3/с; Vg — объем в сило-
вом цилиндре, освобождаемый при движении поршня, в м3;
т — время перемещения поршня вс; — коэффициент напол-
нения, учитывающий перетечки масла из напорной магистрали
в сливную, а также утечки через зазоры. Приближенно т]к =
= 0,6 4-0,8.
Объем в силовом цилиндре находится как произведение пло-
щади цилиндра Fy на его полный ход 8Ш, т. е.
Кб — Рц5ш.
Время перемещения поршня на величину полного хода зави-
сит 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

ТТ]Н
441
где т — масса поршня и связанных с ним деталей,^приведенных
к поршню, в кг (кГ -сек2/м); рн — давление в полости силового
цилиндра в Па (кГЛи2); Рс — суммарное сопротивление дви-
жению поршня в Н (кГ):
Рс ~ Рпр 4"" Ртр + РШ'
Здесь Рпр — сила сжатия отжимных пружин; Ртр — усилие,
идущее на преодоление трения в уплотнениях поршня; Рш —
усилие, идущее на преодоление трения в шлицевых соединениях
дисков.
Необходимо иметь в виду, что при включении передачи одно-
временно может быть включено несколько силовых цилиндров.
Так, в трансмиссии, в которой используется трехстепенная плане-
тарная КП, при включении передачи заполняются сразу два
цилиндра. Если допустить, что при этом включается и механизм
поворота, то количество силовых цилиндров увеличивается до
трех. В таком случае аналогичным способом нужно определить
Qh2> Qh3 И Т. Д.
Производительность насоса QH равна сумме производитель-
ностей, требующихся для одновременного заполнения отдельных
силовых цилиндров, т. е.
Qh — Qnl + Q«2 + ' • • + 0.НП- (XI.36)
Производительность насоса из условия отвода тепла от от-
дельных 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 транс-
миссии, 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
^mm — (Ng—N„g^(\—ЯггиХ (XI.37)
где Nnam — потери мощности в гидротрансформаторе; Ng — сво-
бодная мощность двигателя; Nnd-н — потери мощности в сило-
вой цепи от коленчатого вала двигателя до насоса гидротрансфор-
матора; iian — минимальный к. п. д. гидротрансформатора в ра-
бочем диапазоне.
Обычно Nпд_н включает в себя потери мощности в гитаре
в цилиндрическом или коническом редукторе Nnptf, а также мощ-
ность, требуемую для привода масляных насосов NnH:
Nm — Ng(\ Лг); МпРц = (Ng Nп?) (1 — т]р);
дг __________bpQm_______
п* 103tlnex. нЦпр. н
(XI.38)
442
где Др — разность давлений нагнетания и всасывания в Па;
Qm — теоретическая производительность насоса в м3/с; 1% —
к. п. д. гитары; т]р— к. п. д. редуктора; н — механический
к. п. д. насоса, принимаемый равным 0,98; Ллр.« — к. п- Д- при-
вода насоса.
В гитаре, редукторах, а также приводе масляного насоса ис-
пользуются зубчатые передачи. Если применяются цилиндриче-
ские шестерни, то их к. п. д. равен 0,98z, где г — число зацепле-
ний.
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, выделяе-
мого редукторной частью трансмисии. Потери мощности в послед-
ней
= + (XI.39)
Здесь Afnpl — потери мощности в редукторной части, расположен-
ной между коленчатым валом и гидротрансформатором и обслужи-
ваемой системой смазки. Если гитара не имеет циркуляционной
смазки, а цилиндрический редуктор обслуживается системой
смазки, то Л/„р1 = Nnm. Второе слагаемое Nnp2 — потери мощ-
ности в редукторе за гидротрансформатором. Это чаще всего по-
тери мощности в трех- или четырехскоростном планетарном ре-
дукторе КП:
-^.р), (XI.40)
где ?]n4.p — к. п. д. планетарного редуктора.
Зная потери мощности в кВт (л. с.) в отдельных узлах транс-
миссии, легко вычислить выделяемое в них количество тепла
в кДж/с (ккал/ч)
Qt = Nni (Qi = 632Nni). (XI.41)
Количество тепла, выделяемого в гидротрансформаторе, может
быть снято в радиаторе при следующем расходе масла через него
в л/е (л/мин):
(G- = wr\ <Х1-42>
Здесь р — плотность масла (для смеси, состоящей из 60% авиа-
масла МС-20 и 40% веретенного масла А4, при температуре 135° С
р = 0,81 кг/дм3); у — удельный вес масла; с — теплоемкость
масла, с = 2,1 кДж/кг-° С (0,5 ккал! кг -° С); t — разность тем-
ператур на входе и выходе из радиатора, обычно t = 12 4-15° С.
Для снятия в радиаторе количества тепла, выделяемого в ре-
дукторной части, необходим расход масла
(°.-4т)- (Х1«)
443
Найденный расход масла через радиатор соответствует количеству
тепла, выделяемого только в полюсах зацепления. На самом деле
источниками тепла, кроме того, являются еще и барботажные
потери, фрикционные элементы при буксовании и т. д. Чтобы
снять и это тепло, расход масла следует увеличить. Принимаем,
что это увеличение происходит на 0,17 л/с (10 л!мин), т. е.
GP = G’P + 0,17 (GP = GP+ 10). (XI.44)
Расход масла через радиатор для снятия тепла GH, выделяе-
мого в масляном насосе, находится, как и Gzm, только в формуле
(XI.42) вместо Qem подставляется .
Суммарный расход масла через радиатор должен составлять
Gc — Gem Gp 4- GH. (XI.45)
Расход Gc обеспечивает нагнетающий насос. Так как в системе
между насосом и радиатором имеются утечки, то с целью их ком-
пенсации производительность насоса увеличивают. Окончательно
производительность нагнетающего насоса на расчетном режиме
равна
GH.W = (1,2-1,3)GC. (XI.46)
Требуемая теоретическая производительность нагнетающего
насоса при максимальных оборотах двигателя пшах будет
Gm н н = , (XI.47)
1}обПрасч ’ V '
где прасч — расчетная частота вращения двигателя в об/мин;
Лоб — объемный к. п. д. насоса (принимается т]об = 0,85).
Данный расчет является предварительным, поскольку он
построен на большом количестве допущений. В частности, не учи-
тываются тепловыделение в атмосферу, тепло, переносимое утеч-
ками, кроме того, сами утечки приняты приближенно и т. д.
Определение конструктивных размеров насосов
В гидроприводе трансмиссий гусеничных машин широкое рас-
пространение получили насосы шестеренного типа с внешним
зацеплением. Размеры определяются по следующим приближенным
формулам [15].
Диаметр делительной окружности шестерен в мм
Р = 48,2|Л-^- (d= 12,(XI.48)
где п — частота вращения шестерен насоса, принимаемая равной
2000—4000 об/мин; Qm — теоретическая производительность на-
соса в см3/с (см3/мин).
Для механических трансмиссий теоретическая производитель-
ность насосов определяется и по условию наполнения силовых
цилиндров за определенное время, и по условию отвода тепла.
444
За расчетную принимается та производительность, которая ока-
залась больше.
Число зубьев в шестернях насосов принимают г = 6 ч-12.
Такая малая величина объясняется тем, что с уменьшением числа
зубьев производительность насоса увеличивается.
Модуль шестерен
/и = -^-. (XI.49)
Ширина шестерен насоса в мм подсчитывается по формуле
6 = к<Х>пт (ь = )• (XI.50)
KuiDmn \ KiuDmn ) ' ’
Здесь Кш — коэффициент пропорциональности. Для корриги-
рованных зубьев шестерни Кш = 9,4.
Основные размеры шестерен с корригированными зубьями:
диаметр окружности головок Рг = D + 2т (1 + |); диаметр ок-
ружности ножек DH = D — 2т (1,2 — |); высота головки зуба
hs = т (1 + £); высота ножки зуба hH = т (1,2 — £). Здесь | —
коэффициент коррекции.
Мощность, требуемая для привода масляных насосов, опре-
деляется по формуле (XI.38).
Расчет сечения и гидравлических потерь трубопроводов
Внутренний диаметр трубопровода dmp в м находится из урав-
нения расхода жидкости [7]
Gmp = ^vmp, (XI.51)
откуда . . .
dmp=l,13 (XI,52)
Здесь Gmp — расход через трубопровод в м3/с; vmp — средняя
скорость течения жидкости в трубопроводе в м/с. В гидроприводе
трансмиссии vmp = 2 -г-8’ м/с. С ростом давления скорость по-
тока повышается в указанных пределах. По рекомендации
проф. К. А. Талу для обеспечения быстродействия гидропривода
при давлении до 2,5 МПа необходимо допускать vmp 2 м/с. Во
всасывающем трубопроводе скорости потока принимаются в три-
четыре раза меньше, чем в напорных трубопроводах. В гидро-
приводе с постоянной циркуляцией жидкости для получения вы-
сокой чувствительности скорость протекания жидкости через
окна золотника допускается до итр~ 15 м/с.
Течение жидкости в трубопроводе сопровождается потерями
давления, т. е. давление, на входе в трубопровод рвх выше, чем
давление на выходе рвых. Разность Др3 = рвх — рвых и состав-
ляет потери напора из-за гидравлического сопротивления канала.
445
Для установившегося движения жидкости в горизонтальном
канале потери напора в Па определяются по формуле
<XL53>
итр
где р — плотность в кг/м8 (при рабочей температуре масла, обычно
t — 100° С, р = 832 кг/м3); I — длина трубопровода в м; —
внутренний диаметр трубопровода в м; Л — коэффициент со-
противления.
При турбулентном потоке (Re > 2300)
1 0,3164 /VI кл\
-А=-^б75-- <Х1-54)
Здесь Re — число Рейнольдса:
Vmpdtnp
Re =-----—
v
где v — кинематический коэффициент вязкости (при t = 100° С
v — 0,1 см2/с); vmp и dmP подставляются соответственно в см/с
и см.
Тогда с учетом (XI.51) формула (XI.53) примет вид
8Ю1„
<XL
При ламинарном потоке (Re 2300)
Re
Кроме гидравлических потерь, в трубопроводах наблюдается
местные потери. Они возникают в различных вспомогательных
устройствах (тройниках, поворотных угольниках, расширениях,
сужениях, клапанах и т. д.), устанавливаемых в систему трубо-
проводов. Местные потери в Па определяются по формуле
Дрл = ^р. (XI.57)
Здесь £ — коэффициент потерь, определяемый опытным путем.
В некоторых случаях его приближенно можно определять следую-
щим образом.
При внезапном расширении от сечения f к сечению F
£ = (1 —-у-)2 • (XL58)
При внезапном сужении от сечения F к сечению f
В = т- + (т—О2- <Х1.59)
ъп \ &П /
где = 0,005 4-0,06; е„ = 0,62 ч-0,63.
446
При повороте на угол <р = 90° 1 = 0,14 4-0,3, если имеет
место закругление при -у- = 0,4 ч-1 (здесь d — внутренний
диаметр трубопровода; г — радиус закругления), и £ = 14-1,5,
если имеет место прямое колено.
Расчет золотников
Окна гильз золотников выполняют так, чтобы давление жидко-
сти в них не создавало радиальных сил на плунжеры. Для этого
делают либо два, либо четыре окна. Сечения окон, а также ход
плунжеров выбирают обычно из конструктивных соображений.
В то же время сечения окон должны обеспечить нормальный рас-
ход жидкости к силовым цилиндрам.
В золотниках сервоприводов, работающих по принципу вклю-
чен—выключен, сечения окон, а также ход плунжера выбираются
из условия обеспечения максимального расхода жидкости с наи-
меньшими потерями.
В золотниках сервоприводов, работающих по типу регуля-
торов давления и следящего действия, сечения окон при полном
ходе золотника также должны обеспечить максимальный расход.
При промежуточном положении плунжера расход должен соот-
ветственно изменяться по заранее установленному закону. Для
этого сечения окон могут иметь специальную профилировку.
Определение сечений в этом случае производится по зависимостям,
приведенным при рассмотрении силового датчика.
Глава XII
Подвеска гусеничных машин
§ 1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Подвеской (или системой подрессоривания) принято называть
группу узлов и деталей ходовой части, соединяющих корпус (или
раму) гусеничной машины с опорными катками и осуществляющих
передачу усилий от опорных катков корпусу как при статическом
положении машины, так и при ее движении.
Основные узлы подвески: упругие элементы (рессоры) и демпфи-
рующие элементы (амортизаторы). Первые предназначены для
смягчения толчков и ударов, возникающих при движении по
неровным дорогам и местности; вторые — для гашения (преобра-
зования в тепловую энергию и последующего рассеивания в ок-
ружающее пространство) энергии колебаний корпуса, постоянно
генерируемых при движении машины по неровностям вследствие
наличия упругой подвески и деформации ее рессор.
Основные требования. Основными требованиями к идеальной
подвеске являются следующие.
1. Обеспечение высокой плавности хода машины при движении
с максимально возможными по запасу мощности двигателя ско-
ростями по дорогам и местности. Подвеска не должна, иначе
говоря, ограничивать скорость движения машины в указанных
условиях. Выполнить это требование очень непросто. Даже в луч-
ших современных гусеничных машинах оно пока выполняется
неполностью. Чем полнее оно выполняется, тем вь!ше средняя ско-
рость движения гусеничной машины в сложных условиях мест-
ности.
2. Достаточные запасы прочности, высокая износостойкость
и долговечность, что обеспечивается назначением соответствую-
щих запасов прочности, а также хорошими условиями смазки
трущихся деталей и надежной работой уплотнений. При назна-
чении запасов прочности различных элементов подвески следует
учитывать, что величина динамических нагрузок при движении
на высоких скоростях может превосходить статические в 8—11 раз.
Для снижения динамических нагрузок в ходовой части машин
применяются резиновые шины на опорных катках, катки с внутрен-
ней амортизацией, упругие упоры (ограничители хода катков).
Снижению динамических нагрузок способствует уменьшение веса
неподрессоренных деталей.
448
3. Малый вес и габариты. Вес узлов подвески современных
машин составляет 3,7—7% от общего веса машины. Для некоторых
типов машин важным явл>яется уменьшение объема, занимаемого
подвеской внутри корпуса. Этот объем составляет 6—10% от
общего внутреннего объема корпуса.
4. Простота и удобство обслуживания (применение центра-
лизованной смазки, минимум регулировок, замены смазки и об-
служивания в процессе эксплуатации, доступность мест регули-
ровки и смазки, удобство монтажа и демонтажа).
Рассмотрим подробнее первое требование. Высокая плавность
хода, как это следует из теории подрессоривания [18 и др.],
означает:
1) отсутствие или сведение к минимуму периодического про-
бивания подвески в тяжелых условиях движения (посадки балан-
сиров на ограничители хода катков);
2) обеспечение малых значений ускорений, передаваемых на
корпус машины при движении в различных условиях (без про-
бивания подвески) в сочетании с высокой интенсивностью гаше-
ния колебаний;
3) обеспечение периода Т и частоты к линейных и угловых
колебаний в пределах наиболее привычных для человеческого
организма частот;
4) обеспечение больших значений динамического h$ и макси-
мального йтах хода опорных катков, что уменьшает возможность
пробивания подвесок при преодолении высоких (пороговых)
препятствий. Следует стремиться к величинам hn = 300 4-350 мм
и отношениям 2 4-2,5, где hcm — статический ход катка.
Трудности здесь обычно компоновочные.
Пробивание подвески приводит к передаче на корпус и эки-
паж ударных нагрузок, недопустимо большим ускорениям, что
снижает надежность работы машины и ее узлов и работоспособ-
ность экипажа.
Установка .амортизаторов с большим сопротивлением прямого
хода снижает возможность пробивания подвески, но при этом
увеличиваются ускорения, сообщаемые корпусу машины. С дру-
гой стороны, вероятность пробивания подвески тем меньше,
чем больше запас ее потенциальной энергии, особенно при малых
скоростях движения. Удельная потенциальная энергия % под-
весок современных быстроходных гусеничных машин составляет
не менее 400—600 мм
2/г Ъп hd
У j Qidhi + v J Q6idh6i
1 _ Ар + Aq 10 1 h-di
Gn ~ Gn
где Ap — работа, затрачиваемая на полную деформацию всех
рессор; Аб — работа, затрачиваемая на полную деформацию
29 н. а. Носов 449
всех подрессорников (буферов); Gn — вес подрессоренной ма-
шины; Qi, Q6i — усилия на катке от действия рессор и буферов;
hi, hgi — ход катков, соответствующий деформации рессор и
буферов; hn — полный ход катка; hd — динамический ход катка;
п — число катков на один борт.
Для подвески с линейными характеристиками
2п 2п
Qi max^n + J] Q6i тахЬб max
; = J--------i:
при одинаковой жесткости рессор и буферных пружин
_nmh2n + n6m6h26max
Д' П f
где т, тб — модули жесткости рессоры и буфера.
Отсутствие периодического пробивания подвески при движе-
нии в зоне резонансных скоростей по ухабистым дорогам обеспе-
чивается (так же, как и недопущение чрезмерных величин уско-
рений) правильным подбором параметров и характеристик сов-
местно работающих рессор и амортизаторов, т. е. оптимальным
согласованием упругих и демпфирующих свойств системы под-
рессоривания.
Создание подвески, одинаково хорошо обеспечивающей плав-
ность хода в самых различных условиях, практически невозможно.
Поэтому к подвеске предъявляются дифференцированные тре-
бования по величине допустимых ускорений для некоторых ха-
рактерных условий движения.
1. При движении по дороге с мелкими, часто расположенными
неровностями (высокочастотный профиль), позволяющей развить
большую скорость по двигателю, преобладающее значение будут
иметь вертикальные колебания, вызывающие так называемую
тряску, поэтому наиболее неблагоприятной длиной неровности
будет в этом случае а = Z(- — 1!+1 (где /,• — расстояние от оси
опорного катка до центра тяжести машины), т. е. величина ее
равна расстоянию между соседними катками. Типичная высота
таких неровностей —0,05 м, ход катков будет небольшим. До-
пустимые ускорения в этом случае вследствие высокой частоты
колебаний не должны превышать в носовой части машины (на
месте водителя) величины zn = zmax + Zn<Pmax = 0,5g, где z'max
и <ртах — максимальные ускорения соответственно линейных
и продольных угловых колебаний, а 1п — расстояние от центра
упругости подвески до сиденья водителя. В противном случае
будет наступать быстрое утомление.
2. При движении по ухабистым дорогам и местности (низко-
частотный профиль) наиболее неблагоприятной длиной неровности
является а = 2L, где L — длина базы машины. Типичная высота
таких неровностей ~0,1—0,2 м. В этом случае будет иметь место
450
значительное раскачивание корпуса, грозящее пробиванием край-
них подвесок. Для обеспечения непробивания подвески в этом
случае, как уже говорилось выше, необходимо за счет амортиза-
торов или сил упругости рессор создать при большом ходе катков
достаточно большое сопротивление. Тогда ускорения, передавае-
мые на корпус, неизбежно возрастут. Их допустимые значения
в этом случае приходится увеличивать до zn — zmax + /дфтах <
<3g.
Опытом установлено, что колебания с периодом менее 0,5 с
вызывают быструю утомляемость экипажа. При длительных же
колебаниях с периодом свыше 1,7—1,8 с (при мягких подвесках
без амортизаторов) появляются признаки морской болезни.
С другой стороны, чем больше период собственных колебаний
подвески, тем меньше при одинаковых амплитудах будут уско-
рения. Поэтому в подвесках с мощными амортизаторами, интен-
сивно гасящими колебания, следует выбирать жесткость рессор
таким образом, чтобы обеспечивались большие значения периода
собственных колебаний подвески.
~ Классификация подвесок. Подвески гусеничных машин можно
классифицировать по нескольким признакам.
По характеру кинематических связей
между катками и корпусом подвески подразделяются на:
1) индивидуальные (независимые);
2) блокированные (балансирные);
3) смешанного типа.
На быстроходных транспортных гусеничных машинах при-
меняются, как правило, индивидуальные подвески, так как они
имеют меньший вес, большее значение удельной потенциальной
энергии (400—500 мм против 170—200 мм у блокированных),
большее значение hn\ при одинаковом клиренсе, их конструкция
проще и надежнее.
По типу упругих элементов (рессор) подвески
классифицируются на:
1) торсионные подвески (имеют преимущественное распростра-
нение);
2) подвески с винтовыми пружинами (на современных маши-
нах применяются редко, так как занимают внутри корпуса боль-
шой объем);
3) пневматические или пневмогидравлические рессоры (пока
еще не получили широкого распространения, но имеют хорошую
перспективу развития и применения на быстроходных гусеничных
машинах благодаря ряду преимуществ, о которых будет сказано
ниже);
4) листовые рессоры, резиновые рессоры, гидравлические уп-
ругие элементы (не имеют перспектив применения на гусеничных
машинах).
По виду характеристики различаются подвески:
1) с линейной характеристикой;
29* 451
2) с нелинейной характеристикой (пневматические и пневмо-
гидравлические). Они обладают бесспорными преимуществами
перед подвесками с линейной характеристикой, но конструктивно
сложнее и пока еще недостаточно отработаны.
§ 2. ОСНОВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ
И ХАРАКТЕРИСТИКИ УПРУГОСТИ ПОДВЕСОК
Необходимость обеспечения высокой плавности хода предъяв-
ляет противоречивые требования к характеристике упругости
подвески (рис. XII. 1, а), представляющей собой зависимость нор-
мального усилия Q на опорный каток от его вертикального пере-
мещения h. С одной стороны, для обеспечения непробиваемости
Рис. XI 1.1. Характеристики подвески
подвеска должна иметь большой запас потенциальной энергии W7,
который может быть повышен или увеличением полного хода
катка от hnl до hn2 (AW\), или увеличением модуля жесткости
подвески от т1 до m2 (AIF2). Увеличение hn ограничивается ком-
поновкой машины, а также величиной допустимых напряжений
в металлических рессорах. Увеличение же жесткости приводит
к возрастанию ускорений и потерь энергии в амортизаторах.
С точки зрения плавности хода жесткость подвески необходимо,
наоборот, уменьшать. В пределах линейной характеристики
452
(рис. XII. 1, а и кривые 1 на рис. XII. 1, б и в) эта проблема мо-
жет иметь лишь компромиссное решение, далекое от оптималь-
ного.
Нелинейные характеристики различного вида представлены
на рис. XI 1.1, б и в. Они позволяют иметь различную жесткость
при различных значениях хода опорных катков. Желательно
в соответствии с дифференцированными требованиями к плав-
ности. хода, сформулированными выше, иметь небольшую жест-
кость (в районе статического хода) при движении по высокоча-
стотному профилю с малыми значениями хода катков и большую
жесткость при движении по ухабистой дороге с большими зна-
чениями хода катков. Характеристика 2 на рис. XII. 1, б совер-
шенно не удовлетворяет поставленным требованиям, так как дает
прямо противоположные результаты. Характеристика 3 на этом же
рисунке в какой-то степени удовлетворяет требуемому характеру
изменения жесткости в зависимости от хода катка, но она дает
малый запас потенциальной энергии и увеличивает статический
ход от hcml до hcm2, а следовательно, уменьшает величину дина-
мического хода катков.
Наиболее рациональной, очевидно, является характеристика 2
на рис. XII. 1, в, обеспечивающая малую жесткость в районе ста-
тического хода и большую жесткость и запас потенциальной
энергии при больших значениях хода катков. Примерно такую же
характеристику могут обеспечить пневмогидравлические или
пневматические подвески.
Для подвесок с металлическими рессорами возможно улучше-
ние характеристики за счет установки подрессорника (упругого
буфера) (рис. XI 1.1, г) с жесткостью тп, работающего при зна-
чениях хода катка от hdl до hn.
Жесткость подвески и эффективность (коэффициент сопротив-
ления) амортизатора непосредственно связаны между собой, их
выбор зависит от быстроходности гусеничной машины, соотно-
шения рабочих и резонансных скоростей движения.
На тихоходных машинах резонансные скорости близки к ма-
ксимальным, а на максимальных скоростях движение происходит
по хброшим дорогам, при малых возмущениях, когда вероятность
возникновения резонанса мала. Поэтому наличие амортизаторов
в этих условиях не обязательно. При движении на малых скоро-
стях мала эффективность амортизаторов, сопротивление которых
зависит от скорости поршня; ускорения, передаваемые на корпус,
сравнительно невелики, следовательно, и в этих условиях в амор-
тизаторах нет особой необходимости. Непробивание подвески
при отсутствии амортизаторов может быть обеспечено только
потенциальной энергией подвески, что требует повышения ее
жесткости. Повышенная жесткость_необходима также и для пре-
дотвращения «галопирования» машины, возможного при мягкой
подвеске без амортизаторов. Итак, на тихоходных машинах воз-
можно применение жестких подвесок без амортизаторов.
453
На быстроходных машинах с целью уменьшения ускорений,
передаваемых на корпус, необходимо применять сравнительно
мягкие подвески. Зона рабочих скоростей здесь гораздо шире,
и невозможно вывести из нее резонансный режим. Поэтому не-
обходима установка эффективных амортизаторов для уменьшения
амплитуды резонансных колебаний и обеспечения непробиваемости
подвески.
Современная теория подрессоривания гусеничных машин распо-
лагает аппаратом, который позволяет с меньшими или большими
трудностями (соответственно с меньщей или большей точностью)
оценить параметры плавности хода по заданным параметрам и
характеристикам, элементов подвески. Однако мы не располагаем
пока методом выбора оптимального соотношения параметров
системы подрессоривания, особенно при нелинейных характери-
стиках, по заданным параметрам плавности хода и условиям дви-
жения.
В проектном расчете выбор жесткости подвески и сопротивле-
ния амортизаторов производится приближенно, их значения уточ-
няются после расчетной оценки плавности хода полученной си-
стемы в заданных условиях или при ходовых испытаниях.
§ 3. МОНОТОРСИОННЫЕ ПОДВЕСКИ
Торсионные подвески получили преимущественное распростра-
нение на современных транспортных гусеничных машинах. Объяс-
няется это сравнительно простой конструкцией, удобной компо-
новкой ходовой системы и корпуса машины, высокими техниче-
скими показателями и надежностью, достигнутыми в процессе
длительных работ по их совершенствованию.
В торсионных подвесках применяются стержневые рессоры
кручения, состоящие:
а) из одного стержня (моноторсионные подвески);
б) из двух стержней, работающих последовательно или парал-
лельно;
в) из пучка стержней, работающих совместно (пучковые тор-
сионы).
Возможные схемы торсионных подвесок приведены на
рис. XII.2. Схема на рис. XII.2, а— классический, наиболее рас-
пространенный тип торсионной подвески. Торсионы обоих бортов
несоосны, что приводит к некоторому смещению опорных катков
разных бортов по длине машины. Однако это смещение практически
не оказывает влияния на характеристики и поведение машины.
Данная схема позволяет вполне удовлетворительно обеспечивать
выполнение основных требований к подвеске.
Схема на рис. XII.2, б — соосная, заделка торсионов в балан-
сирах для увеличения эффективной длины торсионов (чем больше
длина торсиона, тем мягче подвеска) вынесена под гусеницу.
При этой схеме часть днища машины освобождается от торсионов,
что позволяет улучшить ее компоновку.
454

Си
СП
Рис. XI 1.2. Схемы торсионных подвесок
Ш||<
В схемах на рис. XII.2, виг рессоры состоят из двух стержней,
работающих последовательно. В первой из них второй стержень
трубчатого сечения. Эти схемы позволяют существенно увеличить
эффективную длину торсиона и уменьшить тем самым жесткость
подвески. Передача вращений от одного вала к другому осуще-
ствляется через зубчатую или кулачковую передачу (/) или с по-
мощью специального параллелограммного механизма (2). Кон-
структивно эти схемы значительно сложнее.
Установка на нескольких катках подвесок по схеме на «
рис. XII.2, д с расположением торсионов вдоль борта позволит в от-
дельных случаях частично осво-
бодить днище и улучшить ком-
поновку машины.
В схеме на рис. XII.2, е тор-
сионы вынесены из внутреннего
объема корпуса и располага-
ются в балансире.
Схеманарис. XII.2, ж пред-
ставляет собой соосную подвеску
с пучковыми торсионами, кото-
рые при равной жесткости полу-
чаются значительно короче мо-
ноторсионов.
Проектировочный расчет.
Заданы или выбираются пред-
Рис. XI 1.3. Расчетная схема монотор- варительно:
сионной подвески 1) вес подрессоренной ма-
шины Gn\
2) число опорных катков на борт и;
3) расположение опорных катков по базе машины — расстоя-
ние Ц от их осей до центра упругости (принимается, что центр
тяжести машины и центр упругости совпадают);
4) величина клиренса Н и расстояние b от оси балансира до
днища;
5) диаметр опорного катка Don\
6) длина баланса L6 и угол fJ между его осью и плоскостью
днища в статическом положении (рис. XII.3);
7) рабочая (эффективная) длина торсиона Lm выбирается кон-
структивно в зависимости от ширины корпуса.
Величины 6, Н, Don, L6 и $ связаны между собой: четыре из
них.могут быть заданы независимо, пятая вычисляется.
Расчет осуществляется в следующей последовательности.
Модуль жесткости подвески находится из выражения для
периода собственных угловых колебаний
456
где Jу — момент инерции массы подрессоренной машины отно-
сительно поперечной оси, проходящей через центр тяжести; —
жесткость подвесок.
Принимая жесткость всех подвесок одинаковыми, получим
/И = —. (XII. 1)
1
Величина Тф выбирается в пределах 1,2—1,8 с.'Для подвесок
тихоходных машин без амортизаторов целесообразно выбирать
меньшие значения. Для подвесок быстроходных машин с эффек-
тивными амортизаторами значения Тф лучше принимать близкими
к верхнему пределу (1,5—1,8), так как при интенсивном гашении
колебаний опасность «морской болезни» практически не возникает.
Усилие, нагружающее опорный каток в статическом поло-
жении,
О — —
Чет — 2п •
Статический ход подвески
h _____Qcm Gn
спг пг 2пт *
(XII.2)
Угол наклона балансира в статическом положении, обеспе-
чивающий заданную величину клиренса,
н+ь-^
P = arcsin-----(XI 1.3)
Установочный угол балансира (при разгруженной рессоре)
Н + Ь----+ hctn
а0 = arcsin-----------------. (XII.4)
Угловая деформация торсиона под статической нагрузкой
= = (XII.5)
где G— модуль упругости при кручении, G = 8,5-104 МПа;
Jp = 0, id4— полярный момент инерции торсиона в м4; d —
диаметр рабочей части торсиона; Мст = QcmL6 cos р — момент,
нагружающий торсион в статическом положении.
Диаметр торсионного вала, обеспечивающий заданную жест-
кость,
QctnLeLm COS Р
0,1 G^crn
(XII.6)
457
Касательные напряжения в торсионе при статической нагрузке
_____^ст___ QcrnLg COS z-y- тт 7\
Тст — -^к — O2J3 >
где WK — момент сопротивления при кручении.
Максимальная угловая деформация торсиона, ограничиваемая
величиной допустимых максимальных касательных напряжений,
a„ = acm^. (XII.8)
^ст
В торсионных валах, выполняемых из высоколегированных сталей
типа 45ХНМФА и подвергаемых заневоливанию и поверхностному
упрочнению, можно допускать ттах = 900н-1100 МПа в зави-
симости от требуемой долговечности.
Полный ход катка
hn = L6 sin (аст + Р) ± L6 sin а'. (ХП.9)
Для схемы на рис. ХП.З перед вторым членом этого выраже-
ния следует ставить знак плюс.
Удельная потенциальная энергия торсионной подвески
nmh2
b = (XII.Ю)
В торсионных подвесках (и других, имеющих линейную ха-
рактеристику) без амортизаторов или с амортизаторами малой
эффективности целесообразно для увеличения Л устанавливать
дополнительные подрессорники, включающиеся в конце динами-
ческого хода катка hg (см. рис. XI 1.1, г) примерно при h = hn —
— (0,4-т-0,5) hg. Жесткость пружины подрессорника при этом
может быть определена из условия доведения суммарной удель-
ной потенциальной энергии подвески до требуемой величины
(например, до 40—50 см)
^-Gn — mh2n
тп = ~[hn — (0,4 -г 0,5)Л<>]2 ’ (XII.11)
Поверочный расчет. Поверочный расчет торсионной подвески
может быть произведен в основном с использованием уже при-
веденных выше соотношений. Представляют интерес некоторые
дополнительные зависимости, облегчающие выбор
шенствования торсионных подвесок.
Статический угол закручивания торсиона
~ QcmLmLeCOS Р
асгп ~ 0,ld*G
Модуль жесткости рессоры
__МСт UcrnQJр 0,1 d^G
Р ®спг Lm&cm
путей совер-
ши.12)
(XII.13)
458
Жесткость рессоры очень резко возрастает с увеличением диа-
метра торсиона и обратно пропорциональна его длине; изменение
длины торсиона влияет на жесткость значительно меньше.
Касательные напряжения в торсионе
М 0,ld4Ga dGa ZVTT 1 л\
= ‘Z? <хп14>
т. е. напряжения в торсионе пропорциональны диаметру торсиона
в первой степени. Здесь 7И — момент, нагружающий торсион;
a — угол закручивания.
Удельная потенциальная энергия подвески
\ t ^тах^тах _ ^maxamax _ 0,lti4Gamax
Gn 2 2Qcm 2QcmLm
Из формулы (XI1.14) следует, что
_____________________________ 2ттах^т
«max “ dG ,
после подстановки имеем
1 0,2d2Lm 2 /YTT 1
*— GQcm Tmax’ (XII.15)
или, имея в виду, что ^-Lm = Vm — объем металла торсиона,
получим
, (XII.16)
4GQcm ’
т. е. удельная потенциальная энергия зависит от объема торсиона
и, что особенно важно, от второй степени максимальных касатель-
ных напряжений. Таким образом, повышение допустимых напря-
жений в торсионе — один из наиболее эффективных путей повыше-
ния качества подвески.
Для построения уточненной характеристики торсионной под-
вески Q = f (Ji) с учетом ее некоторой нелинейности можно исполь-
зовать следующие параметрические зависимости от угла а:
__ М _____0,ld4G а
Lq cos а “ ЬтЬб cos (а0 — а) >
h = L6 [sin а0 — sin (а0 — а)]. (XII. 17)
Во всех приведенных выше выражениях углы даны в радианах.
Для перевода их в градусы существует известная зависимость:
. 180
1рад=— град.
Пути повышения упругих свойств и выносливости (усталост-
ной прочности) торсионных валов. Напряжения в поверхностном
слое торсионных валов при их закручивании на максимальный
угол не должны превышать предела текучести материала: Tmax<4s.
459
Рис. XI 1.4. Диаграмма занево-
ливания торсионных валов:
а — при первом нагружении и
разгрузке; б — при рабочем на-
гружении
Увеличение^ может быть достигнуто применением поверх-
ностного наклепа, т. е. пластической деформации по-
верхностного слоя. Наклеп производится или с помощью обдувки
стержня торсиона стальной дробью (глубина наклепанного слоя
достигает 0,4—0,8 мм), или накаткой роликами (глубина наклепа
до 2 мм). Галтели и шлицы торсионных валов также подвергаются
накатке роликами. Поверхностный
наклеп оказывает значительное влия-
ние на долговечность торсионных
валов. При наклепе в поверхностном
слое устраняются такие концентра-
торы напряжения, как микротре-
щины, и другие дефекты поверхност-
ного слоя. По данным К. А. Талу,
для наиболее часто применяемой для
торсионов стали 45ХНМФА после
применения поверхностного наклепа
предел усталости возрастает от 400
до 700 МПа.
Повышение предела текучести мо-
жет быть также достигнуто примене-
нием специальной термической
обработки материала торсиона
с целью повышения твердости (за-
калка с низким отпуском). Правда,
при этом повышается чувствитель-
ность материала к концентрации на-
пряжений и уменьшается усталост-
ная прочность. Однако для высоко-
легированных сталей типа45ХНМФА
этот эффект менее значителен и, кроме
того, операция поверхностного на-
клепа в значительной степени ней-
трализует этот недостаток.
Наконец, эффективным методом
повышения упругих свойств и вынос-
ливости торсионных валов является
так называемый ориентированный
наклеп, или заневоливание. При заневоливании торсион
закручивается на угол, при котором напряжения в его поверх-
ностном слое превосходят предел текучести, и слой этот деформи-
руется пластически. При снятии нагрузки под действием упруго
сдеформированного внутреннего слоя (ядра) в наружных слоях
торсиона4 возникают напряжения обратного знака.
Для расчета заневоливания исходной является диаграмма
сдвига торсионной стали (рис. XI 1.4) т = f (у). По этой диаграмме
выбирается максимальная величина сдвига утах, при которой полу-
чаются наиболее благоприятные остаточные напряжения в тор-
460
сионе, позволяющие уравнять результирующие напряжения на
достаточной глубине наружного слоя при рабочем нагружении
после заневоливания. Из этих соображений, а также из-за необ-
ходимости сохранения устойчивости остаточных напряжений и
уменьшения брака рекомендуется выбирать угол утах так, чтобы
выдерживалось соотношение-^-Э5 0,5 (где dR— диаметр ядра
торсиона, имеющего только упругие деформации). Этим устанав-
ливается степень развития пластической зоны в сечении торсиона.
Для круглого стержня
тогда
Ymax^- (XII.18)
Если на диаграмме сдвига, принимая за центр начало коорди-
нат О, провести окружность с радиусами =ys ц = утах, диа-
грамму сдвига можно рассматривать как эпюру напряжений
в сечении торсионного вала, так как в обоих случаях имеют место
идентичные зависимости т = f (d) и т = f (у).
Эпюра напряжений в сечении торсиона при первом нагружении
будет определяться площадью ОАЕВСО. При разгрузке зависи-
мость между напряжениями и деформациями линейная. Условная
эпюра напряжений, снимаемых при разгрузке, определяется
площадью OFEDCO. Разность этих эпюр (заштрихованная площадь
на рис. XII.4, а) представляет собой эпюру остаточных напряже-
ний, причем напряжения правее и левее точки Е имеют разные
знаки. Внутренние упругие силы в торсионе при этом находятся
в равновесии.
При рабочем нагружении заневоленного торсиона (рис. XII.4, б)
в сечении его складываются номинальные напряжения (эпюра
0ND0) и остаточные. Результирующие напряжения здесь
представлены эпюрой OA'E'B'DO.
Как видно из диаграммы, процесс заневоливания позволяет
снизить напряжения в поверхностном слое торсиона, увеличить
допустимые углы закручивания, запас потенциальной энергии
и долговечность. При этом еще следует иметь в виду, что у мате-
риала наружного слоя торсиона вследствие пластической дефор-
мации (наклепа) повысился предел текучести ts.
§ 4. ПУЧКОВЫЕ ТОРСИОННЫЕ ПОДВЕСКИ
Пучковый торсион представляет собой рессору кручения,
состоящую из нескольких стержней, жестко заделанных в двух
концевых муфтах (рис. XII.5, а), одна из которых крепится в ба-
лансире, другая — в корпусе. Наиболее рациональны с точки
зрения прочности и компоновки и наиболее распространены
461
стержни круглого сечения с шестигранными головками. В некруг-
лых стержнях имеют место более высокие напряжения на гранях,
более сложна технология их механической и упрочняющей обра-
ботки, больший вес.
Стержни с шестигранными головками, изготовляемые обычно
из калиброванного проката, наиболее удобно компонуются в пучки
из семи или трех прутков, стержни с квадратными головками —
в пучки из четырех прутков (рис. XII.5, б, в, г).
Проектировочный расчет. При проектировании пучковой тор-
сионной подвески выполняются последовательно все расчеты,
приведенные для моноторсионной подвески, включая определение
диаметра сплошного моноторсиона dc.
Дальнейший расчет (излагается по работам проф. С. А. Берн-
штейна) заключается в подборе по расчетной длине и диаметру
сплошного торсиона геометрических параметров пучкового тор-
сиона, эквивалентного с достаточной степенью точности сплош-
ному по прочности и жесткости.
Диаметр прутка при числе прутков в торсионе
4=-з^. (XII.19)
т/" п
Длина прутка
= (XII.20)
Yп
Из этих соотношений следует, что длина семипруткового пучко-
вого торсиона при равной жесткости и напряженности будет
в 1,91 раза меньше, чем моноторсиона, а длина трехпруткового —
в 1,44 раза.
462
Максимальный по допускаемым напряжениям тП1ах угол закру-
чивания пучкового торсиона по аналогии с моноторсионом ориен-
тировочно определяется по формуле
_ TmaxIFL/n_____
«max — GJp — QJp — ’'max Gdc •
(XII.21)
По величине amax проверяется отсутствие контактов между
прутками в месте их наибольшего сближения на середине длины 1п.
При закручивании пучкового торсиона периферийные прутки,
кроме кручения, испытывают еще и изгиб и благодаря этому сбли-
жаются в центре. Соприкосновение прутков в процессе эксплуа-
тации нежелательно, так как
приведет к нарушению и износу
их поверхности в месте контакта
и резкому снижению усталост-
ной прочности. Задача эта мо-
жет быть решена при помощи
простого геометрического по-
строения для каждого конкрет-
ного конструктивного варианта.
Для решения ее можно восполь-
зоваться и графиком на рис.
XII.6.
Расстояние между осями пе-
риферийных прутков в месте их
наибольшего сближения обозна-
чим s. На графике приведена за-
Рис. XI 1.6. График для определения
возможности контакта между прут-
ками пучкового торсиона при его за-
кручивании
s
висимость от угла а относительно величины —, что позволяет
использовать его при любых значениях Здесь г — расстояние
между осями центрального и периферийного прутков в заделке
или при а = 0. Отсутствие контакта обеспечивается, если при
dn т т
а = атах выполняется условие — . На рисунке пп — число
периферийных прутков. Если в конструкции пп отличается от
приведенных на графике, то решение достигается интерполяцией.
Поверочный расчет. В задачу поверочного расчета входит
определение зависимости момента пучкового торсиона Мт от угла
закручивания а, уточнение величины статического и полного хода
катков и напряжений в прутках при статической и полной дефор-
мации пучка. При расчете принимаются следующие допущения:
а) при скручивании пучка прутки не трутся друг о друга;
б) при изгибе ось прутка перемещается в плоскости изгиба;
в) деформации кручения и изгиб между собой не связаны.
Крутящий момент, действующий на каждый пруток, равен
Л/Г Р
Мк = -г£ а.
/л
(XII.22)
463
Изгибающий момент, действующий на периферийный пруток,
если принять, что он изгибается как балка, заделанная с двух
концов, при взаимном смещении крайних сечений (рис. XII.7),
равен
= (XII.23)
Усилие Р здесь определяется по перемещению конца прутка б
р/3
6 — 2 rsin -у — ,
Рис. XI 1.7. Схема расчета на прочность пучкового
торсиона
откуда
P = 24£j4-sln-4- (XI 1.24)
1п 2
Крутящий момент относительно оси пучка, вызываемый силой
изгиба Р,
44KH = Prcos-^- = 24£j4sin4cos-^-= 12£/4-sina. (XI 1.25)
2 fl 2 2 fl
bn n
Суммарный момент пучкового торсиона
Ed\P
Мт = (nn -f- 1) Мк -f- ПпМки = 0,1 4-1) — ос -f~ 0,6пЛ—sin a.
Ltl ln
(XII.26)
Модули упругости G = 8,5-104 МПа; E = 2,2-105 МПа.
Вследствие податливости заделки прутков в муфте и упругости
самой муфты действительный момент торсиона будет меньше рас-
четного
Мтд = кМт. (X 11.27)
Коэффициент к зависит от ос; при a = ас}п можно принимать
к = 0,85 при ос = остах к = 0,95.
464
Напряжения в прутках от кручения
Tmax = -^~ = ^amax. (XI 1.28)
Напряжения в периферийных прутках от изгиба
<W = ^ = ^^sinamax, (XII.29)
где Wu — момент сопротивления изгибу.
Суммарные напряжения в периферийных прутках
а2 = + Зт2 < [ос]. (XII .30)
Допускаемые напряжения назначаются в зависимости от марки
материала и применяемых способов упрочняющих обработок:
поверхностного наклепа стержней и головок, термической обра-
ботки на повышенную твердость, заневоливания, предваритель-
ного изгиба стержней. Последняя операция специфична для пучко-
вых торсионов и заключается в том, что перед сборкой торсиона
стержни предварительно изгибаются в сторону, обратную изгибу
при рабочих нагрузках.
При закручивании торсиона под рабочей нагрузкой напряже-
ния изгиба уменьшаются, и при атах максимальные суммарные
напряжения в периферийных прутках будут меньше.
По характеристике Мтд = f (а) определяются величины аст
и hcm по известному значению Мст (расчетные формулы те же, что
и для моноторсионной подвески); подбираются значения атах
и hn, соответствующие допустимым значениям суммарного напря-
жения [оД.
§ 5. ОГРАНИЧИТЕЛИ ХОДА КАТКОВ И ПОДРЕССОРНИКИ
Ограничители хода катков, предохраняющие упругий элемент
подвески от перегрузки, выполняются с упругой, обычно резино-
вой, подушкой, смягчающей удар балансира в упор при проби-
вании подвески и на характеристику подвески практического
влияния не оказывающей. Вместо упругого упора может устанав-
ливаться подрессорник в виде, например, буферной пружины,
имеющей значительную деформацию и увеличивающей жесткость
подвески в конце хода и потенциальную энергию подвески.
Буферные пружины чаще применяются конического типа с вит-
ками прямоугольного сечения (рис. XII.8, а). Модуль жесткости
пружины
тб = v (XII.31)
° пп (R2 + Г2) (R+ г) ' 7
Деформация (стрела прогиба)
. пп (R2 + г2) (R + г) Q
Пв =-------------------------
(XII.32)
2t]64iCj
30 н. А. Носов
465
Напряжение кручения
__(R + r)Q
1 — г]р&3 '
(XI 1.33)
В этих формулах i = ; п — число рабочих витков; коэффи-
циенты п и rii определяются по графику на рис. XI 1.8, б.
*)
„ Рис. XI 1.8. Расчетная схема буферной пружины
Наибольшую деформацию имеют витки большого диаметра.
С увеличением нагрузки они садятся на упор и выключаются из
работы. Жесткость пружины увеличивается, характеристика ее
будет иметь вогнутый характер.
§ 6. ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ АМОРТИЗАТОРЫ
Основные требования. На быстроходных гусеничных машинах
невозможно обеспечить высокие скорости движения по плохим
дорогам и местности без установки амортизаторов. Амортизаторы
призваны совместно с рессорами обеспечивать прежде всего высо-
кую плавность хода гусеничных машин, т. е.:
а) интенсивное гашение колебаний корпуса, уменьшение их
амплитуд, в том числе и на резонансных скоростях движения,
недопустимость пробивания подвески при резонансе;
б) достаточно высокую энергоемкость системы подрессо-
ривания, гарантирующую от пробивания подвески при преодоле-
нии высоких неровностей порогового характера, что особенно
важно для машин с мягкой подвеской и недостаточным запасом
потенциальной энергии рессор;
в) по возможности малые сопротивления прямого хода при
малых значениях хода катков (т. е. не усиливать явления тряски
при движении машины по высокочастотному профилю).
Эффективность действия амортизатора (энергоемкость) опре-
деляется его сопротивлением движению катка как при прямом,
466
так и при обратном ходе. Однако стремление повысить эффектив-
ность амортизатора может привести и к отрицательным послед-
ствиям. Чем больше сопротивление прямого хода амортизатора,
тем выше величины передаваемых на корпус ускорений при ходе
катка к корпусу под действием неровности пути, а ускорения
эти, как указывалось выше, не должны превышать определенных
пределов. Поэтому на амортизаторах малой эффективности, уста-
навливаемых ранее на жестких подвесках, сопротивление прямого
хода принималось значительно меньше, чем обратного (односто-
ронние амортизаторы).
Кроме требований, связанных с высокой плавностью хода,
к амортизаторам предъявляются еще следующие требования:
а) стабильность характеристики во времени и высокая эффек-
тивность действия независимо от температурных условий; это
требование обеспечивается уплотнением стыка поршня аморти-
затора с цилиндром, высокой его износостойкостью, подбором
жидкости с характеристиками вязкости, мало зависящими от
температуры, с хорошими смазывающими и антикоррозийными
свойствами;
б) высокая износостойкость, надежность уплотнений, минимум
эксплуатационных регулировок и обслуживания;
в) хорошие условия теплоотвода; обеспечиваются увеличением
поверхности контакта картера амортизатора с корпусом машины;
г) минимальные габариты и вес, однако уменьшение металло-
емкости амортизатора и, следовательно, его теплоемкости приво-
дят к более высоким скачкам температуры при движении в тяжелых
условиях;
д) конструктивная простота и высокая технологичность.
Классификация. Амортизаторы классифицируются по следую-
щим признакам.
1. По принципу действия: гидравлические и фрикционные.
В настоящее время применяются почти исключительно гидравли-
ческие амортизаторы. Фрикционные могут быть только маломощ-
ными: они имеют высокий износ, плохой теплоотвод, для них
трудно обеспечить необходимую характеристику и ее стабиль-
ность.
2. По типу характеристики: одностороннего и двустороннего
действия. В настоящее время на быстроходных гусеничных маши-
нах применяются амортизаторы только двустороннего действия,
так как они обеспечивают наибольшую эффективность.
3. По конструктивной схеме: рычажно-лопастные (рис. XII.9, а),
рычажно-поршневые (рис. XII.9, б), поршневые (телескопиче-
ские). Преимущественное применение находят телескопические
амортизаторы (см. рис. XII. 12), в которых легче и надежнее
обеспечивается стабильность характеристик, высокая износо-
стойкость. В рычажно-лопастном амортизаторе, который прост
по конструкции, имеет малые габариты и удобен для компоновки,
есть существенные недостатки: недостаточная его эффективность
30* 467
и нестабильность характеристики, вызываемая трудностями уплот-
нения рабочих поверхностей и обеспечения требуемых зазоров
между торцами лопастей и корпусом. В рычажно-поршневом амор-
тизаторе вышеуказанные недостатки в значительной степени от-
сутствуют (хотя из-за неустойчивой формы зазора между поршнем
и цилиндром несколько нарушается стабильность характеристики).
Недостаток его в том, что под действием рычажного привода
возникают перекосы, ведущие к одностороннему износу зеркала
цилиндра и задирам. Кроме того, большой износ наблюдается
в паре кулак — поршень из-за повышенных контактных давлений.
Рис. XI 1.9. Конструктивные схемы амортизаторов
Однако по условиям компоновки ходовой части гусеничной
машины иногда приходится идти на использование рычажно-
лопастных и рычажно-поршневых амортизаторов, например при
опорных катках большого диаметра и коротких балансирах.
Преимуществом этих двух типов амортизаторов перед телескопи-
ческими является возможность осуществить значительно большие
поверхности соприкосновения картера амортизатора с корпусом
машины, что обеспечивает лучший теплоотвод.
Вопросы теплоотдачи в высокоэффективных амортизаторах
быстроходных гусеничных машин могут стоять достаточно остро.
Дело в том, что с повышением общей эффективности системы под-
рессоривания стали возможными высокие скорости движения
гусеничных машин по местности и разбитым дорогам, что приводит
к повышению кинетической энергии колебаний корпуса машины,
которая должна рассеиваться в амортизаторах. Расход мощности
в амортизаторах при высоких скоростях движения на ухабистых
дорогах может достигать 10% от мощности установленного на
машине двигателя.
Следует отметить, что потери энергии в амортизаторе резко
возрастают с уменьшением их эффективности (чем меньше сопро-
тивления, тем больше амплитуды колебаний, тем больше ход
поршня, следовательно, работа трения возрастает). Однако пере-
грева может не произойти из-за невозможности движения с высо-
кими скоростями.
468
С увеличением эффективности амортизатора (увеличивается
его сопротивление, но уменьшается амплитуда колебаний) расход
энергии в них падает до определенного минимума, затем опять
медленно возрастает.
При большей жесткости подвески (при равных величинах
коэффициента интенсивности гашения колебаний v и коэффициента
демпфирования о) мощность, затрачиваемая в амортизаторах,
увеличивается. Поскольку более жесткая подвеска требует и более
мощного амортизатора, то тем больше возрастают в нем потери.
Проектировочный расчет. Среднее значение коэффициента
сопротивления амортизатора выбирается из условия гашения
собственных колебаний с заданной интенсивностью. Коэффициент
интенсивности затухания колебаний v =
равный отношению
амплитуд угловых колебаний (рг и ср2, разделенных временем
в один период согласно теории подрессоривания, целесообразно
выбирать в пределах 12—15. При меньшей величине v амортиза-
торы обладают недостаточной эффективностью. Дальнейшее ее
увеличение уже незначительно снижает коэффициент динамично-
сти р, почти не увеличивает благоприятный для плавности сдвиг
фазы вынужденных колебаний а и в то же время приводит к воз-
растанию ускорений.
Из теории подрессоривания известно, что
2лр
v = ерт — ф
(XII.34)
где показатель затухания
к
Ик
р=—
(XII.35)
угловая частота
(XII.36)
Здесь рк — среднее значение коэффициента сопротивления амор-
тизатора, приведенного к опорному катку; я — число амортиза-
торов на один борт.
Если выражение (X 11.34) прологарифмировать, возвести
в квадрат и решить относительно р, получим
___ К(р
Р ~ у (2л)2 + (In#)2
(XI 1.37)
469
а из зависимости (X 11.35) находим
Л J У/2
pjy 1,41 Inv 1/ X 1 ZVTT ооч
~ к — к Т 4Я2 ]п2$ Vm- (XII.38)
S % S %
1 1
Здесь принято, что mt = т — const. Из формулы (X 11.38) видно,
что = f (т), т. е., чем больше жесткость подвески, тем более
мощный требуется амортизатор при той же интенсивности гашения
колебаний.
Средний коэффициент сопротивления амортизатора
= (XI 1.39)
Для снижения ускорения корпуса машины необходимо, чтобы
коэффициент сопротивления амортизатора при прямом ходе пр
был по возможности меньше. С этой целью, очевидно, нужно сде-
лать величину рк. об (при обратном ходе катка) возможно большей,
предельной по условию независания опорного катка при обратном
его ходе.
Для определения коэффициента роб рассмотрим движение
опорного катка. В вывешенном состоянии на него действуют сле-
дующие силы: сила упругости сдеформированной рессоры Q = mh\
сила сопротивления амортизатора (примем ее зависящей от первой
степени скорости катка ик) RK.O6 = = Рк.обк'\ сила
инерции ft"; силой тяжести принебрегаем вследствие ее
малости. Здесь h — текущее значение хода катка; GKt пр — вес
катка и приведенной к его оси части веса балансира.
Дифференциальное уравнение движения катка при зависании
имеет вид
h" + 2dh' + <?h = 0; 2d = -^-^-- с2 = (XII.40)
Оде. np ’ , np
Общее решение уравнения
h =
Начальные условия: в начальный момент времени t = 0 прини-
маем h = ftmax и ft' = 0. После определения произвольных по-
стоянных Ct и С2 и подстановки в исходное уравнение получим
h = Агаах [(1,5 - 0,5 t
+ 0,5
d
У d* — <?
Q,5]e-^d2-c2+d)i
(XII.41)
470
Допуская незначительную погрешность, можно принять вто-
рой член в квадратных скобках равным нулю, а коэффициент
при первом члене равным единице, тогда
h==flmaxe^^-d^ (XI 1.42)
Логарифмируя это уравнение и решая его относительно d, получим
2 In-^F d = —+ = (XII.43) 2 ]n —max np h
откуда hk.o6=—F-z+%^4lnV’ <XIL44) i "max s * " h
Вторым членом полученного выражения можно пренебречь.
Время, за которое каток опустится от положения у упора (h =
= ^max) Д° статического положения (h = hcrn) при движении по
синусоидальной неровности, соответствующей высоты, будет равно
времени прохождения им четверти волны неровности, т. е. t =
= — Т
4 1 Ф-
Тогда окончательная расчетная формула для определения
максимального значения коэффициента сопротивления аморти-
затора, при котором еще не будет зависания опорного катка при
принятых условиях, будет иметь вид
0,25тТ ф
Ня. об - I, •
< "max
1п~г-
Из формулы (XII.39) получим
l^K.np ~ 2(1/0 Ня. об’
(XI 1.45)
(X 11.46)
Если при полученных значениях ^к.пр поверочный расчет плав-
ности хода машины покажет, что ускорения носовой части корпуса
машины превосходят допустимые или амортизатор недопустимо
перегревается, то выходом из положения будет установка допол-
нительной пары амортизаторов на вторых катках.
Новые шесть амортизаторов при той же величине $ будут
иметь меньшие значения Ня. пр, следовательно, на корпус будут
действовать меньшие ускорения. Здесь нужно иметь в виду, что
эффективность установленного на машину амортизатора (т. е.
величина момента М.а, который он передает на корпус) пропор-
циональна /?, так как Ма — RkU = ^kVkIi = Няф /?• Например,
для машины с пятью катками на одном борту момент от амортиза-
тора, установленного на втором катке, примерно в четыре раза
меньше момента от такого же амортизатора, установленного на
первом опорном катке.
471
Сопротивление гидравлического амортизатора в предваритель-
ных расчетах принимается пропорциональным первой степени
скорости. Для большинства амортизаторов это допущение близко
к действительности.
Силы сопротивления амортизатора, приведенные к оси опор-
ного катка при прямом и обратном ходе:
Кк.пр Rk.06 Цк. об^к,- (X 11.47)
Эти величины для расчета амортизатора должны быть приве-
дены к его поршню через передаточное отношение от катка к амор-
тизатору, учитывающее кинематические связи между ними.
Рис. XII.10. Кинематическая Рис. XI 1.11. Исходные характеристики амор-
схема подключения амортиза- тизатора:
ТОра К рессоре —-------------расчетные; --------эксперимен-
тальная
На рис. XII. 10 приведена одна из возможных схем таких связей
(для телескопического амортизатора). Здесь R — сопротивление
амортизатора на его поршне; v — скорость поршня; передаточное
отношение
= 4 = = (XII.48)
а b v RK ' '
Тогда
v = -^; Я = ^в;
1а
(ХП-49)
a a
где p — коэффициент сопротивления амортизатора.
Исходная характеристика амортизатора R = f (v) приведена
на рис. XII. 11. Чем более жесткой является подвеска, тем больше
в результате расчета получается роб и тем меньше prtP.
Для жесткой подвески характеристика прямого хода проходит
ниже характеристик обратного хода, для мягкой (как на рис.
XII. И) — наоборот.
472
Максимальная сила сопротивления амортизатора при прямом
ходе катка /?лрп1ах ограничивается максимальной величиной
ускорения тряски при движении с максимальной скоростью по
мелким частным неровностям с высотой hH. В этом случае вели-
чина ускорения корпуса машины от вертикальных колебаний
может быть выражена уравнением
2 2 т + 2 J] Rk. пр max
z" = —!----------, (X11.50)
^п
Рис. XII. 12. Расчетная схема телескопического аморти-
затора
где я — число амортизаторов на один борт. Положив сопротивле-
ние всех амортизаторов одинаковым и считая mz = т = const,
получим
G„
— z!' — runhH
Rk. np max ~~ 2k • (X11.51)
В соответствии с изложенными выше требованиями к подвеске
принимается: т = тст\ Иц = 0,05 м; z" = 0,5 g.
Ограничение сопротивления при обратном ходе можно прини-
мать для жесткой подвески, особенно с буферными пружинами по
соответствующим запасам прочности ее деталей.
Выбор размеров элементов конструкции. Выбор размеров
приводится здесь для телескопического амортизатора. Для ры-
чажно-лопастных и рычажно-поршневых амортизаторов методика
расчета в принципе остается той же, лишь в геометрических
построениях имеется некоторая специфика.
Расчетная схема амортизатора с компенсационной камерой
представлена на рис. XII. 12. Через калиброванное отверстие 1
жидкость перетекает как при прямом, так и при обратном ходе
поршня. Клапан 2 со слабой пружиной открывает дополнительные
отверстия при обратном ходе поршня. Клапан 3 ограничивает
максимальное давление при прямом ходе. Клапаны 4 и 5 перепу-
скают часть жидкости из основной в компенсационную камеру
и обратно при прямом и обратном ходе поршня.
473
Ход поршня амортизатора sn подсчитывается по величине
полного хода катка с учетом передаточного числа кинематической
схемы
5„ = -^+Д, (X 11.52)
где Д — запас хода (—10—20 мм), гарантирующий от удара
поршня в днище цилиндра.
Диаметр поршня Dn находится по максимальному усилию
на поршне из характеристики амортизатора, и допустимому
давлению жидкости в амортизаторе ртах. Обычно принимается
Ртах 15 ч-25 МПа. Меньшие давления увеличивают габариты
и вес амортизатора, большие — хотя и снижают габариты
и вес, но утяжеляют условия работы уплотнений и повышают
теплонапряженность амортизатора.
При прямом ходе поршня давление ртах действует на площадь
р ________________________Rnp max
ПР~ Ртах ’
тогда
Dn= 1,13 • (XII.53)
Если Ro6 шах > Rnp max, а диаметр штока принимается dMm =
= (0,34-0,4) Dn, то, учитывая, что давление ртах будет действо-
вать при обратном ходе на площадь Fo6 = Егар — Ршт, получим
Вл = (1,18-4-1,24) ' (XII.54)
Полученный диаметр округляется до ближайшего стандартного
размера, что упрощает технологию изготовления амортизаторов
и позволяет применять нормализованные уплотнительные кольца.
Площадь сечения сох калиброванного отверстия /, обеспечива-
ющего характеристику прямого хода, определяется из уравнения
расхода жидкости Qx через это отверстие. Принимается, что про-
течка жидкости через зазор между поршнем и цилиндром отсут-
ствует (устанавливаются уплотнительные пружинные кольца,
повышающие стабильность характеристики амортизатора). Тогда
Q1 = ^лр тах^лр = Ч^Ртах > . (XII.55)
где
Рпр max . Р^Ртах t (XII.56)
Чгртах , гтах— г ,
Рлр ’ глр ’
после подстановки получим
<XIL57>
474
Здесь |лх — коэффициент расхода, зависящий от давления и соот-
ношения длины I и диаметра d отверстия; для > 3 можно при-
нимать |лх 0,64-0,7; у — удельный вес жидкости в Н/м3; для
жидкостей, применяемых в амортизаторах, у = 85004-9000 Н/м3.
Величина 04 может быть реализована в одном или нескольких
отверстиях.
Площадь сечения со2 дополнительных отверстий 2, обеспечи-
вающих характеристику обратного хода, находим из уравнения
суммарного расхода жидкости со2 через отверстия 1 и 2
0.2 ^об тах-^об Н2 (^1 ~1” ^2) ~j//r~^~Pmax • (X 11.58)
После подстановки значений vo6niax и ртах и преобразований
получаем
(XII.59)
При прямом ходе площадь со2 перекрывается клапаном со слабой
пружиной.
Площадь сечения со4 отверстий 4 из цилиндра в компенса-
ционную камеру, обеспечивающих характеристику прямого хода
при перетекании избытка жидкости, определяется следующим
образом. Избыток жидкости под поршнем амортизатора образуется
при прямом ходе, так как объем пространства под поршнем, в ко-
торый должна перетекать жидкость, меньше из-за наличия в нем
штока. Уравнение расхода
С?4 ^пр тах^ шт ^4^4 Ртах ’
После подстановки значений vrtPmax и ртах и преобразований
получим ________________
<XIL60>
Можно принимать ц2 = Щ = Hi-
Объем жидкости, перепускаемой через отверстия 5 из компен-
сационной камеры при обратном ходе поршня, равен объему
жидкости, вытесненной в компенсационную камеру при прямом
ходе поршня. Перетекание жидкости возникает под влиянием раз-
режения Др, возникающего при этом в пространстве под поршнем,
Qb ^об тах^шт ~ ^5^5 *
Подставив сюда значение vo6max, получим площадь сечения от-
верстий 5
_ ___ Робтах?шт "1/ Y /vtt£1\
-----И W (XIL61)
Можно принимать Др = 3(H-40 кПа; р6 = 0,2ч-0,4.
475
Расчет клапанов, ограничивающих максимальное давление
жидкости при прямом или обратном ходе поршня производится
также, как и для редукционных клапанов других гидравлических
систем (см. гл. VI и XI).
§ 7. ПОДВЕСКИ С ПНЕВМАТИЧЕСКИМИ
И ГИДРАВЛИЧЕСКИМИ УПРУГИМИ ЭЛЕМЕНТАМИ
Стремление повысить энергоемкость систем подрессоривания
и получить подвески с нелинейной характеристикой привело
к развитию работ и исследований в области создания рессор,
в которых в качестве упругого элемента используются жидкости
и газ.
Общие свойства и классификация
Рессоры этой группы можно классифицировать следующим
образом.
Пневматические рессоры (ПР), где в качестве
упругого элемента используется воздух, могут быть:
а) резино-кордного типа; они нашли распространение в авто-
мобилестроении, для гусеничных машин они мало пригодны из-за
Рис. XII. 13. Принципиальные
схемы неметаллических рессор
больших габаритов и неудобства их компоновки в ходовых си-
стемах;
б) телескопического типа с металлическим рабочим цилиндром
и поршнем. Эти рессоры выполняются как чисто пневматическими,
т. е. наполняемыми одним воздухом, так и с жидкостью, переда-
ющей давление от поршня воздуху (рис. XII.13, а). Сжимается
здесь только воздух, жидкость (давление в камере не превосходит
20—30 МПа) практически не сжимается. Из числа неметалличе-
ских такие рессоры нашли преимущественное распространение
на тяжелых автомобилях и гусеничных машинах. Они имеют сле-
дующие преимущества перед чисто пневматическими рессорами:
наличие жидкости позволяет легче решить вопрос об уплотнении
476
воздуха в паре цилиндр—поршень и на выходе штока, резко снизить
в них трение, повысить их износостойкость. Наличие жидкости
в ПР позволяет при незначительном усложнении конструкции сов-
местить рессору с амортизатором в одном элементе (рис. XII. 13, а).
Гидравлические рессоры (ГР), в которых сжа-
тию при большом давлении (до 300 МПа) подвергается жидкость
(рис. XII. 13, б), могут обеспечить большую энергоемкость, чем
пневматические рессоры, однако имеют больший вес. Главным их
недостатком являются большие трудности в создании надежно
Рис. XII. 14. Характеристики рессор
работающих уплотнений как в паре цилиндр—поршень, так и на
выходе штока из цилиндра. Утечки жидкости в такой рессоре
неизбежны вследствие высокого давления, для поддержания ста-
бильности характеристики рессоры и клиренса необходима система
автоматической подкачки жидкости, усложняющая конструкцию.
Гидравлические подвески в силу указанных недостатков не полу-
чили широкого распространения.
Пневматические и гидравлические рессоры имеют нелинейные
характеристики Р = <р (/) (кривые а—б—в соответственно на
рис. XII.14, а и б). Здесь Р —усилие, деформирующее рессору;
f — деформация рессоры.
Пневмогидравлические рессоры (ПГР) ха-
рактеризуются тем, что в них последовательно или параллельно
сжимаются как воздух, так и жидкость (рис. XII. 13, в). Обычно
также в одной конструкции совмещаются и рессора, и амортиза-
тор. ПГР работает следующим образом. При прямом ходе поршня
жидкость перетекает через клапаны амортизатора и калиброванные
477
отверстия и давит на поршень-разделитель, который сжимает
воздух в воздушной камере. При этом жидкость из камеры высо-
кого давления свободно перетекает через отверстие в штоке, и ее
давление соответствует давлению воздуха. В этом случае работает
только воздушная рессора (рис. XII. 14, в, пологий участок ха-
рактеристики а—б). После того, как при дальнейшем движении
основного поршня будет перекрыто отверстие в штоке жидкость
в камере высокого давления будет сжиматься, включится в работу
и гидравлическая рессора, жесткость подвески резко возрастет
(участок характеристики б—г).
При достижении максимально допустимого давления в гидра-
влической рессоре срабатывает редукционный клапан, сжатие
жидкости прекратится, характеристика рессоры (участок г—д)
пойдет эквидистантно характеристике пневматической рессоры
(участок б—в), сжатие воздуха в которой будет продолжаться
параллельно с работой гидравлической рессоры.
Плунжерная пара гидравлической рессоры здесь не уплот-
няется, так как перетекание жидкости из камеры высокого (до
300 МПа) в камеру низкого (до 20—30 МПа) давления не считается
недопустимым. Наружное уплотнение штока здесь предназначено
для уплотнений лишь этих давлений. В этом основное, и очень
важное, преимущество ПГР перед ГР.
Протечки жидкости через зазор в плунжерной паре зависят
от скорости поршня. Характеристика на участке г—д соответствует
большой скорости поршня, когда протечки практически отсут-
ствуют, сжимается весь объем жидкости в гидравлической рессоре
и жесткость ее будет максимальной. При меньших скоростях
поршня протечки увеличиваются, жесткость ГР уменьшается,
характеристики ее проходят положе (кривые б—г'\ б—г" и т. д.).
Это свойство характеристики ПГР хорошо согласуется с требова-
ниями плавности хода: чем больше относительная скорость
поршня, тем, следовательно, больше кинетическая энергия коле-
баний корпуса, тем большей энергоемкостью должна обладать
подвеска. И, наоборот, при малых угловых скоростях колебаний
корпуса для уменьшения ускорений, передаваемых на корпус,
желательно иметь меньшую жесткость подвески.
При обратном ходе основного поршня редукционный клапан
закрывается, закрываются и клапаны амортизатора. Сжатый
в пневматической камере воздух через поршень-разделитель
вытесняет жидкость через калиброванные отверстия в камеру
низкого давления, теряя при этом значительную энергию. В камеру
высокого давления, объем которой увеличивается, жидкость при
этом перетекает только через зазор в плунжерной паре, создающий
большое сопротивление. Потери энергии в гидравлической рессоре
при этом также весьма значительны.
Характеристика обратного хода ПГР проходит ниже харак-
теристики прямого хода, образуя петлю гистерезиса, соответству-
ющую энергии, поглощаемой в ПГР.
478
Для получения малой жесткости подвески при сравнительно
малых значениях статического хода в пневматической рессоре
осуществляется ее предварительное поджатие (величина О—а на
характеристике), соответствующее обычно давлению в воздушной
камере 10 МПа при f = 0.
Таким образом, пневмогидравлическая рессора объединяет
в себе достоинства ПР и ГР и свободна от их недостатков. Характе-
ристика ее близка к.оптимальной: подвеска обладает весьма малой
жесткостью в районе статического хода катка и большой энерго-
емкостью за счет использования гидравлической рессоры.
Характеристика пневматической (рис. XII. 13, г) или гидравли-
ческой (рис. XII. 13, д) рессоры может быть улучшена за счет при-
менения в рессоре двух камер. Первоначально воздух (или жид-
кость) сжимается одновременно в обеих камерах, при дальнейшем
движении поршня один из объемов отсекается и жидкость продол-
жает сжиматься только во втором объеме, что приводит к повыше-
нию жесткости рессоры при динамическом ходе (участок б—с
характеристик ПР и ГР на рис. XII. 14, а, б).
Итак, ПГР и ПР обладают следующими преимуществами,
открывающими перспективу их использования:
а) имеют более благоприятные характеристики;
б) дают возможность сочетания рессоры с амортизатором
в одной конструкции, что позволяет упростить компоновку ходо-
вой части, снизить ее вес;
в) позволяют фактически установить амортизаторы на всех
опорных катках, не увеличивая веса подвески;
г) подвеска выносится из корпуса машины, что в ряде случаев
представляет большое компоновочное преимущество;
д) открывают широкие возможности регулирования через
подвеску: клиренса машины (в зависимости от условий движения
и величины перевозимого груза); дифферента корпуса и распреде-
ления нагрузок на опорные катки (формы эпюры нормальных
давлений на грунт); жесткости и энергоемкости подвески и т. д.;
е) дают более широкие возможности унификации: при оди-
наковых размерах рессоры изменением давления воздуха в ней
можно получить различную грузоподъемность, т. е. возможность
применения на машинах с различной нагрузкой на опорный каток.
Основные соотношения параметров рессор
Пневматические рессоры. Давление воздуха в цилиндре и зани-
маемый им при этом объем связан между собой уравнением поли-
тропного сжатия
— =FF) , (XII.62)
Рст \ V J V 7
откуда может быть найдено давление в пневматической рессоре при
любом ходе поршня
р
(XII.63)
479
поршня
сжатия.
(X 11.64)
Здесь рст — давление воздуха в статическом положении подвески;
Vcm — объем под поршнем в статическом положении; V — объем
под поршнем в рассматриваемом случае; п — показатель поли-
тропы.
Статическая нагрузка на рессору Рст = PanFe, где Fe — пло-
щадь поршня воздушной рессоры. Текущее значение нагрузки
Р = pFe. Если обозначить деформацию рессоры (ход
в воздушной рессоре) через f, то жесткость .рессоры
_ dP _ р dp _ FeV"pon dv
р df ~ в df ~ vn+i ’ df ’
где р0 и Уо — соответственно давление и объем в конце
Имея в виду, что:
V = Vim — Fef; ™=-Fe-, VSpQ = Vnp,
а/
получим
FePn
Жесткость рессоры при статической нагрузке
m ___________________ FePCmn Рстп
р'спг Vcm fn— fcm~]-fo’
где f 0 — ход поршня, соответствующий 70; fn — fcm + f о = —
запас хода поршня от Vcrn до V = 0.
Из полученных выражений следует, что уменьшение жесткости -
рессоры можно достичь, во-первых, увеличением объема воздуш-
ной камеры рессоры, что, однако, невыгодно конструктивно, так
как при этом увеличиваются габариты и вес рессоры; во-вторых,
уменьшением площади поршня Fe, поскольку при большой ве-
личине Fe при одинаковом перемещении А/ будет больше вели-
чина Д V. Это означает, что при заданной статической нагрузке Рст
должно пропорционально возрасти, давление рст. Применяя ма-
лые величины Fe и большие давления, можно получать малую
жесткость рессоры и при ограниченных объемах воздушной
камеры.
Величина показателя политропы зависит, как известно, от
характера теплообмена с окружающей средой узла, в котором
тепло генерируется. Если сжатие газа происходит медленно
(статическое приложение нагрузки), процесс можно считать изо-
термическим, т. е. п = 1. При динамическом приложении на-
грузки, которое может иметь место при колебаниях, показатель
политропы возрастает, так как тепло не успевает рассеиваться
и температура газа растет. Для двухатомных газов, в том числе
и для воздуха, максимальное значение /г, соответствующее адиа-
батному процессу, равно 1,4. Для реальных условий работы
480
подвески в движении по неровностям можно принимать п =
= 1,2-ч-1,3. Однако следует иметь в виду, что при медленном при-
ложении нагрузки (например, при крене на повороте с большой
скоростью, при трогании с места или торможении машины) пока-
затель политропы будет близок к п = 1 и жесткость подвески
значительно меньше расчетной.
Гидравлические рессоры. Сжимаемость жидкости (ее объемная
деформация), заметно проявляющаяся только при высоких давле-
ниях, может характеризоваться объемным модулем упругости
ЕЖ = УО-^, (XII.65)
где Vo — первоначальный объем жидкости в рессоре; Ар — изме-
нение давления; А У — изменение первоначального Объема, вы-
званное изменением давления Ар.
Значения объемного модуля упругости для некоторых жидко-
стей, применение которых возможно в гидравлической рессоре,
составляет в МПа:
Керосин............................. 1,4 • 103
Турбинное масло..................... 1,75-103
Силиконовая жидкость ............... 1,05 • 103
Как видно, лучшей сжимаемостью обладает силиконовая
жидкость. Однако для рессоры важное значение имеют и смазоч-
ные свойства жидкости. Поэтому более рациональным, очевидно,
будет применение соответствующей смеси.
Жесткость рессоры, если пренебречь упругостью стенок ци-
линдра:
\P = \pF&- =
где Рг — площадь поршня гидравлической рессоры. После подста-
новки получим
Др£г _ Ар^г
тр~ ДУ ~ ДУ ’
Fe
или с учетом (XI 1.65)
Е F2'
(XII.66)
Таким образом, для гидравлической рессоры уменьшение жест-
кости также достигается или увеличением ее первоначального
объема, или уменьшением площади поршня.
Расчет параметров и характеристики
пневмогидравлической рессоры
Исходной для расчета является характеристика пневмогидра-
влической подвески (рис. XII. 15, а) и кинематическая схема
подвески. Исходная характеристика строится по заданным
31 н. А. Носов 481
значениям среднего модуля жесткости на мягком (тх) й жестком (т2)
участках. Определяются значения статической нагрузки и ста-
тического хода катка Qcm и hctnt клиренс Н, а также значения хода
катка hdl и hd2, соответствующие началу и концу работы гидра-
влической рессоры.
Возможные^варианты кинематических схем пневмогидравличе-
ских подвесок (ПГП) приведены на рис. XI 1.16, ау б, в. По кинема-
тической схеме подвески графоаналитическим способом строится
кинематическая характеристика подвески, представляющая собой
Рис. XII. 16. Возможные кинематические схемы -включения неметаллических
рессор в подвеску
зависимость / = тр (/г). Построение это производится в масштабе
следующим образом. Последовательно от значения h = 0 задаются
перемещения опорного катка hi9 строится его f-е положение и со-
ответствующее положение рессоры и измеряется деформация рес-
соры (ход штока ft).
По характеристике упругости подвески и ее кинематической
характеристике рассчитывается и строится исходная характери-
482
стика рессоры (рис. XII. 15, б). При этом используются соотно-
шения:
Qil^i = Pilpb Pt = Qz = Qih, (XII.67)
где i,: = ~ — передаточное
Пневматическая рессора.
число подвески.
Расчетная схема представлена на
рис. XII.17.
Задаемся давлением в воздушной камере при статическом ходе
катка рст — Ю-?-12 МПа. Величина эта берется максимально воз-
можной по условиям работы уплот-
нений с целью уменьшения габа-
ритов рессоры. Затем определяем
площадь и диаметр поршня-разде-
лителя воздушного цилиндра:
Fe=-^L. Рв=1,13]/Тв. (XI 1.68)
Рст ’
Минимальный объем воздушной
камеры Ро ПРИ полном ходе кат-
ка hn (соответственно при fn рес-
соры) определяется по формуле
V0=Vcm-Fe(fn-fm). (XII.69)
Рис. XII. 17. Расчетная схема пнев-
матической рессоры
Так как характеристика политропы нелинейна, то точки а, е, б
расчетной характеристики ГПР (рис. XII. 15, б) не уложатся на
одну прямую. В действительной характеристике одна из них вы-
падает. Более важно выдержать жесткость подвески на участке е—б
и давление рст, тогда давление предварительного поджатия
при f = 0 уточнится расчетом.
Объем Уо в этом случае будет найден решением уравнения
политропы на участке е—б
Pel 7 Уст \п Г Уо Fe (fn — fem) ~l n
Рст \ Vai / L Vo ~Ь (fn—fsi) J ’
откуда
р
Здесь рг1 — -у1 берется из расчетной характеристики ГПР.
Максимальный объем воздушной рессоры Vmax при f — 0
Vmax = Vo + Fefn- (ХП.71)
Максимальное давление воздуха в рессоре (в объеме Ро при
-- fn)
рв^ = Рст(^)П. (XII.72)
31*
483
Желательно, чтобы величина рв тах не выходила за пределы
30—35 МПа. Дальнейшее повышение давления, ухудшая работу
уплотнений поршня-разделителя и выходного штока ГПР, не
приводит к существенному увеличению энергоемкости рессоры.
Если заданной величиной является pdmax, а не рг1, то Vo
определяется из уравнения
откуда
Рв max
Рст
Vcm \п_____ Г + Fe (fn — fem) ~| n
Vo J ~ L Vo J
у — — fctn)
-у/ Рв max ।
Г Pern
В этом случае
Г Vcm "1 п
Рл = Рст I Vo + Fe(fn-^fet) J •
Давление предварительного поджатия:
Рпр — Рст Удпах ) ’ пР ~ РпрР«•
(XII.73)
(XII.74)
(XI 1.75)
Давление воздуха перед открытием редукционного клапана
в гидрорессоре
рв2 = Рст [ Vo + Fe^n_fsi) ] - (X11.76)
Полный ход воздушного поршня в пневматической рессоре
равен полному ходу штока fn. В ПР или ГПР полный ход штока
рессоры и связанного с ним поршня в гидравлической камере
низкого давления fn будет равен полному ходу воздушного
поршня-разделителя /в.л лишь при условии равенства Fe = Fe.H,
где Fs. н — площадь гидравлического поршня низкого давления.
В общем случае между ними устанавливается зависимость
fe.n=fn-^. (XII.77)
При расчете ПР и ГПР величину fg.n нужно подставлять во все
вышеприведенные формулы вместо fn.
Площадь гидравлического поршня низкого давления
ЛО? „ — n(F
Г? е. н с
откуда
De. H = Vdl-1,13Fe. н. (XI1.78)
Здесь ds — диаметр гидравлического поршня (плунжера) высокого
давления (см. схему на рис. XII. 13, в), вычисление его приведено
ниже.
484
Гидравлическая рессора. Работа гидравлической рессоры (сжа-
тие жидкости) начинается с хода штока f=fsl при давлении жидко-
сти р = рг1. При ходе f — (перед открытием редукционного
клапана) р = рг шах.
Усилие на штоке складывается из сопротивлений воздушной
(Рв2) и гидравлической (Рг2) рессоры. Первое определено выше,
второе определяется из характеристики рессоры
Рг2 = т2 (/г2
Тогда максимальное усилие, которое должна создать на штоке
ГПР гидравлическая рессора, будет равно Ргтах = Рг2.— Рв2-
Рис. XII. 18. Зависимость от
давления жидкости относитель-
ного веса гидрорессоры:
/—без автоскрепления; 2 — с авто-
скреплением
Рис. XII. 19. Характеристика
сжимаемости жидкости
Задаваясь максимальным давлением в гидрорессоре Рггаах,
определяем площадь и диаметр гидравлического поршня (плун-
жера) высокого давления:
^аах.. аг=1,13УРг. (XII.79)
Рг max
Величина ргтах выбирается в пределах 250—300 МПа. Меньшие
давления приводят к увеличению габаритов. Увеличение давления
свыше 300 МПа, значительно утяжеляя конструкцию, приводит
к несущественному повышению энергоемкости рессоры. На
рис. XII. 18 представлена зависимость относительного веса гидравли-
ческой рессоры (ее веса Gp отнесенного к энергоемкости—работе
сжатия А) от давления жидкости. Меньшим относительным весом
обладают гидроустройства с двухслойными цилиндрами с авто-
скреплением, в ГПР они не применяются. Минимум кривой 1
лежит в пределах 250—300 МПа.
Первоначальный объем гидравлического цилиндра высокого
давления Vs вычисляется с использованием характеристики сжи-
маемости жидкости. По графику на рис. XII. 19 находится вели-
чина относительного изменения объема жидкости Д14 = ~,
V г
485
соответствующая максимальному давлению pemax. В то же время
А14 = Fe 2 — 4i), следовательно,
у = = Ft (fei- M) . (X11.80)
AVa ' ’
Расчет промежуточных точек ПГР. Давление в промежуточных
точках характеристики пневматической рессоры
П — п ( Vcm V — п [ +Fe(fn —fctn) ~\п ZYTT ЯП
Ре.х-Рст{ ух ) - Рст [ v-^Fe(fn^fx) J • (XII.81)
Если умножить обе части равенства на Fe и в то же время разде-
лить числитель и знаменатель дроби на Fe, получим
Ре.х = Рст ( f°f^!nf~2Cfmx )"• (XII. 82)
Для определения давления в промежуточных точках характе-
ристики гидрорессоры сначала величина А14, х, соответствующая
ходу ft.x,
. ЛтТ ______ АУг___Ft (ft. х — fzi) _. fa. x fai ZY'TT
Д^г.х уг - Гг(/г2_/г1) - /г2-/г1- (XII.83)
Затем по графику на рис. XII. 19 находим давление рг,х, соответ-
ствующее относительному изменению объема АУгх. Тогда усилие
на штоке от гидравлической рессоры Рг.х = Рг.хРг- Суммарное
усилие на штоке Рх = Рв.х -р Ре.х-
На участке fei<f<fn (см. рис. XII.15); Рх=Ре.х + Решах;
Рг max РгРг max- При f = fn ПОЛуЧИМ Ртах = Ре. max “Ь Рг max'
Влияние утечки жидкости и изменения температуры рессоры
на величину клиренса и характеристику рессоры. Объем потерян-
ной из рессоры вследствие утечек жидкости будет
AV, = F4 = Fe-^ = -^A/7,
где hy = АЯ — допустимое снижение клиренса; i — передаточ-
ное число подвески.
Величина &Vy определяется опытным путем при эксплуатации
машины; для JTP и ГПР она невелика, дозаправки рессор не тре-
буется длительное время. Статический ход катка при этом уве-
личивается (по характеристике эта точка смещается вправо)
на величину fy. В целом изменение характеристики незначительно
и не оказывает заметного влияния на плавность хода.
Влияние изменения температуры рессоры от 4 до t2 может
быть оценено с помощью уравнения Клапейрона:
PiVi = R(tr + 273); p2V2 = Я (^ + 273).
Так как pt = р2 = Рст и у1 = у2^273'’ т0 изменение объема
воздуха в рессоре при этом
ду = Vs - V1 = V1 ; &fFe = -%- Рв.
486
Тогда, имея в виду, что = Vcm = Fefcm, для температурного
изменения клиренса получим следующую зависимость:
= (XI 1.84)
Температурное снижение клиренса и соответствующее изменение
характеристики могут достигать заметных величин в статическом
положении машины, однако с началом движения и клиренс,
и характеристика быстро восстанавливаются.
Расчет на прочность цилиндра высокого давления гидрорес-
соры. Расчетная схема приведена на рис. XI 1.20. Расчет произ-
водится с помощью формул Ляме (они при-
ведены в обозначениях Резина и Нейдича): |\
Рис. X 11.20. К?расчету на
прочность цилиндра вы-
сокого давления гидрорес-
соры
радиус цилиндра; г—
Здесь от, о2— соответственно ради-
альная, тангенциальная и осевая состав-
ляющие напряжения; р 0 — внутреннее дав-
ление в цилиндре; рн — наружное давле-
ние; а0 =—; а = — • R — наружный
текущее значение радиуса; г0 — внутренний радиус.
Напряжения на внутренней стенке при рн = 0 (атмосферным
давлением для цилиндров высокого давления можно пренебречь)
и а = а0:
ап + 1 1
or = —р0; от = р0 ——Gz = Po——Г- (XII.86)
а0 — 1 а0 — 1
Напряжения на внешней стенке (рн = 0; г = R; а = 1):
аг = 0; ат = р0 2 2 ; ог = р0 2 1 (XII.87)
«о—1 “о -1
Наибольшее напряжение на внутренней стенке не зависит от
ее толщины и равно давлению: ог = —р0.
Эквивалентные напряжения по энергетической теории проч-
ности составляют:
на внутренней стенке
Pq ^ао
«о — 1
о5 =
(XII.88)
487
на наружной стенке
= (XII.89)
«о-1
Если <зэ = где os — предел текучести стали, а п — запас
прочности, то
а = А 1/
0 Го V <?s— 1,73пр0
Рис. XI 1.21. Схемы ГПР с уменьшенными габа-
ритами по длине и ширине
Тогда толщина стенки цилиндра
(XI 1.90)
Конструктивные особенности. Компоновка ПР и ГПР может
быть различной в зависимости от взаимного расположения гидра-
влической и воздушной камер и места установки всей рессоры.
Во-первых, ПР и ПГР могут быть выполнены в виде самостоя-
тельного телескопического элемента, включаемого в подвеску по
типу телескопического амортизатора (см. рис. XII. 16, а, б). Во-
вторых, эти рессоры могут располагаться внутри балансира
с последовательным расположением воздушной камеры по длине
балансира (рис. XII.21, а) или даже в оси опорного катка
(рис. XI 1.21, б). Как при отдельной компоновке, так и при компо-
новке в балансире, кроме последовательного размещения воздушной
камеры, возможно и параллельное: или в виде кольцевой полости
(рис. XII.21, в), что уменьшает длину рессоры, но увеличивает
ее диаметр и, следовательно, при размещении в балансире неже-
лательно, или в виде параллельного расположения гидравли-
ческого и воздушного цилиндров (рис. XI 1.21, г), что уменьшает
как длину, так и ширину рессоры и является одной из наиболее
удачных компоновок ПР и ПГР.
Дальнейшее совершенствование систем подрессоривания бы-
строходных машин исходя из выводов теории подрессоривания
488
и все повышающихся требований к плавности хода, очевидно,
будет происходить по пути создания управляемых (в том числе
и с автоматическим регулированием) подвесок, в частности по
следующим направлениям:
а) регулирование сопротивления амортизатора в зависимости
от условий движения;
б) отключение амортизаторов при скоростях движения больше
резонансных (при vpe3V 2);
в) регулирование работы амортизаторов таким образом, чтобы
они гасили энергию колебания корпуса при ходе корпуса на ка-
ток и от катка и выключались бы при ходе катка на корпус и от
корпуса, чтобы не создавать дополнительных возмущений;
г) автоматическое управление всей системой подрессоривания
в зависимости от дорожных условий с целью хотя бы грубой ста-
билизации корпуса.
Глава XIII
Гусеничный движитель
§ 1. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ
Гусеничный движитель, как и другие типы движителей (ко-
лесный, гребной и воздушный винты и др.) служит для преобразо-
вания получаемого от двигателя усилия в процессе взаимодей-
ствия с внешней средой в тяговое усилие, движущее машину.
Только реактивный принцип движения не требует специального
движителя, функции двигателя и движителя объединены в этом
случае в одном агрегате. Несамоходные гусеничные машины (при-
цепы) имеют не гусеничный движитель, ajyceHH4Hbift ход — пас-
сивный механизм, не создающий тягового усилия.
Основные требования. К гусеничному движителю предъ-
являются следующие основные требования:
1) обеспечение высокой проходимости по мягким и топким
грунтам (болото^с_негг песок),^преодоление подъемов до 30—35°
и различного рода естественных и искусственных препятствий
(рвы, пороги, эскарпы и контрэскарпы, неглубокие водоемы и т. д.);
2) высокий к. п. д.;
3) достаточная долговечность;
4) малый вес и габариты при достаточной прочности, долго-
вечности и надежности (в современных гусеничных машинах вес
движителя достигает 15—20% от общего веса машины);
5) простота и технологичность конструкции, удобство обслу-
живания и ремонта в полевых условиях, минимум регулировок и
эксплуатационного обслуживания.
Рассмотрим подробнее эти требования. Выполнение первого
величины среднего удельного
G — вес машины; L — длина
b — ширина гусеницы. Боль-
из них зависит прежде всего от
‘ G
давления на грунт qcp = -кт- где
опорной поверхности движителя;
шинство сельскохозяйственных и транспортных машин имеют
qcp 0,044-0,06 МПа. Для гусеничных машин среднего и тяже-
лого классов (30—50 т) qcp^ 0,08-н0,082. При больших значе-
ниях qcp наступает резкое снижение несущей способности грунта
и проходимости машины. Гусеничные машины особо высокой
проходимости (снегоходы и болотоходы) должны иметь qcp <5
0,015-4-0,020 МПа. Для сравнения можно привести некоторые
данные по величине средних удельных давлений qcp. пешеход —
0,054-0,06 МПа; лыжник — 0,01 МПа; аэросани —0,004—
490
0,006 МПа. Эпюра оптимального^^распределения усредненных
удельных давлений на грунт должна иметь вид прямоугольника
(рис. XIII.1, а).
Проходимость машины зависит также от распределенияистинд ।
ных давлений на грунт по длине гусеницы, отх^епени^о неравно: ,
мерности, особенно при перемещении по болотам с плотным дерно-
вым покровом, но слабым основанием. Чем больше диаметр опор-
ных катков и больше их число, тем равномернее распределяются
давления по длине опорной поверхности гусеницы. На мягком
грунте вследствие его большей деформации под опорными катками
а)

S)
Рис. ХШ.1. Удельное давление
на грунт
часть нагрузки воспринимается гусеницей между катками. Рас-
пределение давлений при этом более равномерное (рис. XII. 1, б),
чем на твердом грунте (рис. XIII. 1, в).
Наилучшим решением в этом плане является схема ходовой
части с шахматным расположением опорных катков большого
диаметра (рис. XIII.2, г). Однако это решение имеет существенные
недостатки: значительное возрастание веса ходовой части (в том
числе и подвески, так как возрастает число рессор) и неудобство
обслуживания и ремонта в полевых условиях.
Приближенную сравнительную оценку неравномерност^давле-
ний на грунт можно производить по величине удельного давле-
ния под одним траком _
4, = -^, \ (ХШ.1)
где Qi — нагрузка на один каток; t3 — шаг гусеницы; b — ши-
рина гусеницы.
Проходимость машины на слабых грунтах зависит также от
соотношения сил сопротивления движению и сцепления гусениц
с грунтом Г йото£ое определяется осадкой машины в грунт (глу-
биной колеи). Последняя, в свою очередь, при равных удельных
давлениях зависит от соотношения ширины гусеницы и длины
опорной поверхности.
При более широких гусеницах уменьшается осадка в грунт
(при одинаковых qcp) из-за уменьшающегося по сравнению
491
с узкой гусеницей вытеснения грунта из нее в стороны, и проходи-
мость по слабым грунтам улучшаётся."“Одаак'о значительное уши-
рение гусеницы трудно реализовать, во-первых, из-за ограничения
габаритной ширины машин по условиям железнодорожных пере-
возок (не более_3,25 м);_ во-вторых, при увеличении ширины трака
вещего при условии обеспечения равнопрочности растет примерно
пропорционально квадрату_отношения.. ширин. Увеличение веса
повышает динамические усилия в гусеницах (особенно для быстро-
ходных машин), снижает к. п. д., повышает динамические нагрузки
и износ. Поэтому для работы некоторых типов гусеничных машин
в особо тяжелых условиях рекомендуется применение временных
уширителей гусениц.
a) ff)
Рис. XII 1.2. Типовые схемы гусеничных движителей
Узкая, но более длинная гусеница при равных qcp обеспечи-
вает мешэщие^од обычных условиях, имеет
меньщую_склоцностьк„ ибу ксовднию.
Проходимость по мостам, льду и по болотам с плотным дерно-
вым покровом, но слабым основанием зависит при прочих равных
условиях от общего веса машины, от периметра опорной по-
верхности.
К. п. д. движителя зависит от типа и конструкции шарниров
гусеничных цепей, от расположения ведущих колес, от конструк-
ции зацепления гусеницы с ведущим колесом, от веса гусеницы,
т. е. от величины динамического ее натяжения, определяющего
потери на трение в шарнирах.
Более высокий к. п. д. и более высокую проходимость имеют
гусеницы с резино-металлическим шарниром, еще выше — с иголь-
чатыми подшипниками в шарнире. Но у первых и тем более у вто-
рых вес получается больше и конструкция сложнее.
Потери на трение в шарнирах меньше при расположении ве-
дущего колеса в кормовой части машины (рис. XIII.2, а, б) по
сравнению с носовым его расположением, так как при этом коли-
чество шарниров гусеницы, нагруженных тяговым усилием, и
точек их перегиба уменьшается. Не нагружена в этом случае верх-
492
няя передняя ветвь гусеницы, как это имеет место в схемах на
рис. XIII.2, в, г.
Долговечность движителя определяется в основном износо-
стойкостью шарниров гусеничных цепей и зацепления их с веду-
щим колесом. Гусеницы с открытым металлическим шарниром
имеют самую низкую износостойкость. Срок службы ее не превы-
шает в большинстве случаев 2000—3000 км. Гусеницы с резино-
металлическим шарниром могут обеспечить срок службы до 5000—
8000 км, гусеницы с игольчатыми подшипниками — несколько
десятков тысяч км.
Сравнительная оценка гусеничного и колесного движителя.
Гусеничный движитель обладает безусловными преимуществами
перед колесным при движении по мягким и топким грунтам:
меньше осадка (так как меньше удельные давления), меньше
вследствие этого сопротивление движению, лучше сцепные ка-
чества (из-за более развитой опорной поверхности), меньше бук-
сование.
Специальные колесныез^шиньгБысокошцррходимости, полу-
чившие^рЖй итие вИбслёдние"годы (с колесами большбгодааметра,
с шинами низкого давления, с пневмокатками и т. д.) дают умень-
шение осадки и сопротивления движению, но буксование их все
равно значительно .выше, чем у гусеничных машин.
Гусеничный движитель имеет бесспорные преимущества в пре-
одолении препятствий, что также повышает его проходимость по
сравнению с колесным. Многоосные многоп£вдодн^е_колеснь1е
машины в этом отношении также уступают’ гусенцчным. Кроме
тоТоГследуёт учитывать, что привод колес этих машин значительно
сложнее. Только количество межколесных и межосевых диффе-
ренциалов у них достигает шести-семи вместо одного у гусенич-
ной машины.
Гусеничный движитель обеспечивает значительно лучшую
манёвренность машины (наименьший радиус поворота равен
или даже нулю у машин с двухпоточными МПП).
Для машин среднего и тяжелого классов из-за ограничения на-
грузки на ось колес с пневмошинами приходится применять ко-
леса большого диаметра (до 3 м) и ширины (до 2 м), что резко
увеличивает габариты и вес движителя и машины в целом. Габа-
риты движителя пятидесятитонной гусеничной машины и пяти-
тонной колесной примерно одинаковы.
Существенными недостатками гусеничного движителя по
сравнению с колесным являются сравнительно низкий к. п. д.
и значительно меньшая долговечность. При движении по хорошим
дорогам и твердым грунтам колесный движитель имеет преиму-
щество — меньшее сопротивление движению.
Классификация. Гусеничные движители, применяемые в совре-
менных машинах, могут быть:
1) с приподнятыми или несущими направляющими колесами;
493
2) с передним или задним расположением ведущих колес;
3) с поддерживающими катками или без них;
4) с различным типом шарнира гусеницы: с резино-металли-
ческими шарнирами, с открытым шарниром, с игольчатыми под-
шипниками.
Компоновка ходовой системы. При компоновке ходовой си-
стемы гусеничной машины сначала составляется компоновочная
схема (рис. XIIL3), выбираются ее основные элементы и параметры,
а затем ведется конструктивная проработка и расчет узлов, вхо-
дящих в эту схему. К гусеничному движителю относятся следу-
ющие основные узлы ходовой системы: гусеничные цепи, ведущие
Рис. XIII.3. Компоновочная схема гусеничного движи-
теля
колеса, опорные катки, поддерживающие катки (или ролики),
направляющие колеса с механизмом натяжения гусениц.
Основные компоновочные схемы, нашедшие применение в бы-
строходных гусеничных машинах, приведены на рис. XIII.2.
Схемы на рис. XIII.2, а и б имеют заднее расположение ве-
дущих колес. О преимуществах такого решения говорилось выше.
Однако вопрос о расположении ведущих колес решается обычно
не при разработке ходовой системы, а при общей компоновке
машины и зависит главным образом от места расположения транс-
миссии. В схемах на рис. XIII.2, в и г ведущие колеса располо-
жены в носовой части корпуса. В схеме на рис. XIII.2, в направ-
ляющее колесо опущено на грунт, в этом случае оно должно быть
обязательно подрессорено. Очевидно, что эта схема может быть
реализована при переднем расположении ведущих колес. Преиму-
щество ее заключается в увеличении площади опорной поверх-
ности гусениц при том же весе ходовой части, что дает, как уже
известно, снижение удельных давлений, улучшение проходимости
машины, но при этом снижается способность машины к преодо-
лению препятствий на заднем ходу.
Схема на рис. XIII.2, г имеет большое количество опорных
катков большого диаметра, расположенных в шахматном порядке.
О преимуществах и недостатках этой схемы говорилось выше.
При наличии опорных катков .большого диаметра и отсутствии
поддерживающих катков (рис. XIII.2, биг) движитель имеет мень-
шую высоту, улучшаются условия работы резиновых шин. Однако
при движении с большими скоростями верхняя ветвь гусеницы
494
начинает совершать значительные вертикальные колебания, бьет
по опорным каткам, создает в движителе большие динамические
нагрузки и увеличивает потери. Для быстроходных машин наи-
более приемлемой, как правило, является схема, показанная
на рис. XIII.2, а (как с задним, так и с передним расположением
ведущего колеса).
При выборе размеров опорных катков (Z)on), направляющих
и ведущих колес гн,к и гвгК следует иметь в виду, что чем больше
их диаметр, тем меньше углы поворота в шарнирах гусеницы,
т. е. тем меньше потери энергии в них и выше долговечность
гусеницы.
Клиренс машины Нк (рис. XII 1.3) для обеспечения хорошей
проходимости выбирается в пределах 400—500 мм. Углы между
наклонными ветвями гусениц и дорогой, а также высота распо-
ложения оси направляющего (или переднего ведущего) колеса hHtK
выбираются из условия лучшего обеспечения преодоления пре-
пятствий в пределах компоновки корпуса. Обычно hH.K = 0,75ч-
ч-1 м; углы наклона ветвей гусеницы: передней — а 40ч-45°,
задней — р 20ч-25°. Длина опорной поверхности L и ширина
трака Ь устанавливаются в соответствии с требованием обеспече-
ния заданной величины qcp.
§ 2. ГУСЕНИЧНЫЕ ЦЕПИ С ШАРНИРОМ СУХОГО^ТРЕНИЯ
Такие гусеницы получили наибольшее распространение
(рис. XIII.4). Их достоинства: простота конструкции, сравнительно
малый вес, высокая надежность. При этом имеют место существен-
ные недостатки: низкая
износостойкость и малый
срок службы, т. е. низ-
кое значение к. п. д.,
особенно на высоких
(св. 50 км/ч) скоростях
движения.
Типы шарниров. Наи-
более прост и распро-
странен открытый шар-
нир с плавающим
пальцем, однако он
открыт для ^попадания
песка и грязи, что вызы-
вает его быстрый износ.
Для уменьшения из-
Рис. XIII.4. Элементы гусеницы с открытым
металлическим шарниром:
ЛОСа СТреМЯТСЯ ПОДО- / и 2 — траки; 3 — соединительный палец
брать стали, позволя-
ющие повысить твердость трущихся поверхностей проушин трака
и пальца путем термохимической обработки или наклепа (кали-
бровки проушин). Высокая твердость поверхностей трения должна
495
в гусенице сочетаться с высокой ударной вязкостью материала
из-за необходимости противостоять большим ударным нагрузкам.
Высокая твердость пальцев достигается цементированием. Жела-
тельно достижение высокой твердости и проушин и пальцев одно-
временно, причем для резкого повышения износостойкости она
должна превосходить твердость кварцевого песка. Такую твер-
дость можно получить добавлением присадки бора в материал
трака, борированием (насыщением карбида-бора) трущихся по-
верхностей. Этот процесс вызывает большие технологические и
конструктивные трудности, так как для обеспечения прочности
поверхностного слоя твердость должна постепенно уменьшаться
в глубину, но при малых толщинах проушин и малых диаметрах
пальца это может привести к значительной средней твердости
материала и к снижению стойкости его против ударных, нагрузок.
Для повышения износостойкости шарниров гусениц делались
попытки применить шарнир с закреплением пальца
в коротких проушинах одного трака, чтобы
снизить удельные давления в удлиненных проушинах другого
трака.
Могут быть применены и полузакрытые шарниры с лабиринтом
для ограничения попадания в него абразива. Однако пока значи-
тельного эффекта эти мероприятия не дали, в то время как кон-
струкция усложнилась и вес несколько повысился.
Для литых траков применяется сталь Г-13Л (с калибровкой
проушин), для штампованных — 35ХГ2, 27СГТ, ЗЗХГС и т. д.,
для пальцев — 38СХ, 40ХСА, 32ХСА, 37ХСА, 27СГ, 60Г. Твер-
дость проушин HRC 18—45, пальцев (при глубине цементации
0,8-1,2 мм) — HRC 35—55.
Оценочные параметры гусеничной цепи. Коэффициент проч-
, Р п
ности на разрыв k = где Р — усилие, разрывающее одну
гусеницу; G — вес машины. Для быстроходных машин рекомен-
дуется k 3,5ч-4.
Относительный вес гусеницы 6 = 100%, где Ge — вес
обеих гусениц. Желательно выдерживать 6 64-8%.
Коэффициент совершенства 100% учитывает и проч-
ность и вес. Желательно иметь -4- 24-2,5.
& §
Обобщенный коэффициент совершенства Кс = учи-
тывает, кроме того, еще и среднее удельное давление на грунт;
для лучших машин выдерживается в пределах 1,5—2,0.
Звенчатость гусеничной цепи -----отношение шага трака
к ширине гусеницы. На современных быстроходных гусеничных
машинах применяются только мелкозвенчатые гусеницы. Для них
характерно = 0,5 и 0 < 30° (центральный угол ведущего
496
колеса, соответствующий шагу гусеничной цепи). Мелкозвенчатые
цепи улучшают сцепление с грунтом, уменьшают степень неравно-
мерности тягового усилия на гусенице, улучшают динамику гу-
сеничного движителя.
Расчет гусеницы с открытым металлическим шарниром. Рас-
считываются проушины траков и пальцы на растягивающие уси-
лия и трак на изгиб относительно продольной и поперечной осей.
Расчетное разрывающее усилие принимается из условия макси-
мального сцепления гусеницы с грунтом при движении на ко-
согоре
Р = 0,65фб;
для сухого дернистого
грунта коэффициент сцеп-
ления ср = 0,9ч-1,0.
Расчетная схема трака
с пальцем приведена на
рис. XIII.5. Распределе-
ние нагрузок между про-
ушинами находится из сов-
местного решения следую- Рис. XII 1.5. Схема расчета на прочность гу-
щих уравнений, получен- сеницы с открытым шарниром
них А. Г. Козловым в пред-
положении, что это распределение пропорционально изгибной
жесткости пальца в точках фактического приложения сил в про-
ушинах:
1
п 1,5г»! + s 1,5г»а + $ '
1
1 5 ’
(XIII.2)
2Л:Л:Рз: = —4—• • • : , J
* 1,5г»!_$ 1,5г»2> И- $ -i- s
(XIII.3)
Р1-|-Р2 + ^>з + ••• + Р п = Р\ 4” Pl + Рз + ••• Рп. — Р = Р •
(XIII.4)
Расчет проушин осуществляется по наиболее нагру-
женной средней проушине на разрыв в сечении, перпенди-
кулярном усилию Pt-.
(XIIL5>
где R иг — наружный и внутренний радиусы проушины.
Рекомендуемый запас прочности 2,5—3.
Среднее удельное давление в проушине
р = ^-, (XII1.6)
где d — диаметр пальца. Допускается р 150 МПа.
32 Н. А. Носов
497
При расчете пальца на срез напряжение среза опре-
деляют по формуле
4
где к = у — коэффициент, учитывающий концентрацию напря-
жений. Запас прочности —2,5—3.
Для получения равнопрочных проушин целесообразно при-
нимать ширину средних проушин одинаковой, а крайних — в два
раза меньше. Суммарная ширина проушин обоих траков должна
быть одинаковой, за исключением траков с закрепленным пальцем.
Расчет трака на изгиб осуществляется по формуле
где Wu — момент сопротивления изгибу, для сложного сечения,
определяемый по табличным данным; Ми — изгибающий момент.
Величина Ми в зависимости от твердости грунта определяется
следующим образом.
На твердом неровном грунте трак рассчитывается как балка
на двух опорах с нагрузкой (от катка), приложенной посере-
дине. Тогда
ми = -^. (XIII. 8)
На мягком грунте трак рассчитывается как плита на упругом
основании:
-в = 7>> (XIIL9>
где Ki — податливость грунта; для наиболее опасного случая
(пашня) = 0,054-0,15 МПа; Q£- = Qfmax.
§ 3. ГУСЕНИЧНЫЕ ЦЕПИ С РЕЗИНО-МЕТАЛЛИЧЕСКИМ
УПРУГИМ ШАРНИРОМ
В кольцевых резино-металлических шарнирах (РМШ), полу-
чивших распространение в гусеницах транспортных гусеничных
машин, трение скольжения пальца в проушинах трака заменяется
внутренним трением в резиновой втулке, возникающим вследствие
деформации концентрического сдвига в пальце при относительном
повороте траков. Втулки привулканизируются к пальцам и затем
запрессовываются в проушины с высокой степенью обжатия (до
30—40%), исключающей проворачивание их в проушине. Эти
втулки подвергаются также значительному радиальному сжатию
при запрессовке и одностороннему сжатию от усилий, переда-
ваемых гусеницей.
Разрушение шарнира происходит в результате усталости ре-
зины под действием знакопеременных напряжений. В связи с тем,
498
что в резине при деформации из-за значительного внутреннего
трения имеют место заметно выраженные гистерезисные явления
(усилие разгрузки меньше усилия нагрузки), одним из факторов,
снижающих срок службы РМШ, является ее перегрев в процессе
интенсивного движения.
Наибольшие напряжения в РМШ имеют место на внутренней
стороне кольца, в той его части, которая подвергается сжатию от
растягивающего гусеницу усилия.
Поскольку на работоспособность РМШ оказывают значитель-
ное влияние величины деформаций и напряжений как от сдвига
в резиновой втулке, так и от сжатия ее, при конструировании
гусеницы с РМШ стремятся к уменьшению и тех, и других на-
пряжений.
Деформация сдвига в шарнире и величина касательных на-
пряжений в нем пропорциональны углу у поворота одного трака
относительно другого. Величина эта зависит от диаметров колес
и катков, образующих гусеничный обвод, и от шага гусеницы 4-
Чем меньше шаг гусеницы, тем меньше угол у. Однако с умень-
шением шага увеличивается число траков в гусенице и число шар-
ниров, что приводит к неизбежному увеличению веса. Вторым
препятствием к уменьшению шага гусеницы является уменьшение
прочности трака из-за уменьшения перемычек между проушинами.
Типы соединений траков. Для уменьшения угла закручивания
резиновой втулки и касательных напряжений в ней целесообразно
разделить угол у между двумя группами последовательно
работающих втулок (рис. XIII.6, а). При повороте одного
трака относительно другого на угол у за счет деформации втулок
Y
первого трака палец повернется относительно него на угол -у-,
а второй трак за счет деформации его резиновых втулок повер-
нется относительно пальца еще на угол -у-. Растягивающие гусе-
ницу усилия воспринимаются в этой схеме резиновыми втулками
каждого трака, общая ширина которых не превышает половины
ширины гусеницы.
Для уменьшения нормальных напряжений необходимо уве-
личивать ширину втулок, передающих усилие Р. Пример такой
конструкции показан на рис. XIII.6, б. Ширина резиновых втулок
может составлять здесь до 80% ширины трака, соответственно сни-
зятся и нормальные напряжения по сравнению с предыдущим
вариантом. Однако деформация сдвига в этих втулках будет про-
исходить на полный угол поворота трака у, все втулки данного
шарнира будут на скручивание работать параллельно,
и касательные напряжения возрастут вдвое.
Таким образом, ни вариант с последовательной работой рези-
новых втулок в шарнире, ни вариант с параллельной их работой
не имеют существенных преимуществ друг перед другом. Выбор
того или другого типа шарнира в каждом конкретном случае
32*
499
определяется конструктивными соображениями, возможностью
получения минимального веса гусеницы, обеспечения лучших
условий работы резиновых шин опорных катков, улучшения усло-
вий работы зацепления с ведущим колесом.
Одним из возможных путей уменьшения напряженности РМШ
может быть применение двухшаговой гусеницы, состоящей из
Рис. XII 1.6. Схемы траков с резино-металлическим шарниром
двух одинаковых частей а и б; соединяемых между собой только
пальцами (рис. XIII.6, в). В этой конструкции резиновые втулки
также работают на сдвиг одновременно (параллельно) на полный
угол у, однако здесь свои особенности.
Переход к схеме на рис. XIII.6, в от схемы на рис. XIII.6, б
можно пояснить через промежуточную условную схему
(рис. XIII.6, г). Эта схема по принципу работы полностью анало-
500
гична схеме на рис. XII 1.6, б, только здесь применены два различ-
ных трака: основной /, в котором проушины обеих сторон имеют ре-
зиновые втулки (по аналогии со схемой на рис. XIII.6, а), и соеди-
нительный 2, в котором проушины обеих сторон не имеют резино-
вых втулок, в них закрепляются пальцы. Уменьшение шага гу-
сеницы, которое, как уже говорилось выше, дает уменьшение
угла Y и, следовательно, касательных напряжений в резиновых
втулках, ограничивается в схемах на рис. XII 1.6, а, б прочностью
трака в сечениях А между проушинами противоположных его
сторон. Однако в схеме на рис. XIII.6, г эта трудность преодоле-
вается тем, что ликвидируются «мостики» х между правой и левой
половинами как основного, так и соединительного траков, т. е.
мы получаем схему (рис. XIII.6, в), в которой роль соединитель-
ного трака выполняют так называемые перемычки в и г. Пере-
мычки в здесь одновременно служат и цевками в зацеплении с ве-
дущим колесом, а перемычка г несет на себе направляющий
гребень.
Таким образом, схема шарнирного соединения траков типа
представленной на рис. XIII.6, в за счет параллельной работы
втулок в одном шарнире (т. е. на одном пальце) позволяет умень-
шить нормальные напряжения, а за счет уменьшения шага между
траками — снизить касательные напряжения. Шаги между паль-
цами в одном траке и между пальцами в соседних траках могут
быть различными; как правило, to < tQ. Шаг гусеницы в зацепле-
нии с ведущим колесом равен сумме шагов: te,3 = teK = t0 + td,
поэтому гусеница и называется иногда двухшаговой. Этот слож-
ный шарнир можно назвать, шарниром с параллельно-
последовательной работой резиновых втулок, по-
скольку в пределах одного шага зацепления последовательно ра-
ботают резиновые втулки на двух последовательно расположенных
пальцах.
Для уменьшения величины максимальных касательных напря-
жений в РМШ независимо от типа шарнира широко применяется
предварительный взаимный поворот траков при сборке гусеницы
на угол аЛ -у- (рис. XIII.6, б) в сторону рабочего угла пово-
рота. Это мероприятие приводит к тому, что деформация резины
происходит не на угол 0—у, а на угол ±-у.
Расчет резино-металлического шарнира. Работоспособность
РМШ гусеницы определяется усталостными напряжениями в ре-
зине втулок. Втулки эти находятся в сложном напряженном со-
стоянии: к остаточным напряжениям сжатия при запрессовке
прибавляются сжимающие напряжения (от предварительного
натяжения гусеницы, от растягивающих гусеницу центробежных
сил и сил тяги при движении машины) и, самое главное, знакопе-
ременные касательные напряжения от закручивания втулок при
изгибе гусеницы.
501
Достаточно точный расчет РМШ с учетом всех факторов, влия-
ющих на его долговечность, пока еще не разработан. Приблизи-
тельную оценку работоспособности РМШ можно производить на
основе опыта эксплуатации и экспериментальных исследований
при помощи сравнительного расчета, не учитывающего деформации
сжатия резиновых втулок. В этом расчете принимаются следу-
ющие допущения:
а) резиновые втулки состоят из большого числа концентри-
ческих слоев, не меняющих при работе своей формы и концентрич-
ности взаимного расположения;
б) деформациями пальца и
проушины траков пренебрегают.
Расчетная схема приведена
на рис. XIII.7. На поверхности
любого концентрического слоя
с радиусом г будет действовать
момент
М = Pr = 2nr2br,
где т — касательное напряже-
ние; b — ширина втулки; Р—ка-
сательная сила в слое. Отсюда
И (XIII. 10)
' 2лг2Ь v 7
Максимальное значение на-
пряжения будет при г = Г1
Рис. XIII.7. Расчетная схема резино-
металлического шарнира
Ттах = -А-. (ХШ.И)
2лг{Ь
Дальнейшее решение задачи сводится к нахождению момента,
действующего на резиновую втулку в зависимости от ее деформа-
ции. Для этого рассмотрим два концентрических слоя втулки на
расстоянии г и г + dr от оси. Их относительное перемещение
под нагрузкой характеризуется величиной ds, которую можно
выразить двояко:
ds = ф dr и ds = (г + dr) dty г dty, (XIII. 12)
так как величина drdty представляет собой величину второго
порядка малости.
Деформация резиновой втулки (в пределах закона Гука) равна
ф = где G — модуль сдвига резины. После подстановки зна-
чения т из выражения (XIII. 10) получим
(XIIL13>
502
Подставляя (XIII. 13) в (XIII. 12), получим
ds = ^dr = ^bG =rd^’
откуда
л । Mdr
Интегрируя
это уравнение, получим
Фг
। f j , М С dr М / 1 1
Яр2 _ J dtp — J Hr — -7
О Г1 \ 1 2
(XIII. 14)
Таким образом, искомый момент кручения, приложенный к ре-.
зиновой втулке, будет равен
4m|)2 bG г I
Л4 =
2 2
г2~ Г1
(XIII. 15)
Касательное напряжение
^тах
2&G
г2 Г1
(XIII.16)
Величина G зависит от.сорта резины и степени предваритель-
ного обжатия. В предварительных расчетах рекомендуется при-
нимать G 0,8-ь1,0 МПа. Допустимая величина [т ]шах = 0,3
-5-0,5 МПа.
Средние напряжения смятия резиновых колец в шарнире
о =0-^7, . (XIII.17)
2/12 bi v '
В выполненных работоспособных конструкциях ст 20-5-30 МПа.
По экспериментальным данным А. Н. Малиновского срок
службы резино-металлических шарниров для быстроходных гу-
сеничных машин ориентировочно может быть подсчитан с помощью
эмпирической зависимости
101’ (ХШ-18>
где п — число циклов до разрушения. Тогда пробег (в км) до
разрушения определится по формуле
5 = -ППТР (XIII.19)
)
где z — число траков в одной гусенице; т — число точек пере-
гиба на гусеничном обводе.
К преимуществам гусеницы с РМШ относятся:
1) большой срок службы и слабая зависимость его от характера
грунтов, на которых эксплуатируется машина;
503
2) более высокий к. п. д. особенно при высоких скоростях
движения; слабая зависимость к. п. д. от натяжения гусениц;
3) улучшение условий работы зацепления с ведущим колесом
благодаря относительной стабильности шага гусеницы и умень-
шению динамических нагрузок в зацеплении;
4) уменьшение динамических нагрузок в элементах ходовой
системы и силовой передачи;
5) повышение проходимости по слабым грунтам из-за большой
эл асти ч ности г у сен и цы.
К числу недостатков гусеницы с РМШ можно отнести сле-
дующие:
1) больший вес гусениц;
2) большую сложность и большую первоначальную скорость
(стоимость одного километра пробега меньше);
3) сложность замены траков в полевых условиях.
§ 4. ВЕДУЩИЕ КОЛЕСА
Ведущие колеса, преобразующие крутящий момент, переда-
ваемый от двигателя через трансмиссию, в силу тяги на гусени-
цах, являются одним из важных узлов ходовой части, качество
конструкции которого не только определяет работоспособность
самих элементов зацепления, но и оказывает непосредственное
динамическое воздействие на работу всех механизмов — от вала
двигателя до опорных поверхностей гусениц. Сложность обеспе-
чения нормальной работы зацепления гусеницы с ведущим коле-
сом вызывается самим характером работы движителя в широком
диапазоне постоянно меняющихся по величине и направлению
динамических усилий при движении в разнообразных условиях
местности (движение вперед, назад, поворот, разгон, торможе-
ние, преодоление препятствий, колебания корпуса).
Основные требования. К ведущим колесам предъявляются
следующие требования.
1. Надежное зацепление с гусеницей как в ведущем, так и в тор-
мозном режиме независимо от износа гусеницы. Требование
это обеспечивается правильным выбором геометрии зацепления.
Оно выполняется легче и полнее при гусеницах, шаг которых
в процессе эксплуатации не изменяется или изменяется мало.
2. Высокая износостойкость зубьев ведущих колес. Обеспечи-
вается также геометрией зацепления и подбором износостойких
материалов для зубчатых венцов и технологическими мероприя-
тиями по повышению их поверхностной твердости.
3. Самоочистка от грязи и снега. Обеспечивается специаль-
ными конструктивными мероприятиями (окна в корпусе колеса,
специальные кронштейны — снегоочистители).
Ведущие колеса обычно выполняются разъемными: из сту-
пицы и зубчатых венцов. Венцов обычно ставится два; исключение
составляют_иногда машины легкой весовой категории. Наличие
504
двух венцов, во-первых, изменяет нагрузку в зацеплении, умень-
шая его износ; во-вторых, повышает устойчивость гусеницы в про-
дольном направлении. Съемные зубчатые венцы можно заменять
по мере износа. Кроме того, можно изготавливать ступицы и
венцы из разных материалов, подбирать для венцов специальные
износостойкие стали. Для венцов используются стали ЛГ-13Л,
У12Г и др. Рабочие поверхности зубьев подвергаются термообра-
ботке на твердость, которая должна составлять приблизительно
HRC 50—60. Для повышения
твердости зубьев применяется
также наплавка их поверх-
ности материалами особо вы-
сокой твердости.
Ведущие колеса устанав-
ливаются или на кронштейне
бортовой передачи, или не-
посредственно на валу борто-
вой передачи (применяется
на легких машинах). В пер-
вом случае радиальные уси-
лия от гусеницы воспринима-
ются через подшипники крон-
штейном и не передаются на
вал бортовой передачи. Во
втором случае, очевидно, вал
и подшипники бортовой пере-
дачи нагружаются усилиями
от гусеницы, однако при
этом проще конструкция и монтаж и демонтаж ведущего колеса.
Конструкция элементов зацепления ведущих колес с гусе-
ницей должна обеспечивать:
а) безударную передачу усилия;
б) свободный вход и выход элементов гусеницы из зацепления;
в) минимум их скольжения под нагрузкой (минимум износа);
г) высокие контактные напряжения в зацеплении.
Типы зацепления ведущих колес. На гусеничных машинах
находят применение три различных типа зацепления ведущих
колес с гусеницами: гребневое, зубовое и цевочйое.
Гребневое зацепление (рис. XIII.8, а), в котором ведущим
элементом в колесе служит ролик, а в зацепление с ним входят
гребни траков, в настоящее время почти не встречаются. Его недо-
статки: гусеница должна иметь большой шаг (крупнозвенчатая);
большой износ шарниров цепи и роликов колеса из-за их малого
числа (четыре—шесть), наличие выворачивающего момента.
Зубовое зацепление (рис. XIII.8, б) недостаточно надежно
из-за забивания впадин между зубьями, имеет повышенный износ.
Оно получило некоторое распространение в тракторостроении,
но почти не встречается на быстроходных гусеничных машинах.
505
Основным типом зацепления гусениц с ведущими колесами
в быстроходных гусеничных машинах является цевочное
зацепление (рис. XIII.8, в). Оно обладает лучшей плавностью и
имеет значительные возможности совершенствования при изна-
шивающейся гусенице.
С целью полного удовлетворения требований, предъявляемых
к качеству зацепления, при различных типах гусениц в гусенич-
ных машинах нашли применение несколько видов- цевочного за-
цепления.
Рис. XIII.9. Виды цевочных зацеплений: а — нормальное;
б — нормальное с постоянным радиусом; виг — многошаго-
вое при новой и изношенной гусеницах
Основным видом цевочного зацепления является так называе-
мое нормальное зацепление, при котором шаг гусеницы
равен шагу ведущего колеса (А, = te,K), что обеспечивает без-
ударную передачу усилия одновременно несколькими зубьями,
а угол давления выбирается так, чтобы обеспечить равновесное
положение цевки в точке контакта ее с зубом; этим обеспечивается
минимум скольжения под нагрузкой и свободный вход и выход
цевки из зацепления. При нормальном зацеплении, если сохра-
няется условие 4 = 4. л, контакт цевки с зубом всегда должен
иметь место при постоянном радиусе ведущего колеса. Нормаль-
ное зацепление хорошо работает как в ведущем, так и в тормозном
506
режимах (рис. XII 1.9, а). Однако нормальное зацепление успешно
работает только при гусенице, шаг которой в процессе эксплуа-
тации практически не изменяется (отсутствует износ в шарнирах).
Такой гусеницей, в частности, является гусеница с РМШ. Для нее
выполняется еще так называемое идеальное зацепле-
ние с постоянным радиусом (рис. XIII.9, б),
позволяющее, с одной стороны, гарантировать величину постоян-
ного радиуса, а с другой — уменьшить контактные напряжения
в зубе приданием ему вогнутого профиля в месте контакта с цевкой.
При работе гусеницы с открытым металлическим шарниром
из-за износа зацепления шаг гусеницы очень быстро становится
больше шага ведущего колеса te,K. При этом нормальная
работа зацепления нарушается; по мере износа шарнира и увели-
чения шага гусеницы цевки, входящие в зацепление, распола-
гаются все выше по зубу, а затем по мере поворота ведущего ко-
леса опускаются к его основанию, вызывая скольжение под на-
грузкой и износ. При определенной величине износа цевки выхо-
дят на вершину зуба, и зацепление становится неработоспособ-
ным. Для исправления положения необходимо заменить или изно-
шенные пальцы в гусенице (частичное восстановление ее шага),
или всю гусеницу. Таким образом, срок службы гусеницы по из-
носу здесь ограничивается не прочностью изношенных шарниров,
а работоспособностью зацепления. Для увеличения срока службы
гусеницы по зацеплению длительное время применялось и еще
применяется так называемое специальное зацепление, при котором
выполняется условие К сроку службы гусеницы при
этом добавляется время, в течение которого из-за износа шарнира
шаг гусеницы станет равным шагу ведущего колеса, что проис-
ходит примерно через 200—500 км пробега. В дальнейшем зацепле-
ние продолжает работать практически так же, как нормальное.
Недостатки специального зацепления: выпучивание гусеницы при
движении в тормозном режиме; скольжение цевки по зубу при
выходе из зацепления; ударное приложение нагрузки при пере-
ходе с одного типа зацепления на другое.
Для устранения выпучивания гусеницы на тормозном режиме
применяется исправленное специальное зацепление, так назы-
ваемое двухшаговое с несимметричным профилем зуба.
Часть зуба, работающая на тормозном режиме, имеет углубление,
и контакт его с цевкой достигается на меньшем радиусе, что при-
водит к уменьшению шага к и соотношению te. к-
Чтобы избежать скольжения цевок по зубу в нормальном за-
цеплении и добиться распределения нагрузки между несколькими
зубьями, применяется улучшенное нормальное зацепление, так
называемое многошаговое с переменным радиусом за-
цепления (рис. XIII.9, в, г). В этом зацеплении по мере увеличения
шага гусеницы цевки должны располагаться на большем радиусе
при сохранении зависимости t8i = te,Ki, скольжения цевок при
этом не происходит. Для нормальной работы многошагового
507
зацепления необходим такой профиль зуба, который обеспечивал
бы равновесное положение цевки в любой точке профиля при раз-
личных соотношениях усилий на набегающей й сбегающей ветвях
гусениц и сил трения в контакте. Трудности решения этой задачи
очевидны. Поэтому применяемые в настоящее время улучшенные
зацепления гусениц с изнашивающимся шарниром только еще
приближаются к многошаговому зацеплению в точном смысле
этого определения.
Износ зубьев ведущего колеса и шарнира гусеничных цепей,
а также потери на трение как в зацеплении, так и в шарнире
зависят от способа передачи усилия от ведущего колеса к гусе-
нице. Возможны три способа передачи тягового усилия: тянущий,
толкающий и пальцевый. Последний применяется в гусеницах
с РМШ, в которых отсутствует износ. При тянущем способе
передачи усилия (зуб тянет трак за цевку, расположенную в перед-
ней части трака) имеет место значительное трение в зацеплении
и износ зубьев ведущего колеса, однако нагрузка на шарнир и его.
износ меньше. При толкающем способе, когда зуб толкает распо-
ложенный впереди трак в его торец, значительно меньше трение
и износ в зацеплении и несколько больше нагрузка и износ в шар-
нирах траков. В целом толкающий способ передачи тягового уси-
лия выгоднее тянущего и получает все большее распространение.
Расчет ведущего колеса. Расчет производится в следующем
порядке.. Задавшись величиной шага te,K = ts (он выбирается
минимальным на основе конструктивной проработки траков),
из известной формулы
VI = 0,06
lmpi
находят число зубьев ведущего колеса zK
~ ___ Viimpi
к 0,06Пд1в.к'
(XIII.20)
Здесь Vi и impi — скорость машины и передаточное число трансмис-
сии на i-й передаче; — частота вращения двигателя.
Затем определяется центральный угол зацепления
а 360°
Г) — (eJC
М)~ . р
. sm2-
Угол £ для быстроходных машин колеблется в пределах 25—28°.
Диаметр начальной окружности колеса
(в.к
. 180° ’
sin------------------------------------
Zk
(XIII.21)
Далее строится профиль зуба. Рассмотрим построение его при
нормальном зацеплении. При этом необходимо учитывать основ-
ное требование: обеспечение динамического равновесного состоя-
ния цевки в контакте с зубом в любой точке его профиля (рис.
508
Рис. XIII. 10. Схема построения
профиля зуба ведущего колеса
при нормальном зацеплении
XIII. 10). При выполнении этого требования и при условии t3 =
= 4. к будут обеспечены свободный вход и выход цевок из зацеп-
ления, безударность передачи усилия на зуб, распределение на-
грузки между всеми зубьями, минимум скольжения цевки по зубу
под нагрузкой.
На начальной окружности на расстоянии 4 друг от друга
(рис. XII 1.10) наносятся центры цевок и вычерчиваются окруж-
ности радиусом г = (1,1ч-1,2) гц, изображающие цевки и опреде-
ляющие профиль ножки зуба. В применяемых конструкциях гу-
сениц радиусы цевок Гц = (0,13ч-0,17) 4- Центры цевок и О2
соединяются с центром колеса О, за-
тем от линии 0i02 откладывается
угол давления 0, -определяемый по
векторной сумме сил, действующих
на цевку. Обычно 0 = 40-5-60°. При
определении угла 0 коэффициент тре-
ния в зацеплениях при наличии абра-
зива принимается равным 0,35ч-
-4-0,4, угол трения при этом состав-
ляет 0,19—0,22 рад. После этого про-
водится отрезок OiAB до пересече-
ния с линией 002. Через точку В
проводится вспомогательная окруж-
ность Dm, необходимая для вычерчи-
вания профиля остальных зубьев.
При постоянном шаге гусеницы
(с РМШ) профиль зуба будет прямой линией АЕ, перпендикуляр-
ной к прямой АВ. В случае постепенного увеличения шага гусе-
ницы по мере износа шарнира профиль зуба при многошаговом
нормальном зацеплении будет криволинейным (кривая АЕ'). Зада-
ваясь допустимой величиной износа А4 <=# (10ч-15%) ts, проводят
графическое построение профиля зуба с учетом обеспечения рав-
новесия цевки в каждой точке профиля. Высота зуба и диаметр
окружности выступов Du определяются допустимым увеличением
шага 4-
Расчет прочности зубьев производится по напряжениям изгиба
и контактным напряжениям. Расчетное усилие из условия макси-
мального сцепления гусеницы с грунтом и передачи всего усилия
одним зубом при двух зубчатых венцах
Рр^ф^-0,6^ . (XIII.22)
Проверка осуществляется по максимальному моменту двига-
теля, приведенному к ведущему колесу, на первой передаче.
Рассматривается худший случай нагружения — усилие прило-
жено к вершине зуба. Силы трения в зацеплении не учитываются,
усилие принимается направленным по касательной к окруж-
ности DH (рис. XIII.И).
509
Напряжения от изгиба зуба в опасном сечении, находящемся
в его основании, определяются по формуле
= = (XIII.23)
Величины a, b, h обозначены на рис. XIII. 11. Допускаемые напря-
жения [о]и 5004-600 МПа.
Контактные напряжения в месте контакта цевки с зубом
о -0 421/ Рр ..^E^R+гц) (XIII.24)
ок - |/ b cos0 + , к
где R — радиус кривизны зуба в точке контакта; Ех и Е2 — мо-
дули упругости материалов цевки и зуба; если Ег = Е2, то
Рис. XIII.11. Схема расчета зуба Рис. XIII.12. Схема
на изгиб расчета болтов зубча-
того венца
-Х Л— = Знак плюс берется для зуба с выпуклым профилем,
-Ci
минус — с вогнутым. В оправдавших себя конструкциях сгк =
= 25004-3000 МПа.
Болты крепления зубчатых венцов к ступице ведущего колеса
также рассчитываются' по усилию Рр. Болтовое соединение рабо-
тает в этих конструкциях на растяжение от силы, требующейся
для создания силы трения в соединении, которая должна обеспе-
чить передачу крутящего момента (рис. XIII.12).
Окружная сила на окружности расположения болтов
Pp6 = Pp^=°№*..rJE, (XIII.25)
где гб — радиус расположения болтов.
Необходимая сила трения в плоскости соединения
F “ Рзат\М1 Рр.б>
отсюда усилие затяга Рзат'З? —Здесь ц— коэффициент
трения, для стальных поверхностей при сухом трении р 0,2;
п — число болтов.
510
С другой стороны, Рзат = -----[о ]р, ТОГДЭ ДИЭМвТр бОЛТОВ
d6 > 1,131/^- = 1,131/—(XIII.26)
Г Мр Г рп [а]р v
Здесь допустимые напряжения растяжения [о= 0,6тг, где тг —
предел текучести для материала, из которого изготовлены болты.
Расчет подшипников ведущего колеса производится так же,
как в КП, в том числе разбивка работы на отдельных передачах
Рис. XIII. 13. Схема нагружения
ведущего колеса
z' Рис. XIII.14. Схема сил,
действующих на подшип-
ники ведущего колеса
во времени и определение коэффициентов az и в формуле для
приведенной нагрузки Qnp (см. гл. III). При этом за расчетную
нагрузку принимается суммарная нагрузка от сил предваритель-
ного натяжения гусениц и тягового усилия от двигателя — раз-
ного на разных передачах (рис. XIII. 13)
Qi = Qh + (Q« + (XIII.27)
где Qdi — сила тяги на ведущем колесе на /-й передаче; QH — сила
предварительного натяжения гусеницы.
По величине Qnp и схеме подшипникового узла (рис. XIII. 14)
определяются приведенные нагрузки на каждый подшипник:
Qnpa — Qnp й ; Qnpв= Qnp й • (XIII 28)
§ 5. НАПРАВЛЯЮЩИЕ КОЛЕСА И НАТЯЖНЫЕ МЕХАНИЗМЫ
Направляющие колеса. Направляющие колеса служат для
направления движения верхней ветви гусеницы, а также (со-
вместно с механизмом натяжения) для регулирования ее натяже-
ния. В зависимости от конструкции гусениц ведущих колес и
опорных катков направляющие колеса могут быть двойными
или одинарными. Одинарные направляющие колеса, применяемые
иногда на легких машинах, соответствуют одновенцовым ведущим
колесам и одинарным опорным каткам. Гусеничная цепь при этом
должна иметь два направляющих гребня на каждом траке.
511
В движителях, имеющих опорные катки среднего диаметра
(500—650 мм) и поддерживающие катки, направляющие колеса
чаще всего выполняются взаимозаменяемыми с опорными катками.
Специфически важным требованием, предъявляемым к направ-
ляющим колесам, является обеспечение самоочистки от грязи
и снега и удаление с беговой дорожки гусеницы грязи, льда
(скалывание его) и снега. Лучше всего это требование обеспечи-
вается специальной конструкцией направляющего колеса с ме-
таллическим ободом, имеющим соответствующую форму. Направ-
ляющие колеса с резиновой шиной снижают динамические на-
Рис. XIII. 15. Типы механизмов натяжения
гусениц
грузки в движителе и шум при движении машины, однако они
в меньшей степени удовлетворяют требованию очистки гусеницы.
Натяжные механизмы. Натяжные механизмы с механическим
приводом, предназначенные для регулирования натяжения гусе-
ниц, выполняются двух типов:
1) винтовые — с поступательным перемещением оси направ-
ляющего колеса (рис. XIII. 15, а);
2) кривошипные — с перемещением оси направляющего ко-
леса по дуге окружности. При этом поворот кривошипа может
осуществляться с помощью или червячной пары (рис. XIII. 15, б),
или винтовой стяжки (рис. XIII. 15, в).
Механизмы натяжения гусениц с гидравлическим приводом
распространения пока не получили.
Наибольшее применение нашли кривошипные механизмы на-
тяжения вследствие простоты и надежности конструкции. Всем
требованиям удовлетворяет.и наиболее простой из них — с вин-
товой стяжкой. Однако при опорных катках большого диаметра
и расположении их близко к корпусу этот тип механизма применить
невозможно. В этом случае используется червячный механизм на-
тяжения (рис. XIII. 15, б). Направляющее колесо устанавливается
в соответствующее заданному натяжению гусеницы положение
с помощью червячной пары /. Фиксация этого положения произ-
водится с помощью гребенок 2 на кривошипе и корпусе машины,
512
так как, несмотря на самотормозящие свойства червячных пере-
дач, нельзя допустить передачу на них динамических нагрузок,
воспринимаемых направляющим колесом при движении (особенно
при преодолении препятствий). Ввод и вывод гребенки кривошипа
из зацепления с корпусом производится в одном механизме с по-
мощью второй червячной пары 3 и винтового механизма 4.
Винтовые механизмы натяжения могут найти применение в ос-
новном в гусеничном движителе с задним расположением направ-
ляющих колес при несущем его положении (см. рис. XIII.2, в).
Изменение натяжения гусениц необходимо осуществлять в сле-
дующих случаях:
а) при монтаже и демонтаже гусеницы;
б) при необходимости увеличить натяжение гусеницы, упавшее
вследствие износа шарниров (осуществляется периодически).
в) при изъятии из гусеницы одного из траков, когда износ
шарниров достиг такого предела, что дальнейшее ее натяжение
становится невозможным, так как направляющее колесо достигло
своего предельного положения;
г) при замене траков'из-за их разрушения;
д) при изменении условий движения, требующих различного
натяжения гусениц.
Из вышеизложенного вытекает и требование к механизму на-
тяжения:
а) легкое и удобное натяжение гусеницы усилиями одного
члена экипажа;
б) плавное регулирование положения оси направляющего
колеса, минимальные интервалы между его фиксированными поло-
жениями;
в) обеспечение хода направляющего колеса в пределах, до-
статочных для удаления из гусеницы не менее одного трака;
г) изменение натяжения гусеницы на ходу машины в зави-
симости от изменяющихся условий движения.
Последнее требование при использовании описанных типов
механизмов натяжения не может быть выполнено, хотя оно яв-
ляется очень важным, так как проходимость гусеничной машины
находится в определенной зависимости от силы предварительного
натяжения гусениц. Так, при движении по хорошим дорогам
с большой скоростью величина натяжения должна гарантировать
неспадание гусениц и в то же время не быть слишком большой
во избежание чрезмерного износа шарниров и увеличения потерь
мощности в движителе. При движении по грязи из-за ее налипа-
ния на гусеницах и ведущих и направляющих колесах гусеницу
«распирает», натяжение ее возрастает. Для того чтобы это натя-
жение при движении машины не превзошло допустимых преде-
лов, предварительное натяжение гусениц должно быть уменьшено.
Максимальное натяжение гусениц должно быть обеспечено при
движении машины по топким грунтам с целью предельно возмож-
ного выравнивания удельных давлений под гусеницами, что будет
33 Н. А. Носов 513
способствовать повышению проходимости. Увеличение потерь
мощности и износ шарниров в этом случае существенного значе-
ния не имеют.
Регулирование натяжения гусениц на ходу машины может быть
обеспечено с помощью гидравлического механизма натяжения.
Гидравлический цилиндр может устанавливаться в кривошипной
схеме (рис. XIII. 15, в) вместо винтовой стяжки. Гидравлический
цилиндр должен иметь гидрозамок, отсекающий определенное
количество жидкости в цилиндре как под поршнем, так и над ним
и тем фиксирующий положение поршня, кривошипа, оси направ-
ляющего колеса и, следовательно, натяжение гусеницы.
Рис. XIII. 16. Схема гусеничного движителя с механизмом
компенсации натяжения гусениц:
О подвижные оси; • — неподвижные оси
Управление приводом перекачки жидкости в гидроцилиндре
из полости над поршнем в полость под поршнем и наоборот должно
осуществляться водителем на ходу машины. Подавлению жидкости
в цилиндре водитель может судить об истинной величине натяже-
ния гусениц в каждый момент времени.
Компенсационные механизмы, восстанавливающие натяжение
гусениц (в основном их передних и задних наклонных ветвей),
нашли применение на некоторых быстроходных гусеничных ма-
шинах (рис. XIII. 16). Натяжение ослабляется вследствие зна-
чительного поджатия передних или задних опорных катков при
переезде через препятствие или при значительных амплитудах
продольных угловых колебаний, когда необходимая длина гусе-
ничного обвода резко уменьшается. Восстановление длины гусе-
ничного обвода до необходимой величины производится здесь
соответствующим перемещением осей направляющего и ведущего
колес (поворотом кривошипа, на котором они установлены)
в сторону от центра машины. Это перемещение осей осуществляется
с помощью рычажного привода, соединяющего крайние катки
с ведущим или направляющими колесами.
Роль кривошипа для ведущего колеса выполняет в этом случае
картер несоосной бортовой передачи, поворот которого осуще-
ствляется относительно оси ведущей шестерни. Механизмы ком-
пенсации натяжения гусениц снижают динамические нагрузки
514
в гусеничном движителе и трансмиссии, повышают плавность
хода и уменьшают вероятность сбрасывания гусениц. Однако они
значительно усложняют конструкцию ходовой части машины,
увеличивают ее вес и габариты и поэтому применяются сравни-
тельно редко.
Расчет механизма натяжения гусениц. При носовом располо-
жении ведущего колеса расчет производится по максимальной
силе тяги по сцеплению с грунтом при движении задним ходом
на горизонтальной площадке: Рр = 0,5Gcp.
При кормовом расположении направляющего колеса, нагру-
женного силой тяги на передачах переднего хода, расчет произ-
Рис. XIII.17. К расчету механизма натяжения: а — схема
сил; б — к определению радиуса кривошипа
водится по максимальной силе тяги по сцеплению на косогоре
с углом р = 30°: Рр = 0,65Gcp.
Усилие, действующее на ось направляющего колеса, опреде-
ляется по схеме на рис. XIII. 17, а
g / Я
Rp = 2Ppsin^. ’ (ХШ.29)
По этому усилию рассчитываются на прочность кривошип, вин-
товая стяжка, гидравлический цилиндр и винтовой механизм
натяжения, воспринимающйе при движении машины полную ве-
личину силы Rp.
Детали механизма, нагружаемые только при натяжении гусе-
ницы, например червячная передача механизма типа, представлен-
ного на рис. XIII. 15, б, рассчитываются на величину предвари-
тельного натяжения гусеницы Рпр. Из теории гусеничного движи-
теля известно, что натяжение гусеницы от силы собственного веса
определяется по формуле
Рпр = ^-, (ХШ.ЗО)
где у — вес единицы длины гусеницы (погонный вес); I — длина
пролета (расстояние между соседними поддерживающими кат-
ками или, при их отсутствии, между ведущим и направляющим
колесами); f — стрела провисания гусеницы; при среднем натя-
жении f = 0,02-^0,03 м. В этом случае Rnp также определяется
по формуле (ХШ.29).
33* 515
Передаточное число механизма натяжения iM определяется
из соотношения моментов на кривошипе от силы предварительного
натяжения гусеницы и силы Рв, прикладываемой человеком (води-
телем) на соответствующем рычаге /р,
РпрГ cos-~-
1“ = .Р^т ’ (ХШ.31)
где г — радиус кривошипа; Р — угол наклона нижней ветви
гусеницы; —к. п. д. механизма. Величину силы Рв прини-
мают равной 150—200 Н (15—20 кГ).
Радиус кривошипа определяется по допустимому удлинению
гусеницы при эксплуатации Д/. Как уже выше указывалось, эта
величина должна быть не меньше шага гусеницы: Д/ te. Пере-
мещение оси направляющего колеса в зависимости от угла его
поворота а составляет (рис. XIII. 17, б)
s = 2г sin у. (XIII.32)
Так как угол охвата направляющего колеса гусеницей близок
к 180°, можно принимать Д/ f=& 2s0, тогда радиус кривошипа
—" л • а *
4smT
При а = 180°
г = 4- (ХШ.ЗЗ)
Для движителя, имеющего гусеницы с РМШ, удлинение которых
в процессе эксплуатации незначительно, можно принимать мень-
шие значения г.
§ 6. ОПОРНЫЕ И ПОДДЕРЖИВАЮЩИЕ КАТКИ
Основные требования. К опорным каткам быстроходных гусе-
ничных машин предъявляются следующие основные требования:
а) прочность и длительная работоспособность в тяжелых усло-
виях эксплуатации, способность амортизировать удары, снижать
динамические нагрузки на гусеничный движитель;
б) минимальный вес (вес лучших катков с резиновой шиной
составляет 7% от величины статической нагрузки на каток;
вес катков с внутренней амортизацией достигает 5% от статиче-
ской нагрузки);
в) подшипниковый узел должен обеспечивать заданную дол-
говечность в условиях работы с большими боковыми усилиями
(при повороте машины) и иметь надежные уплотнения, предохра-
няющие как от вытекания смазки из него, так и от проникновения
снаружи пыли, грязи и влаги;
516
г) обеспечение возможности движения машины (с малыми ско-
ростями) при разрушении резиновой шины.
Эти требования обеспечиваются выбором типа опорного катка
и степенью совершенства его конструкции.
Типы опорных катков. Опорные катки современных гусенич-
ных машин можно разделить на следующие три типа:
1) с наружной резиновой шиной (рис. XIII. 18, а)\
2) с внутренней амортизацией (рис. XIII.18, б);
3) жесткие цельнометаллические (рис. XIII. 18, в).
Каток каждого из этих трех типов может быть одинарным,
двойным и тройным. Наиболее рациональный тип катка — двой-
ной; по сравнению с одинарным он обеспечивает хорошую устой-
чивость гусеницы на опорной поверхности и меньшие удельные
нагрузки на обод катка. Тройные катки применяются редко, при
очень больших нагрузках на каток (тяжелые машины). Одинарные
катки применяются на машинах легкого типа, когда мала нагрузка,
приходящаяся на один каток. Вес гусеницы при этом несколько
возрастает, так как на каждом траке требуются два направляющих
гребня.
В зависимости от диаметра опорные катки разделяются на две
группы:
1) малого диаметра (500—600 мм); они не полностью вписы-
ваются в гусеничный обвод и требуют установки поддерживающих
катков;
2) большого диаметра (700—800 мм), при которых поддержи-
вающие катки не требуются.
Лучшим типом опорного катка для быстроходных гусеничных
машин является каток с наружной резиновой шиной
(рис. XIII. 18, а). Резиновые шины снижают динамические нагрузки
на гусеницу и каток, повышая этим срок службы гусеницы и под-
шипников опорного катка, а также предохраняя от разрушения
и сам каток. Особенно проявляется это их преимущество при дви-
жении с большими скоростями по твердым каменистым грунтам
и булыжнику. Кроме того, снижается шум при движении машины.
Однако условия работы резиновых шин достаточно тяжелые.
При качении опорного катка участки шины попеременно то
сжимаются, то разжимаются, в резине из-за большого внутреннего
трения при ее деформации выделяется значительное количество
тепла, что приводит к расслаиванию шины или отслаиванию ее
от обода катка.
На температуру нагрева шины влияют три группы факторов.
1. Конструктивные параметры: диаметр опорного катка DK,
толщина Н и ширина b шины. Чем больше DK и &, тем меньше
нагревается шина. Увеличение толщины шины приводит к увели-
чению ее абсолютной деформации, к увеличению тепловыделения
и температуры.
2. Режим работы: скорость движения и нагрузка на каток.
Чем больше скорость движения, тем больше частота циклов
517
Рис. XIII. 18. Типы опорных катков
нагружения, тем выше температура. Увеличение диаметра опорного
катка при равных скоростях и одинаковых дорожных условиях
способствует уменьшению частоты циклов. Нагрузка на каток
тем больше, чем больше вес машины, чем меньше число опорных
катков и число шин на катке, чем меньше ширина шины и диа-
метр катка.
3. Физические свойства резины и характер ее соединения
с бандажом: коэффициенты внутреннего трения, теплопроводность
и теплопередача.
Разрушению резиновой шины способствуют также циклические
напряжения сжатия, возникающие в ней при движении. Эти на-
пряжения возрастают с увеличением нагрузки на каток, умень-
шением диаметра катка, ширины и толщины шины. Снижению
долговечности также способствует увеличение частоты циклов
нагружения, т. е. увеличение скорости движения и уменьшение
диаметра опорного катка.
Таким образом, изменение всех конструктивных параметров
и параметров режима оказывает влияние на тепловую и усталост-
ную стойкость резиновых шин в одном направлении, за исключе-
нием толщины обода. Здесь обнаруживается противоречие: чем
толще шина, тем меньше сжимающие напряжения, но тем больше
в ней тепловыделение. Поэтому к выбору толщины шины Н нужно
подходить достаточно строго, выбирая оптимальное ее значение
с точки зрения обеспечения наибольшей общей работоспособности
катка.
Если нагрузка на опорный каток или скорость движения ма-
шины оказывается слишком большой (тяжелые быстроходные
машины), то резиновые шины опорных катков не в состоянии
обеспечить необходимую долговечность. В этом случае прихо-
дится переходить к конструкции катка с внутренней
амортизацией (рис. XIII.18, б). Резина в этих катках
находится в более легких условиях. Работает она главным образом
на сдвиг, причем работающая поверхность значительно больше,
чем в наружных шинах.
Применение в опорных катках с внутренней амортизацией
резиновых колец, работающих на сжатие (внутренних резиновых
шин) не получило распространения из-за меньшей эффективности
работы резины.
Увеличение диаметра резиновых колец способствует снижению
напряжений в них как от сдвига, так и от сжимающих боковых
усилий, воспринимаемых опорным катком (в частности, при
повороте машины).
Высокое качество системы подрессоривания приводит к сни-
жению перегрузки опорных катков и частоты нагружения, что
способствует повышению долговечности катков в целом, их ре-
зиновых шин (или внутренней амортизации), и подшипников.
Жесткость катка с внутренней амортизацией зависит от сте-
пени деформации резины при нагружении. Чем больше объем
519
Рис. XIII. 19. Схема
сил, действующих на
подшипники опорных
катков
резины, тем жесткость меньше, но большие деформации увеличи-
вают тепловыделение. Чем более предварительно поджаты рези-
новые кольца в катке, тем меньше рабочие деформации, меньше
напряжение в резине, меньше ее нагрев, но. тем больше жесткость
катка. Чем большая нагрузка приходится на опорный каток, тем
большему предварительному сжатию приходится подвергать ре-
зину для обеспечения ее долговечности, тем ближе по жесткости
опорный каток с внутренней амортизацией приближается к цель-
нометаллическому. И тогда целесообразным становится уже
применение более простого и легкого цельно-
металлического опорного катка (рис.
XIII.18, в).
Для тяжелых быстроходных машин (свы-
ше 50 т) применяются тройные катки боль-
шого диаметра при большом их числе и шах-
матном расположении по типу на рис.
XIII.2, г, об отрицательных сторонах кото-
рого говорилось выше.
Снижение веса опорных катков может
быть достигнуто применением легких спла-
вов для диска, обода и ступицы.
Опорные катки плавающих машин должны
иметь большое водоизмещение, они выполня-
ются обычно полыми из двух дисков.
Расчет подшипников. Подшипники опор-
ных катков рассчитываются по статической
нагрузке на каток Qcm. Опорный каток уста-
навливается на двух подшипниках, которые,
как правило, находятся в двух сочетаниях: а) оба подшипника
роликовые конические (см. рис. XIII.18, б, в); это более компакт-
ная конструкция, но недостаток ее в том, что роликовые подшипники
требуют регулировки; б) внутренний подшипник— роликовый —
воспринимает только часть радиальной нагрузки, а другую часть
радиальной нагрузки и осевую воспринимает шариковый подшип-
ник (рис. XIII.18, а); эта схема наиболее распространена.
Радиальные нагрузки на подшипники (рис. XIII.19) подсчиты-
ваются по формулам:
= pb = Qcm^. (XIII.34)
Осевая нагрузка возникает при повороте и движении машины
с креном. Эта нагрузка действует лишь некоторую часть времени
эксплуатации машины. Ориентировочно ее влияние на работо-
способность можно учесть коэффициентом |3 = 0,1-4-0,12. Осевое
усилие принимают равным А =
Приведенная нагрузка:
для шарикового подшипника
Prwa = (Ра&к + mA) кь\ (ХШ.35)
520
для роликового подшипника
Pfipb
(XIII.36)
где т = 1,5 — коэффициент, учитывающий влияние осевого уси-
лия; кк — кинематический коэффициент, в данном случае кк =
= 1,35; к6—динамический коэффициент. Для цельнометалли-
ческих опорных катков = 3, для катков с резиновой шиной
к6 2, для катков с внутренней амортизацией кд 2,5.
Рис. XIII.20. К расчету резиновых
шин опорных катков
Долговечность подшипника
Л = 1тДС_ (XIII.37)
П Г Рпр
Здесь С — каталожный коэффициент работоспособности; п =
— 0,377—------частота вращения катка в об/мин, где v — сред-
няя скорость движения данного класса машин в условиях экс-
плуатации в км/ч.
Расчет резиновых шин опорных катков гусеничных машин на
нагрев и на прочность разработан проф. А. Г. Козловым [23].
Расчет шин на нагрев. На перемещение элементарной пло-
щадки dF (рис. XIII.20, а) вследствие деформации шины из поло-
жения т — п в положение т' — п' затрачивается работа
dA = 0,5^6 (г + h) dtp dh, (XIII.38)
где b — ширина шины; qm — удельное давление на опорной
поверхности.
Полная работа за один оборот катка
Ф = 2 л h = Н
А = 0,5qmb j J (г + Л) dtp d/г.
Ф = 0 h = hx
52 i
После интегрирования и преобразований, подставив =
— Н — hlf получим
А = nqmXmb [г + 0,5 (Н + h^]. (XIII.39)
Количество тепла, выделяющегося в шине за 1 с работы,
доставляет
Q = (XIII.40)
где ф — коэффициент внутреннего трения резины; п — частота
вращения катка в об/мин.
На основании зависимости, установленной Герцем для поверх-
ностей второго порядка, максимальные давления со стороны
гусеницы (qm) и ступицы (рт) равны (рис. XIII.20, б):
р"=^’ <хш-41>
где Р — нагрузка на одну шину. Длины хорд и /2, согласно
методам теории упругости, определяются по формулам:
<хпг42)
Г Г У ОЬр ’ У Коп У ик р
тде Ер — модуль упругости резины.
Деформация
(ХИ1ЛЗ)
Г Z ОК.ОП
После подстановки п = 0,377и (XIII.39) в формулу (XIII.40)
Коп
с учетом (XIII.41)—(XIII.43) получим
(XIII.44)
Коп У Коп У ОПр
При установившемся тепловом режиме температура шины
«составляет
+ Л (XIII.45)
где t — температура окружающего воздуха, выбираемая в зави-
симости от района предполагаемой эксплуатации, или
Л = + t. (XIII.46)
аглоп у Коп т и£р
Входящие в эту формулу параметры Н, Ron, b, выражаются в м;
v — в м/с; F — в м2; Р — в Н; Ер — в Па; а — в Вт/(м2 • К).
Для известных сортов резины, применяемой для изготовления
шин: а = 9,3 Вт/(м2- К); ф = 0,5 (при пятипроцентной относитель-
522
ной деформации) и ф = 0,254-0,3 (при 10-процентной относитель-
ной деформации). Допустимые температуры не должны превы-
шать 100—120° С. Если температура установившегося процесса
тепловыделения и теплообмена в шине выше температуры, раз-
рушающей резину, то разрушения произойдут раньше, чем про-
цесс установится. Если указанная температура ниже критической,
то может произойти только усталостное разрушение шины.
Расчет шин на прочность. Расчет может быть произведен
решением задачи теории упругости о напряженном состоянии
полуплоскости.
Эпюры напряжений в резиновой шине опорного катка,
полученные в результате этого решения, приведены на
рис. XIII.20, б.
.Наиболее опасными являются напряжения растяжения ву(>
и касательные напряжения т в сечении у = 0. Они увеличиваются
с уменьшением диаметра катка. Напряжение ayQ увеличивается
с уменьшением толщины шины Н. При превышении допустимых
пределов т разрушение происходит на некоторой глубине шины
по концентрической окружности. При чрезмерных значениях eyQ
разрушение начинается от обода в виде радиальных раз-
рывов.
Параметры ориентировочной оценки работоспособности рези-
новых шин опорных катков. Коэффициент диаметральной нагру-
женности катка
Qctn б
Don ПкРоп ’
(XIII.47)
где Don = 2Ron — диаметр опорного катка; пк — количество
катков.
Условное удельное давление
DOnb n^Donb
(XIII.48)
Здесь пк и пш — число катков и шин обоих бортов машины.
Т а б л и и а XIII. 1. Параметры оценки некоторых шин
Катки d, Н/м к, МПа KV, МПа-м/с.
Одношинные, работающие с рези- но-металлическими гусеницами 4,5 0,22 3,0—4,0
Одношинные, работающие с метал- лическими гусеницами 3,0 0,20 2,0—2,5
Двух- и трехшинные, работающие с металлическими гусеницами 2,5 0,18 1,5—2,0
523
К параметрам оценки относится также коэффициент напряжен-
ности работы kv.
Расчетные значения указанных параметров для некоторых
шин, показавших удовлетворительную работоспособность, при-
ведены в табл. XIII.1.
Расчет металлического обода катка. По формуле Герца—Беляева
(для контакта цилиндра с плоскостью)
= 0,421/-%^-
Т иКоп.
(XIII.49)
2Е Е
где Епр — .> Для стального термически необработан-
ных ”г" ^2
ного литья [ст*. ] = 2000 МПа.
Расчет резиновых колец катка с внутренней амортизацией.
Касательные напряжения в резиновом кольце, возникающие от
Рис. XII 1.21. Расчетная схема
катка с внутренней амортизацией
деформации сдвига под действием
силы Р (рис. XIII.21), определяются
по формуле
4Pi
л (D2 — d2) ’
(XIII.50)
где Рг — радиальная нагрузка на
одно кольцо.
Напряжения смятия в местах
контакта резины с буртами дисков
_2(Р1-И5)
V лб (d + D) ’
(ХШ.51)
где S — сила предварительного под-
жатия резины; р — коэффициент тре-
ния резины по стали (р=0,15-н0,3).
В выполненных конструкциях
т=0,1-Н),2 МПа; ог = 0,2-т-1,2 МПа.
Так как напряжения смятия обычно
превышают касательные напряжения, более рационально выпол-
нять диски без буртов, однако при этом необходимо обеспечивать
прочное приклеивание резины к дискам специальными клеями.
Деформация резиновых колец, характеризующая жесткость
катка, подсчитывается по формуле
Рте'
FGP
ЗРie (1
FEP V
FEP J •
(ХП1.52)

Л
Здесь е' = е — А — толщина кольца в сжатом состоянии; А —
его деформация под действием силы S:
л _____ o># S# -р Qf'*
J?— Zp~Mjp,
о — напряжение сжатия в резиновом кольце.
524
Тепловой расчет резиновых колец. Кольца на нагрев рассчи-
тываются аналогично шинам. Расчетная формула для температуры
кольца в этом случае имеет вид
Л = 5,1 л’ F ,П2 Lff • (XIII.53)
s aDonEp (и2 — d2)F ' 7
Здесь рекомендуется принимать а 2-нб Вт/(м2-К).
Чем больше сила предварительного сжатия S, тем меньше
рабочие деформации колец, больше жесткость, меньше температура
резины. Чем больше толщина кольца е, тем больше дефор-
мации его, больше температура, меньше жесткость опорного
катка.
Глава XIV
Испытания гусеничных машин
§ 1. ВИДЫ ИСПЫТАНИЙ
Испытания гусеничных машин, их механизмов, систем и аппа-
ратов являются единственно возможным способом получения
объективного фактического материала для оценки большей части
эксплуатационно-технических показателей качества выполненной
конструкции. При помощи испытаний имеется возможность вы-
явить достоинства и недостатки машины и наметить пути ее усо-
вершенствования. Результаты испытаний являются основой для
создания методов расчета машин и опорной базой теоретических
исследований.
По своему назначению испытания гусеничных машин
могут быть разделены на контрольные, типовые и специальные.
Контрольные испытания проводятся с целью оценки качества
выпускаемых заводами новых и отремонтированных серийных
машин и агрегатов. Во время контрольных испытаний опреде-
ляются качество сборки изделия и его основные характеристики.
Испытаниям могут подвергаться не все изделия, а выборочно
определенный процент из партии. Методика контрольных испыта-
ний устанавливается по согласованию с заказчиком.
Под методикой испытаний подразумевается совокупность спо-
собов и условий проведения испытаний. Сюда относятся режимы
испытаний, порядок их проведения, перечень контрольно-измери-
тельной аппаратуры и способы ее использования, способы и ме-
тодика обработки результатов испытаний.
Типовые испытания проводятся для выявления основных
характеристик и показателей вновь разработанных или модерни-
зированных машин и агрегатов. Испытаниям подвергаются опыт-
ные образцы машин и механизмов; определяется их надежность,
долговечность, эффективность и экономичность. По выявленным
показателям определяется целесообразность внедрения в произ-
водство новой конструкции или произведенной модернизации.
Специальные испытания предназначены для решения самых
разнообразных проблем исследовательского характера, связанных
с совершенствованием и разработкой новых конструкций машин
и агрегатов, уточнением и разработкой расчета машин и т. д.
В зависимости от основных условий проведения
различаются стендовые, ходовые и эксплуатационные испытания.
526
Стендовые испытания машин и агрегатов проводятся в лабо-
раторных условиях на специальных стендах (установках). При
этом имеется возможность устранить влияние факторов, не подле-
жащих изучению (например, влияние климатических и дорожных
условий, неравномерность режима работы и т. п.), и исследовать
интересующие явления с высокой степенью точности при помощи
сложной и точной измерительной аппаратуры. Недостатком стен-
довых испытаний является невозможность воспроизвести в лабо-
ратории все эксплуатационные условия работы механизма или
машины. Поэтому на стенде можно получить лишь относительные
результаты, позволяющие оценивать качество машины по сравне-
нию с другими машинами, испытанными в аналогичных условиях.
Весьма целесообразным экономически является моделирова-
ние процессов или машин, которое также выполняется в лабора-
торных условиях.
Ходовые испытания проводятся в условиях, соответствующих,
интересующим испытателя условиями эксплуатации. Во время
ходовых испытаний производятся измерения и запись основных
показателей работы машины, однако здесь имеются существенные:
ограничения, связанные со сложностью использования контрольно-
измерительной аппаратуры во время движения машины. Трудности
обусловлены как сложностью размещения приборов в машине,,
так и особыми условиями их работы (тряска, вибрация, колеба-
ния температуры, неустойчивость режимов работы машины и т. д.).
Эксплуатационные испытания машин и агрегатов сводятся,,
как правило, к наблюдению за основными показателями и харак-
теристиками машин во время их эксплуатации, при этом приме-
няются относительно несложные приборы и приспособления.
Здесь большое значение имеет статистика. Чем больше количество
машин и время обследования, тем достовернее результаты.
Всесторонняя оценка качества машин и механизмов, получе-
ние наиболее объективных данных возможны лишь в результате
стендовых, ходовых и эксплуатационных испытаний в комплексе.
По режимам испытания делятся на станционарные (при
установившихся оборотах, нагрузке, скорости движения, темпе-
ратуре) и динамические (при неустановившихся режимных пока-
зателях).
Несколько особо стоят испытания, связанные с исследованием
быстропеременных процессов — крутильных и линейных коле-
баний, явлений, связанных с рабочим процессом двигателя, и др.
§ 2. СТЕНДЫ ДЛЯ ИСПЫТАНИЙ АГРЕГАТОВ
ГУСЕНИЧНЫХ МАШИН
Для испытания силовых передач применяются стенды двух
типов: разомкнутые и замкнутые. В свою очередь, разомкнутые
стенды могут быть тормозными, инерционными и универсальными,
т. е. сочетающими в себе качества тормозного и инерционного
стендов одновременно.
527
Замкнутые и тормозные стенды используются для испытаний
агрегатов в установившемся режиме. Они не имеют устройств,
имитирующих инерционные нагрузки.
Динамические испытания в режимах разгона, торможения и
переключения передач производятся на инерционных и универ-
сальных стендах.
Тормозные, инерционные и универсальные стенды могут быть
использованы для испытаний моторно-трансмиссионной уста-
новки, гусеничного механизма и машины в целом.
Тормозные стенды
Схема тормозного стенда представлена на рис. XIV.1. Стенд
приводится во вращение двигателем /, который должен создавать
мощность, необходимую для загрузки испытуемого объекта 3,
На выходе из объекта избыточная мощность поглощается тормо-
зом 5. Иногда дня согласо-
вания двигателя с испы-
туемыми объектом и тормо-
зом в схему включаются
редукторы 2 и 4.
Определим к. п. д. та-
Рис. XIV.1. Схема тормозного стенда
кого стенда v Под полезной мощностью будем понимать мощ-
ность АГЛ, рассеиваемую испытуемым объектом. Тогда
^1Гд= -(l~ANd°}Nd =1—Пи.0, (XIV.1)
где Nd — мощность, развиваемая двигателем стенда; —
к. п. д. испытуемого объекта.
Обычно к. п. д. силовых передач достаточно велик и состав-
ляет 90—95%. Следовательно, к. п. д. тормозного стенда оказы-
вается равным всего 5—10%. Низкий к. п. д. стенда свидетель-
ствует о нерациональном использовании мощности двигателя.
Погрешности измерений. Для определения потерь мощности Nn
в испытуемом объекте измеряют угловую скорость и крутящий
момент на его входном и выходном валах. Тогда
Nn = М1(д1 — М2со2, (XIV.2)
где <ох— момент и угловая скорость входного вала; М2,
со2 — момент и угловая скорость выходного вала.
Положим”, что моменты измеряются с относительной погреш-
ностью 6 (7И), а угловые скорости — с погрешностью б (со). Тогда
погрешность определения Nn можно найти следующим образом:
ш ч „ ЛМ1 [б (М) + б (о)] + М2(о2 [б (М) + б(со)]
' п' AfjOi — М2со2
_ (1 + Пи. о) [б (М) + б (со)] (XIV 3)
1 —Пи. о * V '
528
Рис. XIV.2. Установиа_агрегатов сило-
вой передачи на балансирной раме
чисел в испытуемых объектах
‘ Для измерения крутящих моментов на вращающихся валах
применяют тензодатчики или специальные измерительные муфты,
преобразующие момент в электрическую величину. Погрешность
этих приборов, как правило, 3—5%.
Измерение угловой скорости можно выполнить с помощью
более точных приборов, погрешность которых составляет 0,5—
1,0%.
Положим, что ть.о = 0,94; б (Л4) = 0,05; б (со) = 0,01, тогда
б (УЛ) = 2. Таким образом, погрешность определения потерь
мощности в испытуемом объекте на тормозном стенде в рассмотрен-
ном примере составляет 200%. Применением более точных методов
измерения момента и угловой
скорости можно снизить эту
погрешность до 50—60%, одна-
ко и в этом случае точность экс-
перимента нельзя признать удо-
в летвор ительной.
С целью устранения указан-
ного недостатка два одинаковых
испытуемых объекта ИО соеди-
няют выходными или входными
валами и закрепляют оба агре-
гата на балансирной раме (рис.
XIV.2). Равенство передаточны
приводит к равенству угловых скоростей: сох = со2 = со. Поэтому
потери мощности
Nn = со (Л4Х — М2) = соМл, (XIV.4)
где Мп — момент, измеренный на балансирной раме.
Момент на балансирных установках может быть определен
измерением силы на рычаге известной длины. Точность таких
измерений значительно выше точности измерения крутящего
момента на вращающемся валу. Однако, если даже предположить,
что относительные погрешности измерений б (7И) и б (со) остаются
прежними, то погрешность определения потерь мощности будет
6 (AQ = б (М„со) - б (Мп) + б (со) - 0,06,
т. е. значительно ниже, чем в предыдущем случае.
Из формулы (XIV.3) следует, что погрешность определения
потерь в значительной мере зависит от величины С умень-
шением T]Ut0 точность эксперимента увеличивается. Поэтому тор-
мозные стенды с одним испытуемым объектом рекомендуется при-
менять для испытания агрегатов с низким к. п. д., например
гидромеханических трансмиссий, гусеничного движителя и т. д.
Выбор тормоза и согласование его с двигателем. В тормозных
стендах применяются механические, электрические и гидравличе-
ские тормоза. Установившийся режим работы стенда возможен
в том случае, когда момент, приложенный к ротору тормоза
34 Н. А. Носов 529
Рис. XIV.3. Характеристики
тормозов и двигателя:
1 — гидравлический тормоз; 2 —
электрический тормоз; 3 — механи-
ческий тормоз; 4 — двигатель
со стороны стенда, равен моменту самого тормоза. Если совме-
стить на одном графике характеристики тормоза и двигателя,
то установившийся режим работы стенда будет характеризоваться
точкой пересечения характеристик. Однако при работе стенда
возможны возмущения, выводящие систему двигатель—тормоз
из равновесия (случайные изменения характеристики двигателя
или тормоза, изменение потерь в испытуемом объекте).
Рассмотрим реакцию тормозов на эти возмущения. На рис. XIV.3
показана совместная работа двигателя внутреннего сгорания
с гидравлическим, электрическим
и механическим тормозами (точка О).
При случайном увеличении момента
двигателя (штриховая линия) новые
точки совместной работы системы бу-
дут соответственно б1У О2, О3, а обо-
роты, при которых устанавливается
новый режим—п1Уп29 п3. Из графика
видно, что наименьшее изменение
скорости будет в системе с гидравли-
ческим тормозом, а наибольшее — с
механическим. При снижении мо-
мента двигателя (штрих-пунктирная
линия) изменение скорости будет ана-
логичным, однако при достаточно
сильном возмущении в системе с ме-
ханическим тормозом равенства мо-
ментов вообще может не наступить
и двигатель заглохнет.
Таким же образом будет реагировать система двигатель—тор-
моз и на другие виды возмущений.
Итак, с точки зрения приспособляемости к изменениям усло-
вий работы наилучшим является гидротормоз. Система с меха-
ническим тормозом работает неустойчиво.
Иногда в качестве тормоза используют электрические машины
постоянного тока. Их сравнительно высокая стоимость окупается
тем, что мощность, преобразованная в электрический ток, может
быть полезно использована. Если, например, в качестве источ-
ника мощности на стенде установлен двигатель постоянного
тока, то таким способом можно частично компенсировать расход
электроэнергии из сети. В ряде случаев машины постоянного тока
незаменимы: например, когда требуется имитировать рекуперацию
мощности при испытании трансмиссий с механизмами поворота.
Электрические тормоза позволяют, кроме того, изменять харак-
теристику по заданной программе, например имитировать движе-
ние машины по пересеченной местности.
Для устойчивой работы стенда необходимо при его проектиро-
вании согласовать характеристики тормоза и двигателя. Рассмо-
трим порядок согласования элементов стенда, схема которого
530
приведена на рис. XIV.1. Допустим, что в качестве тормоза выбран
гидротормоз с характеристикой, представленной на рис. XIV.4.
Характеристика имеет вид замкнутой фигуры (заштрихованная
область). Кривая 1 определяет мощность, поглощаемую тормозом
при полностью заполненном рабочем объеме. Кривая 4 соответ-
ствует минимальной мощности, которую поглощает тормоз без
рабочей жидкости за счет перемешивания воздуха и трения в под-
шипниках. Сверху (прямая 2) характеристика ограничена макси-
мумом мощности, определенным по предельно допустимой темпе-
ратуре рабочей жидкости, справа (прямая 5) — предельными
оборотами из условия прочно-
сти ротора.
При согласовании двигателя
с тормозом необходимо, чтобы
характеристика двигателя во
всем рабочем диапазоне разме-
щалась внутри характеристики
тормоза. Если испытуемый
объект имеет передаточное чис-
ло г, то, очевидно, ротор тормоза
будет вращаться со скоростью
Рис. XIV.4. к вопросу о согласова-
нии двигателя с гидротормозом
При этом мощность, которую
должен поглотить тормоз,
NdV\u. о,
(XIV.5)
где Nd и Пд — мощность и частота вращения вала двигателя;
%.о — к. п. д. испытуемого объекта.
При проектировании тормозного стенда к. п. д. испытуемого
объекта точно неизвестен. Поэтому в большинстве случаев,
особенно если величина сравнительно высока, потери в испы-
туемом объекте при согласовании не учитывают, т. е. считают,
что Nem = Nd.
Итак, на первом этапе согласования на характеристику тор-
моза наносят кривую мощности двигателя, обороты которого
приведены к валу тормоза. Если построенная таким образом кри-
вая полностью размещается внутри характеристики тормоза,
то на этом согласование заканчивается.
Если характеристика двигателя проходит левее характери-
стики тормоза (штриховая линия на рис. XIV.4), нужно увеличить
обороты ротора тормоза, т. е. ввести между испытуемым объектом
и тормозом согласующий редуктор с передаточным числом ic,p <
< 1. Приблизительно можно считать
34*
i
1с'р ’
(XIV.6)
631
где nr — частота вращения выходного вала испытуемого объекта
при минимальной частоте вращения двигателя; п2 — частота
вращения гидротормоза, необходимая для поглощения заданной
мощности и определяемая по рис. XIV.4.
После подбора редуктора вновь строят кривую мощности
двигателя уже с учетом iCtP (штрих-пунктирная кривая на
рис. XIV.4). К. п. д. согласующего редуктора можно также
не принимать во внимание. Частота вращения ротора тормоза
теперь рассчитывается по формуле
Пгт —
Пд
1и. о^с. р
(XIV.7)
Особые трудности возникают при согласовании двигателя
с тормозом; когда испытуемый объект имеет несколько пере-
даточных чисел. В этом случае обычно не удается достичь хорошего
согласования введением редуктора с фиксированным передаточ-
ным числом и вопрос приходится решать с помощью согласующей
коробки передач. При этом согласование осуществляется только
при определенных сочетаниях передаточных чисел iUt0 и iCtP, что
необходимо учитывать в дальнейшем при проведении испытаний
на стенде.
При установке на стенд двух испытуемых объектов по схеме
на рис. XIV.2 согласование двигателя с тормозом несколько
упрощается, так как при включении любых передач в испытуе-
мых редукторах их общее передаточное число равно единице.
Поэтому на первом этапе согласования на характеристику тормоза
достаточно нанести характеристику двигателя без каких-либо
пересчетов. Согласующего редуктора, как правило, при такой
схеме не требуется.
Замкнутые стенды
Выше указывалось на то, что тормозные стенды имеют очень
низкий к. п. д., так как большая часть мощности, развиваемой
двигателем, рассеивается в тормозе. Этого недостатка лишены
замкнутые стенды, в которых нет тормоза и вся мощность при-
водного двигателя расходуется
на восполнение потерь в элемен-
тах стенда. К. п. д. такого стен-
да может достигать 100%, если
все потери мощности прихо-
дятся на испытуемые объекты.
Рис. XIV.5. Схема замкнутого стенда
Схемы стендов. Рассмотрим принципиальную схему замкну-
того стенда (рис. XIV.5). Кинематическая цепь стенда включает
приводной двигатель /, замыкающие редукторы 2 и 6, испытуемые
объекты 4 и 5 и нагружающее устройство 3.
Испытуемые объекты нагружаются мощностью, циркули-
рующей в замкнутом контуре стенда. Величину мощности,
532
передаваемой любым звеном контура, можно определить как
произведение момента на угловую скорость звена
Nt = М^. (XIV.8)
При известном направлении циркуляции мощности .можно
определить ее величину в любом другом элементе стенда
NK = Мк(ок = М;(о^к, (XIV.9)
Рис. XIV.6. Нагружатель с торси-
онным валом
против часовой стрелки.
где — произведение к. п. д. всех агрегатов между звеньями
i и к.
Таким образом, мощность, циркулирующая в контуре, про-
порциональна угловой скорости звеньев и крутящему моменту,
создаваемому нагруж-ателем.
Наиболее простым способом на-
гружения контура стенда является
его предварительная закрутка
с использованием торсионного вала
(рис. XIV.6). Пусть торсионный
вал 1 нагружателя закручен мо-
ментом Мн = Q/p, где Q — вес
груза; 1Р — длина рычага. Направ-
ление закрутки примем таким, как
показано на рисунке (по часовой
стрелке). При этом на левом конце
торсионного вала 1 возникнет
упругий момент МР=МН, направлю
Этот момент останется после соединения валов стенда и снятия
рычага и будет действовать через соединительную муфту на вал
стенда 2. Допустим, что после пуска двигателя нагружатель вра-
щается против часовой стрелки, т. е. направление момента Мр
ц угловой скорости со совпадают (Л1рсо > 0). Тогда можно пред-
ставить себе, что полумуфта торсионного вала преодолевает реак-
тивный момент полумуфты вала стенда и является ведущей,
а полумуфта вала стенда — ведомой. Таким образом, мощность N4
в [контуре передается в направлении от торсионного вала 1
к валу стенда 2.
В общем случае для определения направления циркуляции
мощности следует рассматривать две соседние детали замкнутого
контура (две шестерни, два соседних элемента вала, две полу-
муфты и т. д.). Если момент, действующий на первую деталь со
стороны второй, направлен в сторону ее вращения, т. е. AfjOJi > 0,
первая деталь является ведомой, а вторая — ведущей (Л12о)2 < 0),
а мощность в контуре циркулирует в направлении от второй де-
тали к первой.
Подбор элементов замкнутого контура производится с таким
расчетом, чтобы произведение всех передаточных чисел контура
с учетом их знаков было равно единице. Для этого замыкающие
редукторы стенда выполняют одинаковыми и устанавливают два
533
испытуемых ооъекта, располагая их навстречу друг другу
(см. рис. XIV. 2).
Для определения к. п. д. испытуемых объектов на замкнутом
стенде рассмотрим часть контура, показанную на рис. XIV.7.
Допустим, что циркулирующая мощность Иц направлена от на-
гружателя Н к испытуемым объектам ИО. Мощность, передавае-
мая валами af b и с, в зависимости от момента нагружателя Мн
------
Рис. XIV.7. К определению к. п. д. испы-
туемых объектов на замкнутом стенде
и его угловой скорости со„
будет равна
Na Ng — Nа'Ци. o>
^=A^«.<>=W„.O. (XIV.10)
Следовательно,
Nc Л4са)с == q.
(XIV. 11)
Рис. XIV.8. Планетарный
Если испытуемые объекты установлены балансирно, разность
моментов Мн — Мс = Мп может быть измерена весовым спосо-
бом. Заменяя в уравнении (XIV. 11) момент Мс разностью
а также учитывая, что сос = (о„, получим
(XIV.12)
При противоположном направлении
циркуляции мощности
<XIV13>
Нагружатели замкнутых стендов.
Опыт эксплуатации замкнутых стендов
позволяет сформулировать следующие
требования, которым должен удовле-
творять нагружатель:
а) момент, создаваемый нагружате-
лем, должен быть стабильным во вре-
мени;
б) конструкция нагружателя должна обеспечивать возмож-
ность изменения величины момента на ходу, без остановки стенда;
в) момент нагружателя должен непрерывно контролироваться;
г) нагружатель должен иметь передаточное число, равное
единице;
д) нагружатель должен иметь высокий к. п. д.
Рассмотренный вышеторсионный вал не удовлетворяет большин-
ству из указанных требований и на практике почти не применяется.
Наибольшее распространение в настоящее время получили
планетарные и гидравлические нагружатели.
Одна из возможных схем планртарного нагружателя
представлена на рис. XVI.8. Два одинаковых планетарных ряда
534
соединены друг с другом эпициклами. Солнечная шестерня пра-
вого ряда жестко закреплена на раме стенда, к солнечной шестерне
левого ряда прикреплен рычаг длиной /, на конец которого подве-
шивается груз Q, создающий момент в контуре. Таким образом,
момент нагружателя Мн = CQZ. Коэффициент С определяется
структурой планетарного механизма и его внутренним передаточ-
ным числом и потому для заданной конструкции является вели-
чиной постоянной. Обозначим момент на рычаге QZ = MQ, тогда
с = (XIV.14)
Из теории планетарных механизмов известно, что соотношение
моментов на водиле (7И3) и солнечной шестерне (А4Х) определяется
следующим образом:
x-=w=c=-(1+/c)’ (XIV’15)
где к — параметр планетарного ряда, равный внутреннему пере-
даточному числу механизма при остановленном водиле. Тогда
момент нагружателя
М„ = -(1 + zc) QZ. (XIV. 16)
В действительности определение момента Мн осложняется на-
личием потерь в нагружающем устройстве, которые могут быть
значительными, особенно при низкой температуре масла.
Напишем условие равновесия планетарного ряда
+ М2 + М3 - О, (XVI.17)
а также соотношение моментов на эпицикле (ТИ2) и водиле (7И3)
с учетом к. п. д. т)„ ряда для случая циркуляции мощности от
испытуемого объекта к нагружателю:
> = ~гт-«ч- <XIV-18>
Решая совместно уравнения (XIV. 17) и (XIV. 18), а также при-
нимая во внимание, что А43 = Мн и = MQ, получим
“ШЕ—. (XIV.19)
Н и 1 + К — КХ\Н ' 7
Подставив значение Мн в формулу (XIV. 13), найдем к. п. д.
испытуемого объекта
Т)„ о = l/~ MQ о + О (XIV.20)
lu-° у Mn[(i + K)-K1\H} + MQ(1 + K) v
Для случая циркуляции мощности от нагружателя к испытуе-
мому редуктору
•п „=1/ Л-Ml-|~к)г]н —Л4„((1+ к)г|„ —к] /XIV 21)
V MQ (1 + к)г)„ • V
535
Один из способов определения к. п. д. планетарного нагружа-
теля на стенде состоит в том, что моменты измеряются на обоих
остановленных звеньях нагружателя. Обозначим эти моменты для
левого и правого рядов
Рис. XIV.9. Дифференциаль-
ный нагружатель
соответственно MQ1 и Из выраже-
ния (XIV. 19)
= -Мн . (XIV.22)
Из уравнения равновесия правого
ряда после несложных преобразований
найдем
= (XIV.23)
Отсюда
Зная моменты MQ1 и MQ2, из последнего выражения нетрудно
найти величину т)к.
Одним из частных случаев планетарного механизма является
дифференциальный нагружатель (рис. XIV.9). Формулы, приве-
денные для планетарного нагружателя, могут быть распростра-
нены на дифференциалы, если положить в них к = —1 и считать
заторможенными водила. К недостаткам дифференциальных на-
гружателей по сравнению с планетарными следует отнести значи-
тельно более низкий к. п. д. и недостаточную износоустойчивость.
В связи с этим требуются специ-
альные мероприятия по организа-
ции их смазки и охлаждения.
Учет к. п. д. планетарных на-
гружателей хотя и возможен, 2
однако усложняет измерения и
обработку экспериментальных дан-
ных. Этого недостатка лишен гид-
равлический нагружатель
(рис. XIV. 10), состоящий из бара-
бана 1 с двумя перегородками и
вала 2 с двумя лопастями. Через
сверления в валу 2 в полости меж-
ду лопастями подается рабочая жидкость (масло), давление кото-
рой стремится развернуть валы 1 и 2 друг относительно друга.
Момент, создаваемый нагружателем, определяется давлением
рабочей жидкости р и размерами нагружателя (шириной В, на-
ружным D и внутренним d диаметрами лопастей)
Мн = рВ (р - d).
(XIV.25)
536
К. п. д. нагружателя близок к единице. Кроме того, к его
достоинствам следует отнести возможность испытания редукторов
без нагрузки. При опорожнении полостей нагружателя момент
становится практически равным нулю, в то время как любой
механический нагружатель требует для этого разборки одной из
соединительных муфт или нагружает испытуемый редуктор мо
ментом собственных потерь холос-
того хода.
Представляет интерес один из
частных видов замкнутых стен-
дов — стенд для испытания шесте-
рен. Испытуемые шестерни уста-
навливают в замыкающих редук-
торах, которые соединяют между
собой валами (рис. XVI. 11). В ка-
честве нагружателя может быть
использован один из испытуемых
редукторов, который для этой цели
подвешивается балансирно на цапфах, соосных с одним из валов.
К корпусу редуктора крепится рычаг /, на который подвешивается
груз Q, создающий в контуре нагружающий момент Q/.
Балансирный замыкающий редуктор может быть использован
в качестве нагружателя на замкнутых стендах обычного типа.
Однако в этом случае точность определения нагружающего мо-
мента снижается из-за наличия потерь мощности в указанном ре-
дукторе, контроль которых в процессе эксперимента затруднен.
Инерционные стенды
Для динамических испытаний силовых установок и передач
необходимо имитировать инерционные нагрузки. С этой целью
выходной вал испытуемого объекта соединяется с маховиком,
момент инерции которого соответствующим образом рассчиты-
вается. Принципиальная схема инерционного стенда изображена
на рис. XIV.12.
Часто инерционные стенды используют для изучения работы
фрикционных элементов и тормозов. В последнем случае приме-
няют так называемую одномассовую схему инерционного стенда,
в которой маховик располагается перед испытуемым объектом
(рис. XIV. 13). Ведомые части испытуемого узла в одномассовом
стенде всегда остановлены, поэтому на стенде имитируется только
момент инерции ведущих частей, благодаря чему схема и полу-
чила название одномассовой.
Схема, представленная на рис. XIV. 12, является двухмассо-
вой, так как в ней имитируются моменты инерции деталей, свя-
занных как с ведущим, так и с ведомым валами испытуемого
объекта.
Допустим, что испытуемый объект — коробка передач машины
с массой М и радиусом ведущего колеса r6tK. Между коробкой
537
передач и ведущим колесом расположен бортредуктор с переда-
точным числом г’б.р. Чтобы привести массу машины к грузовому
валу коробки передач, необходимо приравнять кинетическую
энергию движущейся машины энергии маховика с моментом инер-
ции Jnp, вращающегося со скоростью грузового вала.
Кинетическая энергия машины
= (XIV.26)
где v — скорость машины; 6 — коэффициент, учитывающий мо-
мент инерции вращающихся деталей ходовой части и трансмиссии
от ведущего колеса до вала, к которому приводится масса.
Рис. XIV. 12. Схема инерционного
стенда:
1 — двигатель; 2 — испытуемый объект;
3 — согласующий редуктор; 4— маховик
Рис. XIV. 13. Схема одномассового инер-
ционного стенда:
1 — двигатель; 2 — блокировочная муфта;
3 — маховик; 4 — испытуемый объект
Выразим скорость машины v через угловую скорость грузового
вала коробки передач сопр
v = (XIV.27)
1б. р
Подставляя (XIV.27) в (XIV.26), получим
= (XIV.28)
2*б. р
Энергия маховика
(XIV.29)
Приравнивая правые части (XIV.28) и (XIV.29), получим при-
веденный момент инерции маховика
Мд г2
(XIV.30)
1б. р
Маховик с моментом инерции Jnp, соединенный на стенде
с грузовым валом той же коробки передач, будет создавать те же
инерционные нагрузки, что и машина.
Иногда для уменьшения массы маховика между ним и испы-
туемым объектом на стенде устанавливают ускоряющий редуктор
с передаточным числом ip < 1. В этом случае в соответствии с пра-
533
вилами приведения момент маховика, который требуется уста-
новить на стенде, будет
пр --
M6r2 Ki2p
~ i2
s.p
(XIV.31)
При установке повышающего редуктора следует, однако, иметь
в виду увеличение скорости маховика, что может привести к его
разрушению. Стендовые маховики обычно выполняются в виде
пакета из нескольких съемных массивных дисков, с помощью
которых можно получить любой требуемый момент инерции.
Момент инерции такого диска определяется его шириной fe,
наружным RH и внутренним Re радиусами
^ = =¥(й-й). (XIV.32)
После выбора размеров маховика необходимо рассчитать его
на прочность. Как известно, центробежные силы создают во вра-
щающемся диске радиальные аг и тангенциальные ат растягиваю-
щие напряжения
аг = р®2Ц^ ( Rl + R2, - - г*) ;
ot = р®2^4г ( -0.575 г2) ,
(XIV.33)
где со — угловая скорость диска: р — коэффициент Пуассона;
г — текущий радиус.
Анализ формул (XIV.33) показывает, что ог имеет максимум
V---------
при г = V RHRe, — при г — Re. Однако, помимо расчета
максимальных значений и от, необходимо проверить диск по
одной из теорий прочности, так как в средней части материал
диска испытывает сложное напряженное состояние. При этом экви-
валентные напряжения <закв достигают максимума приблизи-
тельно в той же зоне, что и <зг.
Универсальные стенды
Универсальные стенды снабжены маховиком и тормозом и
позволяют испытывать силовые передачи как на установившихся,
так и на неустановившихся режимах. Подбор и согласование
тормоза и маховика для универсального стенда производится
по тем же правилам, что и для тормозных и инерционных стендов.
В качестве примера универсального стенда можно привести
стенд для комплексных испытаний гусеничной машины с бего-
выми дорожками (рис. XIV. 14). Машина установлена гусеницами
на беговые дорожки 3 и удерживается от продольного смещения
при помощи тяги с динамометром 1. Беговая дорожка охватывает
539
звездочку 5, направляющее колесо 2 и поддерживающие ролики 4.
Вал звездочки -через согласующий редуктор 6 соединяется с махо-
виком 7 и тормозом 8. Оба маховика в сумме имитируют только
массу машины. Вращающиеся детали ходовой части и трансмиссии
имитировать не требуется, так как на стенде эти детали вращаются
двигалась. Источником мощности
является двигатель самой ма-
шины.
Процесс испытаний на таком
стенде почти ничем не отличает-
ся от процесса ходовых испы-
таний, за исключением того, что
изменение дорожных сопротив-
лений приходится задавать про-
граммой работы тормозов. Для
исследования плавности хода
к беговой дорожке могут быть
прикреплены неровности. До-
стоинством испытаний на таком
стенде по сравнению с ходовыми
испытаниями является возмож-
ность сбора и обработки боль-
шого количества информации.
так же, как если оы машина
Рис. XIV. 14. Схема универсального
стенда для комплексных испытаний
машины
Рис. XIV. 15. Схемы испытания амор-
тизаторов: а — рычажно-лопастного;
б — телескопического
Для испытания узлов ходовой части гусеничной машины нахо-
дят широкое применение стенды, в которых рабочий элемент
совершает качательное или возвратно-поступательное движение.
Схема стенда, предназначенного для испытаний амортиза-
торов, изображена на рис. XVI. 15. Для снятия характеристик
испытуемого узла на стенде измеряются скорость перемещения
рабочего органа амортизатора, усилие на его рычаге или штоке,
давление жидкости, ее температура и ряд других параметров.
Стенды-качалки применяют также и для усталостных испыта-
ний торсионов (рис. XIV. 16). При этом желательно испытывать
540
сразу два торсиона /, предварительно закрученных навстречу
друг другу с помощью червячных механизмов 2. Это позволяет
улучшить плавность работы стенда, а также снизить значение
элемента случайности, неизбежного при испытании одного об-
разца. Стенды полностью не могут имитировать работу исследуемого
объекта в реальных условиях, где перемещения, скорости и уско-
рения рабочих элементов ходовой части являются функциями про-
Рис. XIV. 16. Схема стенда для
испытания торсионов:
1 — торсионы; 2 — устройства для
предварительной закрутки торсио-
нов; 3 — кривошип; 4 — двигатель
Рис. XIV. 17. Схема стенда
для испытания катков
филя дороги, скорости машины и т. д., т. е. чисто случайными
функциями. Поэтому результаты, получаемые на стендах, носят
только сравнительный характер.
Тем же недостатком обладает и стенд для испытания катков
на долговечность (рис. XVI. 17). Каток 1 прижат торсионом 3
к беговому барабану 2, приводимому двигателем 5. Торсион 3
закручен со второго конца червячным механизмом 4. К наружной
поверхности барабана 2 крепится гусеничная лента. Между бара-
баном и гусеницей укладываются неровности определенного про-
филя. Этот стенд может быть использован и для испытаний других
элементов ходовой части, связанных с опорным катком (аморти-
затора, торсиона и т. д.).
§ 3. ИЗМЕРИТЕЛЬНЫЕ УСТРОЙСТВА И ПРИБОРЫ
При стендовых и ходовых испытаниях гусеничных машин,
их механизмов и устройств применяются различные измеритель-
ные системы и приборы. В настоящее время любая физико-хими-
ческая и механическая величина может быть преобразована
в электрическую, поэтому наибольшее распространение получили
электрические методы измерения неэлектрических величин.
541
В общем случае устройство для контроля и измерения неэлек-
трических величин состоит из преобразователя неэлектрической
величины в электрическую (датчика) и измерительной схемы, на
выходе которой включается усилитель, измерительный прибор
или исполнительный механизм.
Наибольшее распространение в схемах для измерения неэлек-
трических величин получили магнитоэлектрические измеритель-
ные приборы, обладающие более высокой точностью (0,2—1,0%).
Эти приборы чувствительны к перегрузкам. Влияние внешних
магнитных полей и температуры окружающей среды на них незна-
чительно.
Исполнительный
элемент
Датчик
Измерительная схема
Рис. XIV. 18. Структурная схема измерительного
устройства
Для визуального наблюдения характера протекания высоко-
частотных процессов применяются электронные осциллографы,
для регистрации этих процессов — шлейфные осциллографы.
Низкочастотные процессы записываются при помощи шлейфных
осциллографов и самописцев, весьма различных по принципу
действия.
Структурная схема измерительного устройства представлена
на рис. XIV. 18. Одной из основных характеристик измерительного
V о d#
устройства является его чувствительность о = представ-
ляющая собой отношение изменения выходной величины у к соот-
ветствующему изменению измеряемого параметра х
S = SdScxSnp. (XIV.34)
Здесь Sd — чувствительность датчика; Scx — чувствительность
измерительной схемы; Snp — чувствительность измерительного
прибора (исполнительного элемента). Так как S# и Snp величины
заданные, для обеспечения необходимой чувствительности всего
устройства S стремятся выбрать чувствительность измерительной
схемы Scx.
Датчики
Линейные и угловые перемещения, уровни жидкостей, ско-
рости и ускорения, деформации различных деталей, давление,
расход жидкостей и газов, температура, световой поток и другие
542
физические и механические параметры могут быть преобразованы
в электрические величины при помощи электрических преобразо-
вателей (датчиков).
Датчик, как и любой функциональный блок, имеет свой
вход х и выход у. Выходными электрическими величинами датчика
являются активное, индуктивное, емкостное сопротивления или
э. д. с. Поэтому электрические датчики в зависимости от произво-
димого ими преобразования могут быть разделены на две группы:
1) параметрические датчики преобразуют неэлектрическую
измеряемую величину в параметры электрической цепи (7?, L, С);
эти датчики получают электрическую энергию от постороннего
источника питания;
2) генераторные датчики (или датчики э. д. с.) преобразуют
неэлектрическую измеряемую величину в электродвижущую силу;
они не требуют постороннего источника питания, так как сами
являются источниками э. д. с.
Датчик характеризуется чувствительностью S = -~ или S' =
= (относительная ' чувствительность), погрешностью, инер-
ционностью, порогом чувствительности (или зоной нечувстви-
тельности), а также характеристиками в статическом и динами-
ческом режимах.
К датчикам обеих групп предъявляются следующие общие тре-
бования: непрерывная и по возможности линейная связь выход-
ной величины у с входной х; наименьшее влияние датчика на
преобразуемую величину; высокая чувствительность; малая инер-
ционность; надежность в работе; малая себестоимость; минималь-
ные вес и габариты; соответствие рабочего хода датчика диапазону
изменения преобразуемой величины.
Кроме того, при выборе электрического датчика следует учи-
тывать особенности исследуемого процесса и условия проведения
эксперимента: периодичность и максимальную частоту процесса;
знакопеременность кривой изменения процесса и наличие в ней
постоянной составляющей; температурные условия места измере-
ния; наличие вибраций и сотрясений в месте установки датчика;
атмосферные условия (влажность и температура воздуха).
Таким образом, правильный выбор метода измерения неэлек-
трической величины предусматривает предварительное изучение
особенностей исследуемого процесса, условий эксплуатации, имею-
щейся измерительной аппаратуры и специальных требований
к электрическому датчику.
Датчики активного сопротивления. Датчик, служащий для
измерения деформаций в деталях и преобразующий эти деформа-
ции в изменение активного сопротивления, называется тензо-
метром.
Проволочные тензометры (рис. XIV. 19) изготовляются
из тонкой проволоки с высоким удельным сопротивлением. На по-
543
лоску бумаги длиной 25—40 мм наклеивается уложенная зигзаго-
образно константановая проволока диаметром не более 0,05 мм,
имеющая медные выводы. Полоска бумаги вместе с проволокой
наклеивается на испытываемую деталь. При растяжении или сжа-
тии детали в направлении расположения проволоки сопротивле-
Рис. XIV. 19. Проволочный тензометр:
а — схема; б — характеристики
ние датчика R соответственно
возрастает или уменьшается
на величину АТ?. Относи-
тельная чувствительность
проволочного датчика, вы-
полненного из константана,
с, АТ? А/ о
S = -д- : -т-^2; начальное
к I
сопротивление 7?0 = 50-е-
-г-200 Ом, деформация не
более 1%. Деформация дат-
чика в направлении, перпен-
дикулярном расположению
проволоки, вызывает чрезвы-
чайно малое изменение со-
противления. Благодаря этому проволочные датчики позволяют
определять составляющие механических напряжений в деталях
в заданном направлении.
Проволочные тензодатчики включаются в мостовые схемы
постоянного или переменного тока. Они имеют линейные харак-
теристики, стабильны по своим свойствам, не обладают гисте-
резисом. Датчики, выполненные из константана, имеют малую
температурную погреш-
ность и очень дешевы.
В настоящее время ши-
рокое распространение на-
чинают получать полу-
проводниковые дат-
чики (рис. XIV.20). Они
используются и как тен-
зометры, и как датчики
температуры, отличаются
нелинейностью характе-
ристики, нестабильностью
параметров, значительным
разбросом характеристики
Ro = 50 +300 0м
Рис. XIV.20. Полупроводниковый тензометр:
а — схема; б — характеристика
однотипных датчиков, высокой чувствительностью к температуре.
Реостатный датчик (рис. XIV.21), преобразует изме-
нение неэлектрической величины в изменение сопротивления рео-
стата, подвижный контакт которого механически связан с преоб-
разуемым параметром.
Если реостат включается в электрическую цепь как делитель
напряжения, то датчик называют потенциометрическим.
544
Конструктивно реостаты выполняются в виде пластин 1 из
изоляционного материала, на которые наматывается высокоомный
провод 2 или наносится высокоомное покрытие. Подвижный кон-
такт 3 в виде ползунка или ролика скользит по зачищенному про-
воду или покрытию. Для намотки реостатов используются кон-
стантановая, нихромовая, манганиновая и другие проволоки.
Рис. XIV.21. Реостатный датчик: а — схема датчика; б — устройство реостата;
в — характеристика реостата
Эти датчики могут быть функциональными. В этом случае
пластина имеет профиль, соответствующий воспроизводимой функ-
ции. Диапазон сопротивлений реостатных датчиков от 10 до
40 000 Ом.
Реостатные и потенциометрические датчики находят приме-
нение для измерения линейных и угловых перемещений на постоян-
ном и переменном токе. Достоинствами этих датчиков являются
высокая стабильность и точность, простота конструкции, малый
вес и небольшие габариты,
возможность питания по-
стоянным и переменным
током, простота регули-
ровки, отсутствие необхо-
димости усиления сигнала.
К числу недостатков отно-
сятся наличие подвижного
контакта, ограничиваю-
щего срок службы и ухуд-
шающего надежность ра-
боты датчика, наличие
ошибки от ступенчатости
характеристики, нелиней-
ность характеристики при
низкоомной нагрузке.
Таблица XIV.1. Физические свойства
материалов,
применяемых
для изготовления
термосопротивлений
Материал Температурный коэффициент сопротивления, 1/°С Удельное соп- ротивление, Ом-мм2/м •
Вольфрам 0,0042—0,0046 0,055—0,061
Никель 0,0062—0,0063 0,12—0,14
Платина 0,0039—0,0056 0,098—0,106
Медь 0,0043 0,015—0,017
Устройства, содержащие проводник или полупроводник, элек-
трическое сопротивление которого изменяется в зависимости от
температуры окружающей среды, называются датчиками термо-
сопротивления.
Наибольшее распространение нашли датчики термосопро-
тивления с теплочувствительным элементом в виде проводника,
выполненного из меди, никеля, платины (табл. XIV. 1). Такие
35 Н. А. Носов
545
датчики называются термометрами сопротивле-
ния (рис. XIV.22) и применяются для измерения температуры
воздуха, воды, масла. Изменение сопротивления термометра опре-
деляется по формуле
Rf = Rq [1 + ос (t — 4) L (XIV.35)
где 7?0 — начальное сопротивление датчика (при температуре Q;
Rt — сопротивление датчика при температуре а — темпера-
турный коэффициент сопротивления.
Рис. XIV.22. Термометр сопротивления: а — схема;
б — характеристика
Чувствительность термометра сопротивления представляет со-
бой отношение относительного изменения его сопротивления к со-
ответствующему изменению температуры
О AR
5 ” МГ
Рис. XIV.23. Термистор: а — схема;
б — характеристика
и др.). Они обладают большим
Достоинствами проволочных термосопротивлений являются
линейность характеристик, стабильность и достаточная точность,
отсутствие гистерезиса, про-
стота и дешевизна. Недостатки—
инерционность и нагрев проте-
кающим по термометру током.
Датчики, у которых в каче-
стве теплочувствительного эле-
мента используются полупро-
водниковые материалы, назы-
ваются термисторами
(рис. XIV.23). Термисторы из-
готовляются из смеси окислов
нескольких металлов (никеля,
марганца, кобальта, титана
отрицательным температурным
коэффициентом сопротивления (примерно 0,05 1/° С), т. е. при
увеличении температуры их сопротивление уменьшается — в от-
личие от проволочных термометров сопротивления, у которых при
увеличении температуры сопротивление увеличивается.
Сопротивление термистора Rt при температуре Т (в К) опре-
деляется по формуле
Rt=R0CB(±--±), (XIV.36)
546
Рис. XIV.-24. Фотоэлемент с внешним фотоэф-
фектом: а — схема элемента; б — схема вклю-
где Ro— сопротивление при температуре То; В и С — постоян-
ные для данного термистора.
Достоинствами термисторов являются высокая чувствитель-
ность, широкий диапазон рабочих температур (—70 (-120° С),
большое сопротивление (до 107 Ом), при котором практически
не сказывается влияние соединительных проводов. Недостатки —
нелинейность и нестабильность характеристик.
Фотоэлектрические датчики. Фотоэлектрическими датчиками
называются устройства, преобразующие световую энергию в элек-
трическую. Использу-
ются три вида датчиков-
фотоэлементов:
1) с внешним фото-
эффектом;
2) с внутренним фо-
тоэффектом (фотосопро-
тивления);
3) с вентильным фо-
тоэффектом (фотоэле-
менты с запирающим
слоем).
В фотоэлементах с
внешним фотоэффектом
под действием света со
светочувствительной ПО- s чения; в — световая характеристика; а — вольт-
верхности выбиваются 1 ампеРная характеристика:
электроны. Выпускают-- вакууМНЫЙ ^Х^ент" газонаполненный
ся вакуумные и газона-
полненные фотоэлементы. Последние имеют большую чувствитель-
ность, но более инерционны, чем вакуумные.
Фотоэлементы с внешним фотоэффектом (рис. XIV.24) требуют
дополнительных источников питания для создания внутри эле-
мента электрического поля. Вместе с тем при постоянном значе-
нии напряжения источника питания с изменением светового по-
тока изменяется и величина тока в цепи. Поэтому такие датчики
могут быть отнесены к датчикам активного сопротивления. Их чув-
ствительность определяется отношением тока 1ф (в мкА) к свето-
вому потоку Ф (в лм), падающему на светочувствительный слой,
S = = 50 н- 500 мкА/лм.
Достоинствами фотоэлементов с внешним фотоэффектом яв-
ляются высокая чувствительность и отсутствие механической связи
с преобразуемым параметром, недостатки — нелинейность вольт-
амперной характеристики и инерционность газонаполненных фо-
тоэлементов.
Фотосопротивления (рис. XIV.25) основаны на свойстве неко-
торых полупроводников изменять свою проводимость (сонротивле-
35*
547
ние) под действием света. К достоинствам фотосопротивлений от-
носятся высокая чувствительность, малые габариты, возможность
работы на постоянном и переменном токе, отсутствие механиче-
ской связи с преобразуемым параметром. Недостатками являются
инерционность, разброс и нестабильность характеристик. Чув-
ствительность фотосопротивления S = ~~1т может иметь
значение порядка 1 А/лм.
Рис. XIV.25. Фотосопро-
тивление: а — схема;
б — световая характерис-
тика; в — вольтамперная
характеристика:
1 —пластина из диэлектрика;
2 — слой светочувствитель-
ного полупроводника; 3—ме-
таллические контакты
Индуктивные датчики. Индуктивным
датчиком называется устройство, содержа-
щее один или несколько сердечников с об-
мотками, индуктивное сопротивление кото-
рых изменяется в зависимости от переме-
щения якоря, сердечника или ротора, свя-
занных с преобразуемыми параметрами.
Этот датчик применяется для преобразования линейных и
угловых перемещений. Его динамические свойства определяются
инерционностью его подвижных элементов. Индуктивные датчики
работают только на переменном токе. Якорь, сердечник, ротор,
поворотная катушка выполняются подвижными.
К индуктивным датчикам могут быть отнесены также сельсины
и поворотные трансформаторы.
Устройства с индуктивными датчиками являются сравнительно
простыми и позволяют производить измерения перемещений с точ-
ностью до 1 мк, что и обусловливает их широкое применение.
На рис. XIV.26, а и б приведены схема и характеристика
простого индуктивного датчика; на рис. XIV.26, в и г — транс-
форматорного.
548
Чувствительность простого индуктивного датчика оценивается
отношением изменения его коэффициента самоиндукции AL (или
индуктивного сопротивления z = <oL) к соответствующему из-
менению просвета в магнитной цепи А6:
q AZ, / о______ Az \
S — -ду (или S — -ууj .
Учитывая сравнительно небольшое значение магнитного со-
противления железа, приближенно можно считать
т 0,4лЛ у-
Л==-26~Гн’
(XIV.37)
где w — число витков обмотки; s — площадь сечения магнито-
провода в см2.
Для трансформаторного датчика (рис. XIV.26, виг)$
Здесь Ес — э. д. с., индуктируемая в средней катушке, а — угол
поворота якоря.
Индуктивные датчики с замкнутым магнитопроводом можно
применять для измерения больших усилий, сопровождающихся
малыми деформациями воспринимающих усилие элементов. Их дей-
ствие основано на том, что изменение механических напряжений
в материале магнитопровода приводит к соответствующему изме-
нению его магнитного сопротивления, а следовательно, и к изме-
нению коэффициента самоиндукции обмотки. К достоинствам
таких датчиков относятся значительная величина мощности, под-
водимой к исполнительному устройству, большая чувствитель-
ность.
К достоинствам индуктивных датчиков относятся большая чув-
ствительность, простота, надежность, отсутствие контактных
устройств, недостаток — зависимость характеристик от частоты
источника питания.
Емкостные датчики. Емкостным датчиком называется устрой-
ство, содержащее конденсатор, емкость которого изменяется при
изменении измеряемой неэлектрической величины.
Емкость конденсатора зависит от площади обкладок s, рас-
стояния между ними d и диэлектрической постоянной 8 среды
между обкладками
С = 0,88-^- пФ. (XIV.38)
Емкостные датчики применяются для измерения линейных
и угловых перемещений, геометрических размеров, состава сред,
вибраций, уровня жидкостей и других величин.
Широко используются емкостные дифференциальные датчики
(рис. XIV.27). Они обладают большей чувствительностью и менее
подвержены внешним воздействиям.
Достоинствами емкостных датчиков являются высокая чув-
ствительность, относительно малые вес и габариты, малая инер-
549
ционность; недостатки — влияние на работу датчика паразитных
емкостей, необходимость источника напряжения высокой частоты,
потребность в усилении снимаемого сигнала.
Генераторные датчики. Генераторными датчиками называются
устройства, которые преобразуют регулируемую неэлектрическую
величину в э. д. с.
а)
Во всех отраслях про-
мышленности широкое рас-
пространение нашли термо-
пары, в которых в э. д. с.
преобразуется разность тем-
ператур. Действие термопары
основано на том, что, если
концы двух разнородных про-
Рис. XIV.27. Емкостный дифференциаль-
ный датчик: а — схема; б — характе-
ристика
водников спаяны и имеют
разную температуру, в их
цепи генерируется э. д. с.
(рис. XIV.28).
Табличные характеристики термо-э. д. с. материалов даются
в паре с платиной. Величины термо-э. д. с. приводятся для =
= 100° С и /2 = 0° С. В табл. XVI.2 приведены характеристики
некоторых промышленных термопар. Для
измерения температуры до 2000° С приме-
няются вольфрам—молибденовые и вольф-
рам—иридиевые термопары.
Рис. XIV.28. Термопара:
а — схема; б — характе-
ристики:
1 и 2 — электроды; 3— спай;
4 и 5 —соединительные про-
вода
Т а б л и ц a XIV.2. Характеристики некоторых
промышленных термопар
Термопара Обозначение градуировки Термо-э.д.с., мВ Предельная температура, °C
Платина—платиноро- дий пп 0,64 1300
Хромель—алюмель ХА 4,1 1000
Хромель—копель хк 6,95 600
Медь—копель мк 4,75 350
В последнее время все более широкое применение находят
термопары из полупроводниковых материалов, у которых термо-
э. д. с. доходит до 1 мв на 1° С, что в десятки раз больше, чем
у металлических. Их недостатками являются малая прочность и
ограниченный диапазон использования.
550
Действие пьезоэлектрических датчиков основано
на том, что при давлении на кристаллы некоторых материалов
в направлении электрической оси на поверхности кристаллов
(перпендикулярно электрической оси) появляются электрические
заряды, пропорциональные усилию и не зависящие от геометри-
ческих размеров кристалла. Включаются пьезоэлектрические
датчики на вход усилителей с возможно большим входным сопро-
тивлением. Усилитель и преобразователь соединяются экраниро-
ванным кабелем. Их основным достоинством является безынер-
ционность, недостатком — малая выходная мощность. Пьезо-
электрические датчики применяются для измерения быстро про-
текающих процессов, например давления газов в двигателях
внутреннего сгорания, в стволах артиллерийских орудий.
Т ахогенераторы служат для получения напряжения,
пропорционального скорости вращения, и используются как
электрические датчики угловой скорости. В зависимости от вида
выходного напряжения они разделяются на тахогенераторы по-
стоянного и переменного тока (синхронные и асинхронные).
Тахогенераторы постоянного тока конструктивно изготавли-
ваются как с возбуждением от постоянных магнитов, так и от
электромагнитов. Синхронный тахогенератор представляет собой
небольшую синхронную машину с ротором в виде постоянного
магнита. Его выходное напряжение имеет амплитуду и частоту,
пропорциональные скорости вращения. Выходное напряжение
тахогенератора обычно выпрямляется полупроводниковым выпря-
мителем.
Обмотка возбуждения асинхронного тахогенератора питается
от сети переменного тока, а в выходной обмотке наводится э. д. с.
переменного тока, имеющая частоту сети и амплитуду, пропор-
циональную скорости вращения. Достоинствами тахогенераторов
являются простота, высокая чувствительность и значительная
выходная мощность. Недостатки следующие:
а) наличие трущихся частей и щеток у тахогенераторов по-
стоянного тока;
б) при работе на нагрузку с небольшим сопротивлением ска-
зывается влияние тока нагрузки, вызывающее изменение напря-
жения на выходе тахогенератора как вследствие падения напря-
жения в обмотке якоря и щеточных контактах, так и вследствие
изменения реакции якоря;
в) у тахогенераторов постоянного тока с постоянным магнитом
может происходить старение магнита;
г) у тахогенераторов постоянного тока с электромагнитом
может изменяться сопротивление обмотки возбуждения вслед-
ствие изменения температуры;
д) у синхронного тахогенератора переменного тока выходная
э. д. с. имеет переменную частоту;
е) при изменении температуры изменяется сопротивление
обмотки ротора тахогенератора.
551
Измерительные схемы
В измерительных устройствах используются следующие изме-
рительные схемы: непосредственного включения, мостовая пере-
менного или постоянного тока, дифференциальная, компенса-
ционная. Различают два режима работы измерительной схемы.
1. Схема работает на измерительный прибор с сопротивлением
Rnp Rex (например, на вход электронного усилителя). Ток,
проходящий через измерительный прибор, практически равен
нулю. В этом случае говорят о чувствительности схемы по напря-
жению Scx = где Аг/ — изменение выходной величины
датчика.
Рис. XIV.29. Схемы непосредственного включения датчиков: а — прин-
ципиальная; б —- включение термопары; в — включение емкостного
датчика
2. Если сопротивление измерительного прибора сравнимо
с внутренним сопротивлением схемы, определяющей является
чувствительность по току Scx =
Схемы непосредственного включения. Схема непосредствен-
ного включения является самой простой, так как содержит наи-
меньшее количество элементов (рис. XIV.29).
Сопротивление датчика zd при изменении входной величины
изменяется на Az, при этом гд = z + Az или zd = z — Az.
Определим значение тока 1пр, а также изменение тока А/пр
при изменении сопротивления датчика на Az
^ = ;ТЛ--г-.....; МпР= (г , г Л°д*(г , ГТ' <XIV-39)
Z + AZ -f- Znp ’ (Z -J- Znp) -J- AZ (Z -f- znp)
Чувствительность измерительной схемы
Scx = ^ = —---------------------Г. (X IV.40)
Az (z 4- Z/гр)2 + Az (z + znp)
Схема непосредственного включения может использоваться
практически со всеми типами датчиков, но при этом следует
552
и котором применяется
с непосредственным от-
Рис. XIV.30. Мостовая изме-
рительная схема
учитывать ее недостатки: малую чувствительность, необходимость
применения усилителя, наличие нулевого тока в нагрузке, нели-
нейность характеристики.
Мостовые измерительные схемы. Схема четырехплечего моста
получила широкое распространение в измерительных устройствах
в самых различных вариантах. Однако наибольшее распростра-
нение имеют два основных типа этой схемы:
1) равновесный (балансный) мост, г
нулевой метод измерения;
2) неравновесный (небалансный) мос
счетом измеряемого параметра.
Равновесный мост обеспечивает зна-
чительно большую точность и приме-
няется в системах ручной или автомати-
ческой балансировки.
Мостовые схемы используются для
преобразования выходных величин дат-
чиков в напряжение или ток, пропор-
циональные изменениям преобразуемых
параметров.
Наиболее часто применяются высо-
коомные мостовые схемы, т. е. входное
сопротивление моста RM > Re, где
Re — внутреннее сопротивление источ-
ника питания. Для высокоомйого моста
приложенное напряжение можно счи-
тать не зависящим от изменения сопро-
тивлений его плеч.
В соответствии со схемой (рис. XIV.30) ток в измерительной
диагонали моста
т __ —R2R3)
пр ~ № + Я2) (Яз + R.) Rnp + R& (R3 + Ri) + R3R1 (Ri + RJ ’
(XIV.41)
Условием баланса моста (Jnp = 0) является равенство RrR^ =
= R2R3. Переменным в процессе измерений может быть одно из
сопротивлений мостовой схемы (например, Rt = Rt — термометр
сопротивления), два (две части потенциометра какого-либо дат-
чика) или все четыре (тензодатчики, два из которых работают
на растяжение, два — на сжатие). Чувствительность мостовой
схемы во втором случае получится вдвое, а в третьем — вчетверо
больше, чем в первом.
Если мостовая схема работает с высокоомным измерительным
прибором в диагонали, определяющим является дисбаланс моста
по напряжению: Unp = InpRnp-
Мостовые схемы питаются постоянным или переменным током
в зависимости от типов применяемых датчиков. Основными до-
стоинствами мостовых схем являются повышенная чувствитель-
553
ность при использовании дифференциальных датчиков, отсут-
ствие нулевого тока в выходной цепи при заданном значении изме-
ряемого параметра (мост сбалансирован), линейность большей
части характеристики.
Дифференциальная измерительная схема. Дифференциальная
измерительная схема (рис. XIV.31) представляет собой электри-
ческую цепь, состоящую из двух смежных контуров, в каждом
из которых действует отдельная э. д. с. Измерительный прибор
размещается в ветви, общей для обоих контуров, и реагирует
на разность контурных токов Iг и /2- В соответствии со схемой:
Рис. XIV.31. Диффе- Рис. XIV.32. Компенсационная
ренциальная измери- схема
тельная схема
Достоинством дифференциальных схем является независи-
мость^результата измерения От колебаний питающего схему на-
пряжения, большая чувствительность, отсутствие нулевого тока
и линейность характеристики.
Компенсационная схема. В этой схеме (рис. XIV.32) э. д. с.
датчика Ux уравновешивается равным и противоположным по
знаку напряжением UQ. При этом ток датчика Inp = О (Ux = U0),
чувствительность схемы Scx = —. Напряжение UQ =
Е п
= ; а0 устанавливается вручную или автоматически при
помощи реостата R со шкалой.
Сигналы, получаемые от измерительных схем, при использо-
вании некоторых типов датчиков (тензометры, пьезоэлектрические
датчики, емкостные датчики) малы для приведения в действие
исполнительных устройств, поэтому для усиления этих сигналов
применяются различные типы усилителей.
554
ИТЕРАТУРА
1. Айзерман М. А. Автоматика переключения передач. М., Машгиз,
1947.
2. Аксененко В. Д. Общий анализ двухпоточных гидромеханических
передач. — Труды Имаша. Т. 20. АН СССР 1960 (Вып. 79).
3. Аксиально-поршневой регулируемый гидропривод. Под. ред. В. Н. Про-
кофьева. М.» изд-во «Машиностроение», 1969.
4. А н т о н о в А. С. Силовые передачи колесных и гусеничных машин.
Л., изд-во «Машиностроение», 1967.
5. Антонов А. С., Запрягаев М. М. Гидрообъемные передачи
транспортных и тяговых машин. Л., изд-во «Машиностроение», 1968.
6. Антонов А. С., Магидович Е. И. иНовохатько И. С.
Гидромеханические и электромеханические передачи транспортных и тяговых
машин. М.—Л., Машгиз, 1963.
7. Б а ш т а Т. М. Гидравлические следящие приводы. Москва—Киев,
Машгиз, 1960.
8. Богоявленский В. Н. Электрические трансмиссии гусеничных
и колесных машин. М., Машгиз, 1946.
9. Б у р к о в В. В. Алюминиевые радиаторы автотракторных двигателей.
Л., изд-во «Машиностроение», 1964.
10. Бухарин Н. А. иГоляк В. К. Испытания автомобиля с исполь-
зованием электрических методов измерения. М., Машгиз, 1965.
11. Быстроходные поршневые двигатели внутреннего сгорания.
Под ред. Н. X. Дьяченко. Л., Машгиз, 1962.
12. В е н ц е л ь С. В. Смазка двигателей внутреннего сгорания. Москва—
Киев, Машгиз, 1963.
13. В и х е р т М. М. и др. Конструкция и расчет автотракторных двигате-
лей. М., изд-во «Машиностроение», 1964.
14. Г а в р и л о в А. К. Система жидкостного охлаждения автотракторных
двигателей. М. изд-во «Машиностроение», 1966.
15. Г а м ы н и н Н. С. Основы следящего гидравлического привода. М.,
Оборонгиз, 1962. .
16. Г а п о я н Д. Т. Фрикционы автоматических коробок передач. Кон-
струкция и расчет. М., изд-во «Машиностроение», 1966.
17. Гродзиевский В. И. Реактивные центрифуги для очистки масла
в двигателях внутреннего сгорания. Москва—Киев, Машгиз, 1963.
18. 3 а б а в н и к о в Н. А. Основы теории транспортных гусеничных ма-
шин. М., изд-во «Машиностроение», 1968.
19. Зельцерман И. М., Каминский Д. М. иОнопко А. Д.
Фрикционные муфты и тормоза гусеничных машин. М., изд-во «Машиностроение»,
1965.
20. И в а н ч е н к о П. Н., Савельев Н. М. и др. Электромеханические
передачи. М.—Л., Машгиз, 1962.
21. К а р п е н к о В. Г. Зимняя эксплуатация колесных и гусеничных ма-
шин. М., Воениздат, 1958.
22. К и х т е н к о В. А., X р е б н и к о в Ю. П. Тракторные циклонные
воздухоочистители. М., Машгиз, 1963.
23. Козлов А. Г. Опорные катки гусеничных машин. М., Машгиз, .1947.
24. К о м и с а р и к С. Ф. и И. в а н о в с к и й Н. А. Гидравлические объ-
емные трансмиссии. М., Машгиз, 1963,
555
25. Красненькое В. И. и Егоркин В. В. Синхронизаторы в сту-
пенчатых трансмиссиях. М., Машгиз, 1967.
26. Кристи М. К. и Красненькое В. И. Новые механизмы транс-
миссий. М., изд-во «Машиностроение», 1967.
27. К р е й н е с М. А. и Розовский М. С. Зубчатые механизмы. Изд-во
МГУ^.1965.
(28 .ггКрюков А. Д. Расчет и конструирование гусеничных машин.,
ЛПЙ71956—1959.
29. Крюков А. Д. и Харченко А. П. Выбор трансмиссий колесных
и гусеничных машин. М.—JL, Машгиз, 1963.
30. Кудрявцев В. И. Планетарные передачи. М.—JI., изд-во «Машино-
строение», 1966.
31. Лапидус В. И. и Петров В. А. Гидромеханические передачи
автомобилей. М., Машгиз, 1961.
32. Л е б е д е в С. П. Электропередачи в самоходных машинах. Москва—
Свердловск, Машгиз, 1961.
33. Л и в е н ц е в Ф. Л. Высокотемпературное охлаждение поршневых
двигателей внутреннего сгорания. М.—Л., изд-во «Машиностроение», 1964.
34. К у Д р я в ц е в В. И. Планетарные передачи. М.—Л., изд-во «Маши-
цр<:то£юние», 1966.
Q5) Малиновский А. Н. Ходовая часть гусеничных машин. М., Воен-
издат, 1963.
36. М и н к и н М. Л. Пусковые устройства автомобильных двигателей. М.,
Машгиз, 1961.
37. Объемные гидравлические приводы. Под ред. Т. М. Башта. М., изд-во
«Машиностроение», 1969.
38. П е т р о в В. А. Основы теории автоматического управления трансмис-
сий автомобиля. М., АН СССР, 1957.
39. Петрушов В. А. Анализ работы многодисковых фрикционных транс-
форматоров. — Труды НАМИ. М., Машгиз, 1960 (Вып. 90).
40. Поликовский В. И. Самолетные силовые установки. М., Оборон-
гиз, 1952.
41. Пономаренко Ю. Ф. и Рогов А. Я. Радиально-поршневые
высокомоментные гидромоторы. М., изд-во «Машиностроение», 1964.
42. П о с п е л о в Д. Р. Двигатели внутреннего сгорания с воздушным
охлаждением. М., Машгиз, 1961.
43. Прокофьев В.Н. Гидравлические передачи колесных и гусеничных
машин. М., Воениздат, 1960.
44. Прокофьев В. Н. Основы теории гидромеханических передач.
Д, Машгиз, 1957.
45. Раздолии М. В. К выбору основных параметров дисковых фрикци-
онных муфт. — Труды МАИ. М., Оборонгиз, 1960 (Вып. 127).
46. С п и ц ы н Н. А. Основы проектирования уплотнений для высокоско-
ростных подшипников качения. — Вестник машиностроения, № 9. М., Машгиз,
1959.
47. Справочник машиностроителя. Т. 3. М., Машгиз, 1951.
48. Т а л у К. А. Сервоприводы гусеничных машин. М., Машгиз, 1947.
49. Т у р и ч и н А. М. Электрические измерения неэлектрических величин.
М., Госэнергоиздат, 1964.
50. Фаробин Я. Е. Фрикционные передачи автомобилей и тракторов.
М., Машгиз, 1962.
51. Фрумкис И. В.и Мининзон В. И. Объемные гидравлические
передачи сельскохозяйственных тракторов и машин. М., изд-во «Машинострое-
ние», 1966.
52. Ц и т о в и ч И. С., В а в у л о В. А. и X в а л ь Б. Н. Зубчатые ко-
леса автомобилей и тракторов. Минск, МВСС и ПО БССР, 1962.
53. Чичинадзе А. В. Расчет и исследование внешнего трения при тор
можении. М., изд-во «Наука», 1967.
54. Ш а б а н о в К. Д. Двухпоточные передачи транспортных машин.
Москва—Свердловск, Машгиз, 1962.
ГЛАВЛЕНИЕ
Предисловие.......................................................... 3
Глава I. Моторные установки ......................................... 4
§ 1. Общие сведения............................................ —
§ 2. Системы питания двигателя ............................... 11
§ 3. Системы охлаждения двигателя............................. 26
§ 4. Система смазки ......................................... 47
§ 5. Системы подогрева и пуска двигателя...................... 56
Г л а в а II. Фрикционные узлы трансмиссий ......................... 66
§ 1. Общие сведения............................................ —
§ 2. Фрикционные материалы.................................... 69
§ 3. Расчет основных типов фрикционных узлов.................. 72
§ 4. Расчет деталей механизмов включения фрикционов .... 81
§ 5. Расчет разгрузочных устройств............................ 84
§ 6. Определение механических параметров процесса буксования 86
§ 7. Тепловой расчет фрикциона .........................• . 95
Глава III. Коробки передач с неподвижными осями..................... 97
§ 1. Общие сведения............................................ —
§ 2. Коробки передач с разрезными валами..................... 102
§ 3. Конструктивные особенности коробок передач.............. 108
§ 4. Расчет геометрии и условий зацепления зубчатых колес 115
§ 5. Расчет на прочность зубчатых колес ..................... 125
§ 6. Расчет валов и йодшипников.............................. 137
§'7. Смазка и уплотнение коробок передач .................... 143
§ 8. Синхронизаторы.......................................... 146
Глава IV. Планетарные коробки передач............................. *455
§ 1. Основные понятия о планетарных передачах................ —
§ 2. Кинематика и статика планетарных передач.............. 158
§ 3. Теоретические методы определения к. п. д. планетарных
передач .................................................... 163
§ 4. План угловых скоростей планетарной коробки передач с двумя
степенями свободы .......................................... 170
§ 5. Синтез планетарных передач с двумя степенями свободы . . 175
§ 6. Связь между угловыми скоростями основных звеньев пла-
нетарной коробки передач с тремя степенями свободы ... 187
§ 7. План угловых скоростей планетарного механизма с тремя сте-
пенями свободы . ........................................... 194
§ 8. Основные свойства плана угловых скоростей планетарных
передач с тремя степенями свободы .......................... 200
§ 9. Сложные планетарные механизмы ......................... 214
§ 10, Основы теории замкнутых дифференциальных передач . . 220
557
Глава V. Гидромеханические коробки передач.......................... 233
§ 1, Общие свойства и характеристики гидродинамических передач —
§ 2. Однопоточные ГМКП....................................... 249
§ 3. Двухпоточные ГМКП ...................................... 263
§ 4. Отдельные вопросы проектирования ГМКП................... 275
§ 5. Применение гидродинамических муфт с механическими короб-
ками передач ................................................ 280
Глава VI. Гидростатические передачи ................................ 284
§ 1. Общие сведения............................................. —
§ 2. Схемы трансмиссий с ГСП...................................285
§ 3. Основы регулирования ГСП ................................ 286
§ 4. Коэффициент полезного действия ГСП ...................... 290
§ 5. Характеристики гидростатических насосов и моторов .... 292
§ 6. Выбор агрегатов ГСП ..................................... 298
Глава VII. Фрикционные передачи..................................... 304
§ 1. Особенности работы и критерии оценки....................... —
§ 2. Типы фрикционных трансформаторов......................... 308
§ 3. Схемы трансмиссий с фрикционными трансформаторами 315
§ 4. Расчет фрикционных трансформаторов ...................... 316
Глава VIII. Электрические и электромеханические передачи .... 322
§ 1. Общие сведения............................................ —
§ 2. Характеристики применяемых электрических машин .... 323
§ 3. Схемы электрических и однопоточных электромеханических
передач...................................................... 325
§ 4. Расчет электрических передач ............................ 327
§ 5. Схемы многопоточных электромеханических передач . . . . 331
§ 6. Расчет многопоточных электромеханических передач .... 334
§ 7. Основы регулирования электромеханических передач .... 342
Глава IX. Механизмы поворота ....................................... 346
§ 1. Общие сведения.............................................
§ 2. Дифференциальные механизмы поворота с qM = 0........... 352
§ 3. Независимые (бортовые) механизмы поворота (qM — 0,5) . . . 360
§ 4. Дифференциальные механизмы поворота с qM > 0,5 . . *. . . 369
§ 5. Двухпоточные механизмы передач и поворота............... 374
§ 6. Определение расчетных моментов в МПП.................... 389
§ 7. Выбор расчетных радиусов поворота в МПП................. 390
§ 8. Особенности МПП с ГМКП ................................. 393
§ 9. Применение бесступенчатых передач в МП и МПП .... 394
Глава X. Бортовые передачи ......................................... 399
§ 1. Общие сведения............................................ —
§ 2. Схемы и конструктивные особенности бортовых передач .... 401
§ 3. Особенности расчета бортовой передачи................... 406
Глава XI. Механизмы управления трансмиссией ........................ 407
§ 1. Общие сведения............................................ —
§ 2. Механизмы управления непосредственного действия .... 411
§ 3. Механические сервоприводы............................... 414
§ 4. Гидравлические сервоприводы ............................ 417
§ 5. Сервированное управление трансмиссией .................. 422
558
§ 6. Автоматическое управление коробками передач ............ 425
§ 7. Расчет элементов гидравлического управления трансмиссией 441
Глава XII. Подвеска гусеничных машин............................... 448
§ 1. Общие сведения............................................ —
§ 2. Основные параметры и характеристики упругости подвесок 452
§ 3. Моноторсионные подвески................................. 454
§ 4. Пучковые торсионные подвески............................ 461
§ 5. Ограничители хода катков и подрессорники................ 465
§ 6. Гидравлические амортизаторы ............................ 466
§ 7. Подвески с пневматическими и гидравлическими упругими
элементами................................................... 476
Глава XIII. Гусеничный движитель .......................... 490
§ 1. Общие сведения............................................ —
§ 2. Гусеничные цепи с шарниром сухого трения ............... 495
§ 3. Гусеничные цепи с резино-металлическим упругим шарниром 498
§ 4. Ведущие колеса.......................................... 504
§ 5. Направляющие колеса и натяжные механизмы ............... 511
§ 6. Опорные и поддерживающие жатки.......................... 516
Глава XIV. Испытания гусеничных машин.......................... 526
§ 1. Виды испытаний ............................. —
§ 2. Стенды для испытаний агрегатов гусеничных машин .... 527
§ 3. Измерительные устройства и приборы ..................... 541
Литература ....................................................... 555
Николай Александрович Носов, Виталий Дмитриевич Г а л ы ш е в,
Юрий Павлович Волков, Анатолий Павлович Харченко
Расчет
И КОНСТРУИРОВАНИЕ
ГУСЕНИЧНЫХ
МАШИН
Редактор издательства В. М. Рошаль
Переплет художника Ф. Э. Крылова
Технический редактор А. А. Бардина
Корректоры Р. Г. Солодкина, 3. С. Романова
Сдано в произв. 5/1 1972 г. Подп. к печ. 15/V 1972 г. М-12067
Формат бумаги бОхЭО1/^ Бумага типографская № 2 _Печ. л. 35
Уч. изд. л. 36,8 Тираж 5000 экз. Зак. № 1443 Цена 1 р. 53 к.
Ленинградское отделение издательства «МАШИНОСТРОЕНИЕ»
Ленинград, 191065, ул. Дзержинского, 10
Ленинградская типография № 6 Главполиграфпрома
Комитета по печати при Совете Министров СССР,
193144, Ленинград, ул. Моисеенко, 10.
ЗАМЕЧЕННЫЕ ОПЕЧАТКИ
Стр. Строка Напечатано Должно быть
74 Формула (11.11) (^-^)
77 Формула (11.31) (^-^)
133 1-я графа справа (HRC 32) X(HRC — 32)
133 3-я графа 1,0— 1,2 (1,0— 1,2) 103
справа (10— 12) (10— 12)103
299 2-я сверху 200 2000
446 Формула (XI.59) Ь in гч[ е 0ЛР СО
487 Формула (XII.88) Ро К 3(Xq
539 Формула (XIV.33) 3 + И 9 з Н~ и 8
Н. А. Носов и др. Зак. №1443