1
ТРАНСМИССИИ
ТРАКТОРОВ
ТРАНСМИССИИ
ТРАКТОРОВ
Москва
«МАШИНОСТРОЕНИЕ»
1976
УДК 621.85 : 629.114.2
Авторы: Кива Яковлевич Львовский, Федор Абрамович Черпак,
Игорь Николаевич Серебряков, Николай Александрович Щельцын
Рецензент И. Б. Барский
Трансмиссии тракторов. М., «Машиностроение», 1976, 280 с.
Повышение мощности отечественных промышленных и сельско-
хозяйственных тракторов привело к конструктивным изменениям их
трансмиссии. На тракторах стали применять механизмы переключения
передач под нагрузкой, гидродинамические и гидрообъемные пере-
дачи.
В книге изложены конструкции трансмиссий тракторов с такими
передачами, дана методика расчета передач, приведены тягово-эконо-
мические характеристики, обобщены результаты испытаний тракторов
отечественного и зарубежного производства.
Книга предназначена для инженерно-технических работников
тракторостроения и сельскохозяйственного машиностроения.
Табл. 18, ил. 169, список лит. 67 назв.
ТРАНСМИССИИ ТРАКТОРОВ
Редактор издательства Л. В. Мясникова
Техн, редактор А. И. Захарова Корректор А. М. Усачева
Переплет художника Е. В. Бекетова
Сдано в набор З/Ш 1975 г. Подписано к печати 19/XI 1975 г. Т-18181.
Формат 60X90718. Бумага офсетная
Усл. печ. л. 17,5. Уч.-изд. л. 20,8.
Тираж 5000 экз. Заказ № 133. Цена 1 р. 15 к.
Издательство «Машиностроение», 107885, Москва, Б-78, 1-й Басманный пер., 3
Ленинградская типография № 6 Союзполиграфпрома
при Государственном комитете Совета Министров СССР
по делам издательств, полиграфии и книжной торговли
193144, Ленинград, С-144, ул. Моисеенко, 10
40203-510
038 (01)-76 269'75
© Издательство «Машиностроение», 1976 г.
ПРЕДИСЛОВИЕ
Развитие конструкций тракторов в СССР и за рубежом напра-
влено на значительное повышение производительности машинно-
тракторных агрегатов на промышленных и сельскохозяйственных
работах и улучшение условий труда тракториста. Решение этих
задач потребовало применения на тракторах трансмиссий новых
типов: механических с переключением передач под нагрузкой, а также
гидромеханических и гидрообъемных, позволяющих плавно и бес-
ступенчато изменять передаточное отношение.
Механические ступенчатые трансмиссии с переключением передач
под нагрузкой получают широкое распространение на сельско-
хозяйственных тракторах. Они позволяют осуществить переход
с одной ступени на другую без разрыва силовой цепи между дви-
гателем и ведущими колесами трактора. Такие трансмиссии приме-
няют сейчас на отечественных тракторах К-700А, К-701, Т-150К
и Т-150, а также на тракторах зарубежных фирм: Форд, Джон Дир,
Кейс, Массей-Фергюсон и др. Для сельскохозяйственных тракто-
ров с трансмиссиями такого типа особенно важное значение имеет
качество процесса переключения передач, так как появление раз-
рыва потока мощности длительностью свыше 0,5 с существенно ухуд-
шает работу трактора, приводит к воздействию на узлы тракторного
агрегата больших динамических нагрузок, длительному буксованию
фрикционных элементов, ухудшению условий труда. Рассмотренные
в книге теоретические обоснования возможности устранения раз-
рыва потока мощности при переключении передач, а также при-
веденный анализ способов безразрывного переключения с описанием
механизмов, обеспечивающих такое переключение, представляются
актуальными.
Применение гидромеханических передач на промышленных трак-
торах позволяет существенно повысить их производительность и
долговечность. В настоящее время в СССР создаются мощные про-
мышленные тракторы с гидродинамическими передачами. Первосте-
пенное значение при этом приобретает анализ требований к гидро-
передачам промышленных тракторов различных типов, оптимиза-
ция совмещения характеристик двигателя и гидротрансформатора
1*	3
и другие вопросы, связанные с созданием гидродинамических пере-
дач. Специфика производства требует максимальной типизации и
унификации конструкций гидротрансформаторов и гидромуфт для
тракторов различных классов и назначений. Большой интерес пред-
ставляет описанный в книге опыт крупных зарубежных фирм,
специализирующихся на производстве гидродинамических передач.
Объемные гидропередачи находят пока ограниченное примене-
ние. Вместе с тем, учитывая потенциальные преимущества этих пере-
дач: широкий диапазон регулирования, удобство автоматизации,
реверсивность, свободная компоновка и др.,—работы по созда-
нию тракторов с объемными гидропередачами все более расширяются
как в СССР, так и за рубежом.
Раздел первый книги написан К. Я- Львовским и Н. А. Щель-
цыным (гл. I—совместно, гл. II, параграф «Механизмы переключения
передач под нагрузкой» — Н.Ч?А. Щельцыным, остальные —
К. Я. Львовским); раздел второй — Ф. А. Черпаком; раздел тре-
тий — И. Н. Серебряковым.
Раздел первый
ПЕРЕКЛЮЧЕНИЕ ПЕРЕДАЧ
ПОД НАГРУЗКОЙ
В ТРАКТОРНЫХ ТРАНСМИССИЯХ
Глава I
КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ С ПЕРЕКЛЮЧЕНИЕМ
ПОД НАГРУЗКОЙ
ОСНОВНЫЕ СХЕМЫ ТРАНСМИССИЙ
С ПЕРЕКЛЮЧЕНИЕМ ПОД НАГРУЗКОЙ
В обычных тракторных ступенчатых трансмиссиях, в которых
переключение осуществляется с помощью подвижных шестерен или
зубчатых муфт, переход с одной передачи на другую начинается с от-
ключения двигателя от коробки передач выключением главной
муфты сцепления, в результате чего происходит разрыв потока мощ-
ности (прекращается подвод мощности двигателя к ведущим колесам
трактора и с двигателя снимается нагрузка). Разрыв потока мощ-
ности продолжается не менее 1,5—2 с, что приводит к остановке
тракторного агрегата при выполнении энергоемких работ (пахота,
культивация и др.) и к последующему разгону его от нулевой до
рабочей скорости с заглубленным орудием. Переключение и разгон
в таких условиях сопровождаются значительным буксованием глав-
ной муфты сцепления, нарушением стабильности режима работы
двигателя (сначала, при разрыве потока мощности, — полная раз-
грузка, а затем, при разгоне агрегата, — перегрузка), рывками
трактора, передающимися на рабочее место тракториста, динамиче-
скими нагрузками на механизмы трактора, потерями времени, а также
повышенными затратами энергии тракториста.
Следует отметить, что у машин, работающих с небольшими по от-
ношению к их массе крюковыми нагрузками (быстроходные тягачи,
транспортеры и пр.), это явление, как правило, отсутствует. Раз-
гон такой машины до рабочей скорости vpa6 осуществляется обычно
поэтапно, т. е. по мере переключения с низших передач на высшие
почти без снижения скорости в процессе переключений. Затрудне-
ние может вызывать лишь процесс трогания -машины с места, но
для его осуществления выбирают одну из низших передач, соответ-
ственно загрузке машины, а затем дальнейший разгон до г>раб про-
исходит за счет переключения передач на ходу машины (поэтапно).
Таким образом, остановка агрегата при переключении характерна
именно для трактора, как высоко нагруженной (по отношению к соб-
ственной массе) тяговой машины. В отличие от других машин у трак-
тора коробка передач (КП), по существу, не используется для раз-
гона агрегата, поскольку после каждого переключения (на энерго-
емких работах) движение должно начинаться снова с процесса тро-
гания с места.
На транспортных работах несовершенство процесса переключе-
ния сказывается прежде всего при движении в плохих дорожных
условиях, когда требуется частое переключение передач; при преодо-
лении трудно проходимых участков переключение с остановкой мо-
жет вызвать застревание агрегата, а при преодолении длительных
подъемов оно связано с опасностью потери управления.
Кроме того, переключение передач с остановкой трактора ухуд-
шает использование мощности двигателя, поскольку резервируемая
для обеспечения разгона тракторного агрегата (от нулевой скорости
непосредственно до рабочей скорости) часть мощности двигателя
после окончания разгона используется лишь частично. Это приводит
к снижению производительности агрегата. Для энергонасыщенных
скоростных тракторов устранение остановок при переключении пе-
редач, улучшение разгонных качеств за счет, например, обеспече-
ния возможности поэтапного разгона имеют особенно существенное
значение.
В последние годы находит применение переключение передач под
нагрузкой. Под трансмиссией с переключением под нагрузкой пони-
мается такая ступенчатая трансмиссия, в которой переключение
передач может производиться без предварительного снятия нагрузки
с двигателя, например без выключения главной муфты сцепления.
Эта трансмиссия характеризуется тем, что в процессе переключения
передач отсутствует разрыв потока мощности, поступающей от дви-
гателя к ведущим колесам трактора, или длительность указанного
разрыва сокращена в несколько раз по сравнению с переключением
в обычной трансмиссии. Переход с одной передачи на другую про-
изводится в такой трансмиссии с помощью фрикционных элементов
(муфт и тормозов). Благодаря этому переключение передач может
осуществляться без выключения главной муфты сцепления. Кроме
того, устраняется необходимость выравнивания окружных скоро-
стей сопрягаемых зубчатых колес. Все это позволяет сократить время
и усилия, затрачиваемые на переключение передач, устранить оста-
новки трактора при переключении и связанные с этим недостатки.
Трансмиссии с переключением под нагрузкой отличаются разно-
образием кинематических схем, компоновки, типов и конструкции
механизмов переключения. Применение фрикционных элементов
переключения передач позволяет исключить из схемы трансмиссии
главную муфту сцепления, что сделано, например, в отечественных
тракторах К-700, К-701 и в некоторых моделях тракторов фирм
Форд, Кейс и др. В этих случаях фрикционные элементы переклю-
чения передач, кроме своего основного назначения, служат для бы-
строго отключения двигателя от ведущих колес трактора, плавного
трогания с места и разгона трактора, ограничения крутящего мо-
мента, воздействующего на детали двигателя и трансмиссии. При
таком использовании фрикционных элементов переключения передач
в их конструкции учитывают высокие нагрузки, сопряженные с тро-
ганием с места и разгоном трактора, а также необходимость плав-
6
кого и точного выполнения маневров, осуществляемых обычно с по-
мощью главной муфты сцепления (подъезд к сельскохозяйственному
орудию для сцепки и др.).
Трансмиссии с переключением под нагрузкой часто содержат две
коробки передач: основную и дополнительную. Основную коробку
выполняют обычно без переключения под нагрузкой и используют
для укомплектования базовой модели трактора; дополнительную
коробку (с переключением под нагрузкой) устанавливают на трактор
совместно с основной коробкой передач по заказу потребителя. Она
может иметь две или более ступеней; двухступенчатые называют
увеличителями крутящего момента. Иногда вместо дополнительной
коробки устанавливают бесступенчатый преобразователь момента.
Такая структура трансмиссии характерна для зарубежных трак-
торов; она позволяет быстрее изменять параметры трактора (коли-
чество ступеней, ряд скоростей, способ переключения и др.), сохра-
няя в неизменном виде наиболее простую и дешевую базовую модель
коробки передач. В некоторых случаях дополнительную коробку
удается вводить в серийно выпускаемую трансмиссию без существен-
ных изменений последней. В отечественном тракторостроении чаще
применяют трансмиссии с диапазонной коробкой передач (см.
стр. 38). Диапазонную коробку выполняют обычно в виде единого
агрегата, имеющего две группы ступеней: одна группа — диапа-
зоны (режимы), а вторая — передачи. Переключение ступеней в груп-
пах взаимно независимое, т. е. переключение передач не зависит от
включенного диапазона и наоборот.
Диапазоны отличаются большим перепадом а = 4s- передаточ-
ных чисел (iH и iB — передаточные числа смежных ступеней — низ-
шей и высшей). Для диапазонов q = 2—4, а для передач 1,1—1,5.
Количество диапазонов переднего хода обычно равно 2—4. Диапа-
зоны могут подразделяться на низший и высший, или по видам работ:
пахотный, транспортный и др. В некоторых конструкциях имеется
один или два диапазона заднего хода.
Количество передач равно 3—4. Обычно для выполнения какого-то
вида работы вначале выбирают и включают соответствующий диа-
пазон, а в процессе работы переключаются только передачи. В связи
с этим, как правило, переключение диапазонов производится с раз-
рывом силовой цепи, с помощью зубчатых муфт и подвижных ше-
стерен, а переключение передач осуществляется под нагрузкой на
ходу трактора. Оба варианта трансмиссий (с дополнительной короб-
кой и с диапазонной) по назначению и использованию близки между
собой, но трансмиссия с дополнительной коробкой более приспосо-
блена к образованию на ее базе различных модификаций. В обоих
вариантах переключение под нагрузкой обеспечивается только на
части ступеней, поэтому такие трансмиссии проще и дешевле, чем
трансмиссии со всеми передачами, переключаемыми под нагрузкой.
Трансмиссии с переключением под нагрузкой всех ступеней при-
меняют в зарубежном тракторостроении в ограниченных масштабах.
Переключение всех ступеней на ходу не дает существенного повы-
7
шения производительности трактора по сравнению с использованием
диапазонной коробки.
На выбор схемы коробки передач влияет общая компоновка трак-
тора, расположение его центра тяжести. В связи с этим в последние
годы как на промышленных, так и на сельскохозяйственных гусе-
ничных тракторах находят применение схемы трансмиссий, в ко-
торых коробка передач с переключением под нагрузкой представляет
собой один агрегат с механизмом поворота трактора. При такой ком-
поновке обеспечивается возможность раздельного переключения
передач с помощью фрикционных элементов КП в приводе к каждой
гусенице, т. е. осуществлять поворот за счет включения в приводе
к забегающей гусенице более высокой передачи, чем в отстающей,
или включения в приводе к одной из них переднего хода, а в другой —
заднего. Такой поворот улучшает маневренность трактора, повышает
проходимость машины при движении по слабым грунтам или по снегу,
уменьшает частоту использования остановочных тормозов на транс-
портных работах. Кроме того, в процессе установившегося поворота
отсутствуют потери на трение во фрикционных элементах. Однако
подобное совмещение функций агрегатов связано с возникновением
особых требований к надежности и долговечности фрикционных эле-
ментов, а также к системе управления ими. Так, например, если
поворот осуществляется переключением привода забегающей гу-
сеницы на более высокую передачу, то в период разрыва потока мощ-
ности (при переключении) под действием силы тяги на крюке воз-
можен кратковременный поворот трактора в сторону, противополож-
ную предполагавшемуся направлению; необходимо также соблю-
дать синхронность процесса переключения передач в обоих приводах
при прямолинейном движении, высокую плавность переключения
при повороте и пр. Фрикционные элементы переключения передач
при указанном совмещении функций получают большую дополни-
тельную нагрузку; количество циклов их включения и выключения
возрастает в десятки раз; возрастают максимальные нагрузки, вы-
зываемые буксованием фрикционов, что связано с режимом поворота
трактора в тяжелых условиях. Это учитывается при обеспечении за-
данной долговечности механизмов трансмиссии.
Коробки передач с переключением под нагрузкой выполняются
как с планетарными, так и с неподвижными осями шестерен (непла-
нетарными). Планетарные передачи сложнее в изготовлении и сборке,
в некоторых случаях применимость таких передач ограничена осо-
бенностями их кинематических и динамических свойств. Вместе с тем
они имеют меньшие габарит и массу, допускают уменьшение моду-
лей зубчатых колес, не создают радиальных нагрузок на опоры ос-
новных звеньев передачи, обладают высоким к. п. д.
УВЕЛИЧИТЕЛИ КРУТЯЩЕГО МОМЕНТА
В настоящее время широко применяют двухступенчатые допол-
нительные коробки передач с переключением под нагрузкой — уве-
личители крутящего момента (УКМ). В УКМ рабочей или основ-
8
ной ступенью (предпочтительной при длительной работе) является
высшая ступень, имеющая соответствующую долговечность и, обычно,
более высокое значение к. п. д. Такое конструктивное исполнение
УКМ диктуется необходимостью обеспечения поэтапного разгона
тракторного агрегата за счет трогания с места на низшей ступени
УКМ и переключения на ходу на рабочую ступень; преодоления без
остановки агрегата (без переключения передач в основной коробке
и выключения главной муфты сцепления) кратковременных повы-
шенных сопротивлений движению в процессе работы, посредством
переключения на ходу с рабочей ступени УКМ на низшую, а затем
обратно.
В ряде конструкций низшая ступень УКМ по своей надежности
и долговечности также допускает возможность ее длительного ис-
пользования. В этом случае наличие УКМ позволяет образовать до-
полнительный пониженный ряд скоростей трактора.
Соотношение q передаточных чисел низшей и высшей ступеней
УКМ в большинстве равно 1,2—1,35. Такое значение q обеспечивает
преодоление большинства повышенных сопротивлений в результате
перехода на ходу трактора на низшую ступень УКМ. В некоторых
конструкциях q достигает 1,5—1,6. В этих УКМ переход на низ-
шую ступень для преодоления кратковременного повышенного со-
противления связан обычно со снижением производительности агре-
гата, так как переключение на ходу не компенсирует чрезмерного
снижения его скорости. УКМ с таким значением q более эффективен
для обеспечения поэтапного разгона агрегата.
Увеличители крутящего момента планетарного типа. В УКМ
применяют трехзвенные планетарные механизмы в основном двух
типов: внешнего зацепления (рис. 1, а) и смешанного зацепления
(рис. 1, б). Применение планетарного механизма смешанного за-
цепления связано с большими ограничениями в выборе передаточ-
ных чисел, чем при внешнем зацеплении. Вместе с тем этот ряд
(рис. 1, б) содержит минимальное количество зубчатых колес, кон-
структивно более прост, имеет меньшие осевые размеры и обладает
более высоким к. п.гд.
I)
Рис. 1. Схема увеличителя крутящего момента с трехзвенным планетарным
механизмом:
а — внешнего зацепления; б — смешанного зацепления; 1 — ведущее звено;
2 — ведомое^звенр; 3 — тормозное звено; Ф и Т — муфта и тормоз
9
В планетарных механизмах различают основные звенья, вращаю-
щиеся вокруг неподвижной оси, и сателлиты, оси которых по-
движны в пространстве. Показанные на рис. 1 механизмы имеют три
основных соосных звена (трехзвенные); одно из основных звеньев
является ведущим, второе ведомым, третье — тормозным, которое
необходимо остановить для включения одной из ступеней УКМ.
При показанном на схеме (рис. 1, а) соотношении радиусов ше-
стерен высшая ступень УКМ включается блокировочной муфтой Ф
(передаточное число iB = 1). Для включения низшей ступени муфту Ф
следует выключить, а включить тормоз Т. Передаточное число УКМ
на этой ступени iT > 1.
Тормоз может быть заменен в УКМ муфтой свободного хода 3
(рис. 2). Она не имеет привода управления и срабатывает автомати-
чески. При включении муфты Ф она размыкается; при выключении
муфты Ф она из-за воздействия момента сопротивления Мс на ве-
домый вал 2 замыкается на корпус и останавливает этим водило,
т. е. включает низшую ступень УКМ.
По схеме, показанной на рис. 2, выполнены, например, УКМ
тракторов ДТ-75 и ДТ-75М, а по схеме на рис. 1, а — УКМ тракто-
ров фирмы Джон Дир.
Соотношение угловых скоростей основных звеньев планетарного
трехзвенного механизма определяют общим уравнением кинемати-
ческой связи [26]:
(1	Ч) ®т == ®д ~~ ^т®вм»	0 )
10
где мл, мвм й мт угловые скорости ведущего, ведомого и тормоз-
СОд
ного звеньев; L =---------передаточное число УКМ при (от = 0.
ювм
Из уравнения (1)( можно, в частности, выявить зависимость
между (овм и сот при сдд — const. Так, при остановленном тормоз-
ном звене (сот = 0) из уравнения (1) получают обычное выражение
для (овм.
Пусть точка е на оси совм (рис. 3) соответствует величине совм, рав-
ной Ид = const. Если tT > 1, то (овм < <»д (см. точку Л); если
0<iT< 1, то (овм > (Од (см. точку Л'); если iT< 0 (реверс), то
(овм < 0 (см. точку Г). Чем ближе ir по абсолютной величине к еди-
нице, тем ближе точки Л и Л' к точке е, а точка Г к точке—е (ывм =
= —(Од). Если (от =£ 0, а (овм = <од, то из уравнения (1) получим:
ит = (Од, т. е. в этом случае механизм заблокирован и его звенья
вращаются как одно тело (см. точку В).
При эксплуатации трактора возможны случаи, когда при рабо-
тающем двигателе и выключенных фрикционных элементах Ф и Т
ведомый вал УКМ останавливается под действием момента сопро-
тивления Мс (о>вм = 0); тогда из уравнения (1) получим
=	(3)
1 -
При этом, если iT > 1, то (от < 0 (см. точку В); если 0 < iT < 1,
то (от > 0 (см. точку Д); если iT < 0, то ®т > 0- В последнем слу-
чае (от по абсолютной величине меньше, чем (од (см. точку Г). В двух
первых случаях при приближении значения iT к единице абсолют-
ная величина <вт неограниченно возрастает (при <ввм = 0). Так,
если > 1, то по мере уменьшения (овм от значения, соответствую-
щего точке А, до нуля, угловая скорость (от возрастает по прямой В А
до значения, соответствующего точке Б. Причем, чем ближе точка А
к точке е, тем круче уходит вниз (по схеме) прямая В А, тем больше
значение о)т при (овм = 0. Аналогично, чем ближе точка А' к точке е,
тем круче уходит вверх прямая А'В. Следует подчеркнуть, что вза-
имозависимость ®т и о)вм определяется не схемой трехзвенного пла-
нетарного механизма, а величиной iT.
Таким образом, при остановке ведомого звена угловая скорость
тормозного звена и, соответственно, относительная скорость сател-
литов (<»сат) может сильно возрастать, в особенности, если iT близко
к 1. Так, например, в УКМ трактора Джон Дир при остановке ведо-
мого вала (осат достигало бы 15—16 тыс. об/мин, что затруднило бы
обеспечение долговечности подшипников сателлитов. Кроме того,
большое изменение кинетической энергии тормозного звена при
протекании переходных процессов, связанных со снижением (овм,
привело бы к увеличению длительности буксования фрикционов (см.
стр. 76).
11
В связи с этим рычаг управления УКМ трактора Джон Дир имеет
только два фиксированных положения, соответствующих низшей
и высшей ступеням. Нейтральное положение рычага отсутствует.
Указанная особенность кинематики планетарного ряда приводит
к нецелесообразности использования УКМ такого типа для выпол-
нения дополнительных функций, например для остановки трактора,
трогания его с места, т. е. для выполнения функций главной муфты
сцепления. Часто для управления УКМ, имеющих такой редуктор,
используют муфту свободного хода (см. рис. 2). Применение послед-
ней исключает снижение совм до значения, меньшего чем т. е.
1Т
устраняет отмеченный недостаток.
В целях повышения к. п. д. рабочей (высшей) ступени УКМ ее
обычно включают блокировочной фрикционной муфтой Ф. Формулы
для подсчета КПД некоторых рядов при остановленном тормозном
звене приведены в табл. 1. Применявшиеся в отдельных конструк-
циях УКМ ускоряющие планетарные редукторы (iT < 1) в настоя-
щее время почти не выпускают.
В ряде случаев использование планетарных механизмов позво-
ляет уменьшить нагрузку (по величине воспринимаемых крутящих
моментов) на фрикционные элементы.
При движении с установившейся скоростью нагрузка Мт на тор-
моз Т одноосного планетарного УКМ может быть определена по фор-
муле:
мт = мя(1г— 1) = МС1^-,	(4)
где Мс — момент сопротивления вращению ведомого вала.
Если включением тормоза Т осуществляется реверс, то для опре-
деления нагрузки на тормоз при движении задним ходом в формулу
(4) подставляют отрицательные значения Л4С и гт.
Нагрузка Л1ф на блокировочную фрикционную муфту Ф при
установившемся движении на прямой ступени тоже не зависит от
схемы трехзвенного механизма. На ее величину влияет значение tT
и способ блокировки: при блокировании муфтой Ф ведущего звена Д
и тормозного звена Т3 (Д—Ф—Т3) момент Л4ф = Л4Д*т~ 1 ; при
блокировании звена Д и ведомого звена ВМ (Д—Ф—ВМ) момент
Мф — Л4Д; при блокировании звеньев Т3 и ВМ (Т3—Ф—ВМ) мо-
мент Мф — Мя (iT — 1). Следует отметить, что указанные крутя-
щие моменты не полностью характеризуют нагруженность фрикцион-
ных элементов. На их работоспособность оказывает большое влия-
ние тепловая напряженность, являющаяся следствием буксования
муфты или тормоза в процессе разгона трактора при трогании с места,
а также при переключении передач. Особенности этих процессов
при использовании планетарных механизмов рассмотрены в гл. II.
Конструкция УКМ с планетарным редуктором внешнего заце-
пления и двумя гидравлически управляемыми фрикционными эле-
ментами (см. схему на рис. 1, а) обладает высокой компактностью
(рис. 4, а). Ведущая солнечная шестерня 15 планетарного ряда внеш-
12
него зацепления выполнена за одно целое с валом 13 главной муфты,
а солнечная шестерня 16 установлена на шлицах ведомого вала 19.
В водиле 3 на двухрядных игольчатых подшипниках установлены
сдвоенные сателлиты 4. К средней части водила крепят с помощью
стяжных винтов боковые части 2 и 17. Гидравлические цилиндры
двух дисковых фрикционных элементов: блокировочной муфты Ф
и тормоза Т смонтированы в водиле. Внутренний барабан 14 муфты Ф
приварен к валу 13, а тормоз Т — установлен на неподвижной труб-
чатой опоре 8 на шлицах.
Наружные барабаны выполнены непосредственно в водиле.
Поршни 1 и 6 — литые, алюминиевые; по наружному диаметру уплот-
нены чугунными разрезными кольцами, а по внутреннему — коль-
цами из синтетического материала. Проворачивание поршней в ци-
линдрах предотвращается штифтами. Перемещение поршней при
выключении фрикционов осуществляется тарельчатыми пружи-
нами 18. При подаче масла в гидроцилиндр муфты Ф поршень 1
прижимает пакет фрикционных дисков к торцевой поверхности сред-
ней части водила. Ведущие диски, связанные с внутренними бара-
банами, — с металлокерамическими накладками на медной основе.
Таблица 1
№
ПО
пор
Схема механизма
К. п. д.
Передаточное
отношение
Примечание. К — абсолютная величина внутреннего передаточного
отношения; т]0 — к. п. д. механизма при остановленном водиле.
13
Диапазоны:
Рис. 4. УКМ трактора 2020 фирмы Джон Дир:
а — конструкция УКМ; б — схема трансмиссии; 1,6 — поршни; 2, 17 — боковые части
водила; 3 — водило; 4 — сателлиты; 5 — кожух; 7 — крышка; 8 — кронштейн; 9 — шестерня
насоса; 10, 11 — шестерни редуктора ВОМ; 12 — вал муфты ВОМ; 13 — ведущий вал УКМ;
14 — внутренний барабан муфты; 15, 16 — солнечные шестерни; 18—пружины; 19 — ведо-
мый вал УКМ
14
На металлокерамических накладках выполнены спиральные и
хордальные канавки. Ведомые диски — стальные. Наружный диа-
метр поверхности трения дисков составляет 133 мм. Номинальное
давление, поддерживаемое насосом в гидроцилиндрах включенных
фрикционов, — 7 кгс/см2. Маслоподводы к ним уплотнены чугун-
ными разрезными кольцами. При включении муфты Ф блокируются
ведущее звено с тормозным, способ блокировки: Д—Ф—Т3. Механизм
УКМ размещен в кожухе 5, связывающем вал 12 муфты ВОМ с крыш-
кой 7. Последняя с помощью шлицевого соединения приводит во
вращение шестерни 10 и 11 редуктора ВОМ, а также шестерню 9
масляного насоса гидросистемы УКМ. УКМ управляется с помощью
рычага, имеющего два фиксированных положения, соответствую-
щих низшей и высшей ступеням. Передаточное число УКМ на низ-
шей ступени равно 1,33. Масса УКМ без учета массы корпусной
детали (заднего отсека главной муфты, в котором расположен меха-
низм) составляет 19 кг.
УКМ такой конструкции применен в трансмиссии тракторов 1020,
2020, 2120 и др. фирмы Джон Дир в сочетании с трехдиапазонной
коробкой передач, имеющей четыре передачи в каждом диапазоне.
Из приведенного в табл. 2 ряда скоростей трактора 2020 следует,
что применение УКМ в данном случае почти не увеличивает общего
количества передач в трансмиссии (значения скоростей частично по-
вторяются), т. е. УКМ предназначен в основном для преодоления
на ходу трактора кратковременных повышенных сопротивлений дви-
жению трактора.
По такой же схеме (рис. 5) выполнен УКМ и в трансмиссиях
«Квадренж» тракторов 4030; 4230; 4430 фирмы Джон Дир. В этих
трансмиссиях УКМ 3 совместно с двухступенчатой передачей 4,
имеющей синхронизаторы, образуют узел, содержащий четыре сту-
пени. Переход с 1-ой передачи на 2-ю, а также с 3-ей на 4-ю и обратно
осуществляется с помощью УКМ 3 без выключения главной муфты 1.
Переход со 2-й передачи на 3-ю и обратно производится с помощью
синхронизаторов, но с выключением главной муфты 1. Переключе-
ние четырех передач узла производится одним рычагом. Последо-
вательно с этим узлом коробки передач расположена ее диапазонная
часть 5 и 6, содержащая четыре диапазона переднего хода и один
Таблица 2
Диапазон	I				II				Задний ход			
Передача в КП	1	2	3	4	1	2	3	4	1	2	3	4
Скорость (км/ч) на низшей высшей ступени УКМ	1,5 2	2,1 2,8	3,1 4,2	4,4 5,9	5,8 7,8	8,3 11,1	12,3 16,5	17,1 23,1	1,7 2,3	2,5 3,3	3,6 4,9	5,1 6,8
15
Рис. 5. Схема трансмиссии
«Квадренж» фирмы Джон Дир:
1 — главная муфта сцепления;
2 — муфта ВОМ; 3 — УКМ;
4 — синхронизированная двух-
ступенчатая передача; 5 — ре-
верс; 6 — диапазонная часть
КП
лен перед коробкой передач, управляется
заднего. Привод к валу
отбора мощности осуще-
ствлен, как и в тракто-
рах предыдущей серии,
от второго сцепления 2
главной муфты, т. е. от
муфты ВОМ.
На рис. 6 показан
пример использования
УКМ с планетарным
рядом смешанного за-
цепления в трансмиссии
трактора «Зетор 8011»
(ЧССР). УКМ установ-
посредством ленточного
тормоза 3 и блокировочной муфты 4 с гидравлическим включением.
Ведущим звеном УКМ является коронная шестерня 2, связанная
с ведомым валом сцепления. Ведомым звеном — водило 1, связан-
ное с ведущим валом 5 коробки передач. КП имеет восемь пере-
дач переднего хода и четыре заднего.
Примером конструкции УКМ с планетарным рядом смешанного
зацепления может служить УКМ «Дуэлпауэр» фирмы Форд (рис. 7, а).
Ведущим звеном ряда является коронная шестерня 1. Ее ступица
связана с главной муфтой сцепления. Ведомым звеном является во-
дило 2, а тормозным — солнечная шестерня 3. Фрикционные эле-
менты: муфта Ф и тормоз Т — дисковые; включаются гидравличе-
ски. Способ блокировки: Т3—Ф—ВМ. Водило 2 установлено в кор-
пусе на шариковом и роликовом подшипниках. Сателлиты разме-
щены в водиле на игольчатых подшипниках. Тормозное звено уста-
новлено на ведомом валу на подшипниках скольжения 10. Солнеч-
ной шестерне 3 обеспечена частичная возможность самоцентриро-
вания за счет зазоров в ее шлицевом соединении со ступицей. Вы-
Рис. 6. Схема трансмиссии трактора «Зетор 8011» (ЧССР) с УКМ:
1 — водило; 2 — коронная шестерня; 3 — тормоз; 4 — муфта; 5 — ведущий вал
КП; 6 — ведомый вал КП; 7 — муфта ВОМ
16
Рис. 7. УКМ трактора 8000 фирмы Форд:
а — конструкция УКМ; б — схема трансмиссии; 1 — коронная шестерня; 2 — водило; 3 —
солнечная шестерня; 4 — сателлит; 5 и 7 — пружины; 6 — упругое кольцо; 8 — уплот-
нительное кольцо маслоподвода; 9ведомый вал УКМ; 10 — подшипник; 11 — маслопод-
вод; 12 — отверстие для смазки; 13 — трубка
2 Заказ 133
17
1 — главная муфта сцепления; 2 — УКМ; 3 — коробка
передач; 4 — коронная шестерня; 5 — фрикционная
муфта; 6 — муфта свободного хода
ключение муфты Ф осуществляется центральной пружиной 7, а тор-
моза Т — пружинами 5. Поршни гидроцилиндров муфты и тормоза
уплотнены кольцами, изготовленными из синтетического материала
и имеющими прямоугольное сечение. Фрикционные диски муфты Ф
взаимозаменяемы с дисками муфт трансмиссии Селект-О-Спид;
фрикционные накладки дисков с внутренними зубьями изготовлены
из специально обработанной бумаги. Наружный диаметр поверх-
ности трения диска для муфты Ф составляет 148 мм. Диски с наруж-
ными зубьями — стальные. Опорный диск муфты Ф зафиксирован
от осевых перемещений в обе стороны благодаря уступу на шлицах
в барабане; это уменьшает потери мощности в выключенных муфтах.
Сжатие пакета дисков муфты Ф поршнем осуществляется через
упругое стальное кольцо 6, расположенное в кольцевой канавке
поршня, что повышает плавность включения (жесткость кольца
около 1000 кгс/мм). Смазка к дискам подводится от маслоподвода 11
через отверстия 12. Кольца 8 уплотнения маслоподводов — чугун-
ные, разрезные. Масло для смазки деталей подводится к УКМ от
радиатора общей гидросистемы трактора. Из корпуса УКМ масло
отводится по трубке 13 в промежуточный вал коробки передач.
УКМ устанавливается на тракторы по заказу и в связи с этим выпол-
нен в отдельном корпусе, размещенном в картере маховика. Данный
УКМ используется на тракторах 8000 (рис. 7, б) и 9000, имеющих
в основной КП восемь передач переднего хода, переключаемых зуб-
чатыми муфтами. За последнее время такой УКМ применяют и на
тракторах меньшей мощности. Следует отметить, что управление
УКМ — ножное. В полу кабины смонтированы две кнопки. При
нажатии на первую кнопку включается высшая ступень, а на
вторую — низшая; нейтральное положение УКМ не фиксируется.
На рис. 8 приведена схема трансмиссии трактора G 1050 фирмы
Минеаполис-Молин с УКМ «Ампли Торк», в котором использован
планетарный редуктор смешанного зацепления, а низшая ступень
включается автоматически с помощью муфты свободного хода 6
18
при выключении блокировочной фрикционной муфты 5. УКМ
«Ампли Торк» работает совместно с пятискоростной коробкой пе-
редач 3.
На рис. 9 приведена схема трансмиссии гусеничного промыш-
ленного трактора СД-10С фирмы Континенталь, в котором УКМ
совмещен с механизмом поворота трактора. Трансмиссия содержит
механизм быстрого реверса 2, четырехступенчатую коробку передач 3,
двухступенчатые планетарные механизмы поворота 4 и 4'. Послед-
ние выполняют также и функции УКМ (передаточное число равно
1,235).
Аналогичный (по схеме) механизм поворота, совмещенный с УКМ,
установлен и на отечественном промышленном гусеничном тракторе
ДЭТ-250.
Увеличители крутящего момента непланетарные. По структуре
такие УКМ выполняются в двух модификациях: а) ведущий и ве-
домый валы УКМ соосны; б) указанные валы не соосны.
Первая модификация УКМ содержит три вала: ведущий 1, ве-
домый 2 и промежуточный 3 (рис. 10, а). Высшая ступень включается
фрикционной муфтой Фв, соединяющей непосредственно (минуя
зубчатую передачу) два соосных вала — ведущий и ведомый, что
позволяет уменьшить потери на рабочей ступени УКМ. Для упра-
вления низшей ступенью служит фрикционная муфта Фн, которую
можно устанавливать на ведущем валу (рис. 10, б), на ведомом валу
(нагружена моментом 2ИД»Н, рис. 10, а) или на промежуточном.
Так же как в планетарных конструкциях для управления низшей
ступенью УКМ используют в ряде случаев муфту свободного хода 5
(рис. 10, в).
Следует отметить, что фрикционные муфты непланетарных УКМ
отличаются разнообразием типов приводов управления. В частности,
находят применение конструкции, в которых фрикционная муфта
одной ступени УКМ (обычно низшей) имеет механические включе-
Рис. 9. Схема трансмиссии гусенич-
ного трактора СД-10С фирмы Конти-
ненталь:
/ — главная муфта сцепления; 2 —
механизм быстрого реверса; 3 — ко-
робка передач; 4 и 4' — двухступен-
чатые планетарные механизмы пово-
рота; 5 и 5' — остановочные тормоза;
6 и 6’ — конечные редукторы; 7 и
7' — ведущие звездочки; Фпх и Фзх —
Фрикционные муфты механизма ревер-
са; Фп и Фл — фрикционные блокиро-
вочные муфты УКМ (правая и левая);
т оп и TQJI — тормоза остановочные
(правый и левый); Тпп, Тпл — тормо-
за низшей ступени
2*
19
Рис. 10. УКМ с соосным непланетарным редуктором:
а — с установкой фрикционной муфты Фн низшей ступени на ведомом валу; б — с установ-
кой муфты Фн низшей ступени на ведущем валу; в — с использованием муфты свободного
хода в низшей ступени; 1 — ведущий вал; 2 — ведомый вал; 3 — промежуточный вал; 5 —
муфта свободного хода; 4 и 6 — шестерни; Фн — фрикционная муфта низшей ступени;,
Фв — фрикционная муфта высшей ступени
ния (с помощью пружин), а муфта второй ступени — гидравличе-
ское. В этих случаях, а также при применении муфты свободного
хода (рис. 10, в) привод масляного насоса гидравлической системы
УКМ обычно осуществляется от ведомого вала главной муфты сце-
пления (или от связанных с ним деталей), что, как правило, проще,
чем выполнение привода непосредственно от вала двигателя. Воз-
можность включения одной из ступеней УКМ без использования ги-
дравлической системы позволяет осуществить на этой ступени тро-
гание с места и разгон трактора, а затем, когда начнет работать на-
сос, включить другую ступень. Кроме того, применение фрикцион-
ной муфты с механическим включением позволяет обеспечить работу
масляного насоса и системы смазки при буксировании трактора,
а также запуск двигателя посредством буксировки трактора.
Если обе фрикционные муфты УКМ имеют гидравлическое вклю-
чение, то привод насоса УКМ выполняется обычно независимым,
т. е. непосредственно от вала двигателя или кинематически связан-
ных с ним деталей. Это необходимо для того, чтобы иметь возмож-
ность включить одну из муфт УКМ перед началом трогания трактор-
ного агрегата с места (при выключенной главной муфте сцепления),
что позволяет снять тепловые нагрузки с муфт УКМ или значительно
уменьшить их при разгоне трактора. При гидравлическом включе-
нии обеих муфт предусматривают меры для обеспечения работы гидро-
системы УКМ и системы смазки при буксировании трактора, а также
для запуска двигателя с буксира.
Ниже приведены примеры применения УКМ с соосными веду-
щим и ведомым валами в трансмиссиях тракторов.
На рис. 11 показан УКМ «Пауэр Директор» фирмы Аллис-Чал-
мерс, схема которого аналогична схеме, показанной на рис. 10, а.
В этом УКМ применены непостоянно замкнутые муфты 4 и 5 (рис. 11)
с механическим приводом управления. Наружный ведомый барабан,
общий для обеих муфт, установлен на ведомом валу УКМ. Вну-
тренний барабан муфты 5 высшей ступени (прямая передача) уста-
новлен на шлицах ведущего вала 1. Внутренний барабан муфты 4
низшей ступени УКМ установлен на шлицах ступицы ведомой ше-
стерни 3. Сжатие дисков включаемой муфты осуществляется с по-
мощью системы рычагов и тарельчатых пружин. Тарельчатые пру-
20
жииы уменьшают влияние износа дисков на величину коэффициента
запаса муфт. Фиксация включенного положения муфты обеспечи-
вается переходом ее нажимного рычага через положение, соответ-
ствующее мертвой точке. Трение — сталь по металлокерамике
в масле (наружный диаметр поверхности трения — 178 мм). Насос 8
для подачи смазки под давлением к трущимся деталям получает
вращение от промежуточного вала УКМ. Включение муфты УКМ
Рис. 11. УКМ «Пауэр Директор» фирмы Аллис-Чалмерс:
I — ведущий вал; 2 — ведущая шестерня низшей ступени; 3 — ведомая шестерня низшей
ступени; 4 — фрикционная муфта низшей ступени; 5 — фрикционная муфта высшей ступени;
6 — ведомый вал УКМ; 7 — сдвоенная фрикционная муфта — ведомый барабан; 8 — насос
УКМ; 9 — привод ВОМ; 10 — промежуточный вал УКМ
21
zz
осуществляется одним рычагом, имеющим три фиксированных по-
ложения: среднее — нейтральное, а два крайних соответствуют
высшей и низшей ступеням. Такой УКМ используют на тракторе
модели 175 вместе с четырехскоростной коробкой передач. В данной
схеме УКМ необходим главным образом для получения дополнитель-
ных четырех скоростей движения ввиду недостаточности количества
передач в основной коробке. Эта же фирма наряду с показанными на
рис. 11 фрикционными муфтами с механическим управлением осна-
стила тракторы модели J-90 увеличителями крутящего момента
с гидравлическим включением обеих фрикционных муфт. Схема УКМ
не претерпела при этом существенных изменений.
По аналогичной схеме выполнен и УКМ трансмиссии «Синхро-
ласт», применяемой на тракторах австрийской фирмы Штейер (рис. 12).
Особенность этой конструкции состоит в том, что для муфты 11
высшей (прямой) ступени применено гидравлическое выключение,
а ее включение осуществляется механически, с помощью пакета та-
рельчатых пружин 12. Муфта 10 низшей ступени имеет, напротив,
гидравлическое включение. Кроме УКМ трансмиссия содержит пол-
ностью реверсируемую двухдиапазонную коробку передач, имею-
щую в каждом диапазоне четыре передачи, которые включаются
зубчатыми муфтами с синхронизаторами. Синхронизаторы позво-
ляют передачи внутри диапазонов переключать без использования
главной муфты сцепления, но с включением нейтрального положе-
ния УКМ. С этой целью приводы управления коробкой передач и
УКМ сблокированы. Кроме того, имеется самостоятельный рычаг
управления УКМ.
В УКМ фирмы Оливер (рис. 13) низшая ступень включается
муфтой свободного хода 14, установленной на промежуточном валу 12.
о>
<о
/ — главная муфта сцепления; 2 — УКМ; 3 — ко-
робка передач; 4, 6, 13 — шестерни низшей ступени
УКМ; 5 — .фрикционная муфта УКМ; 7 — ведомый
вал УКМ; 8 — ведущий вал КП; 9 — зубчатая муф-
та КП; 10 — муфта ВОМ; 11 — насос УКМ; 12 —
промежуточный вал УКМ; 14 — муфта свободного
Рис. 13. Схема трансмиссии с УКМ «Гидро-Пауэр
трактора модели 1955 фирмы Оливер:
«У	t
хода УКМ
/4 /5 /2
23
Рис. 14. Схема трансмиссии с УКМ трактора ZT-3U
(ГДР):
1 — муфта сцепления; 2 — муфта ВОМ; 3 — зубчатая
муфта; 4 — муфта свободного хода; 5 — колодочный
тормоз с гидроуправлением
Нагружающий ее момент зависит от передаточного отношения зуб-
чатой пары 13 и 4. Через эту же муфту приводится во вращение
масляный насос 11 гидросистемы УКМ. Высшая ступень управляется
фрикционной муфтой 5 с гидравлическим включением. От ведомого
вала 7 УКМ мощность передается на двухдиапазонную коробку
передач, в каждом диапазоне которой содержатся три передачи пе-
реднего хода и одна заднего.
В отличие от планетарных, в рассматриваемых конструкциях
в качестве фрикционных муфт УКМ иногда используют муфты дру-
гих узлов и наоборот. Так, например, в трансмиссии трактора
ZT-300 (ГДР, рис. 14) в качестве муфт управления УКМ исполь-
зуют обычную сухую главную муфту сцепления. Для этого послед-
нюю выполняют двойной, состоящей из передней 1 и задней 2 муфт
сцепления, управляемых обычно одной педалью. Муфта 1 управляет
высшей ступенью УКМ, соединяя непосредственно вал двигателя
с ведомым валом УКМ. Низшая ступень управляется муфтой сво-
бодного хода 4, которая вступает в работу после выключения муфты
сцепления 1. Остановка трактора достигается выключением обеих
муфт сцепления — передней 1 и задней 2. Двойная главная муфта
для управления УКМ должна быть приспособлена к длительной ра-
боте в выключенном состоянии. Эксплуатация сухих муфт в таком
режиме вызывает снижение их долговечности. В связи с этим в схеме
рис. 14 применена зубчатая муфта 3 для отключения муфты 1 при
длительной работе на низшей ступени УКМ. Кроме того, обычно
задняя муфта сцепления используется дополнительно для управле-
ния ВОМ. Остановка трактора при движении на низшей ступени
посредством выключения муфты 2 приводит одновременно к от-
ключению привода ВОМ. Это является недостатком подобных
схем.
Вторая модификация УКМ (с несоосными ведущими и ведомым
валами) применяется реже. УКМ, выполненный таким образом, за-
24
Рис. 15. Схема трансмиссии - с непланетарным ' У КМ
«Торк Амплифайер» фирмы Интернейшенел Харвестер:
1 — тормоз; 2 и 3 — зубчатые муфты; 4, 5, 7, 8, 9,
11 — шестерни; 6 — ведущий вал УКМ; 10 — ведомый
вал УКМ; 12 — муфта ВОМ; Фв и Фн — муфты выс-
шей инизшей_ступеней
частую является неотъемлемой частью основной коробки передач,
а не дополнительным узлом, поскольку ведомый вал 10 УКМ слу-
жит одновременно промежуточным валом КП (рис. 15) или жестко
с ним связан. При включении одной из фрикционных муфт УКМ,
например, муфты Фн низшей ступени, мощность передается с веду-
щего вала 6 УКМ через пару шестерен 5 и 9 на его ведомый вал 10
и далее через одну из передач, включаемых зубчатыми муфтами 2
Рис. 16. Коробка передач с УКМ «Торк Амплифайер»:
Фв и Фн — муфты УКМ
25
Рис. 17/Схема трансмиссии с УКМ «Мультипауэр» тракторов фирмы Мас-
сей-Фергюсон:
1 — главная муфта сцепления; 2 — УКМ; 3 — коробка передач; 4 — плане-
тарный редуктор; 5 — фрикционная муфта; 6, 7, И, 13 — шестерни УКМ;
8 — ведомый вал редуктора; 9 — привод ВОМ; 10 — ведомый вал УКМ;
12 — муфта свободного хода
и 3 основной КП, на ее вторичный вал. При такой схеме к. п. д.
обеих ступеней УКМ практически одинаковы. По схеме, показанной
на рис. 15, сконструирован УКМ «Торк Амплифайер» фирмы Интер-
нейшенел Харвестер. Муфта Фн низшей ступени (рис. 16) включается
механически (тарельчатой пружиной), а муфта Фв (высшей сту-
пени) — гидравлически. Нажимные детали обеих муфт жестко свя-
заны друг с другом и перемещаются совместно. Включение одной
из муфт вызывает выключение другой. Аналогичную схему (с не-
соосными ведущим и ведомым валами) имеет УКМ «Мультипауэр»
фирмы Массей-Фергюсон (рис. 17), однако здесь так же, как и в схеме
Рис. 18. Муфта свободного хода УКМ «Мультипауэр»:
а — общий вид муфты; бив — замкнутое и разомкнутое состояние кулачкового
соединения
26
Рис. 19. УКМ «Мультипауэр» трактора MF-1100:
1 — фрикционная муфта высшей ступени; 2 и 6 — ведущие шестерни выс-
шей и низшей ступени; 3 — упорная шайба; 4 — спиральные шлицы; 5 —
кулачковое соединение муфты свободного хода; 7 — ведомый вал УКМ; 8 —
подшипник скольжения; 9 — ведущий вал УКМ; 10 — диск с фрикционными
накладками
на рис. 10, в управление низшей ступенью осуществляется муфтой
свободного хода 12. Она блокирует ведомую шестерню 11 низшей
ступени УКМ с его ведомым валом 10 при выключении фрикционной
муфты 5, имеющей гидравлическое включение. Кулачковая муфта
свободного хода этого УКМ (рис. 18) имеет, по утверждению фирмы,
большую надежность, чем аналогичные муфты других типов (роли-
ковые, сухариковые), так как в замкнутом состоянии контакт между
рабочими поверхностями происходит не по линии, а по поверхности
кулачков. Конструкция одной из модификаций УКМ фирмы Массей-
Фергюсон с расположением обеих муфт (фрикционной 1 и свобод-
ного хода) на ведущем валу показана на рис. 19.
Некоторые конструкции непланетарных УКМ позволяют регу-
лировать передаточное число одной из его ступеней. Так, например,
в трансмиссии SLW трактора KL-600 при введении подвижной ше-
стерни 8 (рис. 20) в зацепление с шестерней 11 механизм 2 работает
27
Рис. 20. Трансмиссия SLW трактора KL-600 фирмы Крамер (ФРГ):
1 — двойная главная муфта сцепления; 2 — УКМ; 3 — коробка передач; 4, 5, 8, 11 — ше-
стерни УКМ; 6,9 — муфты УКМ; 7, 10 — шестерни реверса
как обычный УКМ. При введении шестерни 8 в зацепление с паразит-
ной шестерней 7 он обращается в механизм быстрого реверса. Еще
более широкими возможностями регулирования одной из ступеней
УКМ обладает коробка передач «Агриоматик» S-фирмы Интернейше-
нел Харвестер (рис. 21). В этой трансмиссии УКМ смонтирован
позади основной части 8 коробки, имеющей четыре синхронизиро-
ванные передачи. УКМ передает мощность с промежуточного вала 6
Рис. 21. Трансмиссия с коробкой передач «Агриоматик-S» фирмы Интернейшенел Хар-
вестер:
1 — двойная главная муфта сцепления; 2 — ведущий вал КП; 3, 7 — шестерни УКМ; 4 —
вторичный вал КП; 5 — подвижный блок шестерен; 6 — промежуточный вал КП; 8 — ос-
новная часть КП; 9 — УКМ; Ф± и Ф2 — муфты УКМ
28
КП на вторичный вал 4. Передаточное число ступени, включаемой
муфтой Ф1( определяется парой шестерен 3 и 7 и является постоян-
ным. Вторая ступень УКМ, включаемая муфтой Ф2, может иметь
благодаря подвижному блоку шестерен 5 три различных режима:
две передачи переднего хода (ускоренную и замедленную по отно-
шению к. другой ступени УКМ), а также задний ход. Расширение
диапазона регулирования УКМ в соответствии с условиями пред-
стоящей работы повышает эффективность его использования.
МНОГОСТУПЕНЧАТЫЕ ДОПОЛНИТЕЛЬНЫЕ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
В последнее время находят применение трех-, четырехступенча-
тые дополнительные коробки передач, которые обычно устанавли-
вают на базовую модель по заказу потребителя. В некоторых кон-
струкциях многоступенчатая КП взаимозаменяема с другим допол-
нительным узлом — УКМ. Трехступенчатые дополнительные коробки
позволяют иметь на каждой из передач основной КП две дополни-
тельные ступени, переход на которые с основной ступени, а также
обратно, осуществляется под нагрузкой без остановки трактора.
На рис. 22 показана схема дополнительной трехступенчатой КП
непланетарного типа. Высшая и промежуточная ступени включаются
фрикционными муфтами 4 и 5, а низшая — муфтой 9 свободного хода
при выключении обеих фрикционных муфт. Включение прямой (выс-
шей) ступени осуществляется, как и в УКМ, непосредственным со-
единением ведущего и ведомого валов муфтой 4. Дополнительная КП
работает в сочетании с обычной ступенчатой коробкой передач ба-
зовой модели, имеющей пять основных передач. Перепад в дополни-
тельной коробке между смежными передачами составляет 1,4, т. е.
чрезмерно велик. В табл. 3 приведен ряд скоростей трактора фирмы
Минеаполис-Молин, оснащенного такой трансмиссией.
На табл. 3 видно, что, например, в диапазоне от 5 до 6 км/ч
имеются три скорости (5,2; 5,8; 5,5), но они распределены по разным
передачам основной КП, что не позволяет плавно и безостановочно
регулировать скорость движения. При таком подборе количества
передач и передаточных чисел выбор трактористом рациональной
скорости движения затруднен.
Для обеспечения наибольшей компактности дополнительного
узла применяют планетарные редукторы. Так фирма Оливер, сохра-
2
Рис. 22. Дополнительная трехступен-
чатая коробка непланетарного типа для
тракторов G-950 и G-1050 фирмы Ми-
неаполис-Молин :
1 — главная муфта; 2 — дополнитель-
ная коробка; 3, 6, 7, 10, 11, 12 —
шестерни; 4 и 5 — муфты высшей и
промежуточной ступеней; 8 — ведомый
вал дополнительной коробки; 9 —
муфта свободного хода низшей сту-
пени; 13 — промежуточный вал
29
Рис. 23. Дополнительная трехступенчатая
коробка с планетарным узлом для тракторов
1955 фирмы Оливер:
а — схема КП; б — конструкция КП; 1 —
ведущий вал; 2 — ведомый вал; 3 — муфта
свободного хода; Ф — фрикционная муфта;
Т — тормоз
нив муфту Ф прямой ступени (рис. 23, а), соединяющей непосред-
ственно ведущий / и ведомый 2 валы узла, для получения двух дру-
гих ступеней применила простейший планетарный ряд смешанного
зацепления. Ведущим звеном в нем является водило, а ведомым —
коронная шестерня, что при остановленной (тормозом Т) солнечной
шестерне дает ускоренную ступень. При выключении обоих фрик-
ционных элементов обгонная муфта блокирует планетарный ряд,
соединяя солнечную шестерню с коронной, что обеспечивает низ-
шую ступень (способ блокировки Т3—Ф—ВМ). Такая схема позво-
30
лила создать весьма плотно скомпонованный узел (рис. 23, б). В этой
и предыдущей конструкциях соосные ведущий и ведомый валы —
полые; внутри них проходит вал к муфте ВОМ, получающий враще-
ние от двигателя. Привод к масляному насосу КП осуществлен от
промежуточного вала. Это позволяет при буксировке трактора и
выключенной главной муфте за счет трения во фрикционных эле-
ментах создать вращение вала насоса и, включив высшую передачу
и главную муфту, осуществить запуск двигателя с буксира. В отли-
чие от предыдущей трансмиссии в рассматриваемой конструкции
прямая ступень дополнительной КП является не высшей, а промежу-
точной. Таким образом, двигаясь на прямой ступени, можно, не
останавливая трактор, как ускорять, так и замедлять движение за
счет кратковременного перехода на смежные ступени дополнитель-
ной КП. Базовая модель КП имеет в данной трансмиссии шесть пе-
редач переднего хода, что вместе с дополнительной КП дает 18 пере-
дач.
В настоящее время в авто- и тракторостроении находят приме-
нение сложные планетарные механизмы, отличающиеся от механиз-
мов на рис. 1 тем, что они при одном водиле имеют более двух цен-
тральных шестерен [39]. Применение их позволяет сократить прежде
всего продольные габаритные размеры конструкции. Такого типа
мехайизм использован в дополнительной коробке трактора фирмы
Кейс. Коробка имеет три ступени переднего хода, переключаемые
под нагрузкой, и одну ступень заднего хода.
Дополнительная коробка (рис. 24) представляет собой плане-
тарный механизм, содержащий пять основных звеньев и четыре ра-
ботающих в масле фрикционных элемента с гидравлическим упра-
влением: два тормоза 7\ и Т2 и две муфты Фг и Ф2. Основными
звеньями являются две солнечные шестерни (ведущая 7 и тормоз-
ная 2), коронная шестерня 8, также являющаяся тормозным звеном,
водило 6 и шестерня ведомого вала 4. Последний может быть свя-
зан с помощью муфт Фх и Ф2 с водилом или коронной шестерней,
а через шестерню 4 передает вращение на ведущий вал основной
коробки передач. В водиле на осях установлены два комплекта са-
теллитов: большие 9 и малые 3. Сателлиты 3 находятся в зацеплении
с ведущей солнечной шестерней 7 и с большими сателлитами 9. По-
следние зацепляются, кроме того, с солнечной шестерней 2 и корон-
ной 8. Порядок включения фрикционных элементов для получения
Таблица 3
Передача в основной КП	I	п	Ш	IV	V	3. X
Скорость на трех ступенях дополни- тельной коробки (км/ч): прямая 		5,2	8,0	10,7	13	29,1	8
промежуточная		3,8	5,8	7,7	9,4	21	5,6
низшая 			2,7	4,1	5,5	6,7	14,9	4,1
31
/ z; 2 т? j ф. ф, it
Рис. 24. Схема дополнительной планетарной коробки фирмы Кейс:
1 — ограничительная фрикционная муфта; 2 и 7 — солнечные шестерни;
3 и 9 — сателлиты; 4 — шестерня ведомого вала; 5 — привод ВОМ; 6 — во-
дило; 8 — коронная шестерня; и Ф2 — муфта; 7\ и Т2 — тормоза
указанных ступеней переднего и заднего хода показан в таблице
на рис. 24, а конструкция коробки схематично — на рис. 25.
Планетарный механизм этого узла имеет высокий к. п. д. при
работе на переднем ходу. При остановленной тормозом 7\ солнеч-
ной шестерне 2 направления вращения некоторых звеньев показаны
на рис. 26, а.
Большие сателлиты получают вращение через малые сателлиты
от ведущей солнечной шестерни и, обегая неподвижную солнечную
шестерню, увлекают водило и коронную шестерню в сторону вра-
щения ведущего вала. Окружные усилия Р3 и Р9, возникающие
в зацеплении шестерен с сателлитами, и отнесенные к осям сателли-
тов, воздействуя на водило, создают крутящие моменты (относи-
тельно общей оси 0) одинакового направления. При этом в механизме
отсутствует циркуляция мощности, а его к. п. д. [25] на низших
ступенях близок к 0,98, а на высшей равен 1.
При работе на заднем ходу (включен тормоз Т3, рис. 24) боль-
шие сателлиты, взаимодействуя с неподвижной коронной шестерней,
обегают ее и увлекают водило во вращение, противоположное вра-
щению ведущего вала. Окружные усилия Р3 и Р9 создают (относи-
тельно оси 0) моменты противоположного направления. Воздей-
ствие силы Р9 на ось сателлита направлено в сторону ее движения,
что свидетельствует о передаче мощности от большого сателлита к во-
дилу. Окружная сила Р3 (от малого сателлита) противодействует
вращению водила, что свидетельствует о передаче мощности от во-
дила к малому сателлиту. Таким образом, в каждом из контуров,
образованном двумя зацепляющимися сателлитами и водилом, воз-
никает циркуляция мощности (рис. 27). В результате этого к. п. д.
планетарного механизма на заднем ходу снижается до 0,9.
В данной трансмиссии в маховике двигателя смонтирована только
ограничительная постоянно замкнутая фрикционная муфта, не
32
Рис. 25. Конструкция дополнительной "'планетарной коробки фирмы
Кейс для тракторов Агрикинг:
1 — ведущий вал; 2 и 3 — солнечные шестерни; 4 — коронная ше-
стерня; 5 — водило; 6 — корпус гидроцилиндров; Фх и Ф2 — муфты;
7\ и Т2 — тормоза
Рис. 26. Взаимодействие звеньев узла:
а — на низшей ступени переднего хода; б — на заднем ходу
3 Заказ 133
33
Рис. 27. Циркуляция мощности
оснащенная приводом управления,
а дополнительной коробке приданы
свойства, позволяющие ее использо-
ватьвместо главнойм уфты. В част-
ности в приводе управления, кроме
рычага переключения ступеней КП,
предусмотрена педаль плавного тро-
гания с места, при нажатии на кото-
рую прекращается подача масла к
муфтам Фх и Ф2 и коробка прини-
мает нейтральное положение.
ВОМ в данной схеме независимый, имеет отдельную гидроупра-
вляемую муфту, привод к которой осуществляется через вал 5 (см.
рис. 24) от двигателя. Насос гидросистемы трансмиссии получает
вращение от того же вала. Устройства для запуска двигателя с бук-
сира не предусмотрены. Плавающие (самоустанавливающиеся по
сателлитам) центральные шестерни 2 и 3 обеспечивают более равно-
мерное распределение усилий в зацеплениях (см. рис. 25). Солнечная
шестерня 3 установлена на шлицах вала 1 с увеличенными зазорами.
Коронная шестерня 4 дополнительно центрируется по корпусу 6
гидроцилиндров муфт, на наружной поверхности которого имеются
три антифрикционные неметаллические накладки. Осевое переме-
щение коронной шестерни предотвращается стопорным кольцом,
размещенным в ее канавке между двумя дисками муфты Ф. Фрик-
ционные элементы узла имеют гидравлический привод управления.
Выключение тормозов осуществляется периферийными цилиндри-
ческими пружинами, а муфт — центральными тарельчатыми. Все
фрикционные элементы — дисковые, трение — сталь по металлоке-
рамике в масле. Данная коробка устанавливается на трактор по
заказу потребителя и работает совместно с обычной четырехсту-
пенчатой коробкой передач.
Другим примером использования планетарной дополнительной
коробки является трансмиссия трактора 1212 фирмы Дэвид Браун
(рис. 28). Примененная в ней дополнительная коробка А состоит
из двух конструктивно подобных узлов, расположенных последо-
вательно один за другим и представляющих собой планетарные ряды
внешнего зацепления с фрикционными элементами управления ими.
При включении фрикционной многодисковой муфты 5 (или S), бло-
кирующей планетарный ряд, передаточное отношение узла равно 1;
при выключенной муфте 5 (или 8) водило узла замыкается на корпус
через сухариковую муфту свободного хода 3 (или 6) и становится не-
подвижным, а сам узел превращается в замедляющую передачу с пе-
редаточным отношением 1,37 для первого узла и 1,82 для второго.
Одновременно с выключением фрикционной муфты узла происхо-
дит затяжка его ленточного тормоза, также служащего для оста-
новки водила. Параллельное включение муфт свободного хода и лен-
точных тормозов применено для обеспечения оптимальных показа-
телей процессов переключения передач при сохранении возможности
торможения двигателем на всех передачах.
34
Порядок включения ступеней в дополнительной коробке Л и их
передаточные отношения приведены в табл, на рис. 28.
Ленточные тормоза планетарных рядов затягиваются пружинами,
а отключаются гидравлически, чем обеспечивается механическое
включение низшей ступени дополнительной КП. Это позволяет не-
сколько упростить гидросистему коробки передач, так как подача
масла к гидроцилиндрам фрикционной муфты и тормоза может осу-
ществляться с помощью одного общего маслоподвода. Кроме того,
в этом случае обеспечивается возможность запуска двигателя с бук-
сира.
Гидросистема управления коробкой передач включает в себя от-
дельный насос 2, приводимый во вращение от шестерни промежуточ-
ного вала основной коробки передач В, и золотник управления с
двумя пилотными клапанами. При таком приводе насоса трогание
трактора с места возможно только на низшей ступени дополнитель-
ной коробки А независимо от положения золотника управления.
Перед троганием трактора главная муфта сцепления выключена,
а промежуточный вал 1 основной коробки, от которого осуще-
ствляется привод насоса 2, остановлен. В связи с этим в гидросистеме
управления КП отсутствует давление масла, и при любом положе-
нии золотника управления в дополнительной коробке А включена
низшая ступень посредством обгонных муфт свободного хода 3 и 6
и ленточных тормозов с механической затяжкой. Давление масла,
достаточное для включения с помощью гидравлики более высокой
Рис. 28. Схема трансмиссии трактора 1212 фирмы Дэвид Браун:
А — дополнительная коробка; В — основная коробка передач; 1 — промежуточный вал
КП; 2 — насос; 3 и 6 ~ муфты свободного хода; 4 и 7 — тормоза; 5 и 8 — муфты
Ступень в секции А	Муфта 8	Тормоз 7	Муфта 5	Тормоз 4	Передаточное отношение ступени
1			+			+	2,50
2	+	—	—	+	1,82
3	—	+	+	—	1,37
4	+	—	+	—	1
3*
35
Рис. 29. Схема трансмиссии «Селект-О-Спид» фирмы Форд:
1, 2, 4 — зубчатые муфты; 3 — муфта ВОМ; Mlt Мг, М3, М4 — фрикционные муфты КП;
Т2, Т2, Т3 — тормоза; А, Б, В, Г - планетарные ряды
ступени в дополнительной коробке, создается уже после начала
разгона по достижении некоторой частоты вращения привода на-
соса. Это упрощает действия водителя при разгоне.
Коробки передач со всеми передачами, переключаемыми под
нагрузкой. Из-за повышенной сложности и стоимости изготовления
такие коробки не нашли широкого применения. В настоящее время
их выпускают только две фирмы: Форд и Джон Дир.
КП «Селект-О-Спид» фирмы Форд имеет 10 передач переднего и
две — заднего хода (рис. 29). В подобной трансмиссии вместо глав-
ной муфты монтируют предохранительную фрикционную муфту
с тарельчатой пружиной. От ее ведомого вала получает вращение
масляный насос, а также двухскоростной независимый ВОМ. С по-
мощью зубчатой муфты 4 он может переключаться на синхронную
работу. Коробка передач с четырьмя степенями свободы состоит из
трех планетарных рядов, управляемых семью работающими^ масле
и гидроуправляемыми фрикционными элементами. i Планетарные
ряды — простейшие (трехшестеренные). Четыре фрикционные
муфты — дисковые, а тормоза — ленточные. Два из них Т2 и Г3
включаются пружинами, а выключаются давлением масла, осталь-
ные фрикционные элементы имеют гидравлическое включение.
Коробка содержит два последовательно соединенных планетар-
ных редуктора, в первый входит один планетарный ряд А, а во
второй — ряды Б и В. Второй редуктор имеет пять ступеней перед-
него хода и одну заднего, а первый редуктор является удвоителем.
36
Передаточные числа первого редуктора составляют: 1 и 0,625, а вто-
рого: 10,4; 7,3; 3,1; 2,4; 1 и — 3,5. На большинстве передач мощность
передается последовательно через планетарные ряды одним потоком.
К. п. д. имеет относительно пониженные значения (0,93ч-0,95)
только на первых четырех передачах, являющихся замедленными.
На остальных , передачах к. п. д. равен 0,97ч-0,985. Управление
коробкой, как и на тракторе Кейс, осуществляется рычагом для
переключения передач и педалью для трогания с места и остановки
трактора.
КП «Пауэр-Шифт» фирмы Джон Дир имеет 8 передач переднего
и четыре заднего хода (рис. 30). Коробка — планетарного типа.
В трансмиссии, содержащей эту КП, главная муфта сцепления ис-
пользуется редко, в основном при запуске двигателя. Приводы на-
сосов и ВОМ — независимые. Муфта ВОМ расположена в одном блоке
с муфтами КП. Как и в трансмиссии «Селект-О-Спид» предусмотрена
зубчатая муфта 5 для отключения КП от ведущих колес трактора
при его буксировке, чтобы не вывести из строя детали КП при от-
сутствии смазки под давлением. Коробка передач содержит два
обычных планетарных ряда, а также планетарный механизм, содер-
жащий четыре подвижных основных звена, весьма близкий по схеме
к механизму в трехступенчатой дополнительной КП фирмы Кейс.
Для управления использованы семь дисковых фрикционных элемен-
тов (три муфты и четыре тормоза). Ряды А и Б образуют первый
узел коробки, имеющий 5 ступеней с передаточными числами: 6,3;
4,45; 2,86; 2,21 и 1. Второй узел имеет три ступени (1; 0,6; — 0,856).
В отличие от схемы трансмиссии «Селект-О-Спид» в данной ко-
робке к. п. д. понижен только на передачах заднего хода, а на ос-
Рис. 30. Схема трансмиссии «Пауэр-Шифт» фирмы Джон Дир:
1 — муфта сцепления; 2 — насос; 3 — коробка передач; 4 — блок фрикционных муфт;
5 — зубчатая муфта, 6 — тормоза трактора; 7 — конечная передача; 8 — главная передача;
9 — привод ВОМ
37
новных передачах рабочего диапазона (3-й и 4-й) он весьма высок.
Следует отметить, что в отличие от коробки фирмы Форд, в гидро-
системе КП «Пауэр-Шифт» имеется специальный механизм безразрыв-
ного переключения, что повышает плавность протекания переходных
процессов. Управление коробкой передач осуществляется с помощью
рычага переключения передач и педали для трогания с места и оста-
новки трактора.
ДИАПАЗОННЫЕ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
ОТЕЧЕСТВЕННЫХ ТРАКТОРОВ
В настоящее время диапазонные коробки с переключением под
нагрузкой широко применяют в нашей стране на сельскохозяй-
ственных колесных и гусеничных тракторах. На колесных тракто-
рах К-700, К-701, Т-150К, МТЗ-80А мощность от двигателя под-
водится сначала к узлу коробки, в котором переключение передач
производится под нагрузкой (с помощью фрикционных муфт), а за-
тем к диапазонной части коробки, переключаемой с помощью зуб-
чатых муфт и подвижных шестерен. При таком расположении ос-
новных частей КП трансмиссия может не иметь главной муфты сце-
пления, поскольку для переключения ступеней в диапазонной части
отключение последней от двигателя может производиться выключе-
нием фрикционных муфт узла, переключаемого под нагрузкой.
На гусеничном тракторе Т-150 применен обратный порядок распо-
ложения основных частей КП, т. е. мощность двигателя от ведущего
вала КП поступает сначала на ее диапазонную часть, а от послед-
ней к узлу, переключаемому под нагрузкой. В такой модифика-
Рис. 31. Схема трансмиссии трактора К-700:
1 — двигатель; 2 — упругая соединительная муфта; 3 — коробка передач; 4 — муфта ВОМ;
5 — редуктор ВОМ; 6 и 8 — конечные передачи; 7 — карданная передача
38
ции для безударного переключения диапазонов должна быть пре-
дусмотрена главная муфта сцепления.
На указанных колесных тракторах все фрикционные муфты рас-
положены на одном из валов КП и работают поочередно. Так, у трак-
тора Т-150К на ведущем валу коробки расположены шестерни по-
стоянного зацепления, а фрикционные муфты — на промежуточном
валу, диапазонная часть находится в задней части картера КП и
в раздаточной коробке. На тракторах К-700, К-701 и МТЗ-80А,
наоборот, фрикционные муфты КП расположены на ведущем валу
коробки, а на промежуточном — только шестерни постоянного за-
цепления. В последнем случае все фрикционные муфты нагружаются
со стороны двигателя одинаковым крутящим моментом и вращаются
с угловой скоростью вала двигателя. Когда муфты расположены на
промежуточном валу, их частота вращения изменяется в более
ь
6
J
4
2
\Z~-36
^Z=30
2=27
2=24


[L
2=23
2=18
ЪЗв

fl

Z=32
Ш й

1 IL
Z=18
Z-34

W
JVV
8
9


Рис. 32. Коробка передач трактора К-700:
1, 7, 11 и 12 — валы КП; 2, 4, 5, 6 —
муфты КП; 3 — шестерня привода насоса;
8 — зубчатые муфты переднего хода; 9 —
муфта заднего хода; 10 — тормозной ба-
рабан
\Z=25
7=42
39
ьэ —	—	— to	си	-q S	СО	CD	лт}	CD	z-ti	|£J . o	S ~ 8	о ’°	S -5	og O\ S	• gx> О	& s	• gx> о	O\ S • 4^	S §	2	•	2	°	О	• s	s	s я	as		Фирма, модель трак- тора, мощность двига- теля
£	<5^ << §	>5 sH Sg^5 - X?	W	“	s Sc M	s S« -о ЯЭ 1	J*	ю	Наименование агре- гата, фрикционный элемент
1	00	CD	00	CD	СО	Количество пар тре- ния дисков
^4 OW	OW	^4	~ 4| CO o w	o| W	Oo| O0	001 00		Наружный и внутренний диаметры поверхности трения диска, мм
l	СП	СП	о	о О	О	СП	СП 1	СП	СП	о	о	СЛ	Усилие сжатия дисков, кгс
f P	р	О	о ►—СП	СП	СП	СП СП	СП	Удельное давление на диски, кгс/см2
2£*§:	н	§£*£	а	°£^ §S-g3	о	Ss'SS	° ® g 2 §	М	? g 2 §	кл Pgsg	Я	5 S §	£	g S § 0*0^	—§«о	§«о w2=»'	сл»“?	cog.« ? СП	-J	Материал накладок, толщина диска с накладками, мм
<?	н	„о	9	9 н	о	О -3	CD	S ~	"сп “	5а «	85	У	Г -Г	(Т>	>г to	to	00	Материал основы диска; толщина, мм
1	CD	О) 1	о	о	сл	сл	со	Удельная нагрузка на шлицы диска при воздействии момента трения, кгс/см2
Параметры фрикционных элементов
Q	Н	О	Н	° к п н	О	н—О	св н - м	йз	кп ^йз ьо Ьз	м	ел Sa	«	ЬЭ 5? Sa Г	S	У	s	g? «•	О	Материал, твердость, толщина сопряженного диска	
§ Е O\J=!	3 г- “ и-о и 2	о	З й - S Е я Й ®	asga я <т> я “-о	g	sg° Е ° В 9	®	J,?	1-»	Способ опорожнения гидроцилиндра; усилие отжимных пружин поршня, кгс	
О	~ч сл 	 О	О	to	Давление масла в гидросистеме, кгс/см2	
* - s I я И £ g gj	I	S	й ? 2 ' а	л	л 	>	 Л>	Ф	со	Производительность масляного насоса л/мин и его тип	
ю	о\ дД	н	ge	о\ 8 2 Д	s	s § S	5 о о	о	о§ я н	g § а"< а _ о о	2	2 с:> ъч Sa о J3 а er S tr4 Q Sa S§®2»S2»9®	X	пР°2л^^2Й2^1®	я	я g -S3’ ¥’ •? ?	S  £ 5 • » 2^ 2 * 2 2 Е 9	§	•§ 	J	I	1 *^с	 W	со	X	Тип фильтра и тонкость фильтрации масла, мкм	
й ° а о	н	§3- о 3	° я О	§	f s§s£*	о	2	2 sc п а к	п>	a sc g	о a s	н§ 	'			ЙЗ	ЙЗ	СП	Тип гидросистемы и ее емкость, л	
со	со £4	Sa I	оэ	g	g 1	СП	s	s 	 а	а	с>	Наружный диа- метр	Уплотнения масло- подводов
1	С?	Ч rj 1	8 (1>		Материал колец	
I	05	Q5 1	05	05	00	Параметр PV, кгс/см2-м/с	
1	05	00	ь- ।	ЬЭ	05	СП	05	to	Коэффициент запаса муфты (тормоза)	
переключения передач
Фирма, модель трак- тора, мощность двига- теля	Наименование агре- гата, фрикционный элемент	Количество пар тре- ния дисков	Наружный и внутренний диаметры поверхности трения диска, мм	Усилие сжатия дисков, кгс	Удельное давление на диски, кгс/см2	Материал накладок, толщина диска с накладками, мм 		Материал основы диска; толщина, мм 1		Удельная нагрузка на шлицы диска при воздействии момента трения, кгс/см2
1	2	3	4	5	6	7	8	9
Форд, 8000, 106 л. с. при 2300 об/мин	УКМ <'Дуэл- пауэр» Муфта прямой ступени Тормоз	8 4	148 114 229	1210 1100	25 9	Бумага, 2,3 Бумага, 2,3	Сталь, 1 Сталь,	242 124
Массей - Фергюсон,	УКМ Муфта	10	191 149	2200	40	2,5	1,1 Сталь, 1	210
МФ-1100 95 л с. при 2200 об/мин Кейс	высшей ступени КП	10	120 202		25	Металло-	Сталь,	64
2470, 177 л. с. при 2200 об/мин	приставная, муфта		158			керамика на медной основе, 4	2,35	на диске с наруж- ными шлицами
широком диапазоне, различен и подводимый к муфтам от двигателя
крутящий момент. В результате этого, например, для обеспечения
должного коэффициента запаса фрикционные муфты разных передач
трактора Т-150К имеют различное количество дисков (/ и II пере-
дач — по пять пар дисков, III и IV — по четыре).
Коробка передач трактора К-700 имеет четыре
диапазона переднего хода и два диапазона заднего хода (рис. 31),
а также четыре переключаемых под нагрузкой передачи. В транс-
миссии этого трактора главная муфта сцепления отсутствует, ее
заменяют муфты коробки передач.
Редукторная часть КП (рис. 32) содержит четыре основных вала
(ведущий 1, промежуточный 12, грузовой 11 и раздаточный 7) с уста-
новленными на них шестернями постоянного зацепления, фрикцион-
ными и зубчатыми муфтами, а также вал привода насосов.
Валы 1, 11, 12 — трехопорные, на валу 11 закреплен на шлицах
барабан 10 остановочного тормоза. Диапазоны переднего хода пере-
ключаются с помощью зубчатых муфт 8, задний ход включается
42
Продолжение табл. 4
Материал, твердость, толщина сопряженного диска	Способ опорожнения гидроцилиндра; усилие отжимных пружин поршня, кгс	Давление масла в гидросистеме, кгс/см2	Производительность масляного насоса л/мин и его тип	Тип фильтра и тонкость фильтрации масла, мкм	Тип гидросистемы и ее емкость, л	Уплотнения масло- подводов			Коэффициент запаса муфты (тормоза)
						Наружный диа- метр	Материал колец	Параметр PV, кгс/см2-м/с	
10	11	12	13	14	15	16	17	18	19
Сталь, 1,75		10,5				76	Чу- гун	88	5,4
Сталь, 3,1 Сталь, 1,8	Центро- бежные шарико- вые клапаны	10,5 17			Объеди- ненная с навес- ной си- стемой	100	Чу- гун	196	3,9 3,6
Сталь, 2,35	Через масло- распре- дели- тель, 325 кгс	13,4	64	10 МКМ	Объеди- ненная с систе- мой навески и руля	81	Чу- гун	125	2,2—3
муфтой 9. Фрикционные муфты 2, 4, 5, 6 установлены на ведущем
валу. Ведущий (внутренний) барабан 11 каждой муфты (рис. 33)
установлен на шлицах вала. После модернизаций КП в каждой фрик-
ционной муфте — шесть пар дисков. Ведущие и ведомые диски —
стальные, сульфоцианированные. Ведомый барабан 10, соединенный
с шестерней заклепками, установлен на подшипниках. Нажимной
диск 8 является одновременно подвижным гидроцилиндром. Пор-
шень 6 жестко связан с валом 2 и не имеет осевого перемещения.
Для уплотнения поршня использованы разрезные чугунные кольца 1
и 7. Для полного опорожнения гидроцилиндра после выключения
муфты в нем имеется отверстие А диаметром 1,8 мм. Смазываются
и охлаждаются диски маслом, поступающим из гидроцилиндра вклю-
ченной муфты через отверстие А в полость 12, а затем через отвер-
стия 13 — к дискам. Для снижения потерь мощности в выключенных
муфтах их диски смазываются только за счет масляного тумана в кар-
тере коробки, что почти не препятствует относительному вращению
ведущих и ведомых частей.
43
Рис. 33. Фрикционная муфта коробки пе-
редач К-700:
1, 5, 7 — уплотнительные кольца; 2 —
ведущий вал; 3 — резиновый манжет;
4 — упорное кольцо; 6 — поршень; 8 —
нажимной диск; 9 — пружина; 10 — на-
ружный (ведомый) барабан; 11 — внутрен-
ний (ведущий) барабан; 12 — полость;
13 — отверстие; А — сливное отверстие
Масло для заполнения гидрав-
лических цилиндров муфт при
включении последних подводится
по каналам в картере КП. Места
перехода масла из указанных ка-
налов к вращающимся гидроци-
линдрам должны быть уплотнены.
Для этого в данной КП использу-
ются специальные торцовые уплот-
нения. Каждое торцовое уплот-
нение содержит два стальных
кольца 5, на наружной цилинд-
рической поверхности которых раз-
мещены в канавках манжеты 3 из
маслостойкой резины. Из канала
в картере масло поступает в по-
лость между кольцами. Провора-
чивание колец 5 в картере КП
предотвращается стопорными вин-
тами, не препятствующими осе-
вому перемещению колец. На-
ружными торцами кольца 5 при-
жимаются (давлением масла) к де-
талям 4 и 6, вращающимся сов-
местно с валом 2, чем обеспечи-
вается уплотнение по торцам. Из
полости между кольцами масло
поступает в гидроцилиндр соот-
ветствующей муфты. Подача масла
к гидроцилиндрам муфт КП, тор-
моза — синхронизатора и муфты
ВОМ обеспечивается насосом гид-
равлической системы (рис. 34).
Нагнетательная секция насоса И сообщается через фильтр 20
с малораспределителем, содержащим три поворотных золотника.
Золотник слива 4 связан механическим приводом с педалью слива.
При нажатии на педаль золотник, поворачиваясь, прекращает до-
ступ масла из нагнетательной магистрали к муфтам и одновременно
сообщает со сливом гидроцилиндр ранее включенной муфты. При
отпускании педали масло от нагнетательной магистрали поступает
через золотник слива 4 к золотнику 3 переключения передач. По-
следний связан механически с рычагом переключения передач и
имеет пять фиксированных положений. Четыре из них соответствуют
поочередному включению фрикционных муфт, а пятое — нейтраль-
ное. В нейтральном положении масло через этот золотник (при от-
пущенной педали слива) поступает к тормозу — синхронизатору 9
и включает его. В результате замедляется вращение промежуточ-
ного и последующих валов коробки передач, что облегчает переклю-
чение ступеней в диапазонной части. Третий золотник 5 служит для
44
управления муфтой 10 ВОМ. Давление в нагнетательной магистрали
системы поддерживается переливным (редукционным) клапаном 1,
от которого масло проходит на смазку деталей КП, муфты ВОМ и др.
К секции И масло подводится из резервуара 7, в который его подает
откачивающая секция насоса 13. Вал привода насоса КП 6 (рис. 35)
получает вращение через пару конических шестерен, вал 7 и шестер-
ню 4 от ведущего вала КП. При перемещении зубчатой муфты 3
в положение II вал 7 получает вращение от грузового вала КП
через паразитную шестерню заднего хода и шестерню 8, что позво-
ляет заводить двигатель с буксира.
В отличие от К-700 в гидравлическую систему коробки передач
трактора К-701 введен механизм безразрывного переключения пере-
дач HATH; такой же механизм применен на тракторах Т-150К и
Т-150. Принцип его действия изложен в следующей главе.-
Коробка передач (с раздаточной короб-
кой) колесного трактора Т-150К, выпускаемого Харь-
ковским тракторным заводом, имеет два основных диапазона перед-
Рис. 34. Гидравлическая система КП трактора K-7G0:
1 — переливной клапан; 2 — клапан смазки; 3, 4, 5 — золотники; 6 — манометр; 7 — ре-
зервуар; 8 — горловина; 9 — тормоз-синхронизатор; 10, 15, 16, 17, 18 — муфты; 11,
13 — секции насоса; 12 — перепускной клапан радиатора; 14 — предохранительный клапан;
19 — радиатор; 20 — фильтр; 21 — перепускной клапан
45
него хода (рабочий и транспортный), два замедленных диапазона
(с ходоуменьшителем), один диапазон заднего хода и четыре пере-
ключаемые на ходу передачи в каждом из них — всего 16 передач
переднего хода и 4 заднего хода. Кинематическая схема трактора
с таблицей основных скоростей движения переднего хода приве-
дена на рис. 36. В отличие от тракторов Кировского завода (К-700,
К-701) в трансмиссии трактора Т-150К имеется главная муфта сце-
Рис. 35. Вал привода насосов КП трактора К-700:
1, 2, 5 — насосы навесного оборудования и системы поворота трактора; 3 — зубчатая муфта;
4 и 8 — шестерни; 6 — вал привода насоса КП; 7 — вал привода насосов
46
пленил. В картере собственно коробки передач размещены веду-
щий и промежуточный валы с шестернями постоянного зацепления
и четырьмя фрикционными муфтами переключения передач. Вклю-
чение диапазонов производится с помощью зубчатых муфт и под-
вижных шестерен (рис. 36, а, б, в, г).
Передачи.	I	П	Ш	Ж	V	И		УТЛ
Скорости, км/ч	8,65	10,22	12,35	14,9	20,12	23,8	28,73	34,67
l/fp ~ Ь,59
мосту
Рис. 36. Схема трансмиссии трактора Т-150К и схе-
ма включения диапазонов:
а — схема трансмиссии; б — рабочий диапазон;
в — транспортный диапазон; г — задний ход; д —
ходоуменьшитель (рабочий ряд); 1 — главная муфта
сцепления; 2 — коробка передач; 3 — раздаточная
коробка; 4 и 7 — карданная передача; 5 и 6 —
главные передачи; 8 — конечная передача
47
Рис. 37. Фрикционная муфта КП трактора Т-150К:
1 и 12 — ведущие шестерни с внутренними барабанами муфт; 2,8 —
уплотнительные кольца; 3 — пружина; 4 — поршень; 5 и 13 — опор-
ные диски; 6 — диски с металлокерамическими накладками; 7 и 11 —
стальные диски; 9 — наружный барабан; 10 — клапан; 14 — стопор-
ное кольцо
Муфты переключения передач сдвоенные (рис. 37) включаются
с помощью гидроцилиндров, а выключаются пружинами 3. Веду-
щие диски муфт — стальные с металлокерамическими накладками
(металлокерамика МК-5), ведомые — стальные (сталь 65Г). Веду-
щие барабаны муфт — внутренние, изготовлены за одно целое с соот-
ветствующими шестернями 1 и 12. Наружные барабаны 9 — двой-
ные (один барабан на две муфты), в них смонтированы гидравличе-
ские цилиндры. Наружные барабаны являются ведомыми, они уста-
новлены на промежуточном валу на шлицах. Уплотнение поршня
гидравлического цилиндра осуществляется по наружному диаметру
чугунным разрезным кольцом 8, а по внутреннему — кольцом 2
из фторкаучук-а. Для обеспечения полного выключения фрикцион-
ных муфт в гидроцилиндрах установлено по два сливных автомати-
ческих центробежных шариковых клапана 10, которые открываются
при выключении муфты (в результате действия на шарик центробеж-
48
ных сил и вследствие снижения давления масла в гидроцилиндре)
и выпускают из выключаемого гидроцилиндра оставшееся масло.
Кроме того, к шлицам ведомых дисков (по периферии) приклепаны
пластинчатые пружины, разъединяющие диски после выключения
муфты. Отличительной особенностью муфт ХТЗ (по сравнению с муф-
тами КП К-700) является то, что в них осевое усилие сжатия дисков,
создаваемое гидроцилиндром включенной муфты, воспринимается
через опорный диск 5 или 13 и стопорное кольцо 14 наружным бара-
баном 9 и не воздействует на детали вала. Существенно отличается
смазка и охлаждение дисков муфт. Смазка подается к дискам вклю-
ченных и выключенных муфт постоянно, тогда как в КП К-700
масло подводится к дискам только включенной муфты. Подвод
масла к гидроцилиндрам муфт КПТ-150К и для смазки деталей
осуществлен через продольные и радиальные сверления в промежу-
точном валу 10 (рис. 38). Центральное осевое отверстие служит
для подвода смазки, а четыре периферийных — для подачи масла
к гидроцилиндрам муфт. Подвод масла в вал осуществляется от
маслораспределителя 1, размещенного непосредственно на передо
нем конце вала 10. Зазор между неподвижной втулкой 11 распреде-
лителя 1 и валом 10 уплотняется чугунными разрезными кольцами 12.
7
Рис. 38. Коробка передач трактора Т-150К:
1 — маслораспределитель; 2 — ведущий вал; 3 — картер; 4 — крышка; 5 — фильтр; 6 —
шестерня включения ходоумен ши ител я; 7 — вал ходоуменьшителя; 8 и 9 — фрикционные
муфты; 10 — промежуточный вал; 11 — втулка; 12 — уплотнительные кольца
4 Заказ 133	49
Рис. 39. Гидравлическая система КП трактора Т-150К:
1 — бак; 2 и 11 — перепускные клапаны; 3 — радиатор; 4 — заливная горловина; 5 —
переливной клапан; 6,8,9— перекидные клапаны; 7 — гидроаккумулятор; 10 — насос;
12 и 13 — фильтры; 14 — маслораспределитель; 15 — предохранительный клапан
Управление сдвоенными фрикционными муфтами 8 и 9 — гидро-
фицированное. Давление в гидросистеме (9 кгс/см2) обеспечивает
шестеренный односекционный насос 10 (рис. 39) типовой конструк-
ции и переливной клапан 5. Распределителем 14 регулируется посту-
пление масла от насоса к муфтам. Часть масла от клапана 5 посту-
пает в радиатор и в дополнительный резервуар 1, откуда возвра-
щается в картер коробки и снова поступает в фильтр 13 насоса 10.
В систему введен механизм безразрывного переключения передач
с гидроаккумулятором 7 и клапанами 8, 9. Насос 12 гидросистемы
закреплен на днище раздаточной коробки (рис. 40). При правом
(по рисунку) расположении зубчатой муфты 3 он получает вращение
через вертикальный валик 7 от вала 4, т. е. от двигателя; при левом
расположении муфты 3 — от шестерни 5 заднего хода, т. е. «от
колес».
Коробка передач трактора МТЗ-80А имеет три
диапазона переднего хода (транспортный, рабочий и резервный) и
один диапазон заднего хода, управляемые зубчатыми муфтами.
В каждом из диапазонов четыре передачи, переключаемые под
нагрузкой фрикционными муфтами. Фрикционные муфты в отли-
чие от КП трактора Т-150К размещены на ведущем валу 1 коробки
передач. Рабочий и транспортный диапазоны включаются муфтой 5
(рис. 41); резервный диапазон и диапазон заднего хода — муфтой 10.
Мощность к последней подводится от шестерни 6, через блок шесте-
рен 13 и 12 и далее через шестерню 9, зубчатую муфту 8 и вал 11.
Шестерни постоянного зацепления в диапазонной части КП уста-
новлены на стальных (фосфатированных) подшипниках скольже-
ния. Коробка передач трактора МТЗ-80А взаимозаменяема с обыч-
ной механической коробкой (без переключения передач под нагруз-
кой) трактора МТЗ-80. В трансмиссии трактора МТЗ-80А, как и
50
Рис. 40. Раздаточная коробка трактора Т-150Ю
1 _ ведущий вал раздаточной коробки; 2 — шестерня транспортного диапазона; 3 — ше-
стерня и зубчатая муфта привода насоса; 4 и 8 — валы привода ВОМ; 5 — шестерня зад-
него хода; 6 — ступица; 7 — вал привода насоса; 9 — шестерня рабочего диапазона; 10 —
вал ведомый; 11 — вал привода переднего моста; 12 — насос
4*
52
МТЗ-80, предусмотрена главная муфта сцепления.. Привод к двух-
скоростному независимому ВОМ, а также к масляному насосу гидро-
системы КП осуществлен от ведущих частей главной муфты сцепле-
ния. В коробке предусмотрена возможность дополнительной уста-
новки ходоуменьшителей (ступенчатого и для особо низких скоро-
стей — бесступенчатого). Фрикционные муфты переключения пере-
дач в основном подобны муфтам КП Т-150К, но имеют меньшую раз-
мерность. Наружный диаметр металлокерамического диска соста-
вляет 150 мм вместо 216 мм у Т-150К. Муфты сдвоенные, осевое уси-
лие сжатия дисков замкнуто в наружном барабане. Ведомые диски
имеют металлокерамические накладки (материал МК-5). Для слива
масла из гидроцилиндров при их выключении в поршнях имеются
сливные отверстия. Подвод масла к гидроцилиндрам муфт и на смазку
дисков осуществляется так же, как и в Т-150К через продольные
сверления вала. Маслораспределитель 2 установлен на ведущем валу
в переднем отсеке картера коробки. Подвод масла от распределителя
в ведущий вал уплотнен чугунными разрезными кольцами, унифи-
цированными с кольцами КП трактора Т-150.
Гидросистема коробки передач оснащена двумя масляными на-
сосами, один из которых — серийный — НМШ-25, имеет привод
от двигателя, а второй — от колес трактора. Последний предназна-
чен для включения муфты при запуске двигателя с буксира, а также
для смазки деталей КП при буксировке трактора. В отличие от КП
трактора Т-150К подвод смазки к коробке передач выполнен не от
сливной, а от напорной магистрали через специальный дроссель.
Другие узлы гидросистемы КП аналогичны узлам гидросистемы
Т-150К.
53
Рис. 42. Коробка передач трактора Т-150:
/, 5, 13 — валы; 2, 3, 6, 8, 9, 11, 12, 15, 17, 18, 20 — шестерни; 4 и 7 — зубчатая
муфта; 10 — картер; 14 — насос; 16, 19 — муфты; 21 — гайка; 22 — золотник; 23 — рас-
пределитель
Коробка передач трактора Т-150. Как указы-
валось, модификация КП с передним расположением диапазонной
части, реализована на тракторе Т-150. В этой трансмиссии разделе-
ние силовой цепи на два параллельных привода (к правому и ле-
вому ведущим колесам) осуществлено непосредственно в коробке
передач. Диапазонная часть включает в себя ведущий 5 и проме-
жуточный 1 валы (рис. 42), а также вал заднего хода и ходоумень-
шителя. Узел КП, переключаемый под нагрузкой, разделен на пра-
вый и левый приводы и включает в себя два ведомых вала 13, на ко-
торых размещены шестерни постоянного зацепления и сдвоенные
фрикционные муфты 16 и 19 переключения передач. Шестерни обоих
ведомых валов входят в зацепление с шестернями промежуточного
вала 1. Сзади на ведомых валах смонтированы тормозные барабаны
и остановочные ленточные тормоза трактора. Ведомые валы КП
связаны с ведущими коническими шестернями главных передач
54
с помощью правого и левого карданных валов (правый ведомый вал
КП на рис. 43 не показан).
Переключение передач под нагрузкой для изменения скорости
движения трактора производится одновременно в двух силовых це-
пях: левой и правой. В каждом из бортов переключение передач
производится своим рычагом, что позволяет включить в правой и ле-
вой силовых цепях различные передачи. При осуществлении пово-
ротов указанным способом возможны практически три различных
сочетания передач по бортам, а следовательно, — три расчетных ра-
диуса поворота.
Основной способ поворота, состоящий в разъединении одной из
силовых цепей (правой или левой) и торможении гусеницы отстаю-
щего борта, также осуществляется с использованием фрикционных
элементов переключения передач. Для этого с помощью поворота
рулевого колеса воздействуют на один из клапанов слива 5 или 13
(рис. 44).
По мере поворота рулевого колеса давление в нагнетаю-
щей магистрали соответствующего борта все более снижается, а когда
муфта полностью выключается, то дальнейшим поворотом руля осу-
ществляется затяжка тормозной ленты этого же борта.
Передачи	I	П	Ш	Z7	7	VI	vn	УШ
Скорости t км/ч	7,65	8,62	9,72	10,62	11,99	12,91	19,59	15,89
Рис. 43. Схема трансмиссии трактора Т-150:
1 — главная муфта сцепления; 2 — коробка передач; 3 — правая карданная передача;
4 — правая главная передача; 5 — правая конечная передача; 6 — левая главная передача;
7 — левая карданная передача; 8 — левая конечная передача; 9 — левый ведомый вал КП
55
56
СПОСОБЫ ПЕРЕКЛЮЧЕНИЯ ПЕРЕДАЧ
ПОД НАГРУЗКОЙ. ХАРАКТЕРИСТИКИ
ФРИКЦИОННЫХ ЭЛЕМЕНТОВ
Применяются два основных способа переключения передач под
нагрузкой — с кратковременным разрывом силовой цепи и без раз-
рыва силовой цепи.
Переключение под нагрузкой с кратко-
временным разрывом силовой цепи производится
фрикционными элементами, используемыми вместо зубчатых муфт.
При этом длительность разрыва обычно не превышает времени вклю-
чения * фрикционного элемента. Под разрывом силовой цепи пони-
мается часть процесса переключения, в течение которой трансмис-
сия выключена, т. е. ведущие и ведомые части в выключенном агре-
гате трансмиссии, например, в главной муфте сцепления или в ко-
робке передач не взаимодействуют. Длительность разрыва зависит
от типа и параметров фрикционных элементов переключения передач
и привода управления ими (в случае использования в низшей пере-
даче муфты свободного хода длительность разрыва может находиться
в зависимости и от других факторов). При длительности разрыва,
превышающей 0,4—0,5 с, переключение передач на энергоемких ра-
ботах (пахота, культивация и др.) сопровождается чрезмерным сни-
жением скорости трактора и связанными с этим нежелательными
явлениями.
Сокращение длительности разрыва до 0,1—0,2 с в ряде случаев
улучшает процесс переключения, однако в наиболее тяжелых усло-
виях эксплуатации при максимальных тяговых нагрузках такой раз-
рыв приводит к кратковременному снижению скорости агрегата и
ухудшению показателей процесса переключения с низших на выс-
шие передачи при поэтапном разгоне трактора.
Переключение без разрыва силовой цепи
(безразрывное переключение) представляет собой такой переход
с одной передачи на другую, в процессе которого отсутствует разъ-
единение ведущих и ведомых частей трансмиссии, т. е. переход
осуществляется без выключения какого-либо из ее агрегатов: глав-
ной муфты сцепления или коробки передач (без установки ее в ней-
тральное положение). Безразрывность переключения (в указанном
здесь смысле) не исключает кратковременного прекращения подвода
мощности от двигателя к ведущим колесам трактора или даже изме-
нения направления потока мощности на обратное (от колес к двигав
телю) в процессе переключения. Напротив, такое протекание про-
цесса характерно для безразрывного переключения с высшей пере-
дачи на низшую в особенности при работе на транспортном режиме,
когда имеют место явления, близкие к торможению трактора двига-
телем. Вместе с тем, безразрывное переключение позволяет исключить
уменьшение скорости тракторного агрегата ниже определенной ве-
личины, равной скорости на низшей из переключаемых передач;
* Время включения — время, прошедшее от воздействия водителя на орган
включения фрикционного элемента до начала передачи последним крутящего момента.
57
Безразрывность переключения достигается за счет применения
перекрытия передач, т. е. кратковременного включения одновре-
менно двух передач: включаемой и выключаемой. Таким образом,
под перекрытием передач понимается часть процесса переключения,
в течение которой одновременно обе передачи, включаемая и выклю-
чаемая, передают крутящие моменты. Перекрытие передач связано
с отказом от обычного порядка переключения, при котором сначала
выключается предыдущая передача, а затем включается последую-
щая. При перекрытии используют обратный порядок: сначала вклю-
чают последующую передачу (частично или полностью), а затем вы-
ключают предыдущую.
При сопоставлении способов переключения плавность процесса
оценивается по абсолютной величине ускорения трактора и
характеру его изменения в процессе переключения. В настоящее
время нет критериев, позволяющих количественно оценить плавность
переключения передач. Для сравнительной оценки, наряду с пока-
зателем dv/dt, учитывают величину первой производной ускорения
по времени. Отмечено также, что неблагоприятные ощущения трак-
ториста вызываются при изменении знака ускорения в течение од-
ного процесса переключения.
Динамические нагрузки, возникающие при переключении, оце-
ниваются коэффициентом динамичности Кд на ведомом валу транс-
миссии или на валах ведущих колес
iz _ -Мщах
Лд “ Муст ’
т. е. отношением наибольшего момента на указанном валу, возни-
кающем в процессе переключения, к установившемуся его значению.
Определяют также абсолютную величину наибольшей нагрузки и зна-
чение крутящего момента, передаваемого на ведущий вал коробки
низшей передачей при циркуляции мощности.
Работу буксования L фрикционных элементов при переключе-
нии, а также ее зависимость от времени, находят из формулы
t
L = J Л4тсоотн dt,
о
где Мт — момент трения фрикциона; соотн — относительная ча-
стота вращения деталей трения; t — текущее значение времени бук-
сования фрикциона.
Величина L является одним из элементов уравнения баланса
энергии при протекании переходного процесса:
+ Ьвм + Д£д + &ЕВМ = О,
где L — работа буксования муфты (или муфт) трансмиссии; Лд =
= j M^dt — работа двигателя; LBM = J McaBMdt — работа, за-
о	о
58
трачиваемая на преодоление момента сопротивления Afc; ЛЕД и
ДЕВМ — изменение кинетической энергии ведущих и ведомых ча-
стей двухмассовой системы в рассматриваемом процессе.
Уравнение баланса можно использовать для проверки расчета.
Изменение скоростного режима двигателя при переключении на
высшую передачу можно характеризовать величиной снижения уг-
ловой скорости Ид в процессе переключения Дюд = ®до — юдт1п;
величиной фдт1п отношения Д®д к начальному значению ®до угло-
вой скорости вала двигателя, а при переключении на низшую пе-
редачу— величиной 'фдшах отношения ©дотах к ©х (рис. 45), т. е.
। Д®д
^дтш- Шдо
И
где <одтах — наибольшее значение ©д в процессе переключения.
Коэффициент фдотш характеризует снижение оборотов двига-
теля в процессе переключения, т. е. опасность заглохания дви-
гателя. Коэффициент фдотах — наоборот, отражает разгон вала дви-
гателя сверх значения ©х (см. рис. 45). Такой разгон, как будет
показано ниже, может иметь место при переключении на низшую
передачу (в особенности при движении с прицепом).
Основными узлами механизма переключения передач под нагруз-
кой являются фрикционные элементы: муфты и тормоза. Момент
трения Л4Т, передаваемый буксующим фрикционным элементом,
зависит от ряда факторов [16].
Момент трения фрикционного элемента Фк обозначают Мтк и
при включении Фк, как правило, принимают равным
ct
МК щах
при
при
где с — const — темп включения муфты Фк\ f
(5)
Мк™*. — время
возрастания Мк до максимальной величины.
Максимальный момент трения А1Хтах может быть выражен
с помощью коэффициента запаса 0, т. е. AfKmax — ₽ (AfHi^), где
AfHi’x — номинальный крутящий мо-
мент двигателя, приведенный к валу
муфты Фк.
В некоторых механизмах безразрыв-
ного переключения момент А!т изменяет-
ся ступенчато (рис. 46), т. е. имеется
промежуточная ступень момента тре-
ния (А1п) в период от t до t'. Значение
момента AlJ в этот период, равно
Рис. 45. Характеристика двигателя
А4Д = 0П (Л4Н*Д),
59
где 'рп — промежуточный коэффициент запаса, характеризующий
момент трения фрикциона при переходных процессах.
При выключении фрикционного элемента его момент трения Мт
снижается от начального значения ЛДач до остаточной величины.
Упрощенно этот процесс выражается формулой
Мд = Л1];ач — ct,
vjifi с — темп снижения момента Мгк выключаемой муфты.
Значения с на отдельных участках характеристики выключения
могут быть различны. На рис. 47 показана, например, ступенчатая
характеристика выключения фрикциона. Выключение началось при
t = t'. При этом момент Л4Т почти мгновенно снизился до величины
(Л4Т)', а затем медленно снижался с темпом с' до (Л4Т)". Далее (от
t — t" до t = Г) момент Л4Т снижался до остаточной величины
с темпом свык > с'. Отрезок времени от начала выключения t’ до t"
называется периодом задержки выключения. Значение момента
трения на некоторых промежуточных участках характеристики вы-
ключения также может выражаться промежуточным коэффициентом
запаса Рп.
Глава II
ПРОЦЕССЫ ПЕРЕКЛЮЧЕНИЯ ПЕРЕДАЧ
ПОД НАГРУЗКОЙ
ТИПОВЫЕ УЗЛЫ КОРОБОК ПЕРЕДАЧ
Трансмиссии с переключением под нагрузкой включают в себя
определенные типовые узлы.
В непланетарных передачах типовым является узел (рис. 48),
представляющий собой коробку передач, имеющую две ступени
К — 1 и К, причем каждая ступень включается своей фрикционной
муфтой. В схеме КП трактора К-700 или МТЗ-80А любые две пере-
дачи из четырех между валами ведущим и промежуточным образуют
простейший узел по варианту а (рис. 48, а), а в схеме КП трактора
Т-150К по варианту г. Экспериментальная коробка передач HATH
(рис. 49) состоит из двух узлов, расположенных последовательно
один за другим. В этой КП муфты Фх, Ф2, Ф3 и Ф4 работают не по-
очередно, а попарно: включается одна муфта первого узла и одна
второго. Нашли применение схемы (рис. 50), в которых узлы распо-
ложены параллельно (трактор Т-150). В этой схеме справа и слева
от оси вала 1 расположены одинаковые узлы.
Варианты такого узла показаны на рис. 10, а, б. Непланетарные
типовые узлы различаются в основном размещением фрикционных
муфт, величиной передаточных чисел, а также к. п. д. передач.
На рис. 51 изображен обобщенный узел, в котором зубчатые ко-
леса 6 и 7 установлены на валах 4 и 9 свободно и могут быть связаны
с ними включением муфт Фк_х и Фк. Зубчатые колеса 7, 8, 10 и 11
и муфта Ф^_х образуют передачу К — 1, а колеса 3, 5, 6, 12 и муфта
Фк — передачу К, причем =	a =	iK_t >
> iK (z — количество зубьев соответствующего колеса). Обобщенный
узел может быть приведен к узлу, эквивалентному любому из рас-
смотренных выше вариантов путем соответствующего задания зна-
чений передаточных чисел: i\_i, t’xLi, «д, (jx-i —
=	— *кАм)> a также к. п. д. зубчатых пар и моментов
инерции деталей. Здесь $-1 и — передаточные числа от ведущего
вала 1 к валам муфт 4 и 9 (рис. 51), a и i™ — от последних
к ведомому валу 2. Аналогичные индексы имеют и к. п. д. (q).
Так, при = -n^-i = 1 и^м_! + 1, a i*K” = = 1 ит£ ¥= 1
обобщенный узел эквивалентен узлу на рис. 48, в; при t$-i < 1,
Лк-1 — 1, t^—i —	> 1, а 1к — 1к ~ Лк — Лк — 1 обоб-
щенный узел эквивалентен узлу на рис. 10, а. Расчетные формулы для
определения показателей процесса переключения в этом узле могут
быть использованы для любого варианта узла при подборе соответ-
ствующих значений указанных величин.
Б1
Рис. 48. Варианты схем типового узла:
1 — ведущий вал; 2 — ведомый вал;
и Фрг —фрикционные муфты пере-
дач К—1 и К соответственно
к
Рис. 49. Схема с последовательным распо-
ложением узлов
Вторым типовым узлом является планетарный механизм, управ-
ляемый фрикционными элементами. Схемы таких узлов показаны
на рис. 1.
Дальнейший анализ процессов переключения произведен приме-
нительно к типовым узлам. При анализе уделено внимание физиче-
ской сущности особенностей безразрывного переключения. С этой
целью приведен приближенный способ расчетного определения пока-
зателей переключения, основанный на последовательном рассмотре-
нии отдельных этапов и периодов процесса при упрощенном задании
величин действующих крутящих моментов и других допущениях.
Для получения более точных значений показателей переключения
могут быть использованы хорошо освоенные в настоящее время
методы расчета, в частности с помощью электронных вычислитель-
ных машин [34], позволяющие учесть нелинейность характеристик
двигателя и фрикционных элементов, пробуксовку движителя, упру-
гость деталей и пр.
Рис. 50. Схема с параллельным	Рис. 51. Обобщенный типовой узел:
расположением узлов	/, 2, — ведущий и ведомый валы; 3, 5, 6, 7, 8, 10,
11, 12 — зубчатые колеса; 4, 9 — промежуточные
валы
62
ПЕРЕКЛЮЧЕНИЕ С НИЗШЕЙ ПЕРЕДАЧИ
НА ВЫСШУЮ
Переключение под нагрузкой может осуществляться с кратко-
временным разрывом силовой цепи или без разрыва. Безразрывное
переключение, обеспечиваемое одновременной работой двух передач
в течение малого отрезка времени (перекрытие передач), имеет ряд
особенностей. Протекание процесса безразрывного переключения
зависит от длительности перекрытия и других параметров механизма
переключения, а также от параметров тракторного агрегата и усло-
вий его эксплуатации. Ниже рассмотрены три варианта безразрыв-
ного переключения с передачи К — 1 на передачу Л. Эти варианты
отличаются между собой протеканием процесса разгона агрегата от
скорости vK_x на передаче К — 1 до скорости vK, соответствующей
передаче К. В первом варианте рассмотрено переключение с опти-
мальной длительностью перекрытия передач. Во втором и третьем
вариантах длительность перекрытия превышает оптимальное зна-
чение. Во втором варианте разгон агрегата от до vK происходит
после окончания перекрытия передач, а в третьем — в процессе
перекрытия. Процессы переключения иллюстрируются схемой кон-
кретного варианта типового узла, показанного на рис. 52. В боль-
шинстве случаев для упрощения формул и в связи с кратковремен-
ностью переходных процессов не учитывают потери мощности в зуб-
чатом зацеплении (Лк-i = Лк = а также действие остаточных
моментов выключенных фрикционов.
Переключение на высшую передачу с оптимальным перекрытием
(первый вариант). Переключение состоит из двух этапов.
I э т а п — оптимальное перекрытие передач.
Перекрытие передач называется оптимальным, если выполняются
два условия: а) условие безразрывности, т. е. в процессе перекрытия
сумма приведенных к ведомому валу узла моментов трения муфт
должна быть больше момента Мс сопротивления вращению ведомого
вала:
+ МУТ > Мс,	(6)
где Mx-i и Мгк — моменты трения выключаемой и включаемой
муфт Ф^-i и Ф*к;
б) перекрытие заканчивается, когда момент трения включаемой
муфты Фк, приведенный к ведомому валу узла (МУУ), увеличиваясь,
достигнет значения, равного моменту сопротивления Мс (рис. 53).
Из этого условия следует, что в процессе оптимального перекрытия
* Из неравенства (6), выразив А1С через Мд с использованием формулы (15),
можно получить другой вид условия безразрывности:
63
Рис. 52. Типовой^узел:
1 — ведущий вал; 2 — ведомый вал; <?, 4,
5, 6 — зубчатые колеса
Рис. 53. Изменение момента
при оптимальном перекрытии
одна включаемая передача не может обеспечить движения трактора
без снижения скорости, т. е.
(7)
Перед началом переключения (t t0) мощность поступает от
ведущего вала узла 1 к ведомому валу 2 через передачу К — 1
(рис. 54), при этом двигатель развивает крутящий момент
МД = МД. = -^-,	(8)
1К-1
муфта Фк выключена, а муфта Фк_х включена.
Переключение начинается при t = t0 включением муфты Фк
при включенной муфте Фл_х. Ведущие диски муфты Фк, соединен-
ные с валом 1 (см. рис. 52), вращаются в ту же сторону, что и ведо-
мые диски, но быстрее последних, поскольку муфта Ф^_х в силу
условия безразрывности не буксует. Вследствие этого, момент тре-
ния Мк, развиваемый включаемой муфтой, способствует вращению
вала 2 и противодействует вращению вала 1, т. е. частично включен-
ная муфта Фк передает мощность двигателя от вала 1 к валу 2.
Вместе с тем, крутящий момент	подводимый передачей.К
к валу 2, меньше момента сопротивления АТС [см. неравенство (7)].
Отсюда следует, что действие одной передачи К на I этапе не может
полностью обеспечить вращение ведомого вала 2. Из-за этого еще
включенная передача К. — 1, препятствуя снижению угловой ско-
рости вала 2, воспринимает на себя часть нагрузки, часть момента 7ИС.
Рис. 54. Работа узла перед на-
чалом переключения^с передачи
/у-
Рис. 55’. Потоки мощности при
оптимальном перекрытии
64
Из изложенного следует, что на этом этапе обе муфты, способствуя
вращению вала 2 и противодействуя вращению вала 1, передают
мощность двигателя к ведомому валу 2 (рис. 55) через передачи К — 1
и К; скорость трактора продолжает соответствовать передаче К. — 1,
поскольку Фк-i не буксует; часть мощности двигателя затрачивается
на буксование муфты Фк. Этап заканчивается при t = tr (рис. 53),
когда Мк1вк достигает значения, равного Л4С.
Уравнения вращения валов 1 и 2 с учетом направления действия
крутящих моментов муфт для обобщенного узла (см. рис. 51) имеют
вид
д Ъ-г $ " д dt ’
Мк-i 1вкм-1 + Мтк/Вк" - Мс = JBM
(9)
(Ю)
где Мк_г и Мк — крутящие моменты, передаваемые фрикционными
муфтами (с индексом т — момент трения буксующей муфты, без
индекса т — нагрузка на муфту, которая не буксует); /д и JBM —
приведенные к валам 1 и 2 моменты инерции ведущих и ведомых
частей соответственно. Если на I этапе двигатель работает на регуля-
торной ветви характеристики, то частоту вращения <од вала 1 можно
принять постоянной. В этом случае уравнения (9) и (10) примут вид
Мд
М/С-1
Мк
1К
= 0;
(Н)
Мк-1^1 + МЪТ—Мс = 0.
(12)
Рассмотрим, как изменяются параметры процесса по мере увели-
чения момента трения Мк включаемой муфты.
Непосредственно из уравнения (12) получим
Мт I™
(13)
1К-1	1К.-1
где (Мк_1)0=-^-значение момента Мк_х в начале переклю-
чения (при t = /0).
Выражение (13) позволяет определить нагрузку на муфту
ФК-1 в зависимости от величины момента трения Мк- В начале этапа,
при Мк = 0, эта нагрузка равна (Мк-Оо, а в конце, при Мк1вк =
= Мс, момент Мк_г нагружающий муфту ФК-ъ равен нулю (см.
рис. 53), поскольку включаемая передача К. полностью восприняла
на себя момент сопротивления Мс и далее может одна обеспечивать
вращение вала 2. Уменьшение в конце этапа момента х до
нуля не является результатом выключения муфты Фк_1, последняя
может быть полностью включена, но нагрузка с нее снята переда-
5 Заказ 133
65
чей К- Если принять, согласно формуле (5), что момент Мк = ct,
то нагрузка на муфту равна
(14)
lK-1
Исключив из уравнений (11) и (12) величину MK_lt с учетом
равенства (8) получим
Мтк i и \
Мд = МДа+-^(1-^-).	(15)
В начале процесса при t = t0 и Л4х — 0 момент Л4Д равен Л4д0.
По мере роста момента трения Мк момент двигателя (нагрузка на
него) возрастает. К концу этапа, когда = Мс с учетом того,
что	= Мс, из формулы (15) получим
МД=^-=МД„	(16)
•'Л
где Л4Д1 — нагрузка на двигатель в конце этапа при t — tt.
Таким образом, одновременное включение двух передач на I этапе
не вызывает перегрузки двигателя. Нагрузка лишь достигает нор-
мального значения для работы на передаче К,.
Мощность буксования
Nc — МТц<» оти. к>
где <оотн. к — относительная угловая скорость вращения ведущих
и ведомых дисков муфты Фк.
Поскольку муфта Фк_х не буксует, то
®отн.К = ®д(1-7^-)-^-	(17)
Силовое передаточное число узла ic =	на I этапе
равно	Д А
Момент Л4ВМ представляет собой сумму крутящих моментов,
подводимых к ведомому валу обеими передачами. При t = t0 (Мк =
= 0) отношение гс = iK_r, а при t =	(M^i™ = Л4С) отношение
ic = iK. Таким образом, в процессе I этапа силовое передаточное
число узла ic, изменяясь от i\_x до iK, принимает значение, соответ-
ствующее передаче К-
Скоростное передаточное число i на I этапе не меняется и
равно «\_х.
К концу I этапа муфта Фк развивает момент Мк, достаточный
для преодоления сопротивления движению при работе одной пере-
66
дачи К- Выключение при t = tx муфты Ф^-i не приведет к снижению
скорости агрегата. Поэтому с точки зрения обеспечения безразрыв-
ности потока мощности дальнейшая совместная работа двух пере-
дач становится нецелесообразной. Как будет показано, при рас-
смотрении 2-го варианта переключения, излишнее перекрытие сопря-
жено с возникновением циркуляции мощности, увеличением буксо-
вания муфт и др. Таким образом, оптимальная длительность пере-
крытия Д/п.опт равна времени увеличения момента Мк от 0 до
1к
Если согласно уравнению (5) принять момент Мк = ct, то
=	(18)
С1К.
Таким образом, оптимальное перекрытие характеризуется пере-
дачей мощности двигателя к ведомому валу узла двумя параллель-
ными потоками через передачи К. — 1 и К, отсутствием циркуляции
мощности. По мере роста момента включаемой муфты Мтк мощность,
проходящая через передачу К, возрастает, а через передачу К — 1 —
снижается, что вызывает соответствующее изменение силового пере-
даточного числа узла ic от до iK при неизменности кинематиче-
ского передаточного числа 1\_х. Нагрузка на двигатель, а также на
элементы передачи К, в процессе перекрытия достигает нормального
значения (для работы на включаемой передаче), т. е. силовой агре-
гат за время оптимального перекрытия подготовлен к работе на
одной передаче К- В рассматриваемом варианте переключения
к концу I этапа муфта Ф/<-1 выключается.
II этап — работа на одной включаемой пе-
редаче. Этот этап содержит два периода: первый — разгон трак-
торного агрегата от скорости ок_г до vK под действием момента тре-
ния включаемой муфты; второй — разгон тракторного агрегата
(без буксования муфт) до выхода на установившийся режим движе-
ния. Этап начинается при t = t19 когда Мтк = M\t = Mji™,
Мд = Мд, =	(Од = (Од, и (овм = (овм, =	К началу
II этапа муфта	выключена, а муфта Фк буксует при относи-
тельной скорости дисков, определяемой уравнением (17).
В первом периоде при t > tr момент Мк продолжает возрастать
до максимального значения
Мхтах =Р (Мн/^).
Включаемая передача К в этот период подводит к ведомому валу
узла крутящий момент больший чем Мс, что вызывает разгон
трактора под действием свободного избыточного момента
Мизб = М^вкм—Мс.	(19)
В процессе разгона трактора одновременно происходит снижение
угловой скорости вала двигателя, поскольку двигатель начинает
5*	67
Рис. 56. Потоки мощности при
разгоне трактора по окончании
оптимального перекрытия
работать с перегрузкой. В связи с этим
на II этапе принимать сод постоянным
нецелесообразно.
Изменение <овм и а>д приводит к вы-
равниванию при t = /2 угловой скоро-
сти ведущих и ведомых частей муфты
Фк, т- е- к ее синхронизации.
В первом периоде происходит изме-
нение кинематического передаточного
отношения узла от i = до iK.
Мощность от вала 1 к валу 2 пере-
дается одним потоком, через передачу
К (рис. 56). Отличие II этапа переключения от обычного процесса
разгона тракторного агрегата посредством, например, включения
главной муфты сцепления при трогании с места состоит главным об-
разом в различных значениях начальной скорости цнач тракторного
агрегата. При трогании с места цнач = 0, при переключении с пере-
крытием цнач = vK_i. Второе отличие состоит в том, что при трогании
тракторного агрегата с места характер работы двигателя резко
меняется (от максимальных оборотов холостого хода до режима
полной нагрузки), тогда как при переключении с перекрытием режим
работы двигателя изменяется мало. Для определения длительности
первого периода Д/син =	используют уравнения вращения
валов 1 и 2 (см. рис. 51):
(20)
М = J а<двн
1в J ВМ #
(21)
где Мщ = Мд
м\
‘%
— сумма крутящих моментов, приложенных
к ведущему валу /; Мв —	— Мс — сумма крутящих моментов,
приложенных к ведомому валу 2.
Кроме того, учитывают условие окончания процесса синхрони-
зации муфты Фк:
1 ..	;вм
— ®д = а>вм1к.
(22)
В отличие от уравнений (9) и (10), в уравнениях, описывающих
процесс разгона трактора, левые части (Мщ и Мв) принимают обычно
известными. Если принять, что в этот период момент Мд является
линейной функцией времени t, т. е. Мд = МД1 -|- сд/, М\ =
= Мк, + ct, где сд = const , то для определения длитель-
68
ности процесса синхронизации Д/син может быть получена фор-
мула
Д^СИН
^отн. К__
2 , с~Ук ’
где ®отн. к — относительная угловая скорость дисков муфты Фк
в начале синхронизации при t = [см. формулу (17)]; сд—темп
возрастания момента двигателя.
Эта формула может использоваться в случаях, когда синхрони-
зация муфты Фк заканчивается в процессе возрастания ЛТД и Мтк
в соответствии с приведенными соотношениями, что наиболее харак-
терно для переключения при движении трактора с малыми нагруз-
ками на крюке.
Из графика на рис. 57 следует, что чем быстрее завершается
синхронизация, тем меньше величина Affix’, т. е. меньше динами-
ческие нагрузки при переключении. При больших крюковых на-
грузках (больших Мс) увеличивается длительность I этапа А/п опт
и, соответственно, сокращается отрезок времени (/' — /х) (см.
рис. 57).
В этом случае процесс синхронизации может завершаться при
/>/', т. е. динамические нагрузки в узлах трансмиссии могут
соответствовать максимальному моменту трения муфты Фк. Окон-
чанием синхронизации муфты Фк завершается первый период
II этапа.
Второй период близок периоду перехода агрегата к установив-
шемуся движению после окончания буксования главной муфты
сцепления в процессе трогания с места и здесь не рассматривается.
Переключение с избыточным перекрытием; разгон трактора
после окончания перекрытия (второй вариант). Отличие этого пере-
ключения от предыдущего состоит в том, что длительность перекры-
тия превышает оптимальное значение. Рассматриваемый вариант
также содержит два этапа.
I э т а п — перекрытие пе-
редач. Этот этап включает два
периода.
Первый период — оптимальное
перекрытие. Этот период почти пол-
ностью совпадает с I этапом преды-
дущего варианта, но в отличие от
него муфта Фк_1 к окончанию пер-
вого периода не выключается, т. е.
в рассматриваемом случае при /> tlt
продолжается перекрытие передач.
Второй период — избыточное пе-
рекрытие (часть процесса перекры-
тия, протекающая после оптималь-
ной). Этот вариант переключения
Рис. 57. Изменение моментов фрик-
ционных муфт, приведенных к ведо-
мому валу узла, и частоты вращения
валов при переключении с оптимальным
перекрытием при средней нагрузке
69
ивн
Рис. 58. Потоки мощности при избы-
точном перекрытии (второй вариант)
следует рассмотреть потому, что
иногда применяют механизмы пере-
ключения, обеспечивающие постоян-
ную длительность перекрытия пере-
дач ГА/П = const, не зависящую от
величины сопротивления движению
трактора. Между тем длительность
оптимального перекрытия А/попт
(см. формулу 18) является величиной
переменной, уменьшающейся соот-
ветственно снижению момента Мс.
< А/п = const возникает избыточ-
ная часть перекрытия, составляющая второй период. Он начинается
при t = tlt когда момент Мк/™ достигает величины Мс, а закан-
чивается при t = /2 выключением муфты Фк-1 низшей передачи,
т. е. А/п изб /2
При t > ti момент Мк продолжает возрастать до своего макси-
мального значения. Таким образом, при t > /х включаемая передача,
В связи с этим при А/п 0 т
так же как и в первом варианте переключения, подводит к ведо-
мому валу больше энергии, чем требуется для преодоления мо-
мента Л4С и обеспечения движения со скоростью Это должно
было бы привести к разгону ведомого вала под действием избыточного
момента Л1изб [см. формулу (19)1. Однако на работу узла существен-
ное влияние оказывает еще включенная передача К — 1. В первом
периоде, когда момент был меньше Мс, низшая передача К — 1
препятствовала снижению частоты вращения вала 2. Во втором
периоде передача К— 1, наоборот, препятствует разгону вала 2,
так как избыточный момент Л4изб при стремлении разогнать вал 2
замыкается на еще включенную низшую передачу. Это приводит
к возникновению циркуляции мощности в контуре узла, образован-
ного валами 1 и 2, а также передачами /С — 1 и К (рис. 58). Следует
отметить, что циркуляция не вызывает нарушения потока мощности,
поступающей от двигателя к ведущим колесам трактора, поскольку
циркулирует только избыточная часть мощности, подводимая к ведо-
мому валу передачей К., т. е. 2VnHp = (МН™ — Л4С) ®вм- Мощность
Л4С©ВМ, необходимая для обеспечения движения тракторного агре-
гата со скоростью vK_lt полностью передается от вала 2 к последу-
ющим узлам трансмиссии.
Циркулирующая мощность увеличивается по мере возрастания
момента Mr. Соответственно этому возрастает нагрузка на фрик-
ционную муфту Ф^-1 низшей передачи, наибольшее значение кото-
рой определяется выражением:
Мцир = .Вм  Мизб. max = "7^— (^Kmax/JJ* Мс).
lK-I	1К-1
Рассматриваемый вариант переключения с перекрытием характе-
ризуется отсутствием пробуксовки муфты ФЛ_Х низшей передачи
под действием нагрузки, связанной с циркуляцией мощности
70
(Л4цир < Af/c-i). Это исключает возможность разгона трактора в про-
цессе перекрытия передач (от vK-1 до vK) и обуславливает буксова-
ние муфты Фк с со0тн.к> соответствующей формуле (17). Преодоление
нагрузки Л4С, сопровождаемое циркуляцией мощности и буксованием
муфты Фк (см. рис. 58), может приводить к перегрузке двигателя.
Для определения зависимости сод от длительности циркуляции и
других параметров используются уравнения вращения валов (9)
и (10), а также уравнение связи сод = <оВм1к-1- Но, поскольку на-
правление потока мощности через передачу К — 1 изменилось во
втором периоде на противоположное, то для данного случая знак при
моменте Мк_г в уравнениях (9) и (10) также следует изменить на
обратный. Исключив из этих уравнений и уравнения связи вели-
чины М/<_1 и и принимая действующие моменты постоянными
(Мл = Ма; Мк = МКтах = ₽Л4Д; Мс =	после инте-
грирования получим
[’-"О-&)-"] <'-'*>• (23)
где <йд1 — значение ®д в начале второго периода; Ми — номиналь-
ный момент двигателя; р — коэффициент запаса муфты Ф^, т —
коэффициент загрузки двигателя перед переключением (на передаче
К—1); (t—G)—длительность циркуляции мощности; —
=	---отношение приведенного к ведущему валу момента
1К-17д
инерции разгоняемых масс тракторного агрегата (| к моменту
\ ’к-1 /
инерции ведущих частей Jд (см. рис. 51).
Из этой формулы следует, что вероятность перегрузки двигателя
(снижения (од) при циркуляции мощности увеличивается по мере
возрастания величин т, Р, >^~1.
II этап переключения — работа на одной
включаемой передаче. К началу II этапа (/ = /2) мо-
менты Mr и Мд достигают значений ЛЦг и Л4д2, сод = юд2, а «оВМ2 =
(О
= —- . Особенность этого этапа (по сравнению с 1-м вариантом)
i
связана с тем, что начало разгона от скорости до vK задержи-
вается на время избыточного перекрытия Д/п. изб- За это время избы-
точный момент [см. формулу (19)], замкнутый в контуре цирку-
ляции, может достичь наибольшей величины Л4изб тах =
= Л4Ктахг/см — Мс. Поскольку муфта Ф^_± не пробуксовывает, то
указанный момент, не разгоняя ведомых частей, как бы «аккумули-
руется» в контуре циркуляции. Вследствие этого, после разрыва
контура (выключения муфты Ф^_х, препятствовавшей разгону)
весь «накопившийся» в контуре избыточный момент освобождается
(см. Л4СВ, рис. 59) и интенсивно разгоняет ведомый вал узла (с повы-
71
шенным уровнем динамических
нагрузок). Одновременно и двига-
тель нагружается полным момен-
том трения Мтк. Параметры раз-
гона определяют, пользуясь урав-
нениями (20), (21) и (22). Пр и ор иен -
тировочном расчете принимают
ЛТд = Л4Н = Const; = Л1у(тах =
= 0	Соответственно этому
моменты Л4Щ и Мв в уравнениях
(20) и (21) являются постоянны-
ми /мщ = А1н —Мв =
\
Рис. 59. Изменение крутящих моментов	=Af«-mavlT—МД . РеШЭЯ VP3B-
и процесс разгона при переключении с	Л шах д с I	Jr
избыточным перекрытием (второй вариант)	/
нения (20) и (21), получим: сод =
= <Вд. + ^-(t — /2) и совм = ®ВМг + 4^-(/ — /2)-	Синхронизация
“ д	J ВМ
заканчивается при t — t3 (рис. 59), т. е. t3 — t3 = Д/син. Используя
эти решения и условие (22), получим
_______®отн. К___________Qqth. К
•вм Мщ 1	= 8уск + 8зам
^вм	Jr
(24)
где 8уск и езам — угловое ускорение ведомых дисков и замедление
ведущих дисков включаемой муфты, а значение соотн к находим по
формуле (17); оно соответствует началу разгона (t = t3). Из фор-
мулы «Од = (Од +-^3-Д/Син с учетом формул (17) и (24) получим
выражение для определения коэффициента фд снижения сод в про-
цессе синхронизации:
_	i-J*_
. шд, ®д. min _	С/С-1	/осх
ф« =—--------7Z32E'	( ’
Мщ J вм
После преобразования формулы (24) и (25) принимают вид
4,«=w 0-А-Аг • m
2WhP \	1К-1 / 1 1
где	('+v)’ ’"» ,Й7 'Л”фф,"'"СИ1
загрузки двигателя; iK и 1к_г — передаточные отношения узла на
передачах К. и К — 1; Ук = .2ВМ .
lKJR
Коэффициент снижения угловой скорости вала двигателя
И'-тУНН- (27)
72
Работа буксования
постоянных величинах
жается формулой
L муфты в процессе ее синхронизации при
действующих моментов Мл, Мт и Л1С выра-
где о0тн. ср — среднее
— М G'oth. орясин»	(28)
значение относительной угловой скорости
дисков муфты; Мт — ее момент трения. Подставив значение Д/Син
из формулы (26), соотн. ср =	(1—Мт = Л4к = Р
получим:

»'к \2 1
‘л-i / Л ’
(29)
с
где £д = -~-2---кинетическая энергия ведущих частей в начале
синхронизации.
Переключение с избыточным перекрытием; разгон трактора в про-
цессе перекрытия (третий вариант). Отличие этого варианта от
предыдущего состоит в том, что во втором (избыточном) периоде
перекрытия включенная муфта Фк_х низшей передачи начинает
пробуксовывать под действием нагрузки, связанной с циркуляцией
мощности еще до начала ее выключения, т. е. разгон трактора под
действием момента Мк муфты Фк происходит в процессе перекрытия
при буксовании обеих муфт: Фк_х и Фк.
Третий вариант переключения наиболее вероятен при движении
трактора без нагрузки на крюке, поскольку со снижением Мс мо-
мент Л1цнр, нагружающий муфту Фк_х, увеличивается. Как и в пре-
дыдущих вариантах, рассматриваемый процесс может быть разделен
на два этапа.
I этап — перекрытие передач — состоит из трех
периодов.
Первый период оптимального перекрытия (от /0 до /х) совпадает
с соответствующей частью предыдущих вариантов.
Период синхронизации. Как и ранее при t > /х включаемая пе-
редача подводит к ведомому валу крутящий момент МУ™, превы-
шающий по величине момент сопротивления Мс. Избыточный момент
[формула (19)], воздействующий на включенную передачу К — 1,
увеличиваясь по мере роста Л4д, при t = Z2 достигает значения, при
котором происходит «срыв» (пробуксовка) включенной муфты Фк_х.
Время /2 определяется из условия
где Д4лс__1 = (Л1к-1)о — с (/2 —/0); (Л4д_1)о— значение Л4д_1 в на-
чале перекрытия (/— /0); M\=c(t2—/0); с'—темп уменьшения
Законы изменения этих моментов по времени (при t > Zx) по-
казаны на рис. 60. В период от /х до t2 момент циркуляции 7ИцИр,
воздействующий со стороны ведомого вала на шестерню 5 (см. рис. 52)
низшей передачи, равен избыточному моменту Л4изб. При «срыве»
73
Рис. 60. Изменение крутящих мо-
ментов муфт и разгон трактора
в процессе перекрытия
Рис. 61. Потоки мощности при
разгоне трактора в процессе пере-
крытия
муфты Фк-1 (вРемя t = t2) крутящий момент, воспринимаемый пере-
дачей К — 1, обычно снижается, соответственно уменьшается мо-
мент Л1цир, который при t > /2 равен	В результате этого,
а также дальнейшего увеличения Л4изб, часть последнего оказывается
незамкнутой в контуре циркуляции, т. е. образуется свободный
момент
Мсв=Мизб-Мтк_Л-1-
Под действием Л1св в период от Z2 до t3 (рис. 60) происходит разгон
ведомого вала и связанных с ним частей. В процессе разгона буксуют
обе муфты и Фк; в муфте Фк относительная угловая скорость
дисков уменьшается от
«к \
«К-1 /
до нуля, а в муфте Фк_г
наоборот, возрастает от нуля до
юд,
‘к-1
, причем ведомые
диски в ней вращаются быстрее ведущих. Мощность двигателя
(рис. 61) затрачивается на преодоление сопротивления движению,
разгон тракторного агрегата, буксование муфт. Одновременно про-
исходит циркуляция мощности в узле.
Показатели разгона трактора от vK-1 до vK в процессе буксования
обеих муфт (Фк_! и Фк) определяют с помощью уравнений (20)
и (21) и условия окончания процесса синхронизации (22). Моменты
ТИщ и Мв, воздействующие на валы 1 и 2 (см. рис. 51), в данном слу-
чае равны
Д4Т	ддт
= Мя +	---А; Мв =	- Мтк_№г- Мс.
(К-1	‘к
Для случая, когда в процессе синхронизации (от /2 до Z3) действу-
ющие моменты можно принять постоянными (Л4д_1 = pnAfHi^_i;
Мк = рЛ1нг^; Мд — Л1н; Мс =	вычислять показатели
разгона можно по формулам, аналогичным формулам второго ва-
рианта. Длительность периода синхронизации
А^СИН
юдА
1
«К \ 1
«К-1 / ^2
(30)
74
где
_L__U1 + ^-М1 +JL\.
Vk ₽V + ?J Ц +yJ’
a = -^-: v = -^-.
Коэффициент фд определяют по формуле
(1_________________!_(1_______
,ь V Р Р/\ {k-J .^-Цдз
т* ~ <*Дг
Работа буксования муфт Фк и Ф^_х равна
Вд(1— </£-)• *;
Д \	1К-1 / Т2
т — Р" л 7 fl »'к V 1
bx-i— р q 2	iK1 ) т2 >
LK —
(31)
(32)
(33)
где о)д2 и сдДз — угловая скорость вала 1 в начале синхронизации
(при t = /2) и в ее конце (при t — /3); Рп — промежуточный коэф-
фициент запаса муфты Ф/<-1 в период задержки ее выключения
(от /2 ДО *з)-
Заключительный период перекрытия продолжается от окончания
синхронизации муфты Фк (при t = t3) до выключения муфты Ф^
(/ = /"). При его протекании буксует только муфта Фц_ъ т. е.
передаточное число i = iK. Этот период перекрытия не дает какого-
либо положительного эффекта и целесообразно сокращение его дли-
тельности до нуля.
II э т а п протекает при t > t" и состоит в переходе к установив-
шемуся движению (при i =	= const) после выключения Ф^±-
Возможен также промежуточный вариант завершения переключе-
ния, при котором синхронизация начинается в процессе перекрытия
(третий вариант), а заканчивается после выключения муфты Ф^
(второй вариант). Если длительность перекрытия Д/п и другие пара-
метры механизма переключения постоянны, то с увеличением мо-
мента Мс уменьшается момент 7ИСВ, а это вызывает возрастание дли-
тельности процесса синхронизации. В результате этого при повы-
шении Мс до определенного значения синхронизация не успевает
закончиться в процессе перекрытия (до t = /")• Тогда (рис. 62),
при снижении	(^	t") момент Л4СВ возрастает до вели-
чины 7Иизб и завершение синхронизации происходит в условиях,
близких к условиям разгона трактора по 2-му варианту переключе-
ния (см. рис. 59), т. е. с повышенными динамическими нагрузками.
Таким образом, если обеспечено условие безразрывности (6),
то переключение с перекрытием на высшую передачу при всех рас-
смотренных вариантах протекает без разрыва потока мощности,
а кинематическое передаточное число i = - за время переключе-
нии
ния не принимает значений больших, чем
75
Рис. 62. Завершение разгона после окончания
перекрытия
анализа вариантов пере-
ключения вытекает, что опти-
мальное перекрытие позволяет
обеспечить лучшие значения
показателей процесса по сравне-
нию с другими вариантами.
При его применении минималь-
ны работа буксования фрик-
ционных элементов и нагрузка
на двигатель, отсутствует цир-
куляция мощности в контуре
узла и связанные с ней отри-
цательные нагрузки. Вместе
с тем, осуществление такого
переключения в многоскорост-
ных коробках передач связано с конструктивными трудностями,
возникающими из необходимости обеспечить переменное значение
длительности перекрытия соответственно величине Л4С, возможность
торможения трактора двигателем и др.
При втором варианте переключения, как правило, на ведомый
вал воздействует максимальный момент трения включаемой муфты;
соответственно этому более высокие значения (по сравнению с первым
вариантом) имеет коэффициент динамичности, в особенности при
работе с небольшими нагрузками; то же относится и к величине
ускорений трактора. Для переключения с избыточным перекрытием
характерно воздействие на детали низшей передачи отрицательных
нагрузок, возникающих при циркуляции мощности, а также увеличе-
ние нагрузки на двигатель и работы буксования муфт. Ухудшение
плавности процесса и повышение динамических нагрузок являются
следствием упомянутой «аккумуляции» избыточного крутящего мо-
мента в контуре циркуляции мощности. Вместе с тем, этот вариант,
улучшая, как правило, показатели процесса по сравнению с пере-
ключением с остановкой трактора, конструктивно более прост, так
как при его применении возможно использование механизма пере-
ключения с постоянной длительностью перекрытия. Величину дли-
тельности перекрытия подбирают обычно близкой к оптимальной
величине Д/попт Для случая работы с полной нагрузкой.
Третий вариант позволяет повысить плавность переключения,
однако это достигается за счет увеличения работы буксования муфт.
Примеры расчетного определения показателей переключения на
высшую передачу приведены на стр. 92.
ОСОБЕННОСТИ ПЕРЕКЛЮЧЕНИЯ ПЕРЕДАЧ
ПРИ ИСПОЛЬЗОВАНИИ ПЛАНЕТАРНОГО МЕХАНИЗМА
Безразрывное переключение в планетарном трехзвенном меха-
низме с двумя степенями свободы (см. рис. 1) с низшей ступени
на высшую состоит, как и для непланетарного узла, из двух этапов:
I — перекрытие передач; II — разгон трактора на одной включае-
76
мой передаче. Рассмотрим процесс переключения в плаиетариом ме-
ханизме, в котором низшая ступень включается остановкой тор-
мозного звена,а высшая является прямой, т. е. включается с помощью
блокировочной фрикционной муфты.
На I этапе, так же как и в непланетарном узле, при оптимальном
перекрытии по мере включения муфты Ф высшей ступени (увеличения
ее момента трения А1ф) разгружается управляющий элемент низшей
ступени (тормоз или муфта свободного хода), изменяется силовое пе-
редаточное отношение узла, а кинематическое i = остается
®вм
равным передаточному числу на низшей ступени iT, поскольку на этом
этапе тормозное звено механизма остается еще неподвижным [31].
Работа буксования муфты Ф на I этапе приближенно может быть
определена по формуле
Г — с
bi — с 2	,
в которой Zi — длительность I этапа, ас — темп включения муфты Ф.
На II этапе происходит изменение кинематического передаточного
числа от i = iT до i = 1. При безразрывном переключении угловая
СО и	о
скорость ведомого вала <овм изменяется от на низшей ступени
iT
до (од на высшей ступени; одновременно угловая скорость сот тор-
мозного звена изменяется от сот = 0 до ®г = а>д. Если переключение
происходит с разрывом силовой цепи, остановкой ведомого вала,
то при разгоне трактора после его остановки угловая скорость совм
изменяется от нуля до <вд, а сот [см. формулы (2) и (3)] от (—	)
до й)д.
Для расчета параметров разгона может быть использовано урав-
нение Лагранжа 2-го рода. Углы поворота ведущего вала фд и тор-
мозного звена <рт принимают за обобщенные координаты. Из урав-
нения (1) находим
1	 tT -	1
®вм =	® д Н	>
где iT = при (от = 0.
Это уравнение является уравнением связи.
На II этапе переключения тормоз Т выключен (или муфта свобод-
ного хода разомкнута), т. е. на звенья механизма воздействуют три
крутящих момента: Мл, Мс и М$. Их виртуальная работа 6Дд при
перемещении ведущего вала на угол 6фд [при 6<рт = 0 и с учетом
уравнения связи] равна
Мд = (мд -	- р	мн) бфд = <2дбфд,
77
Таблица 5
Параметры	Способ блокировки		
	д-ф-тз	Д~Ф- вм	т3-ф-вм
Номинальный кру- тящий момент Мф. ном, нагружа- ющий муфту Ф при Сдд = const И	^Ма	мп	От 	 1)
Момент трения муфты Ф	₽Ар*л1н *т	|ШН	₽ (iT - 1) м„
бфотн	бфд 	 6фт — бфд	бфд — ^фвм ~ *Т “““ 1 с - .• &Рд 1т	О> II £ 1 1 Я -Г ja	и £ н 1 “ II
Виртуальная работа буксования ^фЧтн	1т		
Примечание. Д, ВМ и Т3 — ведущее, ведомое и тормозное звенья.
где Мд6фд — работа момента ЛГД; Afc6<pBM= — работа мо-
1Т
мента Мс при <от = 0; Л4ф6фотн = Р1т ~ Мн6фд—работа момента
трения Л4ф муфты Ф.
Следует отметить, что виртуальная работа момента трения Л1ф
муфты Ф не зависит ни от схемы планетарного узла с двумя степе-
нями свободы, ни от способа блокировки, т. е. от того, какие звенья
механизма блокируются муфтой Ф, поскольку величина момента,
нагружающего муфту Ф, обратно пропорциональна относительному
угловому перемещению бфотн ее ведущих и ведомых дисков. В табл. 5
приведены значения этих величин при трех основных способах
блокировки механизма.
Аналогично виртуальная работа 6АТ при перемещении 6фт,
а 6фд = 0 и при воздействии крутящих моментов Мд, Мс и Л4ф
определяется равенством
6АТ = (р iipL мн-	бФт = <2тбфт.
Работа 6ДТ тоже не зависит от схемы рассматриваемого механизма
и способа его блокировки.
78
Кинетическая энергия Е системы равна
/ 1	, »т—1	\2
соот-
и ~гг -з—
dt L дшТ.
( 7— °Д + '~7 “т )
Е = Л-f + A-f +	------221—-*
где JT — момент инерции тормозного звена.
Здесь для упрощения не учитывается энергия сателлитов в их
п	дЕ дЕ
относительном движении. Производные -5— и -ч—,	входящие
Офд	Офт
в уравнения Лагранжа, равны нулю, так как Е не зависит от <рд и <рт.
d Г дЕ Т d Г дЕ 1
Приравнивая каждую производную	и	----
ветствующей обобщенной силе (<2Д и QT), получим два дифферен-
циальных уравнения Лагранжа [31].
Для приближенного расчета процесса действующие моменты
принимают постоянными: Мс — тМи-, Л1Д =	ТИф =
= [Шф „ом» гДе т — коэффициент загрузки двигателя; Кд—ко-
эффициент приспособляемости двигателя; Л1ф ном— номинальная
нагрузка на муфту Ф (при MR = 7ИН и установившемся режиме дви-
жения) *.
Используя упомянутые дифференциальные уравнения, после
преобразований получим выражение для вычисления работы буксо-
вания Ьф п блокировочной фрикционной муфты при разгоне трак-
тора от скорости va на низшей ступени до vB на высшей ступени
Е _ Г I (— 1	।	. 1
1ф. п = -#- Тт + 7вм \~г) + 7т?вм ’
IJ	/	т
где
Р —	. Q — 1 I v I v ___ m Г1 I ft v I v —j 1 .
^До 2	’ D 1 ‘ ’T ‘ *BM p I A i Г\дГвм I Гт ____I J >
(оДо—угловая скорость вала двигателя в начале разгона;
•7т .	ВМ
?Вм = -7^-
J д	Jn
Коэффициент фд снижения <од при таком переключении равен
%=%..=	i h+Т X
Если переключение с низшей ступени на высшую происходит
с разрывом силовой цепи и остановкой ведомого вала узла, то раз-
гон последнего от совм = 0 до совм = сод связан с увеличением дли-
тельности буксования включаемой блокировочной муфты Ф. Соответ-
ственно этому ее работа буксования при таком переключении, т. е.
* В работе [31] рассмотрен случай, когда МД = Мн = const.
79
при трогании и разгоне тракторного агрегата с места включением
блокировочной муфты Ф планетарного механизма будет равна
Т ____ Т ( i-г \2
ъф. тр ьф. п \/т_ 1 J >
а коэффициент
Фд = Фф. тр = Фф. п 1 •
На разгон трактора при включении фрикционного элемента пла-
нетарного механизма с двумя степенями свободы заметно влияет
величина момента инерции JT тормозного звена механизма. Это объяс-
няется тем, что угловая скорость сот тормозного звена при переклю-
чении на высшую передачу изменяется в значительно более широких
пределах, чем угловая скорость совм ведомого вала (см. уравнение 3).
В частности, трогание и разгон трактора с места связаны с необходи-
мостью значительного изменения кинетической энергии тормоз-
ного звена, что сопровождается увеличением длительности буксо-
вания включаемого фрикционного элемента планетарного узла.
ПЕРЕКЛЮЧЕНИЕ С ВЫСШЕЙ ПЕРЕДАЧИ НА НИЗШУЮ
Переключение на низшую передачу производится в различных
условиях эксплуатации тракторного агрегата. Оно может быть вы-
звано, например, перегрузкой двигателя или необходимостью сни-
зить скорость движения.
Перед переключением, когда муфта Фк еще включена, ведомые
диски выключенной муфты Ф^ (см. рис. 51) вращаются быстрее
ведущих; начальная относительная скорость дисков
^отно = ^до (“77	1) м	(34)
Переключение может начинаться при t = tQ выключением пере-
дачи Д'. При этом возникает разрыв силовой цепи, который продол-
жается до включения передачи Д' — 1 (при t = tj.
Оптимальная длительность разрыва силовой цепи. В большинстве
случаев за время разрыва скорость трактора v и угловая скорость
ведомых дисков муфты Ф^г под действием сил сопротивле-
ния движению снижаются, а скорость ведущих дисков сод--“—
^-1
под действием момента 7ИД, наоборот, возрастает. Целесообразно
закончить разрыв силовой цепи (включить передачу Д — 1) в тот
момент времени (^ = ^1опт), когда угловые скорости ведущих и ве-
домых дисков равны, т. е.	— сод. В этом случае длитель-
ность разрыва (/10пт— tQ) является оптимальной (Д^р.Опт)-
Если муфта Фк_х будет включена раньше времени /10пт, то ее
буксование при снижении соотн происходит в условиях, когда ве-
домые диски вращаются быстрее ведущих, т. е. мощность передается
80
от ведомого вала 2 к ведущему 1. Момент трения способствует
в этом случае разгону вала двигателя и затормаживанию ведомого
вала, т. е. такое переключение связано с интенсивным замедлением
трактора (до v = а также с буксованием включаемой муфты.
Если же муфта Ф^-i будет включена позже времени /10п1, то за
время разрыва скорость трактора станет меньше, чем vK_lf и по-
следующий разгон до этой скорости может быть сопряжен со зна-
чительной работой буксования муфты, а также с рывком трактора.
Таким образом понятие оптимальной длительности разрыва
силовой цепи связано с обеспечением минимальной работы буксова-
ния фрикционных элементов и минимальных динамических нагрузок
при переключении на низшую передачу. Однако имеют место такие
условия эксплуатации, когда превалирующее значение придается
другим показателям. Так, например, если переключение произво-
дится при движении трактора на спуске с горы, то в период разрыва
силовой цепи угловая скорость ведомых дисков включаемой муфты,
а следовательно, и соотн, могут не уменьшаться, а наоборот — воз-
растать. В этом случае рациональное значение длительности разрыва
будет определяться не Д/р опт, а необходимостью торможения трактора
двигателем.
Переключение с перекрытием с высшей передачи на низшую.
Разрыв силовой цепи при переключении на низшую передачу, как
правило, способствует снижению скорости трактора. Вместе с тем,
этот способ связан с необходимостью строго ограничить длительность
разрыва силовой цепи, чтобы предотвратить чрезмерное снижение
скорости трактора при переключении передач на пахоте, а также
с регулированием длительности разрыва и темпа включения муфт
для обеспечения плавности переключения. Автоматическое регули-
рование процессов с одновременным сохранением возможности тор-
можения трактора двигателем связано со значительным усложнением
конструкции. Учитывая эти обстоятельства в ряде случаев для
перехода на низшую передачу применяют перекрытие передач.
Процесс переключения на низшую передачу с перекрытием раз-
деляется на два этапа: I — перекрытие передач; II — переход к уста-
новившемуся движению после окончания перекрытия, т. е. при
работе на одной передаче К — 1. Ниже рассматривается в основном
I этап, так как II мало отличается от обычных переходных процессов
такого типа.
Перед переключением движение обеспечивает передача К, пере-
давая мощность двигателя одним потоком. Относительная скорость
вращения дисков выключенной муфты Ф^ определяется выраже-
нием (34).
I э т а п — перекрытие передач. Этап содержит три
периода: в первом буксует только включаемая муфта Фк_ъ во вто-
ром буксуют одновременно обе муфты Фк-1 и Фк, а в третьем (при
безразрывном переключении)—только муфта Фк.
Первый период. Переключение начинается при t = /0 включе-
нием муфты Ф/<_1 низшей передачи при включенной муфте Фк
высшей передачи. Момент трения М\_1 муфты Фк-i по мере ее
6 Заказ 133	81
Рис. 63. Циркуляция мощности при
переключении на низшую передачу
с перекрытием
Рис. 64. Осциллограмма крутящего момента
нагружающего муфту высшей передачи при цир*
куляции мощности
включения возрастает при t > t0 от нуля до максимальной величины.
Как указывалось, ведомые диски муфты Фк_х перед переключением
вращаются в ту же сторону, что и ведущие, но быстрее последних
(см. рис. 52). Вследствие этого муфта Фк_х при включении буксует
и воздействует на ведущий вал 1 в направлении его вращения, а на
ведомый — противоположно его вращению, т. е. передает мощность
от ведомого вала 2 узла к ведущему 1. Включенная муфта Фк не
буксует и продолжает передавать мощность в направлении от вала 1
к валу 2. Таким образом, когда муфта Фк_г начинает при включении
развивать момент Л4к-ь в контуре узла возникает циркуляция мощ-
ности (рис. 63). В результате высшая передача К догружается цир-
кулирующей мощностью, на включенную муфту Фк воздействует
дополнительный крутящий момент. Дополнительная нагрузка на
муфту Фк (без учета инерционных нагрузок) является следствием
действия двух крутящих моментов: момента трения А4к-1 включае-
мой муфты Ф^-1 и приращения АЛ1Д крутящего момента двигателя,
возникающего при включении двух передач.
Такую увеличенную нагрузку муфта Фк высшей передачи сможет
передавать до тех пор, пока нагружающий ее крутящий момент Мк
не достигнет предельного значения, равного моменту трения Мтк
муфты. При дальнейшем возрастании момента трения Мк-i муфты
низшей передачи произойдет перегрузка и пробуксовка («срыв»)
включенной муфты Фк высшей передачи. Период от начала переклю-
чения (t — t0) до «срыва» муфты Фк (^ — ^i) является первым перио-
дом переключения с перекрытием.
Осциллограмма момента Мк, нагружающего муфту Фк высшей
передачи при циркуляции мощности дана на рис. 64. Начало возра-
стания момента Мк (время /0) соответствует началу включения муфты
Фк-i, т. е. началу перекрытия передач. Конец возрастания Мк
(время /х) соответствует выключению муфты Фк, т. е. окончанию
перекрытия передач (частичное перекрытие).
- Случай, когда возрастание момента Мк ограничено не выключе-
нием муфты Фк, а ее «срывом» в результате перегрузки при t =
отличается от предыдущего (рис. 65) большей длительностью пере-
крытия Д/п, когда А/п превышает длительность первого периода
(ti — to)- При t — tt, как Л4Д, так и Мк достигают максимальных
82
значений. Таким образом, протекание этого периода характеризуется
буксованием фрикционной муфты низшей передачи (муфта высшей
передачи до «срыва» не буксует), циркуляцией мощности, вызыва-
ющей дополнительное нагружение муфты Фк, постоянством кине-
матического передаточного числа узла
Для определения длительности периода и других показателей
используют уравнения вращения валов узла (см. рис. 51), которые
имеют вид:
МК 
г Лейл ,
Д dt ’
Мд +
;д
(35)
д
/<-1
Мк1ъкы-М^Т-1-Мс = }вм^.	(36)
Как и выше, в целях упрощения условно принимаем, что в первом
периоде, когда кинематическое передаточное число i не изменяется,
частота вращения вала 1 постоянна. В этом случае правая часть
уравнений обращается в ноль. Учитывая это и исключив из урав-
нений (35) и (36) момент Мк, получим
Мд = Л1Д. + Мтк-1(я- 1)^-,	(37)
‘к-1
где Л4Д, >
Л4С	 <
—значение момента Мл в начале переключения;
 момент трения включаемой муфты, приведенный к ве-
дущему валу; q ==	— перепад передаточных чисел.
Из формулы (37) следует, что за счет перекрытия передач
двигатель дополнительно нагружается частью момента трения
Мк_1, включаемой муфты. Нагрузка на муфту Фк при цир-
6*
83
куляции мощности определяется непосредственно из уравне-
ний (35) или (36). При -^5- =	= 0 момент
1Л	t	iBM
=	+	(38)
lK-I	1к	К
В первом выражении для Мк крутящие моменты приведены
к ведущим частям муфты Фк, а во втором, к ведомым.
Для того чтобы найти время «срыва» муфты Фк моменты тре-
ния муфт Мк и AlVi следует представить как функции времени t.
Момент Мк-i пропорционален в первом периоде динамическому
коэффициенту трения буксующих дисков, а момент Мк — статиче-
скому коэффициенту трения дисков при отсутствии их относитель-
ного проскальзывания. Подставив значения момента трения Мк-1 =
= ct и момента
время
k)a — ct в выражение (38), определим
t _ (^л)о ~	Рп —
1 с' + с<7вм н % + <7вм
(А1к)о — значения моментов Л4^и Мк при t = t0\
(39)
где Мк- = и
До ;ВМ
1К
рп = (Мк)о/^Мп — коэффициент запаса муфты Фк при задержке
ее выключения (t = t0); тк = МсНкМн — коэффициент загрузки
двигателя при движении на передаче К; /н = Maiklc — время воз-
растания момента трения включаемой муфты до значения, равного
Mj’k', <?вм =	—отношение передаточных чисел от муфт
к ведомому валу; X = с'1с — отношение темпов изменения моментов
трения включаемой и выключаемой муфт; с</вм — темп возрастания
нагрузки на муфту Фк.
Второй период начинается со «срыва» включенной муфты Фк
высшей передачи и продолжается до окончания синхронизации вра-
щения ведущих и ведомых частей включаемой муфты Фк-v Про-
цесс синхронизации при перекрытии сопровождается буксованием
обеих муфт: Фк-i и Фк. Направления моментов трения, приложен-
ных к валам 1 и 2, остаются во втором периоде такими же, как и в пре-
дыдущем. В первом периоде моменты, приложенные к валам 1 и 2,
были взаимно уравновешены, что обеспечивалось действием включен-
ной муфты Фк, поскольку ее момент возрастал соответственно
увеличению циркуляции мощности, росту моментов МТк_i и МД.
После срыва муфты Фк кинематическая связь между валами 1 и 2
прекращается. Уравновешивающее действие муфты Фк резко сни-
жается, поскольку момент Мк более не возрастает (он становится
равным моменту трения Мк), тогда как момент трения Мk-i вклю-
чаемой муфты продолжает возрастать. Вследствие этого во втором
периоде вал / разгоняется, а вал 2, наоборот, замедляется, частота
84
вращения ©' ведущих дисков включаемой муфты возрастает,
а ведомых дисков ©" — уменьшается. К концу периода со' = со".
Значение сод = <од1, соответствующее окончанию первого периода
(t = tx), является, как правило, минимальным в процессе переклю-
чения с перекрытием на низшую передачу. Во втором периоде ча-
стота вращения сод вала 1 более не снижается, а, наоборот, увели-
чивается. Интенсивный подвод энергии в этот период от ведомого
вала узла к ведущему (через передачу К — 1 за счет снижения кине-
тической энергии трактора) полностью устраняет перегрузку дви-
гателя, которая может иметь место к концу первого периода. Таким
образом, во втором периоде перекрытия происходит изменение ско-
рости движения трактора от vK до vK_lt что соответствует цели
переключения. К концу периода кинематическое передаточное число
узла i = iK_x.
Для определения показателей процесса можно применить при-
ближенный способ расчета, при котором моменты трения муфт
ЛД-1 и Мк, а также момент Л4д принимают во втором периоде по-
стоянными: ЛГх—1 =	Мк = РП(ДМН, где 0ПК — про-
межуточное значение коэффициента запаса муфты Фк при задержке
ее выключения во втором периоде перекрытия (от /х до /2)- Момент
двигателя Мд принимается равным нулю, т. е. считается, что ре-
зультаты его активного действия и торможения (при <од > <ох)
в период синхронизации муфты ФК-1 взаимно уравновешиваются.
В этом случае для расчета могут быть получены формулы, аналогич-
ные формулам (30), (31), (32). При этом используют, как и ранее,
уравнения (20) и (21), а условием синхронизации включаемой муфты
Фк-i является равенство
А	-ВМ
.д —(Овм4д_1.
(40)
В уравнениях (20) и (21) моменты Л4Щ и Мв в данном случае равны
44щ ,д .д (РК-1 Рпк) 44 ш
‘К-1 1К
мв = адм- MVUK-! — мс =
— (РпкгК— Рк-1£К-1— тК-1^-1) ^н-
Находим из уравнений (20) и (21) сод = сод1+ Мсин и
* д
®вм =	+ -т-2- Л^син и подставляем в равенство (40).
J ВМ
После преобразования получим
°Д1^Д ( ^К-1 _ | \
Д/ —	\	1к____7
^син—	, .2
! мъ
J вы
= ^дг^д* (? ~ О
Рк_1,А1н«7,3
(41)
85
где М„ — номинальное значение Л4Д; соД1 — значение ®д при I —
Т3 = 1 н——
3 Ук-i
1. тК-1
Р/Г-1 Y/c-i
Yx-i
JBM
K-1JH
Рпк / j I	.	1	\.
Р^-1 \	*К-1 Ъс-г / ’
Mz
m*-ie7T
1К-1н
Подставив в решение ®д = содтах = сод£+ -jS- Д/Син значение
Д/син из формулы (41) получим
•	_ °д max — <»Д1 _ (Рк~1 Рпк) 1)	/доч
Фдтах	~	Рх-17'з	’	{ ’
Т. е. 0)д тах (1 -|- фдтах) ®д1-
Работу буксования муфт в этом периоде определяем из формул
Lk-i = Мк-1(®отн. K_i)cpД/син = £д1(*~1)2 ;	(43)
1 3
LK = ЛГК (<0ОТН. к)сР Д/син =	ja ,	(44)
где £Д1 = -д2 д , а (®отн.к-1)сР и (®отн.к)ср — средние значения
относительных скоростей вращения дисков в муфтах Ф^-i и Фк
во втором периоде.
Ниже приведен пример расчета некоторых показателей про-
цесса переключения данным способом. Пусть 7Д = 0,469 кгс-м-с2;
Ук-1 = 3.24; Л4Н = 84 кгс-м; ®н = 178 с-1; ®х = 193,5 С1; с =
= 600 кгс-м/с; с' = 100 кгсм/с; — 1,5; в начале перекрытия
при t = t0 коэффициент рпк = 1,2; коэффициент загрузки двигателя
перед переключением (на передаче К) тк = 0,2; передаточные
числа от ведущего вала узла к ведомому iK_r — 1,406 и = 1,165,
схема узла на рис. 52, т. е. = iK, = iK_i, 1к = fy-i = 1;
q = ^± = 1,205.
‘к
Решение. Перед переключением (t = t0 = 0) момент Л4Д =
= Л4До = ткМн = 0,2 -84 = 16,8 кгс-м, т. е. двигатель работает
на регуляторной ветви характеристики. Соответственно ее пара-
метрам (Л4Н, ®н, о)х), а также значению Л4До находим юДо = wx —
86
----др- (®х — ®н) = 190,4 с-1(овм. =	= 163,5 с"1; Л4С =
= /кЛ4До = 19,6 кгс-м.
(MVi)o = 0; (Mk)o = 0ПКМН = 1,2-84 = 100,8 кгс-м.
гт д.	/от	/	84	1,2 — 0,2
По формуле (39) время «срыва» ^1 = "боо”—(об--------------- ~
W +1,205
= 0,102 с. Момент (Л4к—1)1 = ctx = 61,2 кгс-м. Мк, = (Л4л)0 —
— с7х = 100,8 — 100-0,102 = 90,5 кгс-м (момент «срыва»). По фор-
муле (37) Л4Д1 = 16,8 + 61,2 (1,205 — 1) = 29,3 кгс-м.
В первом периоде буксует только муфта Фк_г. Работа буксова-
ния Lk_i определяется в процессе первого периода по формуле
Lk-i = ^-^(9-1),	(45)
т. е.
т,	600-0,1022 190,4 ,, ОЛ[-	1оо
Lk-i =---------------р—(1,205— 1) = 122 кгс-м.
К началу второго периода Мд = Л4Д1 < Мн, т. е. двигатель про-
должает работать на регуляторной ветви характеристики. Поэтому
можно принять сод. = <оД(>. Коэффициент загрузки двигателя на
М	19 А
передаче К—1 равен	t 406’.84 = 0,166. Счи-
таем, что после «срыва» муфты Фк ее промежуточный коэффициент
запаса снижается до 0ПК = 0,75 = const. Тогда
, __ 1 .	1	.1	0,166	0,75 /.	1,165	1 \
3—1+ 3,24 "Г 1,5 ’ 3,24	1,5\ + 1,406 ’ 3,24/
а время синхронизации муфты
*д _ 190,4-0,469 (1,205 - 1)	» 9По Р
Д‘сии —	1,5-84-0,716	—U,Ak5C.
Согласно формуле (42)
- (1,5 - 0,75)-(1,205- 1) _.П из я (О = со =
тдшах	1,5-0,716	и,14о, Я й)д2 й)д тах
= (1 + 0,143)-190,4 = 217,7 с’].
Работа буксования муфт во втором периоде
0,469-190,42-(1,205 — I)2	спп
L«-1=-----------T0J16--------' =500 кгс м;
0,75	190,4-217,7 Л .fin (1,205—I)2
Lk = -pg--------2------°’469 0,716-1,205 = 236 КГС •М-
87
Таким образом, Lk~i = Lk-i + Lk-i = 622 кгс-м, a LK =
= 236 кгс м. Угловая скорость вала двигателя содп1ах на Д<вд =
= 217,7 — 193,5 = 24,2 с-1 превышает наибольшие обороты холо-
стого хода сох.
Синхронизацией муфты Фк_ъ как упоминалось, заканчивается
основной (второй) период переключения, в течение которого проис-
ходит изменение передаточного числа трансмиссии.
К началу третьего периода перекрытия скорость трактора снизи-
лась до величины Дальнейшее протекание процесса зависит
от соотношения крутящих моментов, приложенных к валам, прежде
всего от величин М\, Л4д_1 и Л1С. К началу периода буксует только
муфта Фк, причем ее ведущие диски вращаются быстрее ведомых.
Следовательно, эта муфта передает энергию от ведущего вала к ведо-
мому и развивает крутящий момент, равный ее моменту трения.
Муфта Фц-! включена и к началу периода не буксует. Величина
и направление передаваемого ею крутящего момента зависит от со-
отношения моментов Л1с и приведенного к валу 2 момента трения
выключаемой муфты Фк.
Третий период перекрытия является, по существу, дополнитель-
ным к двум первым до полной (заданной, например, конструкцией
механизма переключения) длительности перекрытия. Его увеличе-
ние отрицательно отражается на таких показателях, как работа
буксования муфты Фк, коэффициент фд mln и др. В тех случаях, когда
к концу синхронизации муфты ФЛ_Х условие безразрывности Л4ВМ =
=	> Л4С обеспечивается только при совмест-
ной работе двух передач, одновременное окончание синхронизации
и перекрытия может привести к частичному разрыву потока мощно-
сти, ухудшению показателей процесса.
Анализ различных способов переключения на низшую передачу
под нагрузкой показывает, что переключение с разрывом силовой
цепи оптимальной длительности Д/р опт имеет хорошие показатели
процесса, но не позволяет осуществлять торможение трактора дви-
гателем. Кроме того, поскольку Д/р опт величина переменная,
зависящая от значения Мс, для обеспечения оптимальности разрыва
необходимо использование муфты свободного хода или других
устройств, обладающих ее свойствами. Переключение с постоянной
длительностью перекрытия Д/п, рассчитанной на изменение i от iK
до в процессе перекрытия, достигается при использовании
в механизме переключения только фрикционных элементов. Такое
переключение связано с ухудшением показателей по величине ра-
боты буксования, а также с воздействием на детали низшей передачи
отрицательных нагрузок и с кратковременной циркуляцией мощности
в процессе перекрытия, но позволяет обеспечить торможение трак-
тора двигателем, а также хорошую плавность переключения. В тех
случаях, когда длительность синхронизации становится больше,
чем заданная постоянная длительность перекрытия передач, завер-
шение синхронизации может протекать при повышенных отрицатель-
ных значениях момента Л4ВМ, воздействующего на ведомый вал КП
со стороны узла.
88
ИСПОЛЬЗОВАНИЕ МУФТЫ СВОБОДНОГО ХОДА
ПРИ ПЕРЕКЛЮЧЕНИИ ПОД НАГРУЗКОЙ
Муфту свободного хода 3 устанавливают в низшей передаче узла.
На рис. 66 показаны различные варианты установки муфт Фк и 3
на валах 1 и 2.
Переключение с низшей передачи на высшую в узле, оснащен-
ном муфтой свободного хода, начинается включением фрикционного
элемента высшей передачи. Поскольку момент трения Мк возрастает
не мгновенно, то I этапом процесса переключения является оптималь-
ное перекрытие передач. На этом этапе мощность двигателя пере-
дается от ведущего вала 1 к ведомому 2 двумя параллельными по-
токами через муфты Фк и 3. Когда момент трения Мк достигает ве-
личины, достаточной для преодоления момента сопротивления 7ИС,
т. е. Мк^к станет больше Мс, под действием избыточного момента
А4изб [см. формулу (19)] начнется разгон вала 2 и связанных с ним
частей до скорости, соответствующей включаемой передаче. Низшая
передача, благодаря действию муфты свободного хода, не восприни-
мает избыточного момента и отключается автоматически. Таким
образом, применение муфты свободного хода обеспечивает опти-
мальное перекрытие передач как по длительности, так и по ве-
личине передаваемых обеими передачами потоков мощности. Разгон
трактора до скорости vK при работе одной включаемой передачи и
переход к установившемуся режиму движения является II этапом
переключения на высшую передачу. Его протекание и, в частности,
интенсивность разгона зависят прежде всего от параметров муфты Фк
(см. стр. 67).
Перед началом переключения с высшей передачи на низшую
(при использовании муфты свободного хода) включена муфта Фк
Рис. 66. Варианты схем типового узла с муфтой свободного
хода:
1— ведущий вал; 2 — ведомый вал; 3 — муфта свободного
хода; Ф^ — муфта высшей передачи
89
высшей передачи, а муфта свободного хода 3 разомкнута, поскольку
ее ведомая часть вращается быстрее ведущей части. Мощность при
этом передается одним потоком, через передачу К. Переключение
с передачи К на К — 1 начинается выключением муфты Фк, при этом
наступает разрыв силовой цепи. В обычных условиях эксплуатации
под действием момента Мс скорость v в период разрыва уменьшается
и через некоторый промежуток времени угловая скорость
ведомой части муфты 3 снижается до величины, равной (од, т. е.
до скорости ведущей части, и тогда муфта свободного хода 3 замы-
кается. Иначе говоря, муфта 3 автоматически замкнется в тот момент
времени, когда скорость трактора снизится от vK до vK_v Таким
образом, при переходе на низшую передачу муфта свободного хода
автоматически обеспечивает оптимальную длительность разрыва
силовой цепи Д/р.опт, соответственно величинам Л4С, <оДо, 7ВМ и дру-
гих параметров, исключает циркуляцию мощности и действие отри-
цательных нагрузок на детали трансмиссии.
Вместе с тем, в некоторых условиях эксплуатации применение
обгонной муфты ухудшает управление трактором. При ее приме-
нении затруднено торможение трактора двигателем, а также выклю-
чение узла для остановки трактора. Следовательно, использование
муфты свободного хода позволяет получить оптимальные показа-
тели процессов переключения, но требует определенного усложнения
трансмиссии.
РАЗГОН ТРАКТОРНОГО АГРЕГАТА
Применяют два способа разгона тракторного агрегата:
а)	разгон на рабочей передаче, при котором трогание с места
и разгон осуществляются непосредственно на той передаче, на кото-
рой будет выполняться работа;
б)	поэтапный разгон, который состоит в трогании с места на одной
из низших передач и последующем переключением на ходу трактора
(практически без снижения скорости) с низших передач на высшие
до заданной рабочей скорости агрегата; этот способ разгона осуще-
ствим для всех видов работ при использовании трансмиссии с без-
разрывным переключением.
Основные показатели процесса трогания с места и разгона трак-
торного агрегата (длительность буксования включаемой муфты А/б,
коэффициент фд и работа буксования муфты £б) находят по фор-
мулам (46), (47), (48), которые аналогичны формулам (26), (27), (29).
При их выводе используют также уравнения (20), (21) и условие
окончания буксования включаемой муфты (22). Индекс Л в этом
случае не ставится, так как трогание может осуществляться на лю-
бой передаче. Соответственно этому упомянутое условие примет вид:
iBM. Перед началом разгона ведомые диски муфты
Ф
®д (-д “вм
(рис. 67) неподвижны, т. е. начальная относительная угловая ско-
рость дисков ®отн,0 =	• При постоянных значениях действующих
*д
90
моментов (Мд = Л4Н; Мт = ргдЛ4н; Мс = ш1Мя, где i = Л'вм)
моменты 2ИЩ и Мв, приложенные к валам 1 и 4 равны: Мщ =
= М. — мЦ-, а Мв = Mri™ — Мс.
Соответственно,
d вм
момент инерции разгоняемых
агрегата, приведенный к валу 1.
где Тх имеет то же значение, что и в формуле (26); у
значение ®д в начале разгона; Jвм/г2 —
частей тракторного
®д.
<47>
До	1
=	(48)
Эти выражения отличаются от формул (26), (27) и (29) отсут-
ствием сомножителей (1-----), в них не входят промежуточ-
ные значения передаточных чисел 1Д и iBM (см. рис. 67), а лишь пол-
ное значение i = i«iBM, т. е. структура формул не зависит от места
расположения включаемой муфты Ф в силовой цепи.
От расположения муфты Ф зависит только распределение некото-
рых промежуточных деталей по ведущим и ведомым частям. Так,
например, при расположении муфты Ф на валу 2 (рис. 67, а) этот вал
относится к ведомым частям (его инерционность учитывается в JBM),
а при расположении Ф на валу 3 (рис. 67, б) — вал 2 относится
к ведущим частям. Таким образом, влияние расположения Ф на зна-
чения показателей разгона (Д/б, фд, Тб и др.) ограничено в основном
зависимостью величин 7Д и JBM от распределения промежуточных
деталей (со сравнительно небольшой инерционностью) по ведущим
и ведомым частям.
Рис. 67. Варианты размещения муфты Ф в коробке передач:
1, 2,3,4 — валы; и iBM — передаточные числа от вала 1 к валу
муфты и от последнего к валу 4 соответственно
91
Формулы (46), (47) и (48) можно использовать, в частности, для
расчета процесса трогания с места и разгона трактора на рабочей
передаче.
При анализе поэтапного разгона эти формулы применяют для
расчета процесса трогания с места на одной из низших передач.
Этот процесс отличается от предыдущего меньшими значениями увм
(ввиду увеличения i) и т. Соответственно этому уменьшаются вели-
чины Д/скн, Фд и Ьб. При дальнейшем разгоне при безразрывном
переключении с низших передач на высшие показатели процесса
определяются соответственно выбранному варианту переключения.
В первом периоде переключения с перекрытием, протекающем без
изменения кинематического передаточного числа i (i = работа
буксования L'k. включаемой муфты Фк вне зависимости от варианта
переключения определяется
для случая &t
с (ДО2 мд«
2 ‘Д
для случая Д/ >
i-к.
‘К-1
А
1Д-1
(49)
i% \ 'К-i / \	2 /
= РЛ4н«д»(1----(^“4)’	/50)
где f — время включения муфты Фк (см. формулу 5); с =	—
темп включения; Д/— длительность первого периода. При 1-м
и 2-м вариантах переключения Д/ = Д/п; при 3-ем варианте время Д/
равно времени /2> т. е- времени от начала перекрытия передач до
«срыва» муфты Фк_!-
При ориентировочном расчете следующего периода, протекающего
при изменении передаточного числа i от до iK (разгоне трактора
от vK_1 до vK), действующие моменты (Мл, МТ, Л4С) можно считать
постоянными и определять Д/син, фд и £б для первого и второго ва-
риантов переключения по формулам (26), (27) и (29), а для третьего
варианта — по формулам (30), (31), (32) и (33).
Сопоставим показатели способов разгона на примере трактора
со следующими параметрами: номинальный момент двигателя Мн =
= 60 кгс -м; номинальная угловая скорость его вала «он = 220 с'1;
максимальная — сох = 239 с-1; 7Д =0,37 кгс-м-с2; 7ВМ =
= 0,27 кгс-м-с2; в коробке передач — четыре передачи переклю-
чаются под нагрузкой, фрикционные муфты Фх, Ф2, Ф3 и Ф4 располо-
жены на ведомом валу (см. рис. 38), т. е. передаточные числа =
= ifM = i»M =	= 1, a ix = if = 1,52; i2 = ty = 1,29; i3 = if =
= 1,13; i4 = if = 0,97; коэффициент запаса муфт p = 2; темп вклю-
чения муфты с = 600 кгс -м/с; коэффициент загрузки двигателя при
движении на IV передаче т4 = 0,8; вариант безразрывного пере-
ключения — второй (с избыточным перекрытием).
92
Подсчитаем значения работы буксования L муфт и коэффици-
ента фд снижения угловой скорости вала двигателя: а) при трога-
нии с места непосредственно на IV передаче; б) при трогании с места
на I передаче и последующем безразрывном переключении на высшие
передачи до IV. Значения по передачам	=
lKJp,
и [см. формулу (26)] сведены в табл. 6.
При трогании с места на IV передаче согласно формуле (47)
1___________________________________L 1______L
коэффициент фд =	J_ = _2_= 0,392, т. е.
(Одиш = 0,608 «>х = 0,608-239 = 145,5 с-1 (пдт1п = 1390 об/мин).
г	л.	/лоч	г 7д“х 0,37-2392 QQnn
Согласно формуле	(48)	L6i = -о ".	— ’ , О7К	=8300	кгс-м.
При трогании с места на I передаче согласно формуле (47)
1___!_ 1_____L
-ТЛ)Г = -^А- = °-175;	= °-825“- =197 с-1-
T-г А.	/ло\ г	0,37-2392
По формуле (48)	=—^2 855— =	кгс-м.
При безразрывном переключении с I на II передачу в начале
переключения нагрузка на двигатель Мд = Л4До = тгМн =
= 0,511-60 = 30,6 кгс-м, а начальная угловая скорость его вала
соответственно регуляторной ветви характеристике двигателя <oAo —
= ®х — 4г1 (®х — ®н) = 239— 4^- (239 —220) = 229 с’1. При под-
боре постоянной длительности перекрытия Л/п учитываем, что
время tn увеличения момента трения МТ включаемой муфты до но-
/Л/Г -ТА	Мн*2 60-1,29
минальнои величины (Мнгд) в данном случае равно —-—= —600  ==
= 0,129 с. Принимаем длительность перекрытия Л/п = 0,15 с, т. е.
Л/п > что обеспечивает безразрывность переключения при раз-
личных нагрузках, даже превышающих номинальные. Такое пере-
крытие является избыточным, так как его длительность превышает
Таблица 6
Параметры	Передачи			
	I	п	ш	IV
‘к	1,52	1,29	1,13	0,97
	0,316	0,439	0,572	0,777
тк	0,511	0,601	0,687	0,8
Л	2,855	2,08	1,655	1,275
93
оптимальную А/п опт =-^-=	= 0,078 с [см. формулу (18)].
В процессе перекрытия буксует только муфта Ф2 II передачи. Работа
,	с А/2
буксования Z.2 вычисляется по формуле (49) £г = —«-----%- X
2 ‘г
/. i. \	600-0,152 229 /-	1,29 \ 1оо
X у1 — -А) = = 182 кгс-м, поскольку
время А/ < t = р/н = 2-0,129 = 0,258 с (f — время включения
муфты Ф2); А/ = А/п, так как выбран 2-й вариант переключения.
В процессе перекрытия возрастает нагрузка на двигатель. Согласно
формуле (15) к окончанию перекрытия MR достигает величины
Л4д = Мд1=МДо + -^- (1—Л)=30,6+——-^1—^ =
==41,2 кгс-м. Подсчет L?, как и вывод формулы (15),
производят, предполагая, что <од = <оД(1. Однако по регуляторной
характеристике двигателя можно выявить соответствующее Л4Д1
значение ®д, = юх —	(<вх — <он) = 239 — • 19 = 226 с-1 и
Al X Д[н \ X Н/	60
использовать его как начальную величину для расчета следующего
периода.
По окончании перекрытия происходит разгон трактора от Ох
до у2. Длительность разгона А/син =	— (1---- =
р/Ин X ll / V 1/2
226-0,37 /!	1,29 \ 1 ЛЛ[-ЛП	_
= —— ( 1 — тгп ) -п-пя = °,°6О2 с; коэффициент снижения <од
£ • UV \	1,1 UO
пр» разгоне = (1 -	(1 - i) = (1 -	(1 -
— тИ"') о4о- = 0,0365 (см. формулы (26) и (27)). Работа буксова-
ния муфты Ф2 в процессе разгона согласно формуле (29)
Т" 7д“д1 /<	»2 \2	1	0,37-2262 /	1,29 \2 1 _
составит Lz —	2	J —	2 (J j 52 J 2,08
= 105 кгс-м. Таким образом работа буксования муфты Ф2
в процессе переключения с I на II передачу £2 = L'z + Lz = 182 +
4- 105 = 287 кгс -м, а минимальное значение ®д (в конце разгона)
с учетом значения фд =----------= 0,0365 составит ®дт1п =
= 218 с’1.
Величины £г и L'z могут быть проверены по уравнению баланса
энергии. Так, например, в процессе перекрытия £д = (Л4д)ср®До А/п =
= —6|--1’2 229-0,15 = 1232 кгс-м; £вм = Afc®BM,A/n = 46,6 х
229
Х-^у-0,15 = 1050 кгс-м; АЕД = А£вм = 0 (здесь ®д = ®До =
= const и <овм = <вВМо = const). Уравнение баланса для периода
перекрытия: "£д = L'z -ф £вм, т. е. 1232 = 182	1050. В процессе
разгона от vr до и2 момент Л4Д принят равным М„ = const; сод
изменяется от <яД1 — 226 с-1 до ®Д2 = ®д-т1п = 218 с-1 (®дср —
94
_ 226 4- 218  222 c-i^ . Ювм изменяется от ®ВМ1 = -^-=148,7с 1 до
®вм2 129	69 с у®вм. ср	2	158,85с J, Ьл
= Л4н<одсрД/син = 60-222-0,0502 = 682 кгс-м; А£д = (со^ —
-<о22) = -^(2262 — 2182) = 658 кгс-м; £вм = Мс®вм. срА^свя =
= 46,6-158,85-0,0502 = 371 кгс -м; АЕВМ =	(®вм, — ®вм2) =
_ 2^1(148,72—1692) = — 865 кгс-м. Уравнение баланса для
периода синхронизации La 4- АЕД = £2 + £вм 4- А£вм или 682 4~
4- 658 *=» 105 4-371 4- 865. Равенство подводимой к системе энер-
гии (£д 4- А£д) и затрачиваемой (£2 4- LBM 4- &ЕВЫ) свидетельствует
о правильности расчета.
После окончания буксования муфты Ф2 происходит совместный
разгон ведущего и ведомого валов до установившегося режима, при
этом момент Мд снижается до /п2Л4н = 0,601 -60 = 36 кгс -м, а сод
возрастаетдо сод = <ох—-^-(cox— сон) = 227,6 с-1. Эти значения
являются начальными (Л4До и (оДо) для переключения со II пере-
дачи на III.
Аналогично определяя показатели этого переключения, а затем
и последующего (с III на IV передачу), получим, что при переклю-
чении со II на III передачу ®дт1п = 219,1 с-1, работа буксования L3
муфты Ф3 составит L3 = L3 -j- L3 = 167 4-85 = 252 кгс -м. При
переключении с III на IV передачу ®дт1п = 213,5 с-1, a Lt = L't 4-
4- £4 = 360 кгс-м. Из примера следует, что при поэтапном разгоне
суммарное значение работы буксования всех муфт £51 4-	4- L3 4-
4- £4 = 4609 кгс-м значительно меньше, чем работа буксования
£б4=8300 кгс-м муфты Ф4 при трогании с места непосредственно на
IV передаче. Кроме того, при поэтапном разгоне меньше перегру-
жается двигатель.
При использовании 3-го варианта переключения (разгон в про-
цессе избыточного перекрытия) порядок определения показателей
(фд, £) имеет некоторые особенности. Рассмотрим например, переклю-
чение с III на IV передачу по 3-му варианту. Принимаем, что мо-
мент трения A1J выключаемой муфты Ф3 до ее «срыва» при t = /2
(см. рис. 60) имеет постоянное значение. При t = /2 момент
мгновенно снижается на величину, соответствующую АЛ1, а от /2
до t3 остается опять постоянным. Остальные параметры имеют те же
значения, что и при 2-м варианте переключения. Начальные вели-
чины Л4Д и (од перед переключением равны Л4До — 41,2 кгс-м;
<оД() = 226 с-1.
Длительность первого периода А/ (при i — i3 = const)
определяется в данном случае временем /2 «срыва» включенной
муфты Ф3, момент которой до «срыва» ЛЦ = pni§AfH = 1 -1,13 -60 =
95
= 67,8 кгс-м. Здесь рп = 1 — промежуточный коэффициент запаса
муфты Ф3. Из условия срыва муфты Фк_! (см. стр. 73) время
1	1
^с-^ + (мтЛ_1)о4^
1К
Поскольку момент Мк-i = /Из принят (до срыва Ф3) постоянной
« // m -вм 1	у ^з+^с	67,8 + 46,6
величиной (с = 0), a rBM = 1, то =-------------------------=
'	'	с	оии
= 0,191 с. За это время буксовала только включаемая муфта Ф±
и ее работа буксования составит
г, ct2 ЮД» /, I. \	600-0,1912 226 (.	0,97 \ осо
----2---W О"Тдз)=362кГС-М-
Здесь, поскольку f = 2	= 0,194 с > t2 = 0,191 с, исполь-
зуется формула (49). Ко времени t = t2 нагрузка на двигатель со-
лл	о , 600-0,191	0,97 \ п
ставит /ИДв==41,2-4-----~—(1--------) =57,9 кгс-м, а со-
М2	U,97	\	1,1 о /
57 9
ответствующее значение соД2=239-----^--19 = 221 с"1. Эти зна-
чения являются начальными для периода синхронизации (от /2
до t3l см. рис. 60) муфты Ф4 при буксовании обеих муфт (Ф3 и Ф4).
После «срыва» муфты коэффициент рп = 0,8. Тогда согласно форму-
лам (30)—(33)
,	1	1 Л I	°’8 \	0,8 Л 1>165 \	—
‘	0,777	2 \ +	0,777 )	2 \	+ 0,777 )
_ 221-0,37 Л
“	2-60 V
= 0,354 с.
0,97 \	1
1,13 ) * 0,273
®д mln = 209,7 С-1.
г„	2212-0,37 Л 0,97 \2	1	„а
L4—	2	1 13 ) 0273 — 677 кгс-м для Ф4.
г,, Рп	^дкон^днач	т Л	i4 \2	1
ЬЗ — -р- q 2	-/д	1	is )	Тз	~
0,8 , 1СС 209,7-221 /,	0,97 \2 0,37 оло „Л „	„„„ а
= -2--1,165------2—) ^27У = 308 кгс-м-для Ф3.
96
Таким образом при 3-м варианте переключения с III на IV
передачу работа буксования обеих муфт Ц + L'i + Lg = 362 +
-j- 677 +308 = 1347 кгс-м, что примерно в четыре раза больше,
чем при 2-м варианте (360 кгс м). Для оценки плавности процесса
непосредственно из уравнений (20) и (21) могут быть определены
угловые ускорения валов и, соответственно этому, ускорения трак-
тора в процессе переключения.
Определение наибольших динамических нагрузок и оценка плав-
ности процесса переключения осуществляется из уравнений враще-
ния валов с учетом изменения величины приложенных крутящих
моментов, а также упругости деталей.
При принятых допущениях (постоянные значения моментов и др.)
можно в основном качественно сопоставить варианты переключения
по величине динамических нагрузок. Так, при втором варианте пере-
ключения разгон трактора задержался по сравнению с 1-м вариан-
том на время Д/изб = А/п — Д/п опт = 0,15 — 0,078 = 0,072 с, что
привело к возрастанию момента Мк, под воздействием которого про-
исходил разгон. В период избыточного перекрытия (2-й вариант)
на детали низшей передачи воздействовал отрицательный момент,
наибольшее значение которого Л4изб = Мк/к — Мс — с AtniBK —
— Л4С = 600 -0,15-1 — 46,6 = 43,4 кгс-м. На выходной вал после
окончания перекрытия воздействовал момент Л4ВМ близкий к мак-
симальному моменту включаемой муфты, равному	=
= 2-60-1,29 = 155 кгс-м. Соответственно коэффициент динамич-
ности был близок к	= 3,3, а угловое ускорение вала к евм =
1ВМ«Л1	155
= к л max —	_ 575 с-2 Пр и 3-м варианте переключения
с I на II передачу наибольшее значение отр-ицательного момента,
воздействующего на детали низшей передачи и вызывающего «срыв»
муфты Ф1Г определялось моментом трения муфты = PnifAfH =
= 1 -1,52-60 = 91,5 кгс-м, т. е. в данном случае указанный отри-
цательный момент в два раза больше, чем при 2-м варианте. Вместе
с тем, крутящий момент в 3-м варианте, приложенный к выходному
валу Л4ВМ = pif/W„ — ₽п1Шн — (2 • 1,29 — 0,8 -1,52) 60 = 82 кгс -м,
82
т. е. коэффициент динамичности соответствует-^-^- = 1,75, а ускоре-
ние 8ВМ =	= 304с“2. Эти величины значительно меньше, чем
во 2-м варианте, что обусловлено замыканием части активного мо-
мента включаемой передачи в контуре циркуляции мощности в про-
цессе разгона трактора.
Влияние энергонасыщенности трактора и темпа включения
фрикционной муфты на разгон тракторного агрегата. Из приведен-
ного расчета видно, что разгон непосредственно на рабочей передаче
до рабочей скорости трактора связан со значительно большей пере-
грузкой двигателя (содт1п = 145,5 с-1), чем поэтапный разгон
(®дш1п ~ 197 с-1). Уменьшения перегрузки двигателя можно достичь
без применения поэтапного разгона, а за счет снижения темпа вклю-
7 Заказ 133	97
Рис. 68. Двухмассовая система:
1 и 2 — ведущий и ведомый валы
чения фрикционной муфты, повышения плавности разгона. Этот
путь связан, однако, с увеличением работы буксования муфты.
В наиболее простом случае для расчетного определения ®дт1п трак-
тор приводят к двухмассовой системе (рис. 68) и используют урав-
нения вращения валов (20) и (21), в которых М1А = МЛ— Мт,
а Мв = Мт — Мс.
Если принять моменты Л4Д = Мн; Мт = и Л1С = т-М„
при буксовании Ф постоянными, то
®д min = ®д0 Н Д^б,	(51)
где <йДо — значение сод перед началом разгона; Д/б —длительность
буксования муфты Ф при разгоне, в процессе которого происходит
снижение ®д от «>До до ®дт1п.
Решив уравнения (20) и (21), определив из уравнения (20) угло-
вое замедление <1а>л/dt, а из условия ®д = ®вм длительность буксо-
вания Д/б из выражения (51) получим
Айд = содо ®д min = (	) Мб = р т /	•
Момент инерции JBM ведомых частей без учета буксования ве-
дущих колес, как известно, может быть представлен в виде
,	М°т+Опр)'Х.
вм	ЯПтр*?р
с учетом значения JBM
— ®до ®д mln =	/ i \2	’
Л'/13Р) +1
\гк)
где А' зависит от р, т, JA, массы трактора °т °пр, к. п. д. транс-
миссии т]тР, коэффициента 6Т учета вращающихся частей.
Это выражение позволяет пояснить зависимость разгонных ка-
честв от энергонасыщенности и рабочей скорости трактора. Пред-
положим, например, что увеличение мощности двигателя достигается
повышением частоты вращения его вала, а следовательно, и увели-
чением соДо. При постоянстве передаточного числа трансмиссии iTP,
радиуса ведущего колеса трактора гк и величин, входящих в Д'
возрастет и рабочая скорость трактора v. В этом случае сниже-
ние угловой скорости вала двигателя в процессе разгона Асод =
= (дДо — <одт}п прямо пропорционально увеличению соДо (см. пос-
леднюю формулу) и соответствует возрастанию v.
98
Если мощность двигателя увеличивается за счет повышения его
номинального момента Мн, то при постоянстве ®До и величин, вхо-
дящих в А', рабочая скорость трактора v может быть повышена (при
постоянстве тягового усилия) путем уменьшения передаточного числа
iTp или увеличения радиуса гк. В этом случае, значение Лсод также
возрастает. Ухудшение разгонных качеств при повышении рабочей
скорости трактора можно объяснить увеличением длительности бук-
сования муфты, так как с ростом соДо возрастает начальная относи-
тельная скорость ее дисков (®Отн0 = ®д„), а с уменьшением tTp
или увеличением гк возрастает инерционность JBM ведомых частей.
Таким образом, при повышении рабочей скорости агрегата, его
энергонасыщенности следует предусмотреть меры для обеспечения
достаточно высокой загрузки двигателя. Для определения влияния
темпа включения муфты на показатели разгона момент трения Мт
включаемой муфты принимаем равномерно возрастающим за время V
включения муфты от /Ит, равного нулю, до Л4Т = рЛ4н, и далее сохра-
няющим постоянное значение. Перед началом разгона момент дви-
гателя Мд равен нулю, угловая скорость юд вала 1 равна максималь-
ной скорости холостого хода (®д — сох), рычаг управления двига-
телем поставлен водителем в фиксированное положение, а совм = О,
т. е. трактор неподвижен. По мере включения муфты Ф и возраста-
ния ее момента Мт происходит снижение <од [см. рис. 68], так как
начальное значение Мд было равно нулю. При уменьшении сод
момент Мд автоматически (под действием регулятора двигателя)
возрастает соответственно характеристике двигателя. При этом,
естественно, момент двигателя Мд по величине отстает от момента
трения Мт включаемой муфты, так как в противном случае не про-
исходило бы снижения (од. С другой стороны, чем медленнее возрас-
тает момент Мт (от нуля до значения, равного Мд тах), тем ближе
по величине момент Мд к моменту Мт и при обращении темпа воз-
растания момента Л1т в ноль наступает равенство Мд = Мт, т. е.
снижение сод прекращается (установившийся режим). Таким обра-
зом, взаимосвязь между моментами Мт и Мд в период включения
муфты Ф характеризуется выражением
Мд	(52)
Исследования, проведенные академиком Болтинским В. Н. [7],
показали, что Мд возрастает под действием Мт не по статической,
а по динамической характеристике двигателя. Соотношение (52)
и характеристика двигателя, а также уравнения (20) и (21) позво-
ляют судить о величине юд при возрастании Мт от нуля до Мд тах
при разгоне. Моменты Л1Щ и Л4В соответствуют двухмассовой си-
стеме (см. стр. 98).
На рис. 69 справа показана зависимость момента трения Мт
муфты Ф от времени t при ее включении, а слева — вызываемое вклю-
чением муфты Ф изменение момента двигателя 7ИД по <од (см. кри-
вую Л1д). Кривые Л4Т и Мд соответствуют случаю включения Ф
с произвольным темпом. Кривая Мд (ОА'В') представляет собой
7*	99
Рис. 69. Момент трения муфты Ф и динамиче-
ская характеристика двигателя
так как Л1Т «5 AL. а момент
динамическую характеристи-
ку двигателя при практи-
чески мгновенном приложе-
нии к нему полной нагрузки
Afmax (например, при вклю-
чении Ф за 0,1-—0,15 с).
В период от t — 0 до
t = tc момент Мт, увеличи-
ваясь, достигает значения,
равного моменту сопротив-
ления Мс (см. точку Л). При
этом в соответствии с урав-
нением (21) вал 2 не вра-
Мл в силу соотношения (52) не
превышает момента Мс, т. е. 7ИД -С А'Б'. Следовательно, при
t = tc угловая скорость сод содс, где содс — угловая скорость вала
1 при Л4Д = 7ИС. Таким образом, в период от t = 0 до t = tc ско-
рость совм = 0, а <од содс. Длительность этого периода, зависящая
от темпа включения муфты Ф, не оказывает существенного влия-
ния на пределы изменения частоты вращения валов 1 и 2, однако
работа буксования муфты Ф растет с увеличением tc.
В следующий период от t = tc до t = tM момент Мт возрастет
от Мт = Мс до Мт = .Мд тах по динамической характеристике
(см. точки В и В'). При этом происходит разгон ведомого вала 2
под воздействием импульса свободного момента (Мт — Мс), выра-
жаемого площадью заштрихованной фигуры АВЕ:
J (Мт Мс) dt = /вм®вм-
^С
Обращаясь к сод опять замечаем, что в конце периода момент 7ИД
увеличиваясь от А'Б' к В'Г' (по мере снижения <од) не превышает
значения 7Идтах [см. соотношение (52)], т. е. к концу периода
(Од содм. Таким образом, за время от tc] до <м ведомый вал 2 раз-
гоняется соответственно [сообщенному ему импульсу момента
(Мт — Мс), а снижение угловой скорости сод вала / ограничено ве-
личиной содм, что исключает опасность заглушить двигатель в ука-
занный отрезок времени.
Отсюда следует, что за счет снижения темпа включения муфты
(увеличения периода от tc до tM) можно обеспечить разгон трактор-
ного агрегата без опасности заглушить двигатель, однако это свя-
зано с перегрузкой включаемой фрикционной муфты ввиду увели-
чения работы буксования. Поэтому разгон трактора, как правило,
завершается при t > /м, т. е. в третьем периоде, когда момент тре-
ния /Ит > 7Идгпах. Только в этом периоде разгона возникает опас-
ность заглушить двигатель, так как при Мт > 7Идгпах возможно
снижение сод до значений, меньших чем содм. В этот же третий период,
продолжающийся от t = до окончания буксования муфты (при
t = /б), происходит интенсивный разгон ведомого вала 2.
100
Известные формулы для расчетного определения ®д mln [7,33] полу-
да	м kMT .. мт
чены при условии, что/Ид<Мт, например мд = —или /Ид =-р-,
причем эти соотношения между Мл и Мт приняты постоянными,
не зависящими от темпа и длительности f включения Ф. При этих
условиях повышение плавности и длительности разгона трактора
(за счет увеличения /') сопровождается увеличением длительности
периода интенсивного снижения ®д под действием Мт (при Mr/M.R —
= const), т. е. из указанных формул можно сделать вывод, что по-
вышение плавности включения муфты Ф способствует заглоханию
двигателя. Такой результат не согласуется с практикой. В связи
с этим для определения сод mln при разгоне с большими значениями f
целесообразно использовать метод расчетного определения ®дт|п,
в котором темп Сд возрастания момента двигателя при включении
муфты Ф поставлен в зависимость от темпа С возрастания момента
трения Мт включаемой муфты, т. е. от темпа приложения нагрузки
к двигателю. Принимая закон изменения момента трения Мт соот-
ветствующим формуле (5), а момент двигателя
Мд =
( Сд/ при 0</=с/д
I КМН = const при t > /д
(53)
будем считать, что
Сд — ФдС,
где К — коэффициент приспособляемости двигателя; фд — постоян-
ная в процессе разгона трактора величина, меньшая единицы [см.
формулу (52)].
Значение фд, исходя из свойств динамической характеристики
двигателя, выбирается соответствующим темпу С или времени вклю-
,	1> РА1н ТТ
чения муфты г = Для случая
резкого включения муфты величина фд
принимается минимальной; при сниже-
нии С (или возрастании /') значение
фд приближается к единице/ т. е. Сд
к С, поскольку динамическая«характе-
ристйка приближается к статической.
Подставляя значения моментов Л4Т, 7ИД
и Мс = const в уравнения (20) и (21)
и решая их, получим зависимость юд (/)
и ®вм* (t) Для различных периодов раз-
гона трактора "(рис. 70). Время /с уве-
личения Мт до значения, равного Мс,
определяется’из соотношения: Ctc =
= mMa, в котором т — коэффициент
загрузки двигателя. Время /д возра-
стания Мл до КМИ можно определить
из уравнения Сд/д = КМН.
(54)
Рис. 70. Диаграмма разгона трак-
тора
101
Для случая, изображенного на рис. 70, когда 1Л < f, зависимость
частоты вращения вала двигателя ®д от t по периодам может быть
определена по формулам
®д = сох— —Для 0 < t -С /д;
~ 277	~	+	для	< *'’>
<од = <ох - [С {tj - ад +	- /д) -
_	— t'j для
где t6 — длительность буксования муфты Ф.
Зависимость ®вм (t) выражается формулами
®вм =---------/?)—	--te) ДЛЯ
ZJBM	"ВМ
®вм = -Л- [(П2 — /?] + 4^ (Р — rn) t —
*dвм	J вм
—-7^-(РГ—mtc) для /'<fsgZ6.
вм
(55)
(56)
Для определения ®дт1п и времени 1б окончания буксования Ф
по указанным формулам могут быть построены графики юд (0 и
®вм (0 и определена точка А (см. рис. 70) их пересечения.
Для случая, когда t6 > t’ и t6 > /д, значение ©Д mln может быть
определено из формулы
*>х + -¥г- Г(₽К + Кт-тр)4-К/д1
“ =— . L  (57)
₽ — т JR
Величина /д определяется темпом Сд, т е. значением фд
или,
в конечном счете, временем f. В настоящее время количественные
данные о динамической характеристике двигателей недостаточны,
что затрудняет обоснованный выбор величины фд в зависимости
от tr йли С. Для определения фд можно использовать ориентиро-
вочную формулу
Ф = £д_ = £+А
Рд с t'+д^
(58)
где Ах и А2 — постоянные положительные величины, причем А2 >
> А,. Используя формулу (58) и рЛ1н = Ct', получим
, _ КМН _ КГ(Г+Д2)
Д сд - РР'+Д,) •
(59)
Величины Ах и А2 должны быть заданы соответственно свойствам
двигателя. Их отношение Аг/А2 равно [см. формулу (58)] отношению
Сд/С темпов возрастания моментов 7ИД и МТ при резком включении
муфты (когда f 0). Уменьшение их абсолютных величин соот-
102
ветствует более быстрому приближению Сл к С (динамической ха-
рактеристики к статической) при повышении плавности включения
муфты. Если принять, например, Дх = 0,3, а Да = 0,5, то при f
Q
0 отношение -^-=фд = 0,6 а при f = 5 с отношение фд =
= 0,965. Использование формул (58) и (59) для вычисления /д
и Сд в зависимости от t' позволяет определить показатели процесса
плавного разгона.
Обеспечение возможности разгона трактора за счет плавного
(с малым темпом С) включения муфты, допускающей большие пе-
регрузки по работе буксования, является одним из путей снижения
динамических нагрузок, устранения опасности заглушить двигатель
при разгоне тракторного агрегата, снижения размеров маховика
двигателя, повышения загрузки двигателй в процессе работы.
Трогание с места и разгон трактора одновременно на двух пере-
дачах. Как уже упоминалось, в трансмиссиях без главной муфты
сцепления (К-700, Селект-О-Спид и др.) фрикционные элементы
коробки передач получают наибольшую тепловую нагрузку при
их использовании для трогания с места и разгона трактора. Увели-
чение поверхности трения этих элементов соответственно повышен-
ной нагрузке бывает затруднено, поскольку приводит к увеличению
габаритных размеров и массы трансмиссии. В связи с этим разрабо-
тан способ трогания тракторного агрегата с места (Пантюхин М. Г.
и др., авт. свид № 437632), основанный на одновременном включении
при разгоне трактора фрикционных элементов нескольких передач.
Благодаря этому увеличивается суммарная рабочая поверхность
дисков трения (или тормозных лент и пр.), нагруженных при раз-
гоне, снижается удельная работа буксования фрикционных элементов.
Рассмотрим трогание с места и разгон трактора одновременно на
двух передачах; К—1 и К- Пусть предполагается начать движение
тракторного агрегата на передаче К—1, а для частичной разгрузки
фрикционного элемента муфты Фл_х (см. рис. 51) при трогании
с места одновременно с включается на малый отрезок времени
муфта Фк передачи К. Поскольку главная муфта сцепления отсут-
ствует, то перед началом разгона ведущий вал 1 имеет угловую ско-
рость (од = (оДо, соответствующую скорости вала двигателя; при
этом начальная угловая скорость ведущих дисков в муфте Фк-1
равна ,дД° , а в муфте Фк----тогда как их ведомые диски,
‘к-i	1к
а также валы 2, 4 и 9 неподвижны, так как указанные муфты выклю-
чены. При включении обеих муфт (t = t0) ведомый вал 2 начнет
разгоняться под действием крутящих моментов	и ikM^.
Следует отметить, что пока ведущие диски в обеих включаемых муф-
тах вращаются быстрее ведомых, мощность подводится от вала 1
к валу 2 обеими передачами (двумя параллельными потоками).
Циркуляция мощности при этом отсутствует. Часть энергии, вслед-
ствие буксования обеих муфт, превращается в тепло. Этот процесс
заканчивается (при t = Ц), когда в результате разгона ведомого
юз
вала угловая скорость ведомых дисков в муфте низшей передачи
Фк-i достигнет скорости ведущих дисков (в муфте Фк при t = tr
ведомые диски будут еще отставать от ведущих). Такой разгон также
основан на явлении перекрытия (одновременной работы) двух или
более передач, рассмотренном выше применительно к процессам
переключения с одной ступени на другую. В случае трогания с места
длительность оптимального перекрытия Д£п опт равна длительности
разгона трактора от скорости v = 0 до v = vK^. Уравнения вра-
щения валов 1 и 2 в рассматриваемом периоде (от t0 до tt) почти
полностью совпадают с уравнениями (9) и (10), но для случая тро-
гания с места оба момента муфт должны иметь индекс «т»
и Мк), так как обе муфты буксуют. Приняв действующие моменты
постоянными (Мл = Л4Н; AfVi = $к-11к-1Ма-, Мк = ₽/ДЛ1н;
Мс = miK_rM4), после решения дифференциальных уравнений и
использования условия окончания первого периода
мд
,-д
1К-Л
«ВМ
= 1
определяют длительность Д/п>опт разгона трактора от v = 0 до v = v^:
где
со	!________
1	— До + Рк — 1
П. ОПТ	Т
1 4
где Px-i и Рк — коэффициенты запаса муфт в процессе одновремен-
ной работы двух передач:
__ Jbm
Тд-1-72—-г-
Снижение угловой скорости вала 1 за время Д/п опт равно
А®д = ®д.~ ®д, ==-т£-
где (оД1 — значение сод при t = tlt а Т4 имеет то же значение, что
в предыдущей формуле.
Работу буксования муфт Lk-i и Lk за время от tQ до можно
представить формулами:
р _________
Д> ^-1 + Рк-1 ;
Е ——Р*—
где
Е
До —
Д До
2
104
При t = tT завершается разгон до v — и, следовательно,
необходимости в дальнейшем перекрытии передач более нет. Зна-
чение Afn опт является переменной величиной, зависящей от усло-
вий эксплуатации. Если использовать конструктивно простую
систему управления с постоянным значением длительности перекры-
тия при трогании с места (А£п упр = const), то могут быть случаи,
когда AZn. опт -С А/п. упр и AZn опт А/п упр.
Рассмотрим вариант, когда Afn упр > Д/п опт. Рассмотренный
процесс оптимального перекрытия (от t = t0 до t = является
первым периодом этого варианта разгона. Дальнейшее перекрытие
является избыточным (второй период разгона) и его длительность
А^п изб = А/п упр — А/п опт. Во втором периоде муфта Фк про-
должает буксовать, подводя к ведомому валу момент Мк1™. Если
он больше Мс, то возникает циркуляция мощности, так как избы-
точный момент Л4изб = М xi™ — Мс замыкается на передачу К—1.
Обычно Л4изб <	т. е. муфта Фк-i во втором периоде не
буксует. Процесс, по существу, совпадает с избыточным перекрытием
при переключении на высшую передачу по второму варианту.
В частности, по формуле (23), можно определить <од при избыточном
перекрытии, а работа буксования муфты Фк за второй период равна
=	(1 —(/2-Л),
где <0д2 и /2 — параметры окончания второго периода (при выклю-
чении ФЛ).
При втором варианте разгона (А/п. опт > А^п упр) эффект
перекрытия передач используется лишь частично, поскольку сов-
местная работа двух передач прекращается (при t = tr выключе-
нием Фк) раньше, чем трактор разгонится до v = vK_±. После
выключения Фк завершение разгона от промежуточной скорости v'
до 1>к_1 происходит за период от до /2 при работе одной передачи
К—1 и буксовании ее муфты Фк_х. За время перекрытия (от t0
до /х) работа буксования муфт равна
(п Г (0	/	; „	\ ’
[1 + (1 -^)] „„
• г	Wni
где i = а <оД1 и <дВМ1. — значения
®ВМ1
определяемые из решений уравнений (9)
За время от до i2 угловая скорость
личину
®д и <овм при t = tlt
и (10).
вала 1 снижается на ве-
A	\	I /
ДО)д = (0Д1 — (0Дг ------------—---------
105
где Т5 вычисляется как и
Tit но при = 0. Работа
буксования муфты Фк_г в этом
периоде составляет
v г (\ _£к-Л2 Рк-1____L
-1 Г5-
Две последние формулы
относятся к общему случаю
разгона трактора от некото-
рой начальной скорости v'
до скорости, соответствую-
щей окончанию буксования
включаемой муфты.
На рис. 71 показана зави-
симость работы буксования
муфт Фк_х и Фк, определенная по приведенным формулам, от дли-
тельности Д£п совместной работы двух передач при трогании с места
(Рк-i = Рд — 1»5; 1д = 1; 1д_1 = 1,2;	= 0,6; Тк_х = вм = 5;
‘Д-Х'/д
Мн =80 кгс-м; (оДо = 190 с-1). Оптимальная длительность пере-
крытия Д/п опт = 0,49 с. При Д£п > 0,49 с разгон осуществлял-
ся по первому варианту, а при Д/п < 0,49 с — по второму. Работа
£д_1 муфты Фк_г при росте А£п от нуля до Д^.опт интенсивно
уменьшается: дальнейшее увеличение Д/п не изменяет величины
LK-1. Наибольшее значение LK^ зависит от условий эксплуатации,
возрастая с увеличением mK_! и Работа LK муфты Фк от усло-
вий эксплуатации практически не зависит и определяется в основ-
ном величиной А/п. Увеличение Д/п до А£п опт обеспечивает макси-
мальную разгрузку муфты ФЛ_Х, но при этом муфта Фк будет
нагружена определенной работой буксования LK даже при наиболее
легких условиях трогания трактора с места. Применение данного
способа трогания с места дает возможность уменьшить коэффициент
запаса и габаритные размеры каждой из муфт.
МЕХАНИЗМЫ ПЕРЕКЛЮЧЕНИЯ ПЕРЕДАЧ
ПОД НАГРУЗКОЙ
Коробки передач с переключением под нагрузкой имеют, как
правило, гидравлическое управление, представляющее собой или
отдельную гидравлическую систему, как на отечественных тракто-
рах К-700, Т-150, зарубежных Форд, Оливер и др. (см. гл. 1), или
часть общей гидросистемы трактора, как это сделано на тракторах
фирм Кейс, Джон Дир, Массей-Фергюсон [24].
Гидравлическая система КП кроме подачи масла в определенном
порядке к силовым цилиндрам фрикционных элементов предназна-
чена также для смазки деталей коробки передач, фильтрации и
106
охлаждения масла. Основными узлами гидравлической системы
управления коробкой передач являются насос, фильтр, переливной
(редукционный) клапан, регулирующий давление в системе, масло-
распределитель для подачи масла к гидроцилиндрам, теплообменник,
клапаны, регулирующие подачу масла на смазку деталей, ограни-
чивающие максимальное давление в системе и пр.
Для современных тракторов характерно дальнейшее совершен-
ствование гидросистем управления, позволяющее плавно регули-
ровать давление масла в гидроцилиндрах включаемых и выключае-
мых фрикционных элементов. Это позволяет улучшить показатели
процессов переключения передач: повышение плавности, снижение
динамических нагрузок в трансмиссии, уменьшение буксования
фрикционных элементов и т. д. Совершенствованию процессов пе-
реключения способствует сокращение или полное устранение раз-
рыва силовой цепи в процессе переключения; повышение плавности
нарастания давления масла во включаемых фрикционных элементах,
снижение максимальной величины их момента трения.
Классификация применяемых на тракторах механизмов переклю-
чения передач под нагрузкой приведена на рис. 72.
Рис. 72. Классификация механизмов переключения передач под нагрузкой
107
Комбинированное использование фрикционных элементов с гид-
равлическим и механическим включением характерно для двухступен-
чатых узлов. По такому типу выполнен, например, УКМ транс-
миссии «Синхроласт» (см. рис. 12). В этом механизме муфта низшей
ступени имеет гидравлическое включение, а муфта прямой ступени —
механическое^(с помощью пакета тарельчатых пружин). При пе-
реключении с низшей ступени на прямую разрыв потока мощности
имеет минимальную длительность, так как нажимной диск муфты
прямой передачи перемещается непосредственно под действием па-
кета пружин (без заполнения включаемого гидроцилиндра маслом).
Обратное переключение может происходить с некоторым перекры-
тием передач, так как отвод нажимного диска высшей ступени
начнется после возрастания давления в гидроцилиндре муфты низ-
шей ступени, т. е. после ее частичного включения. Схема УКМ
«Синхроласт» позволяет снизить потери мощности в УКМ при дви-
жении на прямой передаче, так как насос УКМ может в этом случае
работать вхолостую. Однако, с точки зрения протекания процессов
переключения, более целесообразно обеспечить перекрытие передач
при переключении на высшую (в данном случае прямую) ступень,
а кратковременный разрыв — при переходе на низшую ступень
(см. гл. II). С этой целью муфту с механическим включением лучше
использовать в низшей ступени. Достоинствами данной схемы
являются возможность торможения двигателем на всех передачах,
а также возможность запуска двигателя буксированием трактора.
Однако применение муфты с механическим включением приводит
к некоторому усложнению конструкции узла и увеличению его га-
баритных размеров. Кроме того, использование подобного меха-
низма в многоступенчатых коробках передач с переключением под
нагрузкой сопряжено с чрезмерным усложнением системы управ-
ления. Поэтому в многоступенчатых узлах такие механизмы не при-
меняют.
Комбинированное использование фрикционной муфты и муфты
свободного хода характерно в основном для двухступенчатых узлов
(УКМ), однако в последнее время подобные механизмы применяют
и в узлах с тремя-четырьмя ступенями (см. гл. 1). В двухступенча-
тых узлах муфта свободного хода обеспечивает оптимальные пока-
затели процессов переключения как на низшую, так и на высшую
передачу, с автоматическим регулированием длительности перекры-
тия передач (или разрыва силовой цепи) в зависимости от нагрузки.
В многоступенчатых узлах применение механизма свободного хода
менее эффективно, так как переключения передач, осуществляемое
фрикционными муфтами (обычно муфта свободного хода включает
только низшую передачу), сопровождаются разрывом потока мощ-
ности длительностью, превышающей оптимальную.
Существенным недостатком, связанным с применением муфты
свободного хода, является невозможность торможения двигателем
на передачах, включаемых этим механизмом; во многих конструк-
циях, для того чтобы осуществить торможение двигателем, тракто-
рист должен включить высшую передачу (например, прямую сту-
108
пень УКМ), что противоречит традиционным приемам управления
трактором. Стремление избежать этого недостатка привело фирму
Дэвид Браун к параллельной установке механизмов свободного
хода и фрикционных элементов (см. рис. 28). Установка обгонных
муфт 3 и 6 параллельно ленточным тормозам* и 7 позволяет обеспе-
чить оптимальные показатели процессов переключения передач и
сохранить возможность торможения двигателем, однако усложняет
и удорожает коробку передач.
Простые маслораспределительные механизмы широко распро-
странены в системах управления тракторными коробками передач.
Их применяют на отечественном тракторе К-700, зарубежных
Форд, Джон Дир (для управления УКМ) и др. Как правило, про-
цесс переключения передач с помощью этих механизмов сопровож-
дается разрывом потока мощности, длительность которого зависит
от размеров включаемых гидроцилиндров и параметров гидро-
системы управления. В тракторах относительно небольшой мощ-
ности с малым объемом гидроцилиндров фрикционных муфт удается
сократить длительность разрыва потока мощности до величин, при
которых процесс протекает удовлетворительно, например, в УКМ
тракторов Джон Дир. Однако в коробках передач мощных пахотных
тракторов использование простых маслораспределителей приводит
к существенному ухудшению процессов переключения передач.
Ускорение включения последующей передачи может быть достиг-
нуто за счет увеличения площади проходных сечений маслопод-
водов и снижения их гидравлических сопротивлений; уменьшения
заполняемого маслом объема гидроцилиндра; постоянного или крат-
ковременного (на время протекания переходных процессов) повыше-
ния давления в нагнетательной магистрали системы. Два первых
из этих путей избрали фирмы Твин-Диск, Рокфорд, Кларк и др.
(США). Фирма Твин-Диск применяет сдвоенную фрикционную муфту
с гидравлическим нажатием [11]. При переключении с одной из
этих муфт на другую гидроцилиндр включаемой муфты получает
масло одновременно от двух источников: от гидроцилиндра сосед-
ней выключаемой муфты (через клапаны в перегородке между гид-
роцилиндрами) и дополнительно — от насоса. При этом, по данным
фирмы, длительность включения муфты сокращается до 0,2 с, что
почти полностью устраняет разрыв силовой цепи, но сложность кон-
струкции значительно возрастает. Фирма Кларк [11] применяет
ступенчатые силовые цилиндры. При включении муфты сначала
быстро заполняется маслом малый силовой цилиндр Б (рис. 73),
и муфта начинает передавать частичный момент трения. Затем через
калиброванное отверстие, соединяющее малый и большой цилиндры,
заполняется и второй гидроцилиндр А (большего диаметра), т. е.
муфта включается полностью. При такой конструкции достигается
быстрота и плавность включения.
Недостатком этой конструкции (кроме повышенной сложности)
является возможность засорения калиброванного отверстия, соеди-
няющего гидроцилиндры. В случае засорения муфта включается не
полностью и в связи с этим буксует и выходит из строя.
109
Задержка выключения
предыдущей передачи мо-
жет достигаться различны-
ми способами (см. рис. 72).
Одновременное подклю-
чение к нагнетательной
магистрали включаемых и
выключаемых гидроцилинд-
ров применяется фирмой
Кейс в системе управления
коробкой передач RPS-34.
Механизм переключения
передач (рис. 74) содержит
золотник-распределитель 9
и пилотные клапаны ПТ2\
ПТЦ ПМ2 и ПМ1. В ка-
налах подвода от золот-
ника к управляющим по-
лостям пилотных клапа-
N----- -------------М нов ПМ1 и ПМ2 установ-
Рис. 73. Муфта фирмы Кларк	ЛеНЫ ДрОССеЛИ 7 И 8 С ШЭрИ-
ковыми обратными клапа-
нами. Рассмотрим процесс переключения с низшей на промежуточную
ступень. Перед переключением элементы системы управления на-
ходятся в положении, показанном на рис. 74, при этом включены
тормоз Т1 и муфта Ml. Управляющие полости клапанов ПМ1 и
ПТ1 находятся под давлением, золотники этих клапанов отведены
в левое (по схеме) положение, их возвратные пружины сжаты.
Гидроцилиндры Ml и Т1 связаны с нагнетательной магистралью.
Управляющие полости клапанов ПМ2 и ПТ2 связаны со сливом,
золотники их находятся в правом положении.
При переключении ступеней золотник 9 переводится водителем
в положение, при котором управляющая полость клапана ПМ2
сообщается с нагнетательной магистралью через дроссель 8 и парал-
лельный ему шариковый клапан, а управляющая полость клапана
ПМ1 сообщается со сливом через дроссель 7. После заполнения
управляющей полости клапана ПМ2 его золотник перемещается
влево и соединяет с нагнетательной магистралью гидроцилиндр М2.
Масло из управляющей полости клапана ПМ1 под действием его
возвратной пружины вытесняется в сливную магистраль через дрос-
сель 7 (его обратный клапан при этом закрыт); после перемещения
золотника ПМ1 гидроцилиндр Ml отключается от нагнетательной
магистрали и соединяется со сливом. Ввиду разности проходных
сечений клапан ПМ2 срабатывает быстрее, чем ПМ1, поэтому
в течение некоторого промежутка времени включаемый гидроци-
линдр М2 и выключаемый Ml связаны с нагнетательной магистралью.
Длительность этого промежутка времени (Д£3) зависит от размеров
дросселя 7, усилия возвратной пружины и других факторов. В за-
висимости от соотношения времени Д£н (наполнение включаемого
ПО
гидроцилиндра) и А/3 процесс переключения может сопровождаться
кратковременным разрывом потока мощности или происходить
с перекрытием передач. Величины Д£н и Д/3 не связаны между собой,
а следовательно, и качество процесса переключения зависит от ряда
факторов, которые в эксплуатации могут изменяться: вязкости масла,
производительности насоса, трения в золотниковых парах и др.
Поэтому механизм фирмы Кейс не может с достаточной стабиль-
ностью обеспечить хорошее качество процессов переключения пе-
редач. Чтобы в какой-то мере компенсировать этот недостаток,
дроссели 7 и 8 выполнены регулируемыми, что позволяет изменять
время Д4- Недостатком данного механизма является также возмож-
ность выхода из строя фрикционных муфт при засорении дроссе-
лей 7 и 8 или заедании пилотных клапанов. Чтобы повысить надеж-
ность коробки передач, фирма Кейс применяет в гидросистеме управ-
ления трансмиссией фильтры с тонкостью фильтрации 10 мкм, а это
приводит к увеличению габаритных размеров и стоимости конструк-
ции, увеличению трудоемкости технического обслуживания и т. д.
Временное блокирование слива из выключаемых гидроцилиндров
используется фирмой Джон Дир в коробке передач «Пауэр-Шифт».
Упрощенная схема механизма Джон Дир (применительно к двум
фрикционным муфтам) приведена на рис. 75. Механизм содержит
маслораспределитель 1, в сливном канале которого установлен кла-
пан 2 блокировки слива, гидроаккумулятор 3, гидроцилиндры Ml
и М2 фрикционных элементов. Управляющая полость клапана 2
связана с нагнетательной магистралью перед распределителем.
Рис. 74. Механизм переключения передач фирмы Кейс:
1, 7, 8 и 10 — дроссели; 2 — клапан смазки; 3 — клапан плавного трогания с места; 4,
5, 12, 14, 15, 16 — маслопроводы; 6 — перепускной клапан; 9 — золотник-распредели-
тель; 11 — перекидной клапан; 13 — золотник блокировки реверса; 17 — предохранитель-
ный клапан; ПТ1-, ПТ2', ПМГ, ПМ2 — пилотные клапаны
111
Рис. 75. Схема механизма переключения передач фирмы Джон Дир:
1 — маслораспределитель; 2 — клапан блокировки слива; 3 — гид-
роаккумулятор; 4 — насос; 5 — переливной клапан
Допустим, что перед переключением передач включен гидроцилиндр
Ml, а гидроцилиндр М2 соединен со сливом через распределитель 1
и клапан 2 (клапан 2 открыт, так как? давление в нагнетательной
магистрали в этот период соответствует номинальному). В процессе
переключения передач распределитель переводится в положение,
при котором гидроцилиндр Ml сообщается со сливом, а М2 — с на-
гнетательной магистралью. При этом давление в нагнетательной ма-
гистрали снижается, и клапан 2 под действием возвратной пружины
блокирует слив из гидроцилиндра Ml. В связи с этим в процессе
заполнения гидроцилиндра М2 в выключаемом гидроцилиндре Ml
поддерживается некоторое давление масла. По окончании заполне-
ния гидроцилиндра М2 давление в нагнетательной магистрали воз-
растает и клапан 2 открывает слив, полностью выключая гидро-
цилиндр Ml. Гидроаккумулятор 3 в данном механизме используется
для обеспечения плавного возрастания давления во включаемом гид-
роцилиндре. Изложенная последовательность работы иллюстри-
руется осциллограммой процесса переключения (рис. 76). По осцил-
лограмме видно, что крутящий момент М на выходе из коробки пе-
редач, хотя и снижается, но все же не падает до нуля, т. е. полного
разрыва потока мощности не происходит. Вместе с тем величина
давления, поддерживаемого в выключаемом гидроцилиндре при за-
полнении включаемого, в данном механизме ничем не регламенти-
рована, так как процессы снижения давления в нагнетательной ма-
гистрали и выключаемом гидроцилиндре до закрытия клапана 2
не связаны друг с другом.
Другим недостатком является возможность выхода из строя
фрикционных муфт при заедании клапана 2 в положении, соответ-
ствующем закрытому сливу. Кроме этого, механизм фирмы Джон
Дир недостаточно эффективен при наличии постоянно открытых
сливных отверстий в гидроцилиндрах муфт (КП тракторов К-700,
112
Форд и др.), так как блокировка слива не предотвращает утечки
масла из гидроцилиндра через сливное отверстие.
Механизм с подключением гидравлического аккумулятора к слив-
ной магистрали выключаемого фрикционного элемента (рис. 77)
применяется на отечественных тракторах Т-150К, Т-150 и К-701.
В этом механизме используется один гидроаккумулятор 5, обслужи-
вающий все поочередно работающие фрикционные муфты 9, 10,
11, 12 с гидравлическим включением. Гидроаккумулятор (ГА) 5
подключен к ним с помощью клапанов 6, 8 и 13. Клапаны обеспечи-
вают соединение ГА с тем из гидроцилиндров, в котором давление
масла выше чем в других (на схеме — с гидроцилиндром муфты 10,
к которому масло от распределителя подводится по маслопроводу 4).
Для переключения на другую передачу, управляемую, например,
муфтой 9, золотник 2 следует повернуть против часовой стрелки так,
чтобы масло от насоса по маслопроводу 3 начало поступать к муфте 9.
При этом маслопровод 4, муфта 10 и гидроаккумулятор 5 будут свя-
заны каналом б золотника 2 со сливом. Разряжаясь, он задерживает
выключение муфты 10, так как поддерживает давление в ее гидро-
цилиндре. Задержка выключения, а следовательно, и перекрытие
передач заканчиваются в тот момент времени, когда гидроцилиндр
включаемой муфты 9 заполнится маслом, поступающим от насоса,
давление в нем возрастает, т. е. муфта 9 частично включится. При
этом давление масла в маслопроводе 3 (по схеме — сверху от зо-
лотника 7) станет выше, чем давление, поддерживаемое гидроакку-
мулятором (снизу от золотника 7), в результате этого золотник 7
Рис. 76. Осциллограмма процесса переклю-
чения передач механизмом фирмы Джон
Дир:
и Р2 — давление в выключаемом и
включаемом гидроцилиндрах; М — момент
на выходном валу КП
Рис. 77. Механизм с подключением гид-
роаккумулятора к сливной магистрали
(HATH):
1 — маслораспределитель; 2 — золотник;
3, 4, 16, 17 — маслопроводы; 5 — гидро-
аккумулятор; 6, 8, 13 — клапаны; 7, 14,
/5—золотники; 9, 10, 11, 12 — фрикцион-
ные муфты, 18 — поршень j
8 Заказ 133
113
Рис. 78. Изменение давления масла в гидро-
цилиндрах в процессе переключения передач
механизмом ИДТИ:
Pi и Р2 — давление в выключаемом и вклю-
чаемом гидроцилиндрах
Рис. 79. Расчетная схема механизма
ИДТИ:
1- маслораспределитель; 2 — клапан;
3 и 4 —- гидроцилиндры; 5 — гидроакку-
мулятор
переместится в другое крайнее положение, отключит этим ГА от
муфты 10 (прекратится задержка ее выключения) и подключит
его к муфте 9. ГА снова зарядится маслом, поступающим от насоса.
На этом цикл работы механизма заканчивается.
В данном механизме, даже в случае заклинивания автоматически
действующих клапанов 6, 8 или 13, длительность одновременной
работы двух фрикционов строго ограничена, так как задержка вы-
ключения муфты предыдущей передачи в этом случае может про-
исходить только до окончания разрядки гидроаккумулятора. Меха-
низм более универсален, чем с блокировкой слива, так как ГА за-
держивает выключение предыдущей муфты и в тех случаях, когда
в гидроцилиндре муфты имеются открытые сливные отверстия,
при этом часть масла из рабочей полости ГА сливается в картер КП
через эти отверстия. Процессы изменения давлений во включаемом
(Р2) и выключаемом (Рх) гидроцилиндрах приближенно иллюстри-
руются графиком (рис. 78). Процесс переключения начался при
I = /х поворотом золотника 2 (см. рис. 77) в положение включения
муфты 9 и сообщения со сливом муфты 10. В результате этого,
почти мгновенно возрастает давление Р2 в гидроцилиндре включае-
мой муфты до величины, близкой к 1 кгс/см2, и далее от /х до /2
оно медленно увеличивается, что соответствует процессу преодоле-
ния усилия возвратных пружин поршня, а также сил трения его
о стенки и ступицу гидроцилиндра в процессе поджатия дисков тре-
ния и уменьшения зазоров между ними. При t = /2 заполнение
гидроцилиндра заканчивается и давление Р2 быстро возрастает.
Одновременно отключение гидроцилиндра 7 от насоса приводит
при t = t-L к резкому снижению давления Рх в нем примерно от 10
до 7 кгс/см2. Давление 10 кгс/см2 принято здесь номинальным,
соответствующим установившемуся режиму работы. Величина
давления Р{ = 7 кгс/см2 зависит от усилия пружин ГА, а также от
величины гидравлических сопротивлений в его сливной магистрали.
Далее, в период от /х до t3 давление Рх снижается соответственно
перемещению поршня гидроаккумулятора и характеристике его
.114
пружины. При / — i3 давление Plt снижаясь, становится равным
увеличивающемуся давлению Р2, после чего под действием давле-
ния Р2 срабатывает клапанное устройство, переключающее ГА от
выключаемого гидроцилиндра на включаемый. Давление Рх быстро
снижается, а давление Р2 в период от /3 до /4 плавно возрастает, что
соответствует процессу дозарядки ГА. При t = /4 давление Р2
принимает номинальное значение.
В период от до t2 крутящий момент передает только выключае-
мая муфта (момент трения включаемой муфты еще равен нулю).
Давление Рх должно быть достаточным для того, чтобы исключить
пробуксовку выключаемой муфты в этот период. Величина давле-
ния, как упоминалось, зависит от усилия пружин ГА, сил трения
поршня ГА о стенки корпуса, а также от параметров сливной ма-
гистрали ГА. Наибольшее усилие пружин Fnp max при заряженном
ГА не превышает усилия FM. ном на поршень со стороны масла при
номинальном давлении, т. е.
F <F =Р ^2-
где Р„ — номинальное давление в системе; dn — диаметр поршня
ГА.
Обычно принимают Fnp тах на 5—15% меньше, чем FM.ном,
для того чтобы обеспечить полную зарядку ГА при возможном коле-
бании Рн. Наибольшее давление в точке Д (рис. 79) определяется
из соотношения
Рга max = ^2 (^*пр. max ^*тр)>
где FTP — сила трения поршня ГА.
Такое давление имеет место внутри рабочей полости ГА. Оно
может иметь это значение в любой точке магистрали, если слив из
ГА полностью заблокирован. Если слив частично или полностью
открыт, то давление при t = t' снижается соответственно потерям
гидравлической энергии на участке от внутренней полости ГА до
той точки, в которой определяют давление.
Давление в гидроцилиндре 4 выключаемой муфты (рис. 79) при
разрядке ГА меньше, чем давление Рд (в точке Д, в связи с поте-
рями и преобразованием гидравлической энергии в сливной маги-
страли от точки Д до точки В). Величина указанных потерь, а сле-
довательно, и давление в гидроцилиндре зависят от минимального
проходного сечения сливных отверстий (дросселя) в маслораспреде-
лителе 1 или в гидроцилиндре муфты. Расчетное определение основ-
ных параметров механизма безразрывности производится с учетом
расположения указанных сливных отверстий.
Если в гидроцилиндре нет сливных отверстий, то разрядка ГА
будет происходить только через дроссель в распределителе. При этом
8*	115
давление в выключаемом гидроцилиндре будет изменяться по
формуле
?1 — max fDEfoE^ VРга тах^ +
.	,	VdeJde \
4 J\l	чЪвГЪвГ
где фдя, 4>db — приведенные коэффициенты расхода участков
DE и DB\ fDE, fDg — минимальные площади проходных сечений;
Л — параметр жесткости гидроаккумулятора.
1 _ РгА max — РгА mln
А	V ’
где Рга тш—давление, создаваемое пружинами гидроаккумуля-
тора при окончании разрядки; V — объем рабочей полости гидро-
аккумулятора; t — время от начала разрядки гидроаккумулятора.
Потребную длительность разрядки гидроаккумулятора (от
до t3 см. рис. 78) можно определить расчетным путем, исходя из
длительности заполнения гидроцилиндра включаемой муфты, или
принять ее ориентировочно, равной 0,4—0,7 с. Далее, пользуясь
вышеприведенной формулой, можно подобрать размеры дросселя на
сливе (<рд£ и fDE) таким образом, чтобы в конце разрядки ГА выклю-
чаемая муфта еще не буксовала, т. е. величина давления в этот мо-
мент (Р{) была бы достаточной для передачи полного крутящего
момента двигателя (при данном расчете нужно пользоваться стати-
ческим коэффициентом трения). Параметр А подбирается из условия
обеспечения достаточно плавного нарастания давления при зарядке
ГА после срабатывания клапанного устройства. Для тракторных
коробок передач можно рекомендовать значения этого параметра
в пределах 20-10~3— 80 10"3 кгс/см5.
Потребный объем рабочей полости гидроаккумулятора можно
определить по формуле
Р —Р	^DBfpB
г ГА max	1 т2 ,2 т2 f2
У = К^DBlDB~^DEi РЕ
где К — 1,2—1,5 — коэффициент запаса.
Зная величины РГАтах, и V, нетрудно произвести расчет пру-
жин гидроаккумулятора.
Аналогично, при соответствующей корректировке последова-
тельности расчета, можно определить основные параметры меха-
низма при других вариантах расположения сливных отверстий.
При конструировании деталей механизма следует стремиться
к снижению гидравлического сопротивления участка DB между
гидро аккумулятором и точкой подключения к маслопроводу гид-
роцилиндра, а также уменьшению потерь на трение в гидроакку-
муляторе, так как эти параметры существенно сказываются на про-
текании процессов переключения передач.
116
При выборе параметров механизма переключения длительность
перекрытия Д/п при переключении на высшую передачу принимают
или оптимальной (за счет использования муфты свободного хода),
или постоянной, определяемой из формулы (18) при 2ИС = ij<MH).
Переключение на низшую передачу в УКМ осуществляют с раз-
рывом силовой цепи оптимальной длительности Д/р. опт =
— ®1/вм (? — 0 («к-х-Мн)-1 ix-i- В многоскоростных КП по-
добное переключение осуществляют или с разрывом цепи постоян-
ной длительности Д/р, равным /р опт при тк_! = 1, либо с перекры-
тием передач Д/п = const, достаточным для обеспечения безразрыв-
ности процесса и синхронизации включаемой муфты [см. формулы
(39) и (41)].
Если в тракторе главная муфта сцепления отсутствует, то, как
правило, одна из муфт коробки передач, включением которой осу-
ществляется трогание с места и разгон тракторного агрегата, должна
иметь коэффициент запаса 0, равный примерно 2,5—3. Фрикцион-
ные элементы, используемые только для переключения передач сель-
скохозяйственных тракторов, могут иметь 0 = 1,5—1,8. Если при
разгоне трактора включением главной муфты Фгл мощность от послед-
ней передается через муфту Фк коробки передач, то для того, чтобы
уменьшить вероятность «срыва» (пробуксовки) включенной муфтыФк,
ее коэффициент запаса 0К должен быть близок к коэффициенту за-
паса главной муфты.
Промежуточный коэффициент запаса выключаемой муфты (в пе-
риод задержки выключения) до начала перекрытия передач должен
быть равен 1—1,3 а затем в процессе перекрытия он снижается до
нуля.
Раздел второй
ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
Глава III
ТИПЫ И ХАРАКТЕРИСТИКИ
ТРАКТОРНЫХ ГИДРОДИНАМИЧЕСКИХ ПЕРЕДАЧ
ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
К гидродинамическим относят такие передачи, рабочий процесс
которых связан с превращением в центробежном насосе механической
энергии вращения в энергию движения потока жидкости и обратном
превращении энергии движения потока жидкости в механическую
энергию вращения в другом лопастном колесе, называемом турбин-
ным.
Кроме указанных двух типов вращающихся рабочих колес —
насосных и турбинных — в гидродинамических передачах могут
быть также и неподвижные рабочие колеса — реакторы, роль кото-
рых заключается в изменении количества движения протекающего
через них потока жидкости и восприятии реактивного (опорного)
момента от корпуса передачи. При наличии реакторов гидродина-
мические передачи могут изменять (трансформировать) величину
передаваемого крутящего момента.
Конструктивные схемы существующих типов гидродинамических
передач приведены на рис. 80.
Простейшая гидродинамическая передача состоит (рис. 80, а)
всего из двух рабочих колес — насосного и турбинного и называется
гидромуфтой. Величины ведущего крутящего момента переда-
ваемого насосному колесу /, и ведомого крутящего момента Л42,
воспринимаемого турбинным колесом 2,у нее всегда равны (М 2 = М 2).
С целью улучшения свойств передачи на тракторах обычно при-
меняют более сложные конструктивные схемы гидродинамических
муфт. Наиболее распространенными из них являются гидромуфты
с пороговым устройством (рис. 80, б) и гидромуфты с камерой опо-
рожнения (рис. 80, в). Пороговое устройство и камера опорожне-
ния ограничивают увеличение энергоемкости гидромуфты при по-
вышении внешней нагрузки, обеспечивая более благоприятную
совместную работу с тракторным двигателем.
Более сложный тип гидродинамической передачи имеет три рабо-
чих колеса (рис. 80, г, д, е): насосное 1, турбинное 2 и реактор 3.
Такая передача способна трансформировать крутящий момент за
счет реактора, воспринимающего реактивный момент М3. У этих
передач величина крутящего момента на турбинном колесе склады-
118
вается из активного момента на насосном колесе Мг и реактивного
на реакторе М3:
М 2 — М j -J- М3.
Такие передачи называются гидродинамическими трансформа-
торами или гидротрансформаторами.
Гидротрансформаторы, имеющие только одно турбинное колесо,
называются одноступенчатыми. В зависимости от необходимых на-
гружающих свойств и того, насколько нужно трансформировать
крутящий момент при максимальном значении коэффициента полез-
ного действия, применяют различные типы турбинных колес; цен-
тростремительные, осевые и центробежные. У центростремительных
турбинных колес поток жидкости течет от периферии к центру.
Направление циркуляции потока жидкости показано стрелками.
Расположены эти колеса в рабочей полости напротив насосных.
Осевые турбинные колеса (рис. 80, д) помещаются на периферии
рабочей полости так, что поток жидкости течет в них примерно па-
раллельно оси вращения ведомого и ведущего вала гидротрансфор-
матора. Центробежные турбинные колеса (рис. 80, е) расположены
над насосными колесами и поток жидкости протекает по ним, как
и в насосных колесах, от центра к периферии. При изменении типа
турбинного колеса изменяется и положение колеса реактора.
Рис. 80. Конструктивные схемы различных типов гидродинамических передач:
а — простейшая гидромуфта; б — гидромуфта с пороговым устройством; в — гидромуфта
с камерой опорожнения; г — одноступенчатый гидротрансформатор с центростремительным
турбинным колесом; д — одноступенчатый гидротрансформатор с осевым турбинным колесом;
в — одноступенчатый гидротрансформатор с центробежным турбинным колесом; ж — комп-
лексная гидропередача с одним реактором; з — комплексная гидропередача с двумя реак-
торами; и — двухступенчатый гидротрансформатор; к — трехступенчатый гидротрансфор-
матор;
< — насосное колесо; 2 — турбинное колесо; 3 — колесо реактора; 4 — пороговое устрой-
ство; 5 — камера опорожнения; 6 — муфта свободного хода
119
Рис. 81. Безразмерные характеристики гидродинамических передач:
а — простейшей гидромуфты; б — гидромуфты с пороговым устройством; в — гидромуфты
с камерой опорожнения; г — гидротрансформатора;
i — кинематическое передаточное отношение; S — скольжение ведомого вала; % — коэффи-
циент момента на ведущем валу; т] — к. п. д. гидродинамической передачи; К — коэффи-
циент трансформации гидротрансформатора; Лтах — максимальная величина к. п. д.;	—
коэффициент трансформации на режиме трогания; %м — коэффициент момента, соответ-
ствующий режиму с коэффициентом трансформации равным единице; %* — коэффициент
момента, соответствующий режиму максимального к. п. д. гидротрансформатора; %с — коэф-
фициент момента на режиме совмещения с номинальной мощностью двигателя; %тах — мак-
симальная величина коэффициента момента; Хо — коэффициент момента на режиме трогания
В том случае, когда изменением типа одного турбинного колеса
не удается получить необходимых свойств гидротрансформатора,
применяют двухступенчатые гидротрансформаторы с двумя турбин-
ными колесами (рис. 80, и), между которыми помещают колесо
реактора, или же трехступенчатые гидротрансформаторы с тремя
турбинными колесами и двумя колесами реакторов (рис. 80, и).
В двухступенчатых и трехступенчатых гидротрансформаторах раз-
личные ступени турбинных колес выполняют центробежными и
центростремительными. Гидротрансформаторы, в которых исполь-
зуют кинематические взаимосвязанные осевые и центростремитель-
ные турбинные колеса, получили название двухтурбинных.
Свойства гидродинамических передач определяются их харак-
теристиками. Ввиду того, что гидродинамическая передача является
автоматической и бесступенчатой, ее работа кроме коэффициента
полезного действия определяется также характеристикой обратной
связи, показывающей изменение нагружающих свойств передачи
в зависимости от режима ее работы. Эту характеристику принято
называть нагружающей или характеристикой изменения энерго-
емкости. Эти две характеристики дают достаточно наглядное и пол-
ное представление о свойствах гидромуфт. Для определения свойств
гидротрансформатора используется еще и характеристика преобра-
зующих свойств, показывающая изменение коэффициента транс-
формации гидротрансформатора. Эта характеристика, в сущ-
ности, является производной характеристики к. п. д., но она дает
наглядное представление об изменении величины передаваемого
гидротрансформатором крутящего момента и удобна при проведении
расчетов тяговых характеристик трактора.
Удобно представлять характеристики в так называемом «без-
размерном» виде (рис. 81), показывающем взаимосвязь удельных
показателей гидродинамических передач . безотносительно к их
абсолютному размеру и частоте вращения ведущего вала. Без-
120
(60)
размерная характеристика строится в функции кинематического
передаточного отношения i, равного отношению частот вращения
ведомого п2 и ведущего п± валов
Для определения кинематического режима работы гидромуфт
применяется также такой удельный показатель как скольжение S,
характеризующий частоту вращения ведомого вала в процентах от
частоты вращения ведущего вала. Величина скольжения может быть
рассчитана по одной из следующих формул:
S=^^-100o/o;
П1
s = (1 - о- юо%.
Удельный показатель нагружающей характеристики представлен
размерным коэффициентом момента % (мин2/м-об2), который рассчи-
тывают по формуле подобия гидродинамических передач:
1 _ Mi
Л ~~ yD^ 9
где D — активный (максимальный, смачиваемый жидкостью) диа-
метр рабочей полости гидродинамической передачи, м; у — плот-
ность рабочей жидкости, на которой работала гидродинамическая
передача при испытаниях, кг/м3.
Преобразующие свойства гидротрансформаторов характеризуются
коэффициентом трансформации (силовым передаточным числом)
iz_ М2
Tv
где М-! и Л12 — крутящие моменты на ведущем и ведомом валах пе-
редачи.
Коэффициент полезного действия т| является удельным показа-
телем. Его определяют по формуле
JV2. _ М2п2
1 ~ 2VX “ МЛ 9
где Ух— мощность, подводимая к ведущему валу гидропередачи;
N2— мощность, снимаемая с ведомого вала гидропередачи.
Как уже указывалось ранее, характеристика преобразующих
свойств является производной характеристики коэффициента по-
лезного действия. Коэффициент трансформации гидротрансформатора
на любом режиме работы может быть определен по формуле
На рис. 81, а показана характеристика простейшей гидромуфты.
Ее энергоемкость увеличивается при уменьшении кинематического
передаточного отношения (или при повышении скольжения). При
(61)
121
кинематическом передаточном отношении, близком к единице, энер-
гоемкость гидромуфты резко падает и при i = 1 становится равной
нулю. Величина к. п. д. гидромуфты возрастает линейно кинемати-
ческому передаточному отношению. Гидромуфта не изменяет вели-
чины передаваемого крутящего момента и, следовательно, постоянно
имеет коэффициент трансформации, равный единице. Тогда по фор-
муле (61)
П = Л
Такая форма характеристики дает основание утверждать, что
гидравлические потери в гидромуфте реализуются за счет скольже-
ния. Таким образом, чем выше становятся потери в гидромуфте, тем
больше ее скольжение. В действительности величина крутящего
момента на ведомом валу у гидромуфты все же несколько ниже,
чем на ведущем. Этим и объясняется изменение протекания и резкое
падение к. п. д. гидромуфты при кинематических передаточных от-
ношениях, близких к единице, когда потери крутящего момента ста-
новятся соизмеримыми с передаваемым муфтой крутящим моментом.
Обычно у тракторных гидромуфт максимальный коэффициент
полезного действия соответствует кинематическому отношению
i — 0,97. Значение коэффициента момента на этом режиме обозна-
чают индексом Лс. Для работы гидромуфты с тракторным двигателем
большое значение имеет соотношение максимальной величины коэф-
фициента момента Л.тах и величины %с, которое определяется коэф-
фициентом прозрачности гидромуфты П:
П =	.	(62)
Ле
С целью определения изменения нагружающей характеристики
гидромуфты во многих работах [1, 9, 10] используется параметр
жесткости нагружающей характеристики, который определяет коэф-
фициент пропорциональности изменения энергоемкости и кинемати-
ческого передаточного отношения при работе на данном режиме.
Однако жесткость нагружающей характеристики не дает четкого
соотношения между величинами коэффициентов %тах и Хс нагружаю-
щей характеристики.
Значение коэффициента прозрачности простой гидромуфты мо-
жет достигать 9 и выше в зависимости от ее размера. В трансмиссиях
тракторов гидромуфты с таким коэффициентом прозрачности не
используют, так как при повышении крюкового усилия они могут
перегрузить и заглушить двигатель, их применяют в приводах
вспомогательных агрегатов, например, в приводах вентиляторов
системы охлаждения двигателя.
Характеристика гидромуфты с пороговым устройством дана на
рис. 81, б. Коэффициент прозрачности такой гидромуфты намного
ниже и составляет примерно 3,5. Особенность характеристики этой
гидромуфты в том, что в широком диапазоне изменения режимов ее
работы величина коэффициента момента изменяется пропорцио-
нально скольжению, поэтому эта гидромуфта обеспечивает машине
122
высокую динамику разгона и применяется на автомобилях и лег-
ких колесных тракторах, значительную часть времени используе-
мых на транспортных работах. Эти гидромуфты нашли также неко-
торое распространение на погрузчиках.
Характеристика гидромуфты с камерой опорожнения приведена
на рис. 81, в. Ее коэффициент прозрачности еще ниже и составляет
примерно 2,5. Эти гидромуфты хорошо работают с тракторными
двигателями, характеристика которых имеет корректорную ветвь.
Особенностями этих гидромуфт является максимальное изменение
коэффициента момента в узком диапазоне кинематических переда-
точных отношений, близких к единице, а также различное проте-
кание нагружающих характеристик при замедлении турбинного вала
(верхняя ветвь характеристики) и при его разгоне (нижняя ветвь
характеристики). Такая гидромуфта обеспечивает улучшение тяго-
вой динамики трактора, благодаря высоким защитным свойствам,
и плавный разгон тракторного агрегата.
Характеристики гидротрансформаторов приведены на рис. 81, е.
Кроме характеристик к. п. д. и нагружающих свойств на них на-
несены еще кривые преобразующих свойств. Характеристики к. п. д.
гидротрансформатора в отличие от гидромуфты представляют уже
не прямую линию, а параболическую кривую, что свидетельствует
о том, что потери в передаче происходят как за счет скольжения, так
и снижения величины силовых трансформирующих свойств.
Характеристика гидространсформатора может быть оценена
четырьмя параметрами: т]тах — максимальная величина к. п. д.;
Ко — коэффициент трансформации на режиме трогания; Хм — коэф-
фициент момента при К = 1, определяющим энергоемкость передачи;
=	—коэффициент прозрачности, характеризующий изме-
нение нагружающих свойств передачи.
Прозрачность является одним из важных параметров тракторных
гидротрансформаторов, определяющих их пригодность для исполь-
зования на машинах различного назначения. По прозрачности на-
гружающей характеристики гидротрансформаторы могут быть
условно подразделены на прозрачные с коэффициентом про-
зрачности от 1,7 до 2,6; полупрозрачные с коэффициентами
прозрачности от 1,45 до 1,65; непрозрачные с коэффициен-
том прозрачности 1,4 и ниже.
Параметры характеристик гидротрансформаторов взаимосвя-
заны друг с другом и определяются геометрией лопастных систем
рабочих колес.
Широко распространены одноступенчатые гидротрансформаторы
с центростремительным турбинным колесом (рис. 80, г). Они просты
по конструкции, имеют, по сравнению с другими типами гидротранс-
форматоров, наиболее высокие значения максимальных к. п. д. и
обеспечивают получение прозрачных нагружающих характеристик.
При высоких значениях к. п. д. и прозрачности от 1,7 до 2,6 коэффи-
циенты трансформации на режиме трогания могут колебаться от
1,7 до 3,0; при прозрачности от 1,45 до 1,65 величины коэффициентов
123
трансформации на режиме трогания колеблются от 2,7 до 3,4. Сни-
жение коэффициентов прозрачности до 1,4 и ниже приводит к уве-
личению коэффициентов трансформации до 3,9. Такие гидротрансфор-
маторы могут обеспечить и более высокие значения коэффициентов
трансформации, но уже при значительном снижении коэффициентов
полезного действия.
Одноступенчатые гидротрансформаторы с центростремительным
турбинным колесом просты и экономичны. Их применяют почти на
всех типах тракторов. Но ввиду того, что они не имеют ряда специ-
фических свойств, необходимых тракторам при различном земле-
ройном технологическом оборудовании, их необходимо комплекто-
вать дополнительным оборудованием (гидродинамический тормоз,
блокировочные муфты и т. д.), улучшающим их свойства.
На ряде машин, таких как тракторные погрузчики, необходимо
при непрозрачной нагружающей характеристике иметь более вы-
сокие коэффициенты трансформации. В этих случаях применяются
одноступенчатые гидротрансформаторы с центробежными турбин-
ными колесами (рис. 80, е), которые обеспечивают коэффициенты
трансформации на режиме трогания от 4 до 6. Однако такие гидро-
трансформаторы имеют ограниченное применение.
При необходимости получения высоких коэффициентов транс-
формации в сочетании с прозрачностью нагружающей характери-
стики применяют трехступенчатые гидротрансформаторы, включаю-
щие в себя одно центробежное и два центростремительных турбин-
ных колеса. Они имеют коэффициенты трансформации на режиме тро-
гания до 5,5—6,0 при коэффициентах прозрачности от 1,2 до 2,5.
Эти гидротрансформаторы применяют на промышленных тракторах
с бульдозерным и скреперным оборудованием.
Двухступенчатые гидротрансформаторы (см. рис. 80, и) по своим
характеристикам также являются промежуточным типом между
одно- и трехступенчатыми гидротрансформаторами и получили незна-
чительное распространение.
При сравнении характеристик гидротрансформатора и гидро-
муфты видно, что области их работы с высокими значениями к. п. д.
располагаются при различных кинематических передаточных отно-
шениях. Поэтому было естественным появление мысли о создании
комплексной передачи (см. рис. 80, ж), объединяющей свойства обеих
типов этих передач, и имеющей более широкую зону высоких зна-
чений к. п. д. Характерными особенностями ее конструкции яв-
ляются расположение колеса реактора на муфте свободного хода и
применение центростремительной турбины, расположенной в круге
циркуляции напротив насосного колеса. Муфта свободного хода
позволяет заклинивать колесо реактора при работе передачи на
режиме трансформации и освобождать его при работе на режиме
гидромуфты, причем переход с одного режима на другой происходит
автоматически в зависимости от кинематического передаточного
отношения передачи. Применение центростремительной турбины
в такой передаче вызвано стремлением получить достаточную энер-
гоемкость при работе на режиме гидромуфты. Как показано на гра-
124
Рис. 82. Характеристики комплексных передач:
а — двухфазной; б — трехфазной
фике (рис. 82, а), характеристика комплексной передачи представ-
ляет сумму характеристик гидротрансформатора и гидромуфты.
Суммарная характеристика комплексной передачи показана сплош-
ной линией.
Для дальнейшего расширения зоны высоких к. п. д. колесо реак-
тора комплексных гидропередач иногда делают разрезным (см.
рис. 80, з), состоящим из двух колес, каждое из которых располо-
жено на своей муфте свободного хода. При малых кинематических
передаточных отношениях оба колеса реактора заклинены и рабо-
тают как одно колесо. При увеличении кинематического передаточ-
ного отношения первый реактор, стоящий за турбинным колесом,
расклинивается и начинает свободно вращаться в потоке жидкости.
Комплексная передача продолжает работать как гидротрансформа-
тор, но имеет пониженные преобразующие свойства. При дальней-
шем увеличении кинематического передаточного отношения раскли-
нивается и второй реактор, стоящий перед насосным колесом, и
комплексная передача переходит на режим гидромуфты. Характе-
ристика такой передачи представлена на рис. 82, б. Она состоит из
трех характеристик элементарных гидродинамических передач:
гидротрансформатора с высокими преобразующими свойствами,
гидротрансформатора снизкими преобразующими свойствами и гидро-
муфты. В иностранной литературе такие передачи называют много-
фазовыми. Фазовость передач определяется количеством характе-
ристик элементарных гидродинамических передач, из которых со-
ставлена характеристика данной передачи.
СИСТЕМА ПИТАНИЯ И РАБОЧИЕ ЖИДКОСТИ
ГИДРОДИНАМИЧЕСКИХ ПЕРЕДАЧ
Рабочий процесс гидротрансформатора связан с изменением
направления движения и величин скорости и давления циркули-
рующей по межлопаточным каналам рабочей жидкости. При падении
125
Рис. 83. Влияние давления
питания на величину коэф-
фициента трансформации на
режиме трогания:
Рпит — давление питания;
Ко — коэффициент транс-
формации на режиме тро-
гания
давления в какой-либо области потока ниже
парциального давления паров в нем обра-
зуются объемы, заполненные парами рабо-
чей жидкости. Образование этих объемов
приводит к уменьшению площадей проход-
ных сечений межлопаточных каналов и
уменьшению расхода рабочей жидкости
в круге циркуляции. Снижение расхода
жидкости ухудшает характеристики гидро-
трансформатора и, прежде всего, коэффи-
циент полезного действия. При дальнейшем
повышении разряжения зоны, заполненные
парами жидкости, увеличиваются и их раз-
мер начинает колебаться. При работе гидро-
трансформатора на этих режимах появляется характерный шипящий
звук. Значительное кавитирование может привести к неустановив-
шемуся движению потока и возникновению динамических колеба-
ний. Кавитирование обычно появляется на режимах работы с ма-
лыми кинематическими передаточными отношениями.
Для уменьшения зон кавитирования и ликвидации его влияния
на характеристики гидротрансформатора рабочая жидкость в гид-
ротрансформатор подается под избыточным давлением. Величина
давления питания зависит от типа гидротрансформатора, места под-
вода рабочей жидкости и режима его работы. Обычно она опреде-
ляется экспериментально на стенде. Для этого гидротрансформатор
испытывают на режиме трогания при заданной частоте вращения
ведущего вала и различных давлениях питающей жидкости. В ка-
честве оценочного параметра выбирают коэффициент трансформа-
ции на режиме трогания, величина которого в наибольшей степени
подвержена изменениям при появлении кавитации. По данным испы-
таний строится график зависимости коэффициента трансформации Ко
от давления питания (рис. 83).
Приведенная зависимость показывает, что при падении давления
питания до определенной величины коэффициент трансформации
на режиме трогания, а также остальные характеристики не зависят
от давления. Если же давление ниже этой величины, то коэффициент
трансформации прогрессивно уменьшается.
При повышении расхода в круге циркуляции явление кавитации
вызывается увеличением перепада давлений в различных частях
потока. Поэтому при прочих равных условиях гидротрансформаторы
большего размера или гидротрансформаторы, работающие с более
скоростными двигателями, требуют увеличенного давления питания.
Повышенного давления питания требуют также более прозрачные
гидротрансформаторы, и гидротрансформаторы с повышенными коэф-
фициентами трансформации.
Для обеспечения необходимого давления питания и охлаждения
рабочей жидкости гидротрансформатора служит система питания,
которая в существующих тракторах как правило является частью
общей гидравлической системы управления трансмиссией. Кон-
126
структивное выполнение схем систем питания может быть разно-
образным. Однако все они содержат основные элементы, показан-
ные на рис. 84.
Емкость рабочей жидкости у существующих тракторов состав-
ляет обычно не менее полуминутной производительности питающего
насоса. Уменьшение емкости связано с применением специальных
антипенных присадок и проведения конструктивных мероприятий,
ограничивающих контакты текущей рабочей жидкости с атмосферой.
Питающий насос засасывает из емкости масло и через фильтр подает
его на главный редукционный клапан. На выходе из питающего на-
соса установлен аварийный ограничительный клапан, а параллельно
фильтру — перепускной клапан, позволяющий в случае забивания
фильтра подавать рабочую жидкость, минуя фильтр. Редукционный
клапан ограничивает давление в главной магистрали гидравличе-
ской системы управления гидромеханической трансмиссии. Его
часто устанавливают таким образом, чтобы питание гидротрансфор-
матора осуществлялось через его сливную магистраль. В этом
случае при переключении передач гидротрансформатор отклю-
чается от питающей магистрали, что способствует уменьшению вре-
мени переключения передач гидроуправляемыми фрикционными
муфтами и сокращению их буксования. Значительная часть работы
буксования при переключении происходит в гидротрансформаторе.
Из редукционного клапана рабочая жидкость подается в гидро-
трансформатор, на выходе из которого помещен подпорный клапан.
Этот клапан отрегулирован на давление питания гидротрансформа-
тора. При прекращении питания гидротрансформатора он перекры-
вает сливную магистраль и в течение некоторого времени поддер-
живает в гидротрансформаторе избыточное давление. После под-
упражнению коробка
Рис. 84. Принципиальная схема системы питания гидротрансформатора:
1 — масляный бак; 2 — указатель уровня масла; 3 — заливная горловина с фильтром;
4 — питающий насос; 5 — фильтр с перепускным клапаном; 6 — редукционный клапан;
7 — гидротрансформатор; 8 — термометр; 9 — подпорный клапан; 10 — маслоохладитель
с перепускным клапаном; 11 — манометр; 12 —- ограничительный клапан
127
Рис. 85. График «качающих» свойств
гидротрансформатора НАТИ ГТР-53:
Рвх — давление масла в ^питающей
магистрали; Рвых — давление масла
в сливной магистрали
Рис. 86. Влияние вязкости масла на
характеристики комплексного гидро-
трансформатора:
v — вязкость масда в сСт при 100° С;
Лтах ~ максимальный к. п. д.; Лм —
к. п. д. при переходе на режим гид-
ротрансформатора; lqq — кинематиче-
ское передаточное отношение на режиме
работы с к. п. д. 80%; Ко — коэффи-
циент трансформации на режиме тро-
гания
порного клапана рабочая жидкость попадает в охладитель. Парал-
лельно ему также установлен перепускной клапан, предохраняю-
щий охладитель от разрушения при повышении давления рабочей
жидкости. Повышение давления может быть вызвано забиванием
охладителя или загустеванием рабочей жидкости при низкой тем-
пературе.
При расчете системы питания, если питание и слив гидротранс-
форматора осуществляется не из гидравлически одинаковых обла-
стей, необходимо учитывать внутреннее сопротивление гидротранс-
форматора и его «качающие» свойства, т. е. разницу напоров питаю-
щей жидкости на входе и выходе из гидротрансформатора. На рис. 85
в качестве примера приведен график «качающих» свойств
гидротрансформатора НАТИ ГТР-53.
В настоящее время в качестве рабочих жидкостей в гидродина-
мических передачах тракторов применяют исключительно минераль-
ные масла. Требования, предъявляемые к маслам, определяются не
только условиями их работы в гидропередачах, но и в коробках пере-
дач, поскольку масляные системы этих агрегатов обычно объединены.
Масло должно обладать невысокой вязкостью в целях уменьше-
ния гидравлических потерь в гидродинамических передачах, обра-
зовывать достаточно прочную пленку и для обеспечения нормальной
работы и износостойкости шестерен и подшипников обладать хоро-
шими противозадирными свойствами, кроме того, масло должно
иметь высокую температуру вспышки, вследствие высокой рабочей
температуры тракторных гидропередач и пологое протекание вяз-
костнотемпературной характеристики, быть устойчивым против
пенообразования и эмульгамирования, обладать моющими свой-
ствами и пониженной кислотностью.
128
Влияние вязкости масла на характеристики гидротрансформатора
исследуется при стендовых испытаниях гидропередач. Наиболее
заметно его влияние на характеристику к. п. д. Исследования, про-
веденные в HATH, показали, что при повышении вязкости с 4 до
9 сСт при 100° С максимальный к. п. д. гидротрансформатора сни-
жается примерно на 1%, уменьшается также ширина рабочей зоны
характеристики гидротрансформатора (рис. 86). Однако маловяз-
кие масла не обладают достаточно прочной масляной пленкой,
необходимой для обеспечения срока службы шестерен и подшипников.
Поэтому применяемые на тракторах масла обычно имеют вязкость
от 7 до 9 сСт. Прочность масляной пленки можно определить по
темпу износа при натурных испытаниях или в сравнении с эталон-
ным маслом на четырехшариковой машине, состоящей из вращаю-
щегося шпинделя, в котором закреплен шарик, прижимающийся
к трем неподвижным шарикам. При испытании в прибор заливают
исследуемое масло. Качество масляной пленки определяют по ши-
рине износных рисок на поверхности шариков.
Вспенивание рабочей жидкости, возникающее от попадания
в масло пузырьков воздуха при перемешивании жидкости, опасно
в открытых гидравлических системах, которые обычно и применяются
на тракторах. Вспенивание ведет к уменьшению передаваемого кру-
тящего момента и неустойчивости работы гидродинамической пере-
дачи. Кроме того, с пеной происходят значительные утечки масла из
гидравлической системы трактора. С повышением вязкости опас-
ность пенообразования масла увеличивается. Для повышения устой-
чивости масла против пенообразования в него добавляют в незначи-
тельных количествах антипенную присадку, обычно полиметил-
силоксаны (силоконовые жидкости). Для проверки устойчивости
масла к пенообразованию применяется специальный прибор, в ко-
тором через нагретое до рабочей температуры масло продувается в те-
чение 5 мин воздух. Качество масла оценивается объемом образо-
вавшейся пены и временем ее исчезновения после окончания про-
дувки.
Устойчивость против эмульгирования также является одним из
важных качеств масел, применяемых на тракторах с открытой гид-
равлической системой, в которых масло имеет возможность сопри-
косновения с влажным воздухом. Это качество особенно важно для
тракторов, оборудованных погрузчиками и бульдозерами, гидро-
трансформаторы которых часто работают в зоне малых кинемати-
ческих передаточных отношений. На таких режимах работы наличие
воды в масле может привести к неустойчивости работы гидротранс-
форматора вследствие испарения воды.
Гидродинамические передачи на промышленных тракторах, осо-
бенно гусеничных, работают в более тяжелых условиях нагружения,
чем на автомобилях. Двигатели тракторов имеют более высокую
среднюю загрузку, а гидропередачи чаще выходят на режимы работы
с низкими кинематическими передаточными отношениями. Поэтому
максимальные рабочие температуры масла гидропередач могут до-
стигать 120—125° С. Во избежание опасности загорания температура
9 Заказ 133	129
Рис. 87. Вязкостно-температурные
характеристики чистого масла и
более жидкого масла со специаль-
ной присадкой:
1 — чистое масло; 2 — масло с при-
садкой
вспышки масел должна быть не ниже
165° С и обычно составляет 165—180° С.
Возможность запуска и эксплуата-
ции трактора с гидромеханической
трансмиссией при низких температурах
во многом определяется вязкостно-тем-
пературной характеристикой применяе-
мых масел. Для уменьшения загустева-
ния масел при низких температурах
к ним добавляют специальные присад-
ки. На рис. 87 даны кривые изменения
вязкости более вязкого чистого масла
и менее вязкого масла со специальной
присадкой.
Масла, применяемые в тракторных гидротрансформаторах и ко-
робках передач, обладают высокой стабильностью и антикоррозион-
ными свойствами. Для увеличения срока службы применяют анти-
окислительные присадки,^обычно гидрохинол и анилин. Антикорро-
зионные свойства масла проверяют по окислению стального стержня
в ванне, наполненной смесью масла (90%) и воды (10%) и нагретой
до 60° С.
Отечественная промышленность не выпускает специальных масел
для тракторных гидромеханических трансмиссий, поэтому для трак-
торных трансмиссий используют смеси маловязких масел с густыми
маслами. Применяемые смеси имеют вязкость от 7 до 10 сСт при
100° С.
Расчет вязкости смесей vCM различных масел может быть произ-
веден по номограмме Г. Виноградова (рис. 88), составленной на
основе формулы
lg lg (vCM + 0,8) = (1 + -fa) 1g 1g (vA + 0,8) - -fa 1g 1g (vB + 0,8),
где q — содержание вязкого масла в % по массе; vA — вязкость
маловязкого масла в сСт; vB — вязкость вязкого масла в сСт.
Расчет вязкости смеси масел по номограмме производится сле-
дующим образом. Точку со значением вязкости маловязкого масла vx
левой шкалы соединяют прямой линией с точкой О правой шкалы.
Точно также точку со значением вязкости более вязкого масла v2
на левой шкале соединяют прямой линией с точкой 100% правой
шкалы. Эти две прямые пересекаются в точке а. Проводим через
эту точку и точку q процентного содержания (на правой шкале)
вязкого масла в смеси линию, которая пересечет левую шкалу
в точке с искомым значением вязкости смеси масел vCM.
В качестве маловязких компонентов смесей используют инду-
стриальные и турбинные масла. Индустриальные масла имеют вяз-
кость при 50° С от 4,8 сСт и выше и предназначены для смазки машин
и механизмов, работающих с малыми нагрузками и высокими часто-
тами вращения. Исходным сырьем для производства легких индустри-
альных масел служат соляровые дистилляты, а для более тяжелых —
130
масляные дистилляты беспарафиновых нефтей. Основные характе-
ристики индустриальных масел: вязкость, температура застывания
и содержание кислот и щелочей. Характеристики индустриальных
масел приведены в табл. 7.
Турбинные масла в основном применяют для смазки и охлаждения
подшипников турбин и электрических генераторов. Сырьем для полу-
чения их служат дистилляты бакинских и эмбенских нефтей, очи-
щенные кислотно-контактным способом. Для обеспечения стойкости
сСт °ВУ
2~Т^2
70--W
150--20
200-30
300—Ц)
ООО--50
5ОО~
,1П,_~Ю0
110 -150
~	_ 200
210 -
5-1 О3
777*-^
2-10*- '
1-105-±-
^-500
-1-Ю3
2Ю3
5-103
ПО*
масса. °/о
г-100
г 95
Т-90
~~85
~-80
г 75
5 70 |
Е |
-65 §
м
z55 |
’-00
Е
-35 £
Е I
7с20
~75
-О
Рис. 88. Номограмма для определения вязкости смеси двух масел
9*
131
Таблица 7
Показатели	Масла индустриальные					
	12	30	50	45 В	ис-зо	ИС-50
Вязкость при 50° С, сСт		10—14	27—33	42—58	38—52	27—33	42—58
Индекс вязкости	 Коксуемость, % содержание по массе,	—	—	—	—	85	85
не более 	 Температура, °C: вспышки в открытом тигле, не	—	0,3	0,2	—	0,15	0,15
ниже 		165	180	200	180	190	210
застывания, не выше		—30	— 15	—20	—8	— 15	—20
Таблица 8
Показатели	Масла турбинные			
	22п	22	30 (УТ)	46 (Т)
Вязкость при 50° С, сСт	 Температура застывания, °C, не выше Стабильность против окисления: масса осадка после окисления, % кислотное число, мг КОН/г масла, не более 		20—33 — 15 0,05 0,2	20—33 —15 0,1 0,35	28—32 —10 0,1 0,35	44—48 — 10 0,15 0,45
Таблица 9
Показатели	Масла авиационные				
	МС-8	МК-8	МС-14	МС-20	МК-22
Относительная плотность не более 	 Вязкость, сСт: при 50° С	 при 100° С, не менее Отношение вязкостей при 50 и 100° С, не более Температура застывания, °C, не выше 		0,860 7,5—8,5 50 —55	0,885 8,3 60 —55	0,890 14 6,55 —30	0,895 20 l7,85 — 18	0,905 22 8,75 — 14
против окисления в эти масла добавляют 0,01—0,015% п-оксиди-
фениламина. Характеристики турбинных масел даны в табл. 8.
Вязкими компонентами для смесей служат авиационные и ди-
зельные масла. Авиационные масла получают из дистиллятов ото-
бранных масляных нефтей путем селективной очистки и депарафи-
низации. Основные свойства авиационных и дизельных масел при-
ведены в табл. 9 и 10.
132
Таблица 10
Показатели	Масла дизельные				
	Дп-8	Д-11	Дп-14	МТ-14п	мт-16п
Вязкость при 100° С, сСт		8—9	10,5—12,5	13,5—15,5	13,5—14,5	16—17,5
Отношение вязкостей при 50 и при 100° С не более ....	6	7,3	7,75	4,0	7,0
Температура, °C: вспышки в откры- том тигле, не ниже ....	200	200	210	165	200 *
застывания, не выше ....	-25	— 18	— 10	—43	—25
* В закрытом тигле.					
ОСНОВНЫЕ ТРЕБОВАНИЯ
К ГИДРОДИНАМИЧЕСКИМ ПЕРЕДАЧАМ, ПРИМЕНЯЕМЫМ
НА ТРАКТОРАХ РАЗЛИЧНОГО НАЗНАЧЕНИЯ
В результате переменного характера нагрузки степень исполь-
зования мощности тракторного двигателя при механической транс-
миссии значительно снижается, применение же гидродинамической
передачи позволяет поднять загрузку тракторного двигателя на-
столько, что увеличение использования мощности перекрывает повы-
шенные потери в гидродинамической передаче. Необходимо отметить,
что повышение загрузки двигателя при использовании гидродина-
мической передачи происходит не во всех случаях, а только тогда,
когда реализация мощности двигателя не ограничена технологи-
ческими скоростями, условием постоянства скорости или недоста-
точным сцеплением с почвой.
На тракторах, предназначенных для выполнения различных
работ, применяют гидродинамические передачи различных ти-
пов.
Гидромуфты нашли применение на энергонасыщенных сельско-
хозяйственных тракторах [23] и некоторых видах ковшовых погруз-
чиков [49]. Хотя гидромуфты и не повышают крутящего момента,
однако существенно улучшают тяговую динамику тракторов. Это
объясняется тем, что гидромуфта в значительной степени изолирует
двигатель от высокочастотных колебаний, передаваемых трансмис-
сией от рабочих органов и снижает амплитуды низкочастотных коле-
баний.
Временные увеличения нагрузки при применении гидромуфты
преодолевают за счет запаса крутящего момента двигателя и мо-
мента инерции маховых масс. Величина максимального крутящего
133
момента, который может быть снят с двигателя, определяется из
следующего соотношения:
^max = Н- *^д®д>
где Му — номинальный крутящий момент двигателя; р — коэффи-
циент запаса крутящего момента; /д — момент инерции маховых
масс двигателя; ед — замедление коленчатого вала двигателя.
Величина махового момента движущихся масс двигателя зави-
сит от момента их инерции и степени замедления вращения колен-
чатого вала двигателя. Один и тот же двигатель может развить
различный максимальный крутящий момент на тракторах с различ-
ными характеристиками замедления двигателя при преодолении
одинаковых временных сопротивлений. Для получения более резких
замедлений необходимо, чтобы гидромуфта при преодолении трак-
тором временных сопротивлений не давала бы большого скольжения,
тогда темп увеличения нагрузки на двигатель (в области низко-
частотных колебаний) мало отличается от темпа возрастания на-
грузки на рабочих органах трактора. Если же гидромуфта на этих
режимах будет иметь увеличенное скольжение, то возрастание
нагрузки на двигателе будет происходить более медленно, чем рост
сопротивления на рабочих органах трактора, величина инерцион-
ного момента двигателя будет снижена и он разовьет недостаточный
крутящий момент.
Для обеспечения малых скольжений необходимо применять такие
гидромуфты, которые бы имели в узкой зоне больших кинематических
передаточных отношений, близких к единице, резкое возрастание
коэффициента момента, т. е. так называемую «жесткую» нагружаю-
щую характеристику.
Однако возрастание коэффициента момента должно быть огра-
ничено. Если коэффициент момента будет слишком велик, то при
преодолении длительного по времени увеличенного сопротивления
гидромуфта загрузит двигатель крутящим моментом такой величины,
которая приведет к его заглоханию. Поэтому максимальная величина
коэффициента момента должна быть такова, чтобы при постоянной
нагрузке гидромуфта не могла бы загружать двигатель при его ра-
боте на внешней характеристике при частотах вращения коленчатого
вала более низких, чем соответствующих максимальному моменту
(рис. 89). Характеристика гидромуфты на тракторах обычно сов-
мещается с номинальной мощностью двигателя на режиме с коэф-
фициентом момента соответствующим кинематическому переда-
точному отношению i = 0,97. Такое совмещение объясняется тем,
что двигатели тракторов, на которых устанавливается гидромуфта, ра-
ботают на регуляторных ветвях, а режим i = 0,97 соответствует, как
это видно из приведенной ранее характеристики (см. рис. 81, а)
гидромуфты, минимальному кинематическому передаточному отно-
шению в зоне высоких к. п. д. Таким образом, вся зона работы гид-
ромуфты при высоких кинематическихfпередаточных отношениях
совмещена с регуляторной ветвью двигателя. Благодаря этому обе-
спечивается экономичная работа двигателя и гидромуфты. Величина
134
возрастания коэффициента момента гидромуфты
определяется коэффициентом прозрачности [см.
формулу (62)].
Ввиду того, что парабола нагружения, со-
ответствующая коэффициенту момента 1С, про-
ходит на характеристике совместной работы
через точку номинального крутящего момента,
а парабола нагружения, соответствующая коэф-
фициенту момента Хп1ах — через точку макси-
мального крутящего момента, величина про-
зрачности нагружающей характеристики гид-
ромуфты может быть подсчитана для любого
двигателя по следующей формуле:
гт J^max^Y
MNnl
Рис. 89. Характеристика
совместной работы гид-
ромуфты с двигателем:
—- характеристика
крутящего момента дви-
гателя; МХтах и ~
параболы нагружения
гидромуфты на режимах
работы с коэффициента-
ми момента Хтах и Хс
где Л4тах — максимальный крутящий момент двигателя; MN —
крутящий момент двигателя на номинальном режиме; nN —частота
вращения коленчатого вала на номинальном режиме; пм — частота
вращения коленчатого вала на режиме работы двигателя с макси-
мальным крутящим моментом.
Коэффициенты прозрачности гидромуфт для двигателей, применяе-
мых на отечественных тракторах, должны быть примерно рав-
ны 2,5.
Коэффициент прозрачности нагружающей характеристики гид-
ромуфты кроме определения степени возрастания ее коэффициента
момента имеет и другой физический смысл. Он показывает во сколько
раз максимальный крутящий момент, передаваемый гидромуфтой
при динамическом процессе преодоления временного сопротивления,
может превышать номинальный крутящий момент двигателя (для
гидромуфт, у которых динамическая и статическая нагружающие
характеристики совпадают).
Для ограничения величины максимального коэффициента момента
гидромуфты применяют различные способы частичного опорожне-
ния рабочей полости при пониженных кинематических передаточных
отношениях. Процесс опорожнения, естественно, не происходит
мгновенно, а требует определенного отрезка времени. При выполне-
нии сельскохозяйственных работ для преодоления временных сопро-
тивлений длительностью от 0,5 до 5 с необходимо использование
запаса крутящего момента двигателя. Это время у погрузчиков тоже
достигает 0,5 с, иначе запаздывание опорожнения гидромуфты может
привести к большему, чем предусмотрено коэффициентом прозрач-
ности, увеличению коэффициента момента и заглоханию двигателя.
Таким образом, гидромуфта, предназначенная для применения
на тракторах, должна отвечать трем основным требованиям:
1)	должна обладать резко возрастающим коэффициентом мо-
мента в зоне малых скольжений (кинематических передаточных от-
ношений, близких к единице);
135
2)	прозрачность ее нагружающей характеристики должна быть
примерно равна двум;
3)	время частичного опорожения круга циркуляции гидромуфты,
обеспечивающего ограничение максимальной величины коэффици-
ента момента, должно составлять примерно 0,5 с.
Гидротрансформаторы применяют на тракторах различного на-
значения, поэтому требования к гидротрансформаторам и способам
совмещения их характеристик с характеристиками двигателей раз-
личны и определяются как стремлением получить при выполнении
рабочих ходов технологического процесса наибольшую производи-
тельность, так и конструкцией механической части трансмиссии.
Возможности изменения различных свойств гидротрансформа-
тора взаимосвязаны друг с другом и ограничены. Поэтому выбор
типа гидротрансформатора и параметров его характеристик всегда
является компромиссным.
У промышленных тракторов с землеройным оборудованием прак-
тически вся мощность двигателя трактора реализуется через тягу.
Производительность при выполнении рабочего хода определяется,
в частности, к. п. д. гидротрансформатора и величиной среднего
съема мощности с двигателя. Коэффициент полезного действия
гидротрансформатора всегда связан с величиной расхода в круге
циркуляции. Все виды потерь (кроме механических и объемных
потерь могут быть представлены в общем виде формулой
н = ^,
ь 2g
где Q — расход рабочей жидкости в круге циркуляции; £ — обоб-
щенный коэффициент гидравлических потерь.
Очевидно, что наибольшими к. п. д. будут обладать гидротранс-
форматоры, у которых рабочий процесс характеризуется реализа-
цией больших напоров при малых расходах. Тогда доля гидравли-
ческих потерь в балансе энергии гидротрансформатора будет наи-
меньшая. К таким передачам относятся одноступенчатые гидро-
трансформаторы с центростремительным турбинным колесом, у ко-
торых в результате высокой частоты вращения турбинного колеса
в зоне максимальных к. п. д. преобразуется большой напор при
малых расходах. Гидротрансформаторы этого типа действительно
имеют наиболее широкое распостранение на промышленных трак-
торах.
Однако, наряду с указанным типом гидротрансформаторов, при-
меняют также и трехступенчатые, к. п. д. которых на 3—4% ниже.
Режимы максимальных к. п. д. у этих гидротрансформаторов лежат
в области более низких кинематических передаточных отношений и,
следовательно, общее передаточное отношение механической части
трансмиссии трактора с трехступенчатым гидротрансформатором
ниже, чем при одноступенчатом. Поэтому в трансмиссии можно
иметь меньшее число полюсов зацепления шестерен, более высокий
к. п. д. и более простую конструкцию.
136
Производительность трактора существенно зависит от величины
съема мощности с двигателя. Эта величина является производной
нескольких факторов, наиболее существенными из которых являются
следующие:
—	диапазон изменения и закон распределения режимов работы
гидротрансформатора;
—	прозрачность гидротрансформатора, т. е. изменение его на-
гружающих свойств;
—	характер протекания внешней характеристики двигателя и
величина его коэффициента приспособляемости.
Если бы гидротрансформатор на тракторе работал на одном
режиме с одним кинематическим передаточным отношением, то со-
ответствующую этому режиму параболу нагружения можно было бы
совместить с номинальной мощностью двигателя и обеспечить посто-
янный максимальный съем мощности. В действительности имеет место
некоторый диапазон изменения кинематических передаточных от-
ношений и соответствующий ему пучок нагружающих парабол на
характеристике совместной работы с двигателем, причем вероятность
работы гидротрансформатора на разных режимах различна. Не все
из этих парабол проходят через режим максимальной мощности
двигателя; в зависимости от прозрачности гидротрансформатора
пучок этот может быть шире или уже. Форма протекания внешней
характеристики двигателя определяет, насколько снижается сни-
маемая с двигателя мощность при работе гидротрансформатора на
различных режимах. Большое влияние на величину снимаемой мощ-
ности оказывает способ совмещения нагружающих характеристик
гидротрансформатора и двигателя.
Производительность зависит от среднеожидаемой мощности на
турбинном валу гидротрансформатора. Величина среднеожидаемой
мощности зависит от характеристик гидротрансформатора, двига-
теля и внешней нагрузки, а также их взаимного совмещения.
В НАТИ были выполнены исследования влияния прозрачности
нагружающей характеристики гидротрансформатора с центростре-
мительной турбиной, коэффициента приспособляемости двигателя
и режима совмещения на среднеожидаемую мощность N2 на турбин-
ном валу для диапазона изменения нагрузки, характерного для
промышленных тракторов. Предварительно было установлено, что
все симметричные законы распределения дают качественно одина-
ковую картину изменения среднеожидаемых мощностей, но имеют
различные величины максимальных среднеожидаемых мощностей.
На основании этого вывода для упрощения математического аппа-
рата при исследованиях был принят равновероятный закон распре-
деления нагрузок. Результаты исследования приведены на рис.90, а,
бив. При расчетах использовались три доведенных реальных гидро-
трансформатора с коэффициентами прозрачности 1,30; 1,85 и 2,60
и осредненные характеристики трех двигателей с коэффициентами
приспособляемости 1,175 (рис. 90, а), 1,13 (рис. 90, б), 1,06 (рис. 90, в)
характерные для низкооборотных, среднеоборотных и высокообо-
ротных двигателей промышленных тракторов.
137
a — K= 1,175; б— /<=1,13; в—К = 1,06; 1 — гидротрансформатор с коэффициентом проз-
рачности 1,30; 2 — гидротрансформатор с коэффициентом прозрачности 1,85; 3 — гидро-
трансформатор с коэффициентом прозрачности 2,60
Анализ приведенных графиков позволяет сделать вывод, что
наибольшую среднеожидаемую мощность на промышленном трак-
торе при существующих коэффициентах приспособляемости двига-
телей может дать гидротрансформатор с непрозрачной нагружающей
характеристикой, причем с увеличением коэффициента приспособ-
ляемости разница среднеожидаемых мощностей между прозрачными
и непрозрачными гидротрансформаторами сокращается.
Среднеожидаемая мощность на турбинном валу зависит от спо-
соба совмещения характеристик гидротрансформатора и двигателя,
особенно у непрозрачных гидротрансформаторов. Поэтому правиль-
ный выбор режима оптимального совмещения приобретает перво-
степенное значение. При сравнении кинематических передаточных
отношений при оптимальных режимах совмещения с характеристи-
ками гидротрансформаторов можно заметить, что они расположены
примерно посредине между режимами максимального к. п. д. и режи-
мом работы гидротрансформатора с коэффициентом трансформации,
равном единице (или переходом на режим гидромуфты — у комплекс-
ных гидротрансформаторов). При повышении коэффициентов при-
способляемости двигателей режим оптимального совмещения уда-
ляется от режима максимального к. п. д. в сторону увеличения
кинематических передаточных отношений.
На ряде тракторов ведущих иностранных фирм, таких как Ка-
терпиллар и Аллис-Чалмерс применяют, так называемые, двигатели
«постоянной мощности». На внешней характеристике этих двига-
телей в диапазоне ее совмещения с нагружающей характеристикой
гидротрансформатора имеется участок практически постоянной мощ-
ности. Это достигается за счет регулирования наддува и топливной
аппаратуры двигателя. С такими двигателями выгодно использо-
вать прозрачные гидротрансформаторы, поскольку на режимах со-
вмещения мощность двигателя практически не изменяется. Вели-
138
чипа максимального к. п. д. у прозрачных гидротрансформаторов
всегда несколько выше, чем у непрозрачных, что объясняется от-
носительно большими величинами напоров. Кроме того, при одном
и том же увеличении сопротивления прозрачный гидротрансформа-
тор должен работать с менее высоким коэффициентом трансформа-
ции по сравнению с непрозрачным. Для преодоления сопротивления
при применении прозрачного гидротрансформатора используется
запас крутящего момента (приспособляемость) двигателя. В резуль-
тате новый режим работы у прозрачного гидротрансформатора
будет расположен ближе к режиму максимального к. п. д., чем
у непрозрачного гидротрансформатора. Поэтому и к. п. д. на этом
режиме работы у прозрачного гидротрансформатора будет выше.
Таким образом, при использовании двигателей «постоянной мощ-
ности» на промышленных тракторах более выгодным является при-
менение гидротрансформаторов с прозрачной нагружающей харак-
теристикой. Расчеты показывают, что в результате более интенсив-
ного изменения энергоемкости прозрачных гидротрансформаторов
при высоких кинематических передаточных отношениях режим мак-
симального к. п. д. необходимо совмещать примерно с серединой
участка постоянной мощности двигателя.
На тяжелых гусеничных тракторах фирмы Катерпиллар при-
меняется гидроредуктор, представляющий собой двухпоточную пе-
редачу с трехступенчатым гидротрансформатором. Характеристики
нагружающих и преобразующих свойств такого гидроредуктора не
отличаются от характеристик одноступенчатых прозрачных гидро-
трансформаторов с центростремительной турбиной. Не отличаются
они также по максимальному к. п. д. и способу совмещения с ха-
рактеристиками двигателей. Но среднеожидаемая мощность на ве-
домом валу при переменной нагрузке у гидроредуктора получается
несколько выше, чем на турбинном валу гидротрансформатора.
Это объясняется тем, что изменение нагрузки на ведомом валу
представляет собой, как правило, не случайный процесс, а коле-
бательный, характеризуемый спектром определенных частот. Гид-
ротрансформатор обычно пропускает низкочастотные колебания на
двигатель, но со значительно сниженной амплитудой. Увеличение
момента нагрузки на «пике» колебания приводит к соответствую-
щему увеличению коэффициента трансформации гидротрансформа-
тора и кратковременному переходу его на режимы работы с более
низкими кинематическими передаточными отношениями и к. п. д.
Гидроредуктор же, благодаря более жесткой связи через параллель-
ную ветвь между ведущим и ведомым валами, преодолевает эти
«пики» за счет момента инерции маховых масс двигателя. Благодаря
этому гидроредуктор работает в более узкой зоне изменения кине-
матических передаточных отношений и с соответствующими этой
зоне более высокими к. п. д.
Максимальный коэффициент трансформацйи, как это может быть
выявлено при построении тяговой характеристики, не может быть
реализован на рабочих (низких) передачах и поэтому его величина
не влияет ни на тяговую динамику, ни на производительность трак-
139
тора. Однако величина максималь-
ного коэффициента трансформации
оказывает существенное влияние на
прочность механической части транс-
миссии. Кроме того, он влияет также
на ширину зоны регулирования гид-
ротрансформатора при высоких зна-
чениях к. п. д., причем требования
к его величине в обоих случаях про-
тивоположны.
Для обеспечения достаточной
прочности элементов трансмиссии
и работоспособности фрикционных
муфт желательно иметь возможно
меньшую величину коэффициента
трансформации. Низкие преобразую-
щие свойства гидротрансформатора
позволяют сконструировать легкую
и надежную механическую часть
трансмиссии. Вместе с тем, умень-
шение максимального коэффициента
трансформации приводит к сужению
зоны регулирования гидротрансфор-
матора при высоких к. п. д. Опти-
мальную величину коэффициента
трансформации для комплексных и
простых одноступенчатых гидро-
трансформаторов с центростреми-
тельной турбиной (рис. 91) находят по
Рис. 91. Зависимость ширины зоны
регулирования при к. д. п. выше 80%
и величины максимального к. п. д. от
коэффициента трансформации на ре-
жиме трогания у одноступенчатых гид-
ротрансформаторов с центростремитель-
ной турбиной:
Т] — к. п. д.; г‘о § — кинематическое
передаточное отношение при к. п. д.,
равном 80%; Ко — коэффициент транс-
формации на режиме трогания
диаграмме статистической зависимости величины максимального ко-
эффициента полезного действия Y]maX и кинематического передаточ-
ного отношения fOi8 при к. п. д., равном 80% от максимального
коэффициента трансформации. Кинематическое отношение %>8 слу-
жит границей так называемой рабочей зоны, т. е. зоны регулиро-
вания гидротрансформатора при к. п. д. больше 80%. Чем меньше
кинематическое отношение %,8, тем шире рабочая зона. Интенсив-
ное расширение рабочей зоны происходит при увеличении макси-
мального коэффициента трансформации лишь до величины 2,8—3,2.
Более высокие значения коэффициентов трансформации характерны
для гидротрансформаторов с большими активными диаметрами. Даль-
нейшее повышение коэффициента трансформации Ко практически
не расширяет рабочую зону, но ведет к дальнейшему снижению
максимального к. п. д. Поэтому в качестве^оптимальных значений
коэффициентов трансформации для одноступенчатых гидротранс-
форматоров с центростремительный турбиной может быть рекомен-
дован диапазон величин Ко от 2,8 до 3,2.
Статистическое исследование трехступенчатых гидротрансформа-
торов показывает, что для них оптимальная величина коэффициента
трансформации колеблется в пределах 5,0—5,5. С этими гидро-
140
трансформаторами нельзя использовать трансмиссии с фрикционными
муфтами для переключения передач на ходу или для быстрого ре-
верса. Фрикционная муфта сцепления на тракторах с трехступен-
чатыми гидротрансформаторами устанавливается только между дви-
гателем и гидротрансформатором.
Трехступенчатые гидротрансформаторы обладают хорошими тор-
мозящими и самотормозящими свойствами, играющими немаловаж-
ную роль при выборе типа гидротрансформатора для промышлен-
ных тракторов. Мощные тракторы со скреперами нуждаются в на-
дежных тормозах. Вследствие большого веса эти машины обладают
значительной инерцией, и создание для них фрикционных тормозов
с достаточным сроком службы становится сложной проблемой. До-
полнительное использование торможения двигателем ненамного об-
легчает эту проблему. Поэтому при использовании одноступенчатых
гидротрансформаторов за ними устанавливают гидродинамические
тормоза, которые в основном и гасят энергию движения агрегата.
Фрикционные тормоза применяют лишь для остановки. Трехсту-
пенчатый гидротрансформатор одновременно выполняет и роль гид-
родинамического тормоза, вследствие чего отпадает необходимость
в дополнительном усложнении гидромеханической трансмиссии.
Другое положительное качество трехступенчатого гидротранс-
форматора (самотормозящее свойство) проявляется при установке
за трансформатором механической коробки, переключение передач
в которой производится скользящими шестернями или зубчатыми
муфтами. Для обеспечения легкости переключения необходима оста-
новка ведущего вала коробки передач. С этой целью обычно при-
меняют остановочный тормозок. Размеры его существенно повыша-
ются при увеличении маховых масс, связанных с ведущим валом
коробки. На тяжелых тракторах, особенно если муфта сцепления
установлена до гидротрансформатора и маховая масса гидротранс-
форматора связана с этим валом, остановочный тормозок превра-
щается в достаточно громоздкий механизм, не отличающийся к тому
же достаточной надежностью. При использовании трехступенча-
того гидротрансформатора благодаря характерному расположению
его неподвижных реакторов при отключении от двигателя ведомый
вал быстро останавливается, причем торможение этого вала про-
изводится гидравлически и не связано с каким-либо износом.
Необходимость в остановочном тормозке отпадает, в результате чего
повышается надежность трансмиссии и облегчается процесс пере-
ключения передач.
В настоящее время на тракторах применяют в основном одно-
ступенчатые гидротрансформаторы обычно с центростремительной
турбиной и трехступенчатые гидротрансформаторы. Кроме того,
фирма Катерпиллар применяет гидроредукторы с трехступенчатым
гидротрансформатором, установленном в параллельном потоке. Гид-
роредукторы по своим внешним характеристикам не отличаются
от одноступенчатых гидротрансформаторов, но имеют лучшие ди-
намические свойства за счет некоторого усложнения конструкции.
Одноступенчатые гидротрансформаторы и гидроредукторы имеют
141
наиболее высокие коэффициенты полезного действия и умеренные
преобразующие свойства. Их применяют в трансмиссиях, в которых
реверсирование или переключение передач на ходу осуществляется
фрикционными муфтами.
Трех ступенчатые гидротрансформаторы обладают несколько бо-
лее низкими к. п.д., но одновременно и рядом преимуществ, бла-
годаря которым возможно упрощение конструкции трансмиссии и
повышение ее надежности. Вследствие высоких преобразующих
свойств, позволяющих получить достаточно широкую зону регули-
рования при высоких значениях к. п. д., эти гидротрансформаторы
можно использовать в трансмиссиях с переключением передач и
реверсированием при помощи зубчатых муфт или скользящих ше-
стерен.
Так же как и у промышленного трактора работа ковшового погруз-
чика характеризуется цикличностью. Цикл состоит из набора грунта
в ковш из штабеля и перевозки его к месту выгрузки. Производи-
тельность погрузчика существенно зависит от степени заполнения
ковша грунтом и времени, затрачиваемого на выполнение цикла.
Наиболее эффективным является комбинированный метод, при ко-
тором движение ковша при заборе грунта сопровождается переме-
щением погрузчика вперед при максимальном тяговом усилии.
Загрузка двигателя у погрузчика с гидромеханической трансмиссией
и независимым гидрообъемным приводом ковша зависит от соответ-
ствия распределения мощности двигателя по этим двум приводам
эксплуатационным нагрузкам на ковше и движителе. Выбор ха-
рактеристики гидротрансформатора и его совместной работы с дви-
гателем должны обеспечить максимальную загрузку двигателя при
условии выполнения всего цикла на одной передаче в следующих
случаях:
1.	Перевозки грунта к* месту выгрузки в тяжелых условиях
движения при максимальной транспортной скорости. Величина
этой скорости ограничивается возможностями оператора и обычно
составляет у колесных погрузчиков около 10 км/ч, а у гусеничных —
порядка 7 км/ч. Гидротрансформатор при этом работает при кине-
матических отношениях, близких к 0,9—1,0.
2.	Врезания ковша в грунт при максимальном тяговом усилии.
Скорость врезания также ограничивается возможностями оператора
и зависит от типа ходовой части погрузчика. Скорость движения
при врезании до начала буксования обычно составляет 3,0—4,0 км/ч.
Соответственно этим скоростям гидротрансформатор при врезании
работает при кинематических передаточных отношениях 0,3—0,4.
3.	Забора грунта, когда на гидропривод расходуется примерно
треть мощности двигателя. Для обеспечения полной загрузки ковша
тяговое усилие на двигателе погрузчика не должно снижаться.
Не должна снижаться также и частота вращения коленчатого вала
двигателя, так как это приведет к уменьшению скорости движения
ковша и увеличению времени выполнения цикла. При независимом
гидроприводе ковша скорость его движения регулируется только
частотой вращения двигателя.
142
Сопоставление режимов работы гидротрансформатора и двига-
теля в рассмотренных случаях позволяет сформулировать основные
требования к характеристике гидротрансформатора для погрузчика
и режимам его совмещения с двигателем.
Из рассмотрения транспортного режима и режима врезания
ковша в грунт видно, что в диапазоне кинематических передаточных
отношений выше примерно 0,4 гидротрансформатор должен быть
практически непрозрачен, а его энергоемкость должна быть такова,
чтобы коэффициент момента %с на этих режимах соответствовал бы
работе двигателя на номинальном режиме.
Сравнение режимов нагружения при врезании и подъеме ковша
показывает, что на режимах, близких к i = 0, расход мощности
через гидротрансформатор на привод ходовой части должен сни-
жаться примерно на треть для того, чтобы освободить мощность
на подъем ковша. Поэтому нагружающая характеристика гидро-
трансформатора в диапазоне кинематических передаточных отно-
шений i = 0,0—0,4 должна иметь обратную прозрачность примерно
равную 1,5.
Соотношение тяговых усилий, развиваемых погрузчиком при
врезании ковша в грунт и на транспортном режиме в груженом
состоянии, примерно равно двум при гусеничном ходе и трем при
колесном ходе. При наборе грунта в ковш тяговое усилие не должно
снижаться, однако в результате обратной прозрачности, крутящий
момент, снимаемый гидротрансформатором с двигателя, уменьшается
в полтора раза. Уменьшение крутящего момента, снимаемого с дви-
гателя, компенсируется соответствующим увеличением коэффици-
ента трансформации на режиме трогания. Поэтому гидротрансфор-
матор для колесного погрузчика должен иметь коэффициент транс-
формации около 4,5, а для гусеничного — около 3,0.
Если на погрузчиках применяют обычные тракторные гидро-
трансформаторы, имеющие незначительную обратную прозрачность
и максимальный коэффициент трансформации около трех, то для
сохранения производительности мощность их двигателей увеличи-
вается примерно на 30%, а гидротрансформаторы с двигателями
совмещают таким образом, что параболы нагружения, соответству-
ющие максимальному коэффициенту момента, пересекаются с ре-
гуляторной ветвью характеристики двигателя примерно при 70%
номинальной мощности.
В настоящее время на погрузчиках применяют одноступенчатые
гидротрансформаторы. На некоторых колесных погрузчиках ис-
пользуют также двухтурбинные.
Глава IV
УНИФИКАЦИЯ И ТИПОВЫЕ КОНСТРУКЦИИ
ГИДРОДИНАМИЧЕСКИХ ПЕРЕДАЧ
ПРИНЦИПЫ УНИФИКАЦИИ И ТИПОРАЗМЕРНЫЕ РЯДЫ
ГИДРОДИНАМИЧЕСКИХ ПЕРЕДАЧ
Области применения гидродинамических передач специфичны.
Поэтому их не производят в массовом масштабе даже наиболее
крупные фирмы. Кроме того, характерная для этих передач опре-
деленность нагружающих свойств вызывает необходимость при пере-
крытии достаточно большого диапазона мощностей двигателей вы-
пускать значительное количество различных по нагружающим свой-
ствам гидродинамических передач. Это количество еще более увели-
чивается в связи с тем, что для тракторов различного назначения
необходимо выпускать передачи, отличающиеся также и своими
преобразующими свойствами. Все эти обстоятельства существенно
затрудняют унификацию гидродинамических передач, влияют на их
стоимость и в конечном счете сказываются на масштабах их при-
менения на различных типах машин.
По конструктивным признакам гидродинамическая передача мо-
жет быть разделена на две части: собственно гидродинамическая
передача и комплектующие изделия (муфты сцепления, подшип-
ники, подпитывающие насосы, фланцы под карданные валы и т. д.).
Унификация комплектующих изделий производится в соответ-
ствии с известными принципами унификации и типизации силовых
узлов и арматуры и регламентируется в большинстве зарубежных
стран параметрическими рядами стандартов SAE.
Ввиду отличия принципов унификации гидродинамических пе-
редач и комплектующих изделий, в зависимости от мощности дви-
гателя одна и та же гидродинамическая передача может комплекто-
ваться одинаковыми по назначению, но различными по размерам
комплекующими изделиями. В большинстве случаев это относится
к таким изделиям, как питающие насосы, подшипниковые узлы и
непостоянно-замкнутые муфты сцепления. Вследствие достаточно
широкого производства комплектующих изделий это почти не при-
водит к увеличению стоимости передачи. Гидродинамическая пе-
редача с комплектующими изделиями, рассчитанными на меньшую
мощность, обычно носит название стандартной серии, а та же пе-
редача с комплектующими изделиями, обеспечивающими передачу
большей мощности, называется тяжелой серией.
Унификация гидродинамических передач в значительной степени
зависит от их нагружающих свойств. При совместной работе с дви-
гателем наибольшая средняя мощность, снимаемая с двигателя или
турбинного вала при различных режимах работы, соответствует
лишь определенному оптимальному совмещению характеристик дви-
гателя и гидротрансформатора. Если это совмещение изменить,
144
например при изменении активного диаметра, то загрузка двигателя
и эффективность применения гидродинамической передачи снизятся
и использование гидродинамической передачи может стать вообще
нерациональным.
Для того чтобы пояснить применяемые принципы унификации
гидродинамических передач, рассмотрим влияние изменения на-
гружающих свойств на режим совмещения:
D5n?
(63)
Унификация гидродинамических передач связана с изменением
у них величин коэффициента момента %с и активного диаметра D,
а у двигателей, с которыми они работают, соотношения номиналь-
ных мощностей Nmax и соответствующих им частот вращения ве-
дущих валов гидротрансформаторов пР Ниже изложены шесть
основных принципов унификации гидродинамических передач, осно-
вывающиеся на изменении как отдельных, так и нескольких пара-
метров, входящих в формулу (63).
Первый принцип заключается в применении одной и той же
гидродинамической передачи для различных двигателей, отличаю-
щихся мощностями и частотами вращения, изменяющимися в опре-
деленной закономерности. На рис. 92 изображена кубическая па-
рабола изменения нагружающих свойств гидродинамической пе-
редачи на режиме оптимального совмещения и характеристики
нескольких двигателей Nд1, #д2, 7Уд3, с которыми эта передача
может хорошо работать. Условием оптимального совмещения раз-
личных двигателей с одной гидродинамической передачей является
постоянство отношений мощностей и третьей степени оборотов дви-
гателей на номинальных режимах и равенство этих отношений
некоторой величине Д’, характеризующей данную гидродинамиче-
скую передачу
2^1	... =^.==/(.	(64)
п*1	п*2	716,2	' ’
С повышением номинальных частот вращения двигателей их
коэффициенты приспособляемости как правило увеличиваются, что
приводит к некоторому изменению режимов оптимального совме-
щения двигателя и гидродинамической передачи и, следовательно,
величины коэффициента %с. Поэтому в действительности соотно-
шение (64) выдерживается лишь приближенно.
Этот принцип используется только при межотраслевой унифи-
кации гидродинамических передач. Например, гидротрансформа-
торы серии ТС-900 фирмы Аллисон для промышленных нужд могут
применяться для двигателей мощностью до 600 л. с., а для воен-
ных машин—до 1400 л. с. В тракторостроении непосредственно
этот принцип применяется редко, так как у тракторных двигателей
с повышением мощности наблюдается тенденция к понижению но-
минальных частот вращения. Такая тенденция вызвана стремлением
10 Заказ 133	1 45
Рис. 92. Унификация гидродинами-
ческих передач для различных дви-
гателей при неизменной энергоем-
кости:
Мд1» -Мд2» Мдз — характеристики
мощности трех двигателей; —
нагружающая характеристика
гидротрансформатора на режиме
совмещения
Рис. 93. Унификация гидротрансформаторов при из-
менении величины активного диаметра комплектов
рабочих колес:
а — при постоянной частоте вращения; б — при по-
стоянной мощности двигателя; Мд1, МД2 и ^дЗ —
номинальные мощности двигателей;	и
nN3 ~~ номинальные частоты вращения двигателей;
Da — активный диаметр комплектов рабочих колес
гидротрансформаторов
обеспечить достаточный срок службы двигателей при повышении
их мощности.
Широко распространен этот же принцип унификации, но в не-
сколько измененном виде, когда согласование характеристик дви-
гателя и гидротрансформатора достигается установкой между ними
согласующего редуктора. Благодаря редуктору изменяется частота
вращения ведущего вала гидротрансформатора, а характеристика
двигателя, приведенная к этому валу, деформируется по оборотам.
Этот принцип применялся фирмами Рокфорд и Роквелл в тех слу-
чаях, когда на одной и той же машине необходимо изменять совме-
щение характеристик двигателя и гидротрансформатора, а приме-
нение гидротрансформатора с регулируемым наклоном лопаток
почему-либо оказывалось нецелесообразным. Перед гидротрансфор-
матором устанавливалась трех- или четырехступенчатая коробка,
переключением передач в которой и осуществлялось изменение
совмещения характеристик.
Второй принцип унификации заключается в применении в гид-
родинамических передачах одного размера взаимозаменяемых
комплектов рабочих колес с различными активными диаметрами.
Присоединительные элементы колес выполняются одинаковыми:
по периферийным размерам такими же, как у рабочих колес
с наибольшим активным диаметром, а по внутренним размерам
такими же, как у рабочих колес с меньшим активным диаметром.
Этот принцип унификации обычно применяется у гидромуфт, одно-
ступенчатых гидротрансформаторов и комплексных передач.
Величина активного диаметра влияет на нагружающие свойства
гидротрансформатора. На рис. 93, а и б приведена диаграмма из-
менения номинальных мощностей и частот вращения двигателей,
соответствующих оптимальному совмещению с характеристиками
146
гидротрансформатора при изменении величины его активного диа-
метра. Как видно из диаграммы, этот принцип унификации является
очень действенным и поэтому применяется почти всеми зарубежными
фирмами. Величина изменения активного диаметра рабочих колес
у гидротрансформатора одного размера ограничена надежностью и
сроком службы подшипниковых опор и валов, прочностью соеди-
нительных элементов ступиц, а у комплексных гидротрансформа-
торов — грузоподъемностью муфт свободного хода. Обычно у од-
ного размера гидротрансформатора применяется не более трех ком-
плектов рабочих колес с различными активными диаметрами. От-
ношение максимального и минимального активных диаметров у гид-
ротрансформатора одного размера не превышает 1,15. Шаг изме-
нения соседних активных диаметров зависит от многих причин и
колеблется от 1,05 до 1,085.
Применение этого принципа унификации, казалось, должно
привести к тому, что рабочие колеса различных активных диамет-
ров могли бы иметь одинаковые лопастные системы. Однако с целью
расширения мощностного диапазона каждого размера гидротранс-
форматора при условии обеспечения достаточной прочности кон-
струкции необходимо снижение максимальных преобразующих
свойств с увеличением активного диаметра рабочих колес. При
сохранении же геометрии лопастных систем с увеличением активного
диаметра преобразующие свойства увеличиваются вследствие сни-
жения профильных гидравлических потерь. Поэтому рабочие колеса
разных активных диаметров, устанавливаемые на гидротрансфор-
матор одного размера, отличаются углами наклона лопаток на
входных участках профилей. При увеличении активных диаметров
коэффициенты трансформации на режиме трогания уменьшаются.
У различных лопастных систем они колеблются в пределах от 3,5—
3,6 до 2,5—2,7.
Третий принцип унификации гидротрансформаторов заключается
в применении взаимозаменяемых комплектов или отдельных ра-
бочих колес одинаковых активных диаметров, но отличающихся
числом лопаток и конструкцией лопастных систем, т. е. профилями
и углами наклона лопаток. При этом изменяется величина коэффи-
циента момента %с на режиме совмещения. Очевидно, что при уве-
личении коэффициента момента Хс и сохранении частот вращения
номинальные мощности двигателей, с которыми может работать
гидротрансформатор, изменяются прямо пропорционально. Различ-
ные геометрические параметры лопастных систем рабочих колес
по разному влияют на коэффициент момента Хс. Наибольшее вли-
яние на величину %с оказывают углы наклона лопаток на выходе
из насосного колеса и реактора. Поэтому именно эти колеса у рас-
сматриваемого типа гидротрансформаторов и делают сменными.
У трехступенчатых гидротрансформаторов обычно изменяют углы
наклона лопаток на выходе из насосного колеса и последней сту-
пени турбинного колеса.
Однако допустимое изменение геометрических параметров ло-
пастных систем рабочих колес ограничено. Расширение диапазона
Ю*	147
изменения одних параметров, например, углов наклона лопаток
на выходе из колеса реактора, вызывает падение к. п. д. гидро-
трансформатора и снижение мощности на турбинном валу в резуль-
тате увеличения гидравлических потерь. Другие параметры, как
например, угол наклона лопаток на выходе из насосного колеса
у одноступенчатых гидротрансформаторов с симметричным распо-
ложением насосного и турбинного колес, вызывают одновременный
рост прозрачности нагружающей характеристики. Большая про-
зрачность гидротрансформаторов у двигателей с умеренными коэф-
фициентами приспособляемости снижают среднюю загрузку дви-
гателя и мощность на турбинном валу.
Применение этого принципа унификации требует больших про-
ектных и исследовательских работ по созданию и доводке широкой
гаммы лопастных систем. Поэтому его применяют такие фирмы
как Твин-Диск, Кларк и Аллисон (США).
Четвертый принцип унификации также применяется только для
гидротрансформаторов и заключается в использовании взаимоза-
меняемых комплектов или отдельных рабочих колес одинаковых
активных диаметров с различными радиусами расположения выход-
ных кромок лопаток. При этом меняются коэффициенты быстроход-
ности рабочих колес и, по существу, тип гидротрансформатора.
Так же, как и при третьем принципе унификации, смена комплек-
тов или отдельных рабочих колес приводит к изменению коэффи-
циента момента Хс и пропускаемой гидротрансформатором мощности.
При изменении типа гидротрансформатора коренным образом ме-
няется протекание преобразующих и нагружающих характеристик,
что позволяет удовлетворить самые разнообразные требования.
Использование четвертого принципа унификации позволяет по-
лучать широкий диапазон изменения коэффициента момента %с, но
требует проведения глубоких теоретических и экспериментальных
исследований. Факторами, ограничивающими диапазон изменения
коэффициента момента Хс, являются конструктивная целесообраз-
ность, а при увеличении величины Хс, также и повышение прозрач-
ности нагружающей характеристики. Первоначально этот принцип
унификации применялся только американской фирмой Твин-Диск [11].
В последние годы на этом же принципе строит свои унифициро-
ванные гидротрансформаторы фирма Даннрадфабрик (ФРГ).
Пятый принцип унификации заключается в изменении напол-
нения гидродинамической передачи. Этот принцип применим к гидро-
муфтам с несимметричными рабочими колесами и комплексным
гидротрансформаторам малого размера, у которых отсутствует си-
стема подпитки. При уменьшении наполнения гидромуфты пони-
жается расход в круге циркуляции, что и вызывает падение ко-
эффициента момента Хс. На рис. 94 приведены полученные в НАТИ
при испытаниях характерйстики нагружающих свойств гидромуфты
с несимметричными рабочими колесами при различных наполне-
ниях. Этот метод изменения энергоемкости эффективен и широко
применяется всеми фирмами. Диапазон снижения энергоемкости
ограничивается конструктивной целесообразностью и возрастанием
148
инерционных моментов
гидромуфты по сравнению
с передаваемым ею кру-
тящим моментом.
Шестой принцип уни-
фикации широко приме-
няется в гидроредукторах,
в частности, фирмой Ка-
терпиллар. В гидроредук-
торе гидродинамическая
передача устанавливается
в параллельном потоке и
через нее проходит лишь
часть мощности двигателя.
Другая часть идет меха-
ническим путем с постоян-
ной величиной трансфор-
мации крутящего момен-
та. Доля мощности, про-
ходящей через гидротранс-
форматор, определяется
его нагружающей характе-
ристикой и параметрами
3,75
2J5
1,25
О
2,5
%5
О
2J5
125
О
2,5
125
О
Рис. 94. Характеристики нагружающих свойств гид-
ромуфты НАТИ с нессимметричными рабочими ко-
лесами при различных наполнениях
суммирующего или разделительного планетарного ряда. По-
скольку при использовании одной и той же гидродинамической
передачи характеристика ее нагружающих свойств остается не-
изменной, повышение или снижение нагружающих свойств гидро-
редуктора может быть достигнуто изменением параметров раз-
делительного или суммирующего планетарного ряда [40]. При
этом изменяется доля мощности, передаваемой гидродинамической
передачей. При повышении нагружающих свойств гидроредуктора
увеличивается доля мощности, передаваемой механическим путем.
Механическая передача гидроредуктора обладает абсолютной проз-
рачностью и более высоким к. п. д. по сравнению с гидродинами-
ческой передачей, но обычно уступает ей по максимальным преоб-
разующим свойствам. Поэтому повышение энергоемкости гидро-
редуктора всегда связано с увеличением прозрачности его нагружа-
ющей характеристики, повышением максимального к. п. д. и снижени-
ем коэффициента трансформации на режиме трогания. Анализ статиче-
ских характеристик гидроредукторов и одноступенчатых гидротранс-
форматоров с центростремительной турбиной показывает, что они по-
добны. Изменение параметра суммирующего или разделительного
планетарного ряда гидроредуктора оказывает на его характеристики
такое же влияние, как и изменение угла наклона лопаток на вы-
ходе из насосного колеса на характеристики одноступенчатого гид-
ротрансформатора. В гидроредукторе при изменении параметра
планетарного ряда доля мощности, передаваемой механическим пу-
тем с меньшими потерями, чем в гидродинамической передаче,
может быть увеличена. В одноступенчатом гидротрансформаторе
149
при уменьшении угла наклона лопаток на выходе из насосного
колеса повышается напор потока рабочей жидкости и изменяется
соотношение между напором и расходом в направлении относитель-
ного уменьшения расхода. Потери в гидротрансформаторе связаны
только с расходом, поэтому при общем увеличении передаваемой
мощности величина гидравлических потерь снижается. Практика
показывает, что всегда можно создать гидротрансформатор с такими
же статическими характеристиками, как и гидроредуктор, хотя
экономически это может оказаться не всегда оправданным.
Унификация гидродинамических передач требует проведения до-
статочно большого объема конструкторских и исследовательских
работ, поэтому она применяется в основном крупными фирмами,
имеющими достаточно широкий рынок сбыта. Ниже приведены типо-
размерные ряды и примерные номенклатуры выпуска гидродинами-
ческих передач некоторыми наиболее крупными зарубежными фир-
мами.
Фирма Твин-Диск (США) является самым крупным мировым
поставщиком гидротрансформаторов для тракторов, погрузчиков,
скреперов и других дорожно-строительных машин. По ее лицензии
производят гидротрансформаторы ряд других фирм.
Фирмой разработано 9 типов гидротрансформаторов: два трех-
ступенчатых (серия 8800 и тип 3) и шесть одноступенчатых (типы 1,
4, 6, 7, 8 и 8а), отличающиеся друг от друга очертаниями кругов
циркуляции и радиусами расположения входных и выходных кро-
мок рабочих колес. Фирма выпускает гидротрансформаторы мощ-
ностью до 1400 л. с. У гидротрансформаторов фирмы Твин-Диск
каждому размеру гидротрансформаторов соответствуют комплекты
рабочих колес только с одним размером активного диаметра.
Трехступенчатые гидротрансформаторы типа 3 выпускаются для
работы с двигателями, имеющими мощность до 1050 л. с. с номиналь-
ными частотами вращения до 2400 об/мин. Этот мощностной диа-
пазон перекрывается четырьмя размерами гидротрансформаторов
серий 10000, 11500, 13800 и 16000, диаметры насосных колес ко-
торых относятся, соответственно, как 1,0; 1,15; 1,38; 1,60. Номера
серий увеличиваются с ростом крутящего момента на входном валу
и связаны с изменениями в конструкции, направленными на усиле-
ния узлов гидротрансформатора. Наиболее употребляемые гидро-
трансформаторы серии 11500 выпускаются в двух конструктивных
исполнениях; стандартной и тяжелой, рассчитанной на передачу
более высоких мощностей. Гидротрансформаторы каждой серии
имеют различные энергоемкости, получаемые за счет изменения
числа лопаток и углов наклона насосных колес и последней ступени
турбины. На рис. 95 представлена диаграмма областей применения
трехступенчатых гидротрансформаторов фирмы Твин-Диск. Каждая
серия имеет восемь энергоемкостей, показанных на диаграмме тон-
кими линиями, соответствующими десятилопастным системам рабочих
колес, повторяющихся в различных сочетаниях. Область приме-
нения гидротрансформатора каждой серии ограничивается макси-
мальной и минимальной энергоемкостями, предельной по условиям
150
балансировки частотой вращения ведущего вала и максимальным
крутящим моментом на ведущем валу, допускаемым прочностью
деталей гидротрансформатора. Фирма Твин-Диск определяет удель-
ную энергоемкость гидротрансформатора, обеспечиваемую различ-
ными комплектами рабочих колес, величинами крутящего момента
на ведущем валу Л15 в фунтофутах на режиме работы с коэффици-
ентом трансформации, равном единице, при размере гидротранс-
форматора серии 10000 и частоте вращения ведущего вала 170об/мин.
Величина нагружающего крутящего момента подсчитывается для
гидротрансформатора любой серии при различных частотах вра-
щения по формуле
Л5 (	\2М
10 000) \ 1700 J s’
где Ds — номер серии гидротрансформатора; п — частота враще-
ния ведущего вала, об/мин; Afs — удельная энергоемкость.
Ряд энергоемкостей различных лопастных систем комплектов
рабочих колес имеет знаменатель прогрессии, примерно равной
1,15, т. е. такой же, что и знаменатель прогрессии ряда активных
Рис. 95. Типоразмерный ряд трехступенчатых гидротрансфор-
маторов фирмы Твин-Диск
151
Рис. 96. Типоразмерный ряд односту-
пенчатых гидротрансформаторов фирмы
Твин-Диск типа 6:
1 — серия 1100; 2 — серия 1300; 3 —
серия 1500 стандартная; 4 — серия 1500
тяжелая
Одноступенчатые гидротрансфор-
маторы фирмы Твин-Диск типов 1,
6, 7 и 8 имеют одинаковые очерта-
ния круга циркуляции, но различное
расположение в нем лопастных си-
стем рабочих колес. При одинаковом
активном диаметре рабочих колес
гидротрансформаторы всех четырех
типов полностью унифицированы.
Рабочие же колеса унифицированы
только по присоединительным раз-
мерам, а у гидротрансформатора
типа 8 колесо реактора унифици-
ровано по присоединительным раз-
мерам в сборе с муфтой свободного
хода. Фирма выпускает шесть раз-
меров гидротрансформаторов этих
типов серий 1100, 1300, 1500, 1600,
1700 и 1800. Номер серии равен
округленному значению активного
диаметра в дюймах, умноженному
на 100, и возрастает с увеличением
крутящего момента на ведущем валу. Увеличение размеров гидро-
трансформаторов связано с определенными изменениями конструк-
ции, вызванными ростом передаваемых мощностей. Гидротрансфор-
матор серии 1500 имеет стандартную и усиленную конструкцию
(тяжелую серию). Наиболее распостранены гидротрансформаторы
типа 6 серий 1100, 1300 и 1500, которые выпускают для работы
с двигателями мощностью до 300 л. с. и номинальными частотами
вращения до 3500 об/мин. На рис. 96 представлена диаграмма
областей применения одноступенчатых гидротрансформаторов
типа 6.
Гидротрансформаторы каждой серии имеют пять различных
энергоемкостей, получаемых изменением углов наклона и числа
лопаток насосного и турбинного колес, причем лопастные системы,
обеспечивающие эти энергоемкости, повторяются во всех сериях
гидротрансформаторов. Области применения гидротрансформаторов
каждой серии ограничены максимальной и минимальной энерго-
емкостями, максимальной частотой вращения ведущих валов и
предельными значениями крутящих моментов двигателей. В отличие
от трехступенчатых удельную энергоемкость одноступенчатых гид-
ротрансформаторов фирма определяет величиной крутящего момента
Ms в фунтофутах на ведущем валу гидротрансформатора серии
1500. Абсолютная величина нагружающего момента подсчитывается
для гидротрансформатора любой серии при различных частотах
вращения по формуле
152
Анализ рядов энергоемкостей и активных диаметров в диапазоне
изменения серий от 1100 до 1500 показывает, что ряды энергоем-
костей и активных диаметров имеют одинаковый знаменатель про-
грессии. Однако по величине он несколько больше, чем у трех-
ступенчатых, и равен 1,18. Возможно, это объясняется тем, что
у одноступенчатых гидротрансформаторов основное изменение ко-
эффициента момента происходит в сравнительно узком диапазоне
кинематических передаточных отношений.
Фирма Кларк — второе по величине производственное объеди-
нение, поставляющее гидротрансформаторы для промышленных
тракторов и дорожно-строительных машин, изготовляет только трех-
колесные гидротрансформаторы с литыми рабочими органами и
симметричным расположением насосного и турбинного колес. Та-
кие же гидротрансформаторы изготовляют английская фирма Сельф-
Чанжинг, французская Гинар и немецкая Фойт.
Фирма Кларк разработала гамму лопастных систем рабочих
колес с коэффициентами трансформации на режиме трогания от
1,7 до 3,5. Выпускаемые фирмой четыре размера гидротрансформа-
торов охватывают диапазон мощностей до 800 л. с. (гидротрансфор-
матор размера 9"; гидротрансформатор серии 270, включающий
размеры активных диа-
метров 12" и 13"; гидро-
трансформатор серии 8000
с активными диаметрами
14", 15" и 16"; гидротранс-
форматор серии 16000
с активными диаметрами
16", 17", 18", 19").
Комплекты рабочих ко-
лес различных активных
диаметров, используемые
в гидротрансформаторах
одной серии, унифициро-
ваны по присоединитель-
ным размерам. Изменение
серии связано с необхо-
димостью упрочнения кон-
струкции. Границы обла-
стей применения гидро-
трансформаторов даны на
рис. 97. Приведенная диа-
грамма показывает, что
в настоящее время каждый
активный диаметр рабо-
чих колес гидротрансфор-
матора за исключением
диаметров 9" и 16" имеют
по одной энергоемкости.
Энергоемкости гидротранс-
153
Таблица 11
Фирма	Номер серии гидро- трансформа- торов	Величина активных диаметров в дюймах	Перекры- ваемый диапазон мощности, л. с.
1	2	3	4
	270	12", 13" 14", 15", 16"	50—190
Кларк	8000 600		140—500
	. 16000 1000	16", 17", 18", 19"	375—1000
	270	8,85", 11", 12", 13" 11,2", 74", 16" 16", 17", 18", 19", 24", 28"	30—150
Гинар	8000		100—330
	16000		300—800
	270	13"	25—150
Сельф-	8000	14", 15", 16", 17"	32—350
Чанжинг	16000	18", 19"	55—450
	270	11", 12", 13" 14", 15", 16", 17"	15—150
Фойт	8000		32—350
	16000	18", 19" 26"	55—600
форматоров с различными активными диаметрами перекрывают на
диаграмме не весь диапазон мощностей двигателей, а только те
области, где встречается наибольшее количество двигателей про-
мышленных тракторов.
В последние годы фирма провела некоторую модернизацию
своих гидротрансформаторов. Были повышены предельные мощно-
сти и частоты вращения ведущих валов гидротрансформаторов,
прекращен выпуск гидротрансформаторов с активными диаметрами
24", 26" и 28", рассчитанные на работу с тихоходными двигателями
и усилена конструкция гидротрансформаторов. Были разработаны
серии гидротрансформаторов 600 и 1000, предназначенные для
установки не на двигатель, а на картер гидромеханической транс-
миссии. Активные диаметры и мощностные диапазоны гидротранс-
форматоров, выпускаемых в настоящее время фирмой Кларк, Ги-
нар, Сельф-Чанжинг и Фойт, даны в табл. 11.
Фирма Аллисон 167 ] также является крупнейшим мировым
производителем гидротрансформаторов. Она выпускаает констру-
тивно подобные комплексные гидротрансформаторы, рассчитанные
на работу с двигателями мощностью до 1400 л. с.; гидротрансфор-
маторы семи типоразмеров, получивших в зависимости от активного
диаметра рабочих колес маркировку ТС-200, ТС-300, ТС-400, ТС-
500, ТС-600, ТС-800 и ТС-900. По применению унифицированных
картеров, валов, ступиц и других деталей гидротрансформаторы
фирмы Аллисон могут быть подразделены на три размера. Первый
размер образуют гидротрансформаторы серий ТС-200 и ТС-300,
154
второй размер включает серии ТС-400, ТС-500 и ТС-600 и третий,
самый крупный размер, объединяет гидротрансформаторы серий
ТС-800 и ТС-900. Каждая серия гидротрансформаторов имеет от
одного до пяти сменных комплектов рабочих колес, обеспечивающих
гидротрансформаторам различные энергоемкости. Таким образом,
фирма Аллисон применяет для унификации гидротрансформаторов
комбинацию двух принципов; у одного размера гидротрансформа-
тора используются комплекты рабочих колес нескольких активных
диаметров, причем при каждом активном диаметре имеется несколько
комплектов рабочих колес, отличающихся лопастными системами.
Комплекты рабочих колес с одним активным диаметром у фирмы
Аллисон отличаются друг от друга колесами насоса и реактора
или лишь одним из этих колес. Номенклатура гидротрансформа-
торов, выпускаемых фирмой Аллисон, приведена в табл. 12.
Для тракторной отрасли в СССР Государственным научно-иссле-
довательским тракторным институтом НАТИ был разработан типаж
тракторных гидротрансформаторов, приведенный в табл. 13. Типаж
охватывает гидротрансформаторы промышленных и трелевочных
тракторов, а также промышленных модификаций сельскохозяйствен-
ных тракторов. Основаниями для его разработки были долгосрочные
типажи тракторов и тракторных двигателей. Особенностью типажа
тракторных гидротрансформаторов является то, что он учитывает
наличие в советском тракторостроении определенных групп трак-
торов, близких по назначению, компоновочным решениям и при-
меняемым на них двигателям. Разработка типажа базировалась
на следующих основных требованиях.
На каждой группе однотипных тракторов применяется гидро-
трансформатор одного размера, в конструкции которого должны
быть учтены особенности эксплуатационных требований и компо-
новочных решений трактора. При изменении мощности или марки
двигателя, устанавливаемого на трактор в связи с ростом его энер-
гонасыщенности, размер и конструкция гидротрансформатора не
должны меняться. При этом габаритные размеры гидротрансформа-
тора должны позволять располагать его в картерах двигателей,
используемых или предполагаемых к использованию на тракторах
данной группы.
Г Ввиду относительно низких коэффициентов приспособляемости,
характерных для большинства двигателей отечественных тракторов,
нагружающая характеристика гидротрансформаторов должна иметь
коэффициент прозрачности не более 1,4. Работа с муфтами сцепле-
ния механизмов быстрого реверса или коробок с переключением
на ходу ограничивало величину коэффициентов трансформации на
режиме трогания величиной, примерно равной трем.
Проведенный НАТИ анализ показал возможность использования
в гидротрансформаторе каждого размера взаимозаменяемых ком-
плектов рабочих колес только одного активного диаметра. Необ-
ходимый диапазон изменения энергоемкостей гидротрансформаторов
достигался тем, что взаимозаменяемые комплекты рабочих колес
были образованы различными сочетаниями пяти рабочих колес:
155
Номенклатура выпуска комплексных
	Первый размер гидро- трансформаторов				Второй размер			
Наименование параметров	Серия (активный диаметр)							
	Серия ТС-200	Серия ТС-300			Серия ТС-400			
	240	320	330	370	430	450	470	
Количество ступеней 		1	1	1	1	1	1	1	
Количество фаз характеристик	2	3	3	3	2	2	3	
Количество рабочих колес . . .	3	4	4	4	3	з'	3	
Предельная номинальная частота вращения двигателя (ведущего вала), об/мин 		3000	3000	3000	3000	3000	3000	3000	
Предельная номинальная величина крутящего момента двигателя, фунтофуты		200	270	270	350	600	600	600	
Коэффициент трансформации на ре- жиме трогания 		1,92	3,50	2,48	2,50	3,44	3,10	2,82	
Присоединительные размеры кар- тера гидротрансформатора по стандарту 		SAE3	SAE3	SAE3	SAE3	SAE1	SAE1	SAE1	
Сухой вес в различных комплекта- циях, фунты		170— 270	202— 302	202— 302	202- 302	400— 583	400— 583	400— 583	
Длина с фланцем под кардан, дюй- мы 		10	10	10	10	13	13	13	
Длина с валом для несоосного при- вода, дюймы 		16,5	16,5	16,5	16,5	16,5	16,5	16,5	
Высота картера, дюймы ....	19	19	19	19	25,5	15,5	25,5	
Тип соединения с маховиком дви- гателя 		3	►убчата	я муфт	а	Упру	тий ст; диск	альной	
156
Таблица 12
гидротрансформаторов фирмы Аллисон
гидротрансформаторов	Третий размер гидротрансформаторов
и индекс комплектов рабочих колес
Серия ТС-500					Серия ТС-600	Серия	ТС-800	Серия	ТС-900
540	550	560	570	580	Нет сведений	840	850	940	950
1	1	1	1	1	1	1	1	1	1
3	3	3	3	3	Нет сведе- ний	3	3	3	Q
4	4	4	4	4	То же	4	4	4	4
2500	2500	2500	2500	2500	2400	2100	800	1450	1450
850	850	850	850	850	Нет сведе- ний	1050	1050	1050	1050
2,67	3,40	2,54	3,13	2,70	От 2,5 до 3,0	2,50	3,50	2,40	3,52
SAE1	SAE1	SAE1	SAE1	SAE1	SAE1	SAE± или 0	SAE± или 0	SAET или 0	“В Т или 0
420— 650	420— 650	420— 650	420— 650	420— 650	Нет сведе- ний	698— 815	698— 815	698— 815	698— 815
13	13	13	13	13	13	16,5	16,5	16,5	16,5
16,5	16,5	16,5	16,5	16,5	16,5	25	25	25	25
22	22	22	22	22	22	26	26	26	26
Упруги!		й стальной диск			Упругий диск	Упругий стальной диск			
157
Таблица 13
Типаж (типоразмерный ряд) тракторных гидродинамических трансформаторов на 1968—1980 гг.
Обозначение		Назначение	Основные параметры и размеры					Дополнительное оборудо- вание, поставляемое по требованию заказчика
Базовая модель	Модифика- ция по энерго- емкости		Активный диаметр, мм	Предельные допустимые зна- чения		Коэффициент прозрачности в рабочей зоне П	Коэффициент момента V10“e» мин2/м	
				переда- ваемой мощно- сти,,л. с.	3 . s - ь	О)	И	к	к f-1	я	О)	S О я К Я	Л S	«J\O 3"	И	2	L,	О			
ГТР-3500	ГТР-3501 ГТР-3502 ГТР-3503	Промышленные модификации универсально-пропашных тракторов тяговых классов 0,9—2,5 тс	350	200	2900	1,2 1,4	1,3 1,5 1,7 2,0	Центральный независимый вал отбора мощности, муфта свободного хода, блокирующая насосное и турбинное колеса, бло- кировочная фрикционная муфта
ГТР-3900	ГТР-3901 ГТР-3902 ГТР-3903	Промышленные модификации тракторов общего назначе- ния (пахотных) тяговых классов 3,0—4,0 тс	390	270 7 2	2700	1,2 1,4	1,3 1,5 1,7 2,0	
ГТР-4300	ГТР-4301 ГТР-4302 ГТР-4303	Промышленные модификации трактора тягового класса 5 тс и промышленные тракторы тяговых классов 5—10 тс	430	360	2200	1,2 1,4	1,3 1,5 1,7 2,0	
ГТР-4800	ГТР-4801 ГТР-4802 ГТР-4803	Промышленные тракторы тя- говых классов 15—35 тс и их модификации	480	700	2200	1,2 1,4	1,3 1,5 1,7 2,0	Муфта свободного хода, блокирующая насосное и турбинное колеса
ГТР-5300	ГТР-5301 ГТР-5302 ГТР-5303	Промышленные тракторы тя- говых классов свыше 35 тс	530	800	2000	1,2 1,4	1,3 1,5 1,7 2,0	
одного турбинного, двух насосных и двух реакторов, отличавшихся
своими лопастными системами.
Типаж охватывает диапазон мощностей до 800 л. с. и предусма-
тривает применение только трехколесных гидротрансформаторов
с симметричным расположением насосного и турбинного колес.
Каждый размер гидротрансформатора может иметь четыре различ-
ные энергоемкости. Области применения различных гидротрансфор-
маторов показаны на диаграмме, приведенной на рис. 98. Типаж
предусматривает возможность обеспечения потребностей отрасли
в гидротрансформаторах для промышленных и трелевочных тракто-
ров, а также промышленных модификаций тракторов классов 3—4 тс
всего двумя размерами гидротрансформаторов с активными диаме-
трами 390 и 480 мм. Тракторный типаж, наряду с нормалью на ав-
томобильные гидротрансформаторы, лег в основу нроекта авто-
тракторного стандарта на активные диаметры гидротрансформато-
ров. Из стандарта, однако, был исключен активный диаметр 350 мм
в связи с весьма быстрым ростом удельных мощностей универсально-
пропашных тракторов и их модификаций.
Гидромуфты распространены гораздо меньше, чем гидротрансфор-
маторы. Фирма Твин-Диск выпускает гидромуфты двух моделей НС
и HCF, отличающиеся /у
формой рабочей полости.
Рабочие полости обеих
моделей муфт имеют внут-
ренние торы. Каждая мо-
дель выпускается пяти
размеров, соответствую-
щих величинам активных
диаметров рабочих колес.
Модель HCF рассчитана
на работу с быстроходны-
ми двигателями относи-
тельно невысокой мощно-
сти, а модель НС пред-
назначена для работы
с мощными двигателями.
На рис. 99 приведена диа-
грамма границ применения
гидромуфт различных раз-
меров. Предельные вели-
чины передаваемых мощ-
ностей ограничиваются
тепловым режимом гидро-
муфты и прочностью ее
деталей.
л.с
900
800
700
600
500
900
300
250
200
150
100
75
50
90
1000	1900	1800	2200	2600 п,од/мин
Условные обозначения:
• -существующие двигатели
о - вновь проектируемые двигатели
сз - перспективные двигатели
98. Границы применения тракторных гидро-
трансформаторов
Фирма Фойт (ФРГ) и
завод «14 октября» (Юго-
славия) [61] выпускают рис
гидромуфты с несиммет-
159
10
100
60
40
60
20
600
400
600
200
ричными рабочими коле-
сами двух типов Т и TV
с постоянным заполнением.
Гидромуфты предн азн аче-
ны для использования на
тракторах, погрузчиках и
промышленных установ-
ках, приводимых в движе-
ние двигателями внутрен-
него сгорания или элект-
родвигателями . Г идроди-
намические муфты, выпу-
скаемые заводом «14 ок-
тября», предназначены для
выполнения тяговых ра-
бот. Они шести типоразме-
ров с активными диамет-
рами 320, 370, 425, 490,
Рис. 99. Типоразмерный ряд гидромуфт фирмы Твин- ^65 И 650 ММ И ОХВаТЫ,
Диск	вают диапазон мощностей
до 700 л. с. Изменение
энергоемкости внутри каждого типоразмера достигается его различ-
ным наполнением. На рис. 100 приведена диаграмма областей при-
менения различных типоразмеров гидромуфт при разных наполне-
ниях. Указанные на диаграмме степени наполнения относятся к ра-
боте гидромуфт с электродвигателями. При двигателях внутреннего
сгорания они понижаются примерно на 20%.
Ниже приведено описание конструкций унифицированных ти-
повых гидротрансформаторов, разработанных крупными зарубеж-
ными фирмами, в соответствии с созданными ими типоразмерными
рядами. Кроме того, даны конструкции типоразмерных тракторных
гидротрансформаторов, разработанных для промышленных и тре-
левочных тракторов HATH совместно с тракторными заводами.
КОНСТРУКЦИИ ТРЕХСТУПЕНЧАТЫХ
ГИДРОТРАНСФОРМАТОРОВ
Фирмой Твин-Диск разработаны трехступенчатые гидротранс-
форматоры для промышленных тракторов. В настоящее время на
производстве находятся только гидротрансформаторы типа 3. Они
имеют коэффициент прозрачности нагружающей характеристики от
1,25 до 2,5, диапазон изменения энергоемкости при одногл активном
диаметре, равный двум, и коэффициент трансформации на режиме
трогания, изменяющийся в пределах от 4,0 до 6,0 в зависимости от
энергоемкости и размера гидротрансформатора. Режим максималь-
ного к. п. д. находится при сравнительно малых кинематических
передаточных отношениях и колеблется у моделей с различными ло-
пастными системами рабочих колес от 0,40 до 0,65. Максимальный
к. п. д. равен 85—86%. Характеристика трехступенчатого гидро-
160
11 Заказ 133
161
трансформатора с прозрачной нагру-
жающей характеристикой приведена
на рис. 101.
Трехступенчатый гидротрансформа-
тор как агрегат трансмиссий собирает-
ся из трех частей: узла ведущего вала,
базового узла гидротрансформатора и
узла ведомого вала (рис. 102). Сталь-
ной корпус базового узла 12 и крышка
6 образуют замкнутую рабочую полость.
К корпусу гидротрансформатора внут-
ри рабочей полости прикреплены ло-
рис. ю1. характеристика трехсту- патки двух ступеней реактора 10 и 13.
Лопатки насосного колеса 8 также
собраны в венец между наружным и
внутренним торами. Стальной наружный тор выполнен за одно
целое со ступицей, имеющей отверстие со шлицами для соединения
с ведущим валом 7. Ступица вращается в шариковом радиальном
подшипнике, расположенном в расточке крышки корпуса и воспри-
нимающим осевую силу, действующую на насосное колесо. Лопатки
трех ступеней турбинного колеса 9, 11 и 14 собраны в венцы между
внутренними и внешними торами. Внутренние торы всех ступеней
турбинного колеса склепаны между собой. Наружный тор третьей
ступени 11 выполнен так же, как и у насосного колеса за одно
целое со ступицей.
Комплектующие узлы ведущего и ведомого валов гидротрансфор-
матора имеют различное конструктивное выполнение в зависимости
от максимальной передаваемой мощности. Гидротрансформаторы
серии 10000 и стандартной 11500, рассчитанные на передачу мощ-
ности до 425 л. с., имеют одинаковое конструктивное выполнение
комплектующих узлов. У тяжелой серии 11500 и серий 13800 й 16000
эти узлы рассчитаны на передачу мощности до 1000 л. с. Измене-
ние конструкции узлов вызвано не только необходимостью их
усиления, но изменившимися требованиями к гидротрансформа-
торам. Этим же объясняется и некоторое различие комплектаций
гидротрансформаторов разных серий.
В зависимости от комплектующего узла ведущего вала гидротранс-
форматоры имеют следующие конструктивные модели: JF, VCF,
DF и СО.
Модель гидротрансформатора JF представляет собой автоном-
ную установку, имеющую водяную рубашку охлаждения и допол-
нительный насос, и предназначена для насосного привода ведущего
вала. Комплектации модели А и В применяют при различных переда-
ваемых мощностях; комплектация А используется с гидротрансфор-
маторами серии 10000 и стандартной 11500; а с остальными размерами
гидротрансформаторов используется комплектация В. Модель CF
гидротрансформатора устанавливается на картер двигателя и сое-
диняется с ним непостоянно замкнутой фрикционной муфтой сце-
пления. Гидротрансформаторы этой модели устанавливают на трак-
162
торах фирм Катерпиллар и Аллис-Чалмерс. На этих тракторах между
картером двигателя и базовым узлом гидротрансформатора располо-
жена литая чугунная проставка. В приливах этой детали располо-
жена поводковая муфта и выжимной подшипник муфты сцепления.
Корпус муфты, на котором собран нажимной механизм, присоеди-
няется к маховику двигателя. Ведомый диск приклепан к ступице,
свободно перемещающейся по шлицам ведущего вала гидротрансфор-
матора. Ведущий вал опирается спереди в крышке корпуса гидро-
трансформатора на шариковый подшипник, а сзади — на шлицевую
поверхность отверстия ступицы насосного колеса. Отсек муфты сце-
пления уплотнен самоподжимным резиновым сальником, установлен-
ным на ведущем валу гидротрансформатора.
Модель F, в отличие от модели CF, не имеет муфты сцепления.
Ведущий вал устанавливаемого на двигатель гидротрансформатора
Рис. 102. Конструкция трехступенчатого гидротрансформатора фирмы Твин-Диск для работы
с мощными двигателями:
1 — сдвоенная фрикционная муфта; 2 — соединительная упругая муфта; 3 — средний ба-
рабан; 4 — золотник переключения; 5 — внешний барабан; 6 — крышка корпуса гидро-
трансформатора; 7 — вал насосного колеса; 8 — насосное колесо; 9, 11 и 14 — три ступени
турбинного колеса; 10 и 13 — лопатки первой и второй ступени реактора; 12 — корпус
базового узла гидротрансформатора; 15 — муфта свободного хода; 16 — ведомый вал гидро-
трансформатора; 17 — внутренний барабан; 18 — питающий масляный насос
11*
163
через зубчатую муфту жестко соединяется с маховиком двига-
теля.
Гидротрансформаторы можно комплектовать четырьмя типами
узлов ведомого вала: типами В или А в зависимости от передавае-
мой мощности при стационарной установке для привода рабочих
машин, аналогично таким же типам комплектации ведущего вала,
и типами С-1, С-2 и С-3 с корпусом задней опоры ведомого вала, и
наружным концом со шпоночным пазом или фланцем для соедине-
ния с карданным валом. Тип С-3 имеет также привод на регулятор
частоты вращения выходного вала. Модель DF, рассчитанная на
работу с мощными двигателями (см. рис. 102), состоит из сдвоенной
фрикционной муфты 1, базового узла гидротрансформатора и муфты
свободного хода 15, отсоединяющей турбинное колесо от ведомого
вала при блокировке гидротрансформатора. Эта модель применяется
на машинах с двигателями, имеющими высокие крутящие моменты,
и поэтому оборудуется многодисковыми фрикционными муфтами,
работающими в масле с гидравлическим управлением. Эта муфта
позволяет не только отсоединять насосное колесо от двигателя и
блокировать гидротрансформатор, но и использовать его при тормо-
жении двигателем для усиления тормозного эффекта. Крутящий мо-
мент двигателя передается на ведущий вал гидротрансформатора
через соединительную упругую муфту 2, состоящую из двух сталь-
ных венцов — внешнего и внутреннего, на зубья которых надеты
резиновые упругие обоймы, служащие для компенсации несоосно-
сти и угловых перекосов картеров гидротрансформатора и двига-
теля. Ведущий вал гидротрансформатора соединен с средним бара-
баном 3, фрикционной муфты и внешний барабан 5 через упругий
диск с валом насосного колеса 7. Внутренний барабан 17 соединен
с шлицевым концом ведомого~вала 16 гидротрансформатора.
Золотники переключения 4 расположены на периферии муфты.
Золотники одновременно выполняют и роль клапанов опорожнения,
за счет которых достигается четкое выключение фрикционных муфт.
Фрикционными муфтами управляет рычаг распределительного кла-
пана, который имеет три положения. В'первом положении включена
наружная муфта, и вся мощность передается через гидротрансфор-
матор. Во втором положении включена внутренняя муфта, блоки-
рующая гидротрансформатор и соединяющая ведущий и ведомый
валы гидротрансформатора. Мощность двигателя от ведущего вала
через внутреннюю муфту и соединительный валик передается на
ведомый вал гидротрансформатора. В третьем положении, соответ-
ствующем торможению двигателя, одновременно включены наруж-
ная и внутренняя фрикционные муфты. В этом случае к тормозному
моменту, создаваемому двигателем, добавляется тормозной"момент
гидротрансформатора, что повышает плавность торможения и ве-
личину тормозного момента.
Модель DF гидротрансформаторов серии 10000 и стандартной
11500 предназначены для работы с менее мощными двигателями и
имеют более простую конструкцию (рис. 103). Перед гидротрансфор-
матором установлена сухая двойная непостоянно замкнутая муфта
164
сцепления 1, управляемая непосредственно рычагом 5. Муфта со-
стоит из двух одно диско вых муфт, имеющих общий нажимной диск 2.
Управление муфтой осуществляется эксцентриковым механизмом
нажатия 3. Наружные опорные диски стянуты болтами и прикреплены
к маховику двигателя. Передний ведомый диск сцепления соединен
с коническим концом ведомого вала 4 гидротрансформатора. Этот
вал проходит внутри через весь гидротрансформатор и опирается
на два радиальных шариковых подшипника. Задний ведомый диск
имеет такую же конструкцию, как и передний, но его шлицевая сту-
пица связана с трубчатым ведущим валом 7 гидротрансформатора.
Передний конец вала 7 с подшипником вращается на ведомом валу 4
гидротрансформатора, а задний конец соединен со ступицей насос-
ного колеса 8.
При переднем положении рычага управления двойной муфтой
сцепления ведомый вал гидротрансформатора соединяется непосред-
ственно с маховиком двигателя и гидротрансформатор блокирован,
насосное колесо отсоединено от двигателя. Среднее положение —
нейтральное, ведомый вал гидротрансформатора и вал насосного
колеса отсоединены от двигателя. При перемещении рычага назад
включается задняя муфта, и вся мощность двигателя проходит через
Рис. 103. Конструкция трехступенчатого гидротрансформатора фирмы Твин-Диск для работы
с двигателями малой мощности:
1 — сдвоенная фрикционная муфта; 2 — нажимной диск; 3 — эксцентриковый механизм
нажатия; 4 — ведомый вал гидротрансформатора; 5 — рычаг управления муфты сцепления;
6 — крышка корпуса гидротрансформатора; 7 — ведущий вал гидротрансформатора; 8 —
насосное колесо; 9, 11 и 14 — три ступени турбинного колеса; 10 и 13 — лопатки первой
и второй ступени реактора; 12 — корпус базового узла гидротрансформатора; 15 — муфта
свободного хода
165
гидротрансформатор. Такая конструкция муфты не обеспечивает воз-
можности торможения гидротрансформатором и применяется на
сравнительно легких машинах.
Гидротрансформаторы модели СО выпускают серии 10000 и стан-
дартной 11500. Узел ведущего вала этой модели имеет такую же ком-
плектацию, как и модель CF, а узел ведомого вала оборудован муф-
той свободного хода, блокирующей насосное и турбинное колеса
на обгонных режимах, как у модели DF. Гидротрансформаторы
этой модели распространены на тракторах и дорожно-строительных
машинах.
КОНСТРУКЦИИ ОДНОСТУПЕНЧАТЫХ
ГИДРОТРАНСФОРМАТОРОВ
Одноступенчатые гидротрансформаторы фирмы Твин-Диск наи-
более распространены в зарубежном тракторостроении и дорожном
м ашиностроен ии.
Одноступенчатые гидротрансформаторы типов 1, 6, 7 и 8 имеют
одинаковые очертания круга циркуляции, но отличаются располо-
жением рабочих колес и своими характеристиками (рис. 104). Из-
менение расположения рабочих колес и их лопастных систем обеспе-
чивают одноступенчатым гидротрансформаторам фирмы Твин-Диск
широкий диапазон изменения нагружающих и преобразующих
свойств. При различном радиальном расположении лопастных си-
стем в круге циркуляции рабочие колеса имеют одинаковые присое-
динительные размеры, благодаря чему достигается полная унифи-
кация гидротрансформаторов всех четырех типов при одинаковом
активном диаметре. При увеличении активного диаметра конструк-
ция несколько изменяется вследствие необходимости усиления на-
груженных элементов гидротрансформатора. Кроме того, серия
1500 имеет стандартное и тяжелое исполнение, с усиленными под-
шипниковыми узлами и соединительными элементами. У всех одно-
ступенчатых гидротрансформаторов фирмы Твин-Диск по три ра-
бочих колеса. Гидротрансформатор типа 4 для уменьшения зазоров
между насосным и турбинным колесами и колесом реактора разделен
на два венца. Гидротрансформатор типа 1 с центростремительным
турбинным колесом, расположенным непосредственно перед насос-
ным колесом реактора, при передаточных отношениях i ниже 0,45
(рис. 104, а) обладает обратной прозрачностью. Коэффициент обрат-
ной прозрачности у различных моделей примерно равен 1,4. При
кинематическом передаточном отношении i — 0,825 величина коэф-
фициента момента гидротрансформатора резко падает. Поэтому, не-
смотря на то, что колесо реактора не может вращаться на муфте
свободного хода, гидротрансформатор имеет малые потери при бло-
кировании. Максимальный к. п. д. 0,88 соответствует кинематиче-
скому передаточному отношению i = 0,725. Коэффициент трансфор-
мации на режиме трогания колеблется у разных моделей от 2,5
до 2,8.
Гидротрансформатор типа 6 (рис. 104, б) имеет центростремитель-
ное турбинное колесо с расположенными на большом радиусе корот-
166
кими лопатками и колесо реактора, установленное непосредственно
за турбинным колесом. Максимальный к. п. д. гидротрансформатора
равен 86% и соответствует кинематическому передаточному отно-
шению i = 0,77. Гидротрансформатор обладает высокой энергоем-
костью и прозрачностью нагружающей характеристики. При кине-
матическом передаточном отношении более 0,9 нагружающие свой-
ства гидротрансформатора начинают резко снижаться и при кине-
матическом передаточном отношении i = 1,15 становятся равными
нулю. Это благоприятно сказывается на системе охлаждения при
снятии нагрузки с турбинного вала.
У гидротрансформаторов типов 7 и 8 (рис. 104, ей г) симметрично
расположены насосные и турбинные колеса; лопатки колеса реак-
тора установлены на малом радиусе. Однако у гидротрансформатора
типа 7 (рис. 104, в) лопатки насосного и турбинного колес имеют от-
носительно небольшую длину и помещены на большом радиусе,
а лопатки колеса реактора разделены на два радиальных венца и
неподвижно закреплены в корпусе гидротрансформатора соот-
ветственно под насосным и турбинным колесами. Этот гидротранс-
форматор имеет непрозрачную нагружающую характеристику и
низкие нагружающие свойства. Его максимальный к. п. д. равен
88,5% и соответствует кинематическому передаточному отношению
i = 0,7, а коэффициент трансформации на режиме трогания соста-
вляет 3,4. В диапазоне кинематических передаточных отношений от
0,9 до 1,0 происходит резкое падение энергоемкости гидротрансфор-
матора. При совместной работе с двигателем фирма рекомендует
совмещать характеристики гидротрансформатора с режимом номи-
нальной мощности двигателя при кинематическом отношении
i = 0,89.
В гидротрансформаторах типов 1, 6 и 7 нет необходимости уста-
навливать реакторы на муфтах свободного хода, поскольку эти
гидротрансформаторы обеспечивают необходимую разгрузку двига-
теля при холостых переездах трактора и отключении трансмиссии
от ведущего вала гидротрансформатора.
Гидротрансформатор типа 8 (рис. 104, а) имеет длинные лопатки
насосного и турбинного колес и центральное расположение колес
реактора, установленного на муфте свободного хода. Гидротранс-
Рис. 104. Круги циркуляции и характеристики унифицированных одноступенчатых гидро-
трансформаторов фирмы Твин-Диск:
а — тип 1; б — тип 6; в — тип 7; г — тип 8
167
форматор может работать на режиме гидромуфты и обладает высо-
ким максимальным к. п. д. на режиме гидротрансформатора, до-
ходящим до 90% при активном диаметре 15". Кинематическое пере-
даточное отношение на режиме максимального к. п. д. i = 0,75,
а коэффициент трансформации на режиме трогания — 2,4. Высокая
энергоемкость и прямая прозрачность делают его пригодным для
использования со скоростными двигателями, имеющими высокие
коэффициенты приспособляемости. Фирма рекомендует совмещать
характеристики гидротрансформатора с номинальным режимом дви-
гателя при кинематическом передаточном отношении 0,89. Для по-
лучения гидротрансформаторов различных типов производится за-
мена всех рабочих колес или отдельных, если оставшиеся колеса
у этих типов унифицированы.
Гидротрансформаторы фирмы Твин-Диск могут выпускаться как
отдельно, без картера и оборудования, для установки внутри транс-
миссии машин, так и в шести конструктивных моделях, отличаю-
щихся различными комплектациями узлов ведущего и ведомого ва-
лов.
Модели F и S представляют собой гидротрансформатор в кар-
тере с емкостью для рабочей жидкости, подпитывающим насосом,
клапанным механизмом и фильтром, устанавливаемым на картер
маховика двигателя. У модели F картер гидротрансформатора не-
посредственно крепится на двигателе и вращающийся корпус гидро-
трансформатора, образованный насосным колесом и его крышкой,
спереди опирается в расточку коленчатого вала. С маховиком дви-
гателя гидротрансформатор соединяется жесткой зубчатой муфтой.
Модель S имеет между картерами маховика двигателя и гидротранс-
форматора проставочную деталь, служащую одновременно крышкой
картера гидротрансформатора. Она отделяет отсек гидротрансформа-
тора от отсека маховика и в ней располагается передняя подшипни-
ковая опора вращающегося корпуса гидротрансформатора. С ма-
ховиком двигателя гидротрансформатор соединяется зубчатой упру-
гой муфтой, состоящей из прикрепляемого к маховику двигателя
наружного венца и соединенного с ведущим валом гидротрансфор-
матора внутреннего венца. На зубья внутреннего венца надеты ре-
зиновые упругие обоймы. Узел ведомого вала имеет три комплекта-
ции: для соединения с карданным валом, для установки соединитель-
ной муфты, шкива или звездочки или соединения с ведущим диском
муфты сцепления.
Модели С и СО гидротрансформатора также устанавливаются на
двигатель, но между картером гидротрансформатора и картером ма-
ховика двигателя находятся литая картерная деталь, в которой рас-
положена однодисковая или двухдисковая сухая, непостоянно зам-
кнутая муфта сцепления. Модель G отличается редуктором с переда-
точным отношением 1 : 2, сзади прикрепляемым к гидротрансфор-
матору. Редуктор обеспечивает несоосное расположение ведомого вала
гидротрансформатора и пониженную частоту вращения. Плоскость,
проходящая через оси ведущего и ведомого валов, отклонена вправо
или влево от вертикальной оси на 60°.
168
Модель U гидротрансформатора представляет собой автономный
узел, картер которого имеет литые лапы для крепления на раме.
Модель снабжена соединительными фланцами на ведущем и ведомых
валах.
Наибольшее распространение получили гидротрансформаторы
типа 6. На рис. 105 показана выпускаемая фирмой модель С одно-
ступенчатого гидротрансформатора этого типа серии 1300. Гидро-
трансформатор расположен в литом картере 7 с емкостью для ра-
бочей жидкости 11. Передняя крышка картера 6 отделяет отсек гидро-
трансформатора от сухого отсека муфты сцепления 2. Опорный и на-
жимной диски сухой однодисковой непостоянно замкнутой муфты
соединены с конусной частью ведомого вала муфты сцепления 1.
Передний конец этого вала вращается в расточке коленчатого вала,
а задний конец в подшипнике, помещенном в крышке картера гидро-
трансформатора.
В качестве задней опоры ведомого вала муфты сцепления у гидро-
трансформаторов серии 1500 используется роликовый подшипник
качения, а у гидротрансформаторов серии 1100 и 1300 — подшипник
скольжения. Ведущий диск, выполненный из прессованной бумаж-
ной массы, пропитанной специальным составом, через шлицы сое-
диняется с зубчатым венцом, установленным на маховике двигателя.
Ведомый вал через зубчатую муфту передает крутящий момент вра-
Рис. 105. Конструкция-1 одноступенчатого ^гидротрансформатора фирмы Твин-Диск типа 6:
/ — ведомый вал муфты сцепления; 2 — муфта сцепления; 3 — крышка насосного колеса
4 _ колесо реактора; 5 — турбинное колесо; 6 — передняя крышка картера гидротранс-
форматора; 7 — литой картер гидротрансформатора; 8 — насосное колесо; у — ступица
насосного колеса; 10 — ведомый вал гидротрансформатора; 11 — емкость для рабочей жид-
кости
1С9
щающемуся корпусу гидротрансформатора, образованному насос-
ным колесом 8 и крышкой 3. Внутри корпуса расположены турбин-
ное колесо 5 и колесо реактора 4, Насосное и турбинное колеса от-
литы из алюминиевого сплава за одно целое с профилированными
лопатками. К насосному колесу болтами прикреплена стальная
ступица 9 с нарезанными на ней зубьями шестерни привода масля-
ного насоса.
У гидротрансформаторов серии 1100 и 1300 в ступицу запрессо-
вана бронзовая втулка подшипника скольжения, а у гидротранс-
форматоров серии 1500 — шариковый подшипник. Турбинное ко-
лесо ступичной частью крепится на шлицах ведомого вала 10 гидро-
трансформатора. Колесо реактора 4 составное с отштампованными из
листа внутренним и наружным торами и лопатками, выполненными
из проката. Реактор крепится болтами к литой оси реактора, в ко-
торой отлиты каналы для подвода и отвода масла. Рабочая полость
между вращающимися деталями уплотнена упругими чугунными
кольцами, которые у гидротрансформаторов серий 1100 и 1300 уста-
навливаются по одному на каждое уплотнение, а у гидротрансфор-
матора серии 1500 — по два для повышения надежности уплотне-
ний. На ведомых валах гидротрансформатора имеются винтовые
шестерни для привода регуляторов топливных насосов двигателей,
обеспечивающих постоянные частоты вращения ведомого вала.
Гидротрансформатор может быть оборудован роликовой муфтой сво-
бодного хода, блокирующей гидротрансформатор при торможении
двигателем.
Опорные схемы и конструкция опор гидротрансформатора ме-
няются при увеличении размера гидротрансформатора. У гидротранс-
форматоров серии 1100 и 1300 вращающийся корпус гидротрансфор-
матора установлен на двух подшипниках скольжения, а действую-
щие навстречу друг другу осевые силы на насосном и турбинном ко-
лесах воспринимаются передним шариковым подшипником, фикси-
рующим также корпус гидротрансформатора от осевых перемеще-
ний. У гидротрансформатора серии 1500 осевые силы насосного ко-
леса передаются через шариковый подшипник, установленный на
ступице этого колеса, а осевые силы турбинного колеса восприни-
маются спаренными роликовыми коническими подшипниками на
ведомом валу гидротрансформатора. Спереди этот вал вращается
в роликовом радиальном подшипнике, допускающем осевую игру.
Корпус гидротрансформатора этой серии вращается на роликовом
и шариковом подшипниках качения.
На рис. 106 показан гидроредуктор с одноступенчатым гидро-
трансформатором фирмы Твин-Диск типа 4. Гидроредуктор имеет
три режима работы. На тяговом режиме мощность двигателя, под-
водимая к водилу 2, разветвляется на два потока. Первый поток мощ-
ности передается на ведомый вал механическим путем через коронную
шестерню 27, а второй — через солнечную шестерню 22 и гидротранс-
форматор 10. Для получения транспортного режима необходимо ди-
сковым тормозом 6 остановить солнечную шестерню и насосное ко-
лесо гидротрансформатора. В этом случае вся мощность передается
170
механическим путем. Тормозной режим включается блокировочной
муфтой 30. При включении этого режима торможение осуществляется
как двигателем, так и гидротрансформатором. Такие схемы гидроре-
дукторов обычно применяют для скреперов.
Благодаря центробежному турбинному колесу гидротрансформа-
тор обладает непрозрачной нагружающей характеристикой и высо-
кими преобразующими свойствами. Характеристика гидротранс-
форматора приведена на рис. 107. По своим свойствам он прибли-
жается к непрозрачным трехступенчатым гидротрансформаторам и
может также использоваться в параллельном потоке. Гидроредуктор
с таким гидротрансформатором обладает необходимой прозрачностью
нагружающей характеристики и умеренными преобразующими свой-
ствами. Рабочие колеса (см. рис. 106) выполнены сборными из штам-
пованных внутреннего и наружного торов и лопаток. Наружный тор
Рис. 106. Конструкция тракторного гидроредуктора с одноступенчатым гидротрансформа-
тором фирмы Твин-Диск типа 4:
1 — планетарный ряд; 2 — водило; 3 — корпус редуктора; 4 — бустер; 5 — пальцы непод-
вижных дисков тормоза; 6 — дисковый тормоз; 7 — внутренний барабан тормоза; 8 — пере-
городки отсеков дискового тормоза и гидротрансформатора; 9 — реактор; 10 — гидротранс-
форматор; 11 — колесо турбины; 12 и 20 — роликовые подшипники; 13 — картер гидро-
трансформатора; 14 — муфта свободного хода; 15, 21 и 24 - шарикоподшипники; 16 —
шестерня привода масляного насоса; 17 — питающий масляный насос; 18 — датчик скорости;
19 — маховик двигателя; 22 — солнечная шестерня; 23 — ведомый вал гидротрансфор-
матора; 25 — крышка; 26 — ось шестерни сателлита; 27 — коронная шестерня; 28 — кар-
данный вал; 29 — автомат управления; 30 — блокировочная муфта
171
насосного колеса приварен к стальной ступице, а венец турбинного
колеса к кольцевой листовой диафрагме, которая крепится болтами
по внутреннему диаметру к наружной обойме муфты свободного
хода 14. Эта муфта отсоединяет турбинное колесо от ведомого вала
при блокировании гидротрансформатора. Колесо реактора 9 тоже
сборное. Оно прикреплено к кольцу, закрепленному в корпусе гидро-
тр ансформатора.
Ведомый вал 23, соединенный с наружной обоймой муфты сво-
бодного хода, вращается в двух шариковых радиальных подшип-
никах. На наружной обойме муфты свободного хода нарезана ше-
стерня привода насоса навесной системы.
Гидротрансформаторы фирмы Кларк как и гидротрансформаторы
фирмы Твин-Диск широко применяют за рубежом на промышленных
тракторах, дорожно-строительных машинах и механизмах и в про-
мышленных установках. Гидротрансформаторы фирмы Кларк вы-
пускаются четырех конструктивных моделей и охватывают диа-
пазон мощности до 1000 л. с. Самый маленький гидротрансформатор
с активным диаметром 9", рассчитанный на работу с двигателями
мощностью до 55 л. с., выпускается в одной конструктивной модели,
предназначенной для установки на двигатель. Остальные размеры
гидротрансформаторов у серии 270, 8000 и 16000, рассчитанные на
работу с двигателями мощностью соответственно до 190, 500 и
1000 л. с., выпускаются в двух конструктивных моделях D и DF.
Модель D представляет собой автономную установку с ведомым ва-
лом, приспособленным для закрепления шкивов ременных передач,
звездочек цепных передач или других элементов несоосных передач.
Модель DF предназначена в основном для использования в переда-
чах и трансмиссиях тяговых машин. Она устанавливается на картер
маховика двигателя. В последние годы фирма разработала и начала
выпускать две конструктивные модели самых крупных размеров,
специально предназначенные для встраивания внутрь трансмиссии
и установки на коробке передач с переключением на ходу. Эти кон-
структивные модели получили название серий 600 и 1000, по вели-
чине максимальной передаваемой мощности.
В каждый размер гидротрансформатора можно устанавливать
комплекты рабочих колес нескольких активных диаметров. Гидро-
трансформаторы серии 270 включают два активных диаметра рабочих
колес 12 и 13". В гидротрансформаторы серии 8000 устанавливают
три комплекта рабочих колес с активными диаметрами 14, 15 и 16",
но можно устанавливать и рабочие колеса с активными диаметрами
172
от 11,2 до 17". Наконец, гидротрансформаторы серии 16000 можно
применять с четырьмя комплектами рабочих колес от 16 до 19".
Все гидротрансформаторы фирмы Кларк, кроме гидротрансфор-
матора с активным диаметром 9", имеют непрозрачные нагружаю-
щие характеристики, причем в каждой серии гидротрансформатора
с увеличением энергоемкости при росте активных диаметров комплек-
тов рабочих колес коэффициенты трансформации на режиме трога-
ния падают. Например, у гидротрансформаторов серии 8000 они
уменьшаются с 3,15 до 2,52. Снижение коэффициентов трансформа-
ции на режиме трогания осуществляется фирмой для сохранения
достаточной прочности конструкции при увеличении передаваемых
мощностей и крутящих моментов.
Характеристика гидротрансформатора фирмы Кларк приведена
на рис. 108.
Исключение представляют характеристики гидротрансформатора
с активным диаметром 9". При таком размере рабочих колес невоз-
можно получить широкую рабочую зону и достаточно высокий к. п. д.
при непрозрачной нагружающей характеристике. Поэтому конструк-
ция гидротрансформатора не рассчитана на длительную работу на
режиме трансформации. Гидротрансформатор обладает прозрачной
нагружающей характеристикой, максимальным коэффициентом
трансформации, равным 1,7, и полученным за счет таких свойств
максимальным к. п. д., доходящим до 93%.
В зависимости от условий работы и назначения машины гидро-
трансформаторы выпускают с реактором, жестко закрепленным на
оси реактора или установленным на кулачковой муфте свободного
хода, с блокировочной муфтой свободного хода между крышкой на-
сосного колеса и турбиной; с блокировочной фрикционной муфтой;
со всережимным регулятором, связанным с турбинным валом и под-
держивающим заданную частоту вращения этого вала путем регу-
лирования подачи топлива в двигателе. Кроме того, выпускают также
автономные промышленные модификации гидротрансформаторов.
Конструктивная модель гидротрансформатора серии 270 (рис. 109)
представляет собой автономный агрегат, имеющий подпитывающий
насос 12, клапанный механизм и подводы к охладителю и масляной
емкости. Гидротрансформатор крепится к двигателю и приводится
во вращение непосредственно от маховика. Все рабочие колеса отлиты
из алюминиевого сплава вместе
бочих колес гидротрансформа-
торов фирмы Кларк имеют ха-
рактерные особенности — уко-
роченную длину и телесный
профиль, за счет чего обеспе-
чивается непрозрачная нагру-
жающая характеристика гид-
ротрансформаторов, невысокие
коэффициенты трансформации
на режиме трогания и резкое
падение коэффициента момента
лопатками. Профили лопаток ра-
Рис. 108. Характеристика гидротрансформа-
тора фирмы Кларк
173
Рис. 109. Конструкция гидротрансформатора серии 270 фирмы Кларк:
1 — вал турбинного колеса; 2 — кольцо; 3 — ступица турбинного колеса; 4 — крышка на-
сосного колеса; 5 — турбинное колесо; 6 — чугунный картер гидротрансформатора; 7 —
насосное колесо; 8 — колесо реактора; 9 — ступица насосного колеса; 10 — проставочная
втулка из отбеленного чугуна; 11 — ось реактора; 12 — подпитывающий часос; 13 — при-
вод масляного насоса; 14 — ведущая шестерня привода масляных насосов; 15 — ведущая
шестерня силового редуктора; 16 — силовой редуктор; 17 -— ведомый вал силового редуктора;
18 — фланец для подсоединения карданного вала; 19 — крышка ведомого вала силового
редуктора; 20 — ведомая шестерня силового редуктора; 21 — прилив опоры силового
редуктора; 22 — чугунная крышка
при снижении к. п. д. в зоне высоких кинематических передаточных
отношений. Поэтому на большинстве машин гидротрансформаторы
фирмы Кларк используются без муфты свободного хода колеса реак-
тора. Благоприятная для обтекания рабочей жидкости форма ло-
паток обеспечивает этим трансформаторам широкую рабочую зону
при высоких значениях к. п. д.
Все механизмы гидротрансформатора собирают в едином чугун-
ном картере 6, прикрепленном к двигателю и имеющем два отсека,
разделенные круглой чугунной крышкой 22. В переднем сухом от-
секе расположен гидротрансформатор, а в заднем, имеющем масля-
ную ванну, приводы масляных насосов 13 и понижающий силовой
редуктор 16. Вращение двигателя передается через стальной венец
с внутренними зубьями вращающемуся корпусу гидротрансформа-
тора, состоящему из штампованной стальной крышки 4 и насосного
колеса 7. Мощность, идущая через гидротрансформатор, передается
174
через силовой редуктор выходному валу с фланцем 18 для подсоеди-
нения карданного вала.
Картер гидротрансформатора рассчитан на торцевое крепление
обслуживающих масляных насосов 12. Масляные насосы получают
вращение от шестерни, расположенной на ступице насосного колеса 9.
Сверху на картере гидротрансформатора прикреплен клапанный ме-
ханизм, ограничивающий максимальное давление питания гидро-
трансформатора и прекращающий подачу масла при снижении
давления ниже определенного предела. Этот клапанный механизм
ускоряет наполнение бустеров фрикционных муфт гидромеханиче-
ской трансмиссии при переключениях передач, а также снижает
работу буксования во фрикционных дисках, вследствие уменьше-
ния крутящего момента на турбинном валу гидротрансформатора.
Осевые силы, действующие на насосное и турбинное колеса, за-
мыкаются в этой конструкции на картере через два мощных подшип-
ника, помещенных в ступице насосного колеса и во фланце оси реак-
Рис. ПО. Конструкция гидротрансформатора серии 8000 фирмы Кларк:
/ — передний отсек; 2 — ступица турбинного колеса; 3 — передний радиальный подшип-
ник; 4 — центровочный поясок; 5 — колесо реактора; 6 — двухдисковая блокировочная
муфта; 7 — опорный диск; 8 — зубчатая муфта; 9 — турбинное колесо; 10 — крышка на-
сосного колеса; 11 — картер гидротрансформатора; 12 — насосное колесо; 13 — средний
отсек; 14 — задняя крышка картера; 15 — задний отсек; 16 — маслоподвод бустера блоки-
ровочной муфты; 17 — силовой редуктор; 18 — роликовый подшипник
175
тора. Фиксация подшипниковых опор, воспринимающих осевые
усйлия, стопорными кольцами объясняется сравнительно малыми
величинами этих сил.
Конструкция гидротрансформатора серии 8000 в комплектации
с фрикционной блокировочной муфтой показана на рис. ПО. Кар-
тер гидротрансформатора 11 имеет три отсека: передний сухой 1,
в котором располагается гидротрансформатор, средний 13 с приво-
дами масляных насосов, смазка которых осуществляется за счет
утечек масла из уплотнения ступицы насосного колеса и задний 15
с силовым редуктором, смазываемым принудительно. Бустер двух-
дисковой блокировочной муфты 6 расположен в полости крышки на-
сосного колеса 10. Масло подается в бустер под давлением через зад-
ний конец турбинного вала из маслоподвода 16, расположенного
в крышке конического подшипника.
Вследствие больших размеров и увеличенной осевой нагрузки
на рабочие колеса, конструкция гидротрансформаторов серии 8000
имеет ряд существенных отличий от серии 270. Увеличены диаметры
зубчатой муфты 8, передающей вращение коленчатого вала двига-
теля на корпус гидротрансформатора, а также центровочного по-
яска 4, по которому корпус гидротрансформатора устанавливается
в расточке маховика. Насосное колесо 12 соединяется с крышкой
болтами, но резьба выполнена не в алюминиевом насосном колесе,
а в стальной крышке 10. Для подхода к этим болтам предусматри-
вается три специальных люка в переднем отсеке картера гидротранс-
форматора. Действующие на насосное 12 и турбинное 9 колеса осе-
вые силы замыкаются на мощном переднем радиальном подшипнике 3.
Поэтому для задней опоры вращающегося корпуса гидротрансфор-
матора применен роликовый подшипник 18, допускающий осевую
игру. Для уменьшения величины осевых сил в ступице турбинного
колеса выполнены разгрузочные отверстия. Нагруженные боль-
шими радиальными силами подшипники ведущей и ведомой шесте-
рен силового редуктора 17 заменены на конические роликовые.
Для облегчения сборки гидротрансформатора задняя крышка кар-
тера 14 выполнена съемной. Усилены также опоры шестерен приво-
дов масляного насоса.
С изменением серий гидротрансформаторов с 8000 на 16000 кон-
струкция моделей претерпевает дальнейшие изменения, направлен-
ные на ужесточение корпусных деталей и усиление подшипниковых
узлов (рис. 111). Муфта блокировки 4, рассчитанная на передачу
большого крутящего момента, имеет три ведомых металлокерамиче-
ских диска. Крышка насосного колеса разделена на четыре штампо-
ванные детали: собственно крышку 7; каленый зубчатый венец 6;
крышку бустера муфты блокировки 5 и термообработанную ступицу 3
с цилиндрической опорой 2 гидротрансформатора, входящей в рас-
точку коленчатого вала. Опорный диск муфты блокировки выполнен
за одно целое с крышкой насосного колеса 7. Сборка дисков и поршня
происходит спереди после сборки гидротрансформатора, после чего
бустер закрывается крышкой. У приводов 10 масляных насосов 12
сокращены консоли валов и усилены зубчатые муфты 11, компенси-
176
рующие несоосности. В силовом редукторе 13 применены широкие
шестерни (отношение длины ведущей шестерни к ее диаметру при-
мерно равно единице) с большими модулями зубьев и тяжелые ко-
нические роликовые подшипники.
Гидротрансформаторы серии 600 и 1000, предназначенные для
установки на трансмиссиях, имеют другое конструктивное выпол-
нение картеров, снабженных снизу развитыми емкостями для масла.
В картеры встроены масляные насосы повышенной производитель-
ности. Сзади гидротрансформаторы имеют центровочные пояски и
круглые фланцы для крепления к картеру трансмиссии. Изменена
конструкция приводов масляных насосов. Ведомые валы гидротранс-
форматоров имеют фланцы, к которым прикреплены многодисковые
муфты сцепления с металлокерамическими дисками, работающими
в масле. В гидротрансформаторах этих серий может быть установлена
Рис. 111. Конструкция гидротрансформатора серии 16000 фирмы Кларк:
1 — колесо реактора; 2 — цилиндрическая опора; 3 — ступица; 4 — муфта блокировки;
5 — крышка бустера муфты блокировки; 6 — зубчатый венец; 7 — крышка насосного ко-
леса; 8 — турбинное колесо; 9 — насосное колесо; 10 — привод масляного насоса; 11 — зуб-
чатая муфта; 12 — масляный насос; 13 — силовой редуктор
12 Заказ 133	177
кулачковая муфта свободного хода, блокирующая насосное и тур-
бинное колеса.
Трехколесные гидротрансформаторы по конструкции схожи с
гидротрансформаторами фирмы Кларк серий 270, 600 и 1000, их выпу-
скают фирмы Рокфорд и Роквелл. Они несколько отличаются очерта-
ниями кругов циркуляции. Гидротрансформаторы изготовляют не-
скольких размеров, рассчитанных на работу с двигателями от 100
до 700 л. с.; их можно комплектовать рабочими колесами с актив-
ными диаметрами от 12" и 19". Рабочие колеса отлиты из алюминие-
вого сплава совместно с профилированными лопатками. Все гидро-
трансформаторы имеют симметричное расположение насосного и тур-
бинного колес; их изготовляют как в комплексном, так и простом
исполнении (без режима гидромуфты). Они предназначены для ис-
пользования на гусеничных и колесных промышленных тракторах,
дорожно-строительных машинах и промышленных установках.
Различные преобразующие и нагружающие свойства получены
как благодаря применению взаимозаменяемых рабочих колес с раз-
ными лопастными системами, так и использованием у одного и того же
гидротрансформатора рабочих колес с различными активными диа-
метрами. Различные комплекты рабочих колес одного размера гидро-
трансформатора обеспечивают коэффициенты трансформации на ре-
жиме трогания, изменяющиеся в пределах от 2,3 до 3,5, причем
с целью обеспечения достаточной прочности при повышении энерго-
емкости коэффициент трансформации снижается.
Аллисон является единственной фирмой, выпускающей наряду
с однореакторными также и двухреакторные комплексные гидро-
трансформаторы. Вследствие облегченной конструкции фирма ре-
комендует применять свои гидротрансформаторы на дорожно-строи-
тельных машинах и промышленных тракторах с мощностями дви-
гателей только до 600 л. с.
Гидротрансформаторы, выпускаемые фирмой Аллисон, трех раз-
меров со сменными комплектами рабочих колес семи активных диа-
метров.
Все гидротрансформаторы фирмы Аллисон устанавливают на
двигатель и крепят к картеру маховика двигателя. Рабочие колеса
самого малого активного диаметра выполнены штампованными,
а остальные колеса отлиты из алюминиевого сплава вместе с лопат-
ками.
На рис. 112 показана конструкция гидротрансформатора вто-
рого по величине размера серии ТС-500 в четырехколесном исполне-
нии. Отличительная особенность этой конструкции — расположе-
ние соединительного элемента /, передающего крутящий момент
двигателя вращающемуся корпусу гидротрансформатора, между
фланцем коленчатого вала и маховиком двигателя 2. Маховик дви-
гателя при такой конструкции выполняет одновременно функции
крышки насосного колеса 5. Такое изменение расположения соеди-
нительного элемента объясняется тем, что гидротрансформатор рас-
считан на использование с быстроходными двигателями транспорт-
ных машин. При работе с такими двигателями в случае расположе-
на
иия соединительного элемента между маховиком двигателя и гидро-
трансформатором, имеющим большие маховые массы, на него дей-
ствуют динамические нагрузки, намного превышающие те, которые
имеют место в соединении коленчатого вала с маховиком двигателя.
Гидротрансформатор помещен в термообработанный стальной
картер 7, который спереди и сзади имеет присоединительные фланцы.
В рассматриваемой конструкции корпус передним фланцем при-
соединяется к картеру маховика двигателя. При различных комплек-
тациях к переднему и к заднему фланцу картера гидротрансформа-
тора присоединяются картеры комплектующих узлов. Кроме того,
задним фланцем корпус гидротрансформатора может крепиться и
к картеру гидромеханической трансмиссии. Вращающийся корпус
гидротрансформатора, образованный насосным колесом и маховиком
двигателя, спереди центрируется в расточке стального кольца, со-
единенного с фланцем коленчатого вала двигателя, а сзади — вра-
щается на двухрядном шарикоподшипнике 9, закрепленном на оси
реактора. Ступица турбинного колеса 3 соединена шлицами с тур-
Рис. 112. Конструкция гидро-
трансформатора фирмы Алли-
сон:
/ — соединительный элемент;
2 — маховик двигателя; 3 —
турбинное колесо; 4, 6 — реак-
торы; 5 — насосное колесо;
7 — картер; 8 — комплектую-
щий узел ведомого вала с при-
водом регулятора двигателя;
9 — двухрядный шарикопод-
шипник; 10 — внутренняя обой-
ма муфты свободного хода;
11 — опорная шайба; 12 — на-
ружные обоймы муфты свобод-
ного хода; 13 — втулки с ка-
либрованными отверстиями;
14 — роликовый подшипник
12
179


бинным валом, вращающимся в роликовом подшипнике 14, распо-
ложенном в маховике двигателя, и двух конических роликоподшип-
никах 8 комплектующего узла ведомого вала. Ввиду того, что
комплектующий узел ведомого вала, включающий два конических
подшипника, стальной стакан и турбинный вал с приводом на регуля-
тор двигателя является заменяемым, осевая фиксация вращающе-
гося корпуса гидротрансформатора и турбинного вала осуществ-
ляется независимо друг от друга. Вращающийся корпус гидротранс-
форматора фиксируется двухрядным шарикоподшипником 9, запрес-
сованным в ступицу насосного колеса, а турбинное колесо с валом —
двумя задними коническими подшипниками.
Гидротрансформаторы серии ТС-500 рассчитаны на передачу
достаточно больших мощностей и на их рабочих колесах могли бы
возникать значительные осевые силы, существенно снизившие бы
срок службы подшипниковых узлов. Для снижения осевых сил на
рабочих колесах и обеспечения необходимого срока службы подшип-
никовых опор в ступице турбинного колеса сделаны отверстия, в ко-
торые вставляют резьбовые втулки 13 с калиброванными разгрузоч-
ными отверстиями. В результате часть жидкости из насосного колеса
перетекает за турбинное колесо и опять попадает в круг циркуляции.
Это приводит к снижению давления в полости между турбинным ко-
лесом и крышкой насосного колеса и к общему снижению осевых сил,
действующих на рабочие колеса. Перетекание жидкости, получив-
шей энергию в насосном колесе, мимо турбинного колеса приводит
к некоторому падению к. п. д. гидротрансформатора. Поэтому в за-
висимости от применяемых лопастных систем насосного колеса и
колеса реактора, а также оборотности двигателя в эти резьбовые
отверстия могут быть ввернуты втулки с различными диаметрами
разгрузочных отверстий.
Два колеса реактора4 и 6 вращаются на муфтах свободного хода,
имеющих общую внутреннюю обойму 10. Наружные обоймы 12 вместе
с боковыми шайбами приклепаны к реакторам. На внутренних вы-
ступах наружных обойм имеются антифрикционные наплавки, благо-
даря чему муфты свободного хода выполняют одновременно роль
радиальных подшипников скольжения. Осевые силы, действующие
на колеса реактора в разные стороны, воспринимаются через брон-
зовые шайбы торцем ступицы турбинного колеса и опорной шайбой
на оси реакторов. Такая конструкция заднего торцевого подшипника
обеспечивает его высокую износостойкость, поскольку на режимах,
когда на второй реактор действуют наибольшие осевые силы, он не
проворачивается относительно оси реактора.
При использовании комплектов с тремя рабочими колесами из-
меняется конструкция муфты свободного хода колеса реактора.
Муфта имеет длинные цилиндрические ролики с отношением длины
ролика к диаметру, равному трем. У наружной профилированной
обоймы увеличена ширина. Наружная обойма на внутренних высту-
пах не имеет наплавок из антифрикционного сплава и не выполняет
роль радиального подшипника скольжения. В качестве этого под-
шипника используются бронзовые шайбы, скользящие цилиндриче-
180
скими поверхностями по внутренней обойме муфты свободного хода.
Наружные торцевые поверхности этих шайб упираются спереди
в ступицу турбинного колеса, а сзади — в опорную шайбу. Унифи-
цированная внутренняя обойма муфты свободного хода, задняя
опорная шайба, а также внутренняя обойма двухрядного шарико-
подшипника зажаты гайкой на шлицевом конце стальной оси реак-
тора, также как и при четырехколесной конструкции. Ось реактора
в обоих унифицированных конструкциях запрессована в расточку
задней стенки картера гидротрансформатора и фиксируется от про-
ворота шпонкой.
Питающий насос выполнен съемным и крепится снаружи гидро-
трансформатора.
В СССР гидротрансформаторы проектируют и разрабатывают ряд
научно-исследовательских и конструкторских организаций, среди
которых можно назвать НАТИ, ВНИИстройдормаш, НАМИ, ЗИЛ,
ЛПИ им. Калинина, МВТУ им. Баумана, ХПИ и многие другие.
Однако унифицированные конструкции гидротрансформаторов для
тракторов и дорожно-строительных машин создают лишь НАТИ и
ВНИИстройдормаш. Для промышленных тракторов НАТИ совместно
с тракторными заводами в соответствии с типажем тракторных гидро-
трансформаторов разработан ряд типизированных гидротрансформа-
торов.
Ряд состоит, из пяти размеров гидротрансформаторов с актив-
ными диаметрами 350, 390, 430, 480 и 530 мм. Конструктивно они
делятся на две группы, внутри которых конструкции гидротрансфор-
маторов подобны. В первую группу входят гидротрансформаторы
с активными диаметрами 350 и 390 мм, а во вторую — с активными
диаметрами 430, 480 и 530 мм. Отличие конструкций вызвано не-
обходимостью усиления подшипниковых опор и шлицевых соедине-
ний, а также компоновочными и техническими требованиями к гидро-
трансформаторам .
На рис. 113 показана конструкция гидротрансформатора
ГТР-3900, применяемого на промышленных модификациях тракторов
классов 3—4 тс и трелевочных тракторах. Гидротрансформатор можно
комплектовать блокировочной однодисковой муфтой 6, блокировоч-
ной муфтой свободного хода и независимым соосным валом отбора
мощности 1. Рабочие колеса отлиты из алюминиевого сплава за одно
целое с профилированными лопатками.
К вращающемуся корпусу гидротрансформатора, образованному
насосным колесом 10 и стальной крышкой 7, прикреплен внутренний
венец зубчатой муфты 4, через которую вращение коленчатого вала
двигателя передается насосному колесу гидротрансформатора. Зуб-
чатая муфта смазывается маслом, вытекающим из рабочей полости
гидротрансформатора через калиброванное отверстие в крышке на-
сосного колеса. Корпус гидротрансформатора передним выступом
зубчатой муфты центрируется в расточке маховика двигателя. Вто-
рой опорой вращающегося корпуса гидротрансформатора является
роликовый подшипник 13, внутренняя обойма которого напрессо-
вана на ось реактора 15.
181
Рис. ИЗ. Конструкция гидротрансформатора ГТР-3900 (НАТИ):
1 — независимый соосный вал отбора мощности; 2 — сменная втулка; 3 — передний шари-
коподшипник; 4 — венец зубчатой муфты; 5 — стальной зубчатый венец; 6 — однодисковая
блокировочная муфта; 7 — крышка насосного колеса; 8 — опорный диск; 9 — турбинное
колесо; 10 — насосное колесо; 11 — колесо реактора; 12 — муфта свободного хода; 13 — ро-
ликовый подшипник; 14 — задний шарикоподшипник; 15 — ось реактора; 16 — трубчатая
часть оси реактора; 17 — торцевой подшипник скольжения; 18 — турбинный вал; 19 — сту-
пица турбинного колеса
Турбинное колесо 9 приклепано к ступице 19, которая соединена'
с турбинным валом 18 при помощи шлиц и центрируется на валу по
двум центрирующим пояскам. Турбинный вал вращается в двух
подшипниках качения. Передний радиальный шарикоподшипник 3
воспринимает осевые силы, действующие на насосное и турбинное
колеса, и фиксирует вращающийся корпус от осевых перемещений
относительно турбинного вала.
Осевая сила, равная разности сил, действующих со стороны жид-
кости на насосное и турбинное колеса, воспринимается задним под-
шипником 14, который фиксирует турбинный вал от осевых пере-
мещений относительно оси реактора.
При такой опорной схеме большими осевыми силами нагружен
лишь один передний подшипник, а задний подшипник турбинного
вала практически разгружен от осевых сил, и способен воспринимать
нагрузки от карданного вала или фрикционной муфты, устанавли-
ваемых за гидротрансформатором. При данной опорной схеме зубча-
тая муфта привода гидротрансформатора и выходной конец турбин-
182
ного вала не имеют осевых перемещений при деформации корпуса
гидротрансформатора, вызванного изменениями центробежного дав-
ления рабочей жидкости.
Колесо реактора 11 можно устанавливать на двухрядной муфте
свободного хода 12. В этом случае колесо реактора соединяется
эвольвентными шлицами с наружной профилированной обоймой
муфты свободного хода, а ось реактора выполняется составной: ее
трубчатая часть 16 выполнена из легированной стали и одновременно
является внутренней обоймой муфты свободного хода. Фланец оси
реактора отлит из чугуна вместе с маслоподводящими каналами.
Муфта свободного хода является одновременно радиальным под-
шипником колеса реактора. На выступах ее наружной обоймы,
скользящих по оси реактора, имеются антифрикционные наплавки.
Торцевыми опорами реактора являются подшипники скольжения 17.
Для повышения износостойкости торцевые шайбы этих подшипников
упираются не в торцы ступиц турбинного и насосного колес, а в опор-
ные шайбы, закрепленные на оси реактора. На режимах работы
гидротрансформатора, когда реактор не вращается и на него со сто-
роны жидкости действуют осевые силы, торцевые шайбы не провора-
чиваются и не изнашиваются. От проворота опорные шайбы удер-
живаются шпонками.
При комплектации блокировочной муфты бустер располагается
в крышке насосного колеса. Ведомый диск с металлокерамическими
накладками внутренними шлицами соединяется со стальным вен-
цом 5, прикрепленным к кольцевому приливу с тыльной стороны
турбинного колеса. Опорный диск 8 устанавливается в расточке
крышки насосного колеса и закреплен между торцем крышки на-
сосного колеса и стопорным кольцом.
Хотя в целом конструкции гидротрансформаторов с активными
диаметрами 430, 480 и 530 мм подобны описанным выше, они имеют
все же отличия, обусловленные необходимостью передачи больших
по величине крутящих моментов (рис. 114). Для передачи крутящего
момента в виду увеличивающихся несоосностей использована двух-
венцовая зубчатая муфта. Турбинное колесо 6 соединено непосред-
ственно с фланцем турбинного вала 1 без промежуточной стальной
ступицы. Соединение’осуществляется призонными втулками и бол-
тами. Турбинный вал вращается в двух подшипниках качения 2 и 10,
причем передний подшипник повышенной грузоподъемности с раз-
резной наружной обоймой.
При комплексном исполнении колесо реактора 8 вращается на
двух подшипниках качения И и 12, установленных на оси реак-
тора 3, задний из которых воспринимает также и осевую силу ко-
леса реактора.
Круг циркуляции типизированных гидротрансформаторов HATH
обеспечивает возможность достаточно широкого изменения входных
и выходных кромок насосного и турбинного колес, но ограничивает
расположение лопастных систем колеса реактора.
Характеристики типизированных гидротрансформаторов при-
ведены на рис. 115, а, б, в и г. Изменение энергоемкости достигается
183
Рис. 114. Конструкция гидротрансформатора ГТР-4800 НАТИ:
1 — турбинный вал; 2 — передний шарикоподшипник с разрезной наружной обоймой; 3 —
составная ось реактора; 4 — вращающийся корпус гидротрансформатора; 5 — центробеж-
ный клапан опорожнения; 6 — турбинное колесо; 7 — насосное колесо; 8 — колесо реак-
тора; 9 — муфта свободного хода; 10 — задний шарикоподшипник; 11 и 12 — шарикопод-
шипник колеса реактора
двумя сменными насосными колесами и двумя колесами реакторов
с различными лопастными системами.
ВНИИстройдормашем разработана отраслевая нормаль и типо-
вые конструкции гидротрансформаторов для кранов, экскаваторов,
колесных ковшовых погрузчиков и катков с осевой и центростре-
мительной турбиной. Гидротрансформатор с осевой турбиной при-
меняется на кранах. При блокировании гидротрансформатора этого
типа с помощью муфты свободного хода на тормозных режимах од-
новременно возникает гидравлический тормозной момент. Вместе с
тормозным моментом двигателя он позволяет успешно манипулиро-
вать грузом. Основным преимуществом гидротрансформатора с
центростремительной турбиной по сравнению с другими типами
являются незначительные потери в гидротрансформаторе на холо-
стом ходу и возможность его использования без блокирующего ме-
ханизма свободного хода.
184
Рис. 115. Характеристики типизированных гидротрансформаторов НАТИ:
а — первой энергоемкости; б — второй энергоемкости; в — третьей энергоемкости; г — чет-
вертой энергоемкости
Активные диаметры и области применения гидротрансформаторов
по нормали ВНИИстройдормаш приведены в табл. 14.
Таблица 14
Характеристика			Преимущественные области применения
Типов	Исполнений	Активные диаметры, мм	
С осевой турбиной С	центростреми- тельной турбиной	Блокируемый Некомплексный Комплексный	325, 500 340, 390 470, 530	Краны универсальные, краны-экскаваторы Экскаваторы, автогрей- деры, погрузчики, кат- ки
Параметры характеристик гидротрансформаторов даны в табл. 15.
185
Таблица 15
	Нормы 1	по типам
Наименование параметров	с осевой турбиной	с центро- стремитель- ной турбиной
Максимальный к. п. д. т]тах %, не менее	 Диапазон передаточных отношений при к. п. д. более 75%, не менее	 Коэффициент прозрачности, не более	 Коэффициент потерь на холостом ходу %, не более Коэффициент трансформации момента на режиме тро- гания, Ко	 Коэффициент момента на ведущем валу при максималь- ном к. п. д. %* • 106 мин2/м-об2 		84 2,1 1,1 30 (для плексн 2,5±0,1 2,75—3,2	87 2,3 1,3 15 ком- ых 2) 2,7—3,5 1,25—2,5
КОНСТРУКЦИИ ГИДРОДИНАМИЧЕСКИХ МУФТ
В связи с повышением рабочих скоростей сельскохозяйственных
тракторов и удельных мощностей погрузчиков получили некоторое
распространение гидродинамические муфты [49]. Конструкции при-
меняемых на тракторах гидромуфт не обладают таким разнообра-
зием, как гидротрансформаторы. В тракторостроении применяется
в основном один тип муфты с несимметричными насосным и турбин-
ным колесами, который характеризуется благоприятным протека-
нием нагружающих характеристик и тем, что динамические нагру-
жающие характеристики таких муфт мало отличаются от статических.
На машинах со спокойным протеканием процессов изменения нагру-
зок (сельскохозяйственные тракторы) применяют также гидромуфты
с симметричными насосным и турбинным колесами и пороговым устрой-
ством. Недостаток этих муфт в том, что при высоких частотах изме-
нения крутящих моментов нагружающие свойства муфт значительно
повышаются, что может привести к заглоханию двигателя или по-
ломке элементов трансмиссии.
Фирма Фойт (ФРГ) выпускает гидромуфты постоянного заполне-
ния с несимметричными стальными рабочими колесами.
Рабочие колеса имеют тонкие радиальные лопатки. Под лопа-
точным венцом насосного колеса расположена кольцевая камера
опорожнения. У муфт типа Tv, рассчитанных на работу с более инер-
ционными машинами, полость опорожнения сообщается через от-
верстия малого диаметра еще с дополнительным объемом. Муфты
этого типа предназначены также для работы с асинхронными элек-
тродвигателями, например, на тракторах и погрузчиках, работаю-
щих в шахте.
При работе муфты с номинальной нагрузкой скольжение равно
2—3% и турбинное колесо вращается почти с такой же частотой, что
и насосное. Вся жидкость циркулирует в рабочей полости по меж-
186
лопастным каналам и не попадает в камеру опорожнения. При уве-
личении внешней нагрузки частота вращения турбинного колеса
замедляется и оно уже не в состоянии преобразовать напор, созда-
ваемый насосным колесом. Поэтому часть потока жидкости, про-
ходящая вблизи наружного тора турбины, направляется в камеру
опорожнения, в результате чего объем жидкости, циркулирующей
в рабочей полости, уменьшается. Это приводит к прекращению роста
крутящего момента, загружающего двигатель. Гидромуфты типа Tv
обеспечивают более длительный и плавный разгон, так как перете-
кание масла из дополнительного объема в рабочую полость гидро-
муфты через отверстия малого диаметра требует определенного пе-
риода времени. Гидромуфта обладает значительным маховым мо-
ментом, поэтому размеры маховика двигателя при установке на него
гидромуфты могут быть уменьшены.
Завод «14 октября» (Югославия) выпускает гидродинамические
муфты такого же типа для работы как с двигателем внутреннего сго-
рания, так и электродвигателями. В зависимости от назначения
гидродинамические муфты имеют различную конструкцию.
Для низкооборотных двигателей, развивающих большие крутя-
щие моменты, для обеспечения необходимой прочности и надежности
корпус гидромуфты отливают из чугуна. Высокооборотные двигатели
развивают меньшие по величине крутящие моменты. Для этих дви-
гателей с целью снижения динамических нагрузок, вызванных дис-
балансом, и массы корпус гидромуфты отливают из силумина. В ка-
честве рабочей жидкости рекомендуется применять масло «Гидрол 25»
или любую другую рабочую жидкость, имеющую показатели, при-
веденные ниже.
Вязкость в градусах Энглера при температуре 50° С	2,5—3,0
Индекс вязкости не выше ................................. НО
Температура вспышки (°C) не ниже........................ 160
Температура загустевания (°C) не выше................... —25
Муфта (рис. 116) состоит из литой крышки насосного колеса S,
которое с насосным колесом 5 образует замкнутый корпус гидро-
муфты. В этом корпусе на двух радиально-упорных шариковых под-
шипниках 2 и 10, установленных «в распор», вращается колесо тур-
бины 7, ступица которого приклепана к полому стальному турбин-
ному валу 11, внутри которого имеют шлицы или шпоночный паз.
Для снижения момента, которым муфта загружает двигатель при
трогании машины, под лопаточной частью насосного колеса выпол-
нена камера опорожнения 3 с дефлектором 4, обеспечивающим не-
обходимую скорость ее опорожнения. Между обоймой подшипника
и посадочной поверхностью в чугунных и силуминовых корпусах
запрессовано рифленое стальное кольцо 9, которое предохраняет
посадочные поверхности от разрушения и снижает динамические
нагрузки, возникающие вследствие дисбаланса.
Для предохранения от перегрева применяют либо пробки 6
с отверстием, залитым легкоплавким сплавом, либо предохранитель-
ные клапаны 1.
187
Рис. 116. Конструкция гидромуфты завода
«14 октября» (Югославия):]
1 — предохранительный клапан; 2 и 10 —
шарикоподшипники; 3 — камера опорож-
нения; 4 — дефлектор; 5 — насосное ко-
лесо; 6 — предохранительная пробка; 7 —
колесо ^турбины; 8 — крышка насосного
колеса: '9 — рифленое стальное 1 кольцо;
И — турбинный вал
Рис. 117. Конструкция гидромуфты Энд-
жиниринг с пороговым устройством:
1 — насосное колесо; 2 — выступы с резь-
бовыми отверстиями для крепления; 3 —
крышка насосного колеса; 4 — пороговое
устройство; 5 — турбинный вал
Британская «Энджиниринг Компания АТД» выпускает гидро-
муфты моделей STC и SFU семи типоразмеров для применения на
внутришахтном транспорте'и погрузочных машинах. Вращающийся
корпус гидромуфты (рис. 117) состоит из алюминиевых насосного
колеса 1 и его крышки 3, соединенных на болтах. На наружной по-
верхности насосного колеса имеются восемь выступов 2 с глухими
резьбовыми отверстиями. Наружный диаметр этих приливов обра-
зует центровочный поясок, по которому гидромуфта центрируется
в маховике. Прикрепляется она к маховику шпильками, заверты-
ваемыми в приливы. Для ограничения передаваемого крутящего
момента на режимах трогания и ' перегрузки служит ’ пороговое
устройство 4, представляющее металлический диск, прикрепленный
к ступичной части турбинного колеса. Турбинный вал 5 вращается
в двух подшипниках: роликовом, расположенном в насосном ко-
лесе, и шариковом,^ помещенным [в крышке насосного колеса.
Для заливки масла в муфту служат три резьбовые пробки,
завинчиваемые в приливы крышки насосного колеса. В зависимо-
сти от назначения турбинный вал можно оснащать фланцами
188
под различные карданы или шпоночные
пазы.
В НАМИ были проведены испытания
гидромуфт с пороговым устройством [41].
Характеристики нагружающих свойств
таких гидромуфт при различных диа-
метрах порогового устройства даны на
рис. 118.
Рис. 118. Характеристики гид-
ромуфт НАМИ с различными
размерами порогового устрой-
ства:
1 — при отсутствии порогового
устройства; 2 — при пороговом
устройстве диаметром 128 мм;
3 — при пороговом устройстве
диаметром 138 мм; 4 — при
пороговом устройстве диамет-
ром 145 мм
ОСОБЕННОСТИ
КОНСТРУКЦИИ И ХАРАКТЕРИСТИК
ГИДРОДИНАМИЧЕСКИХ ПЕРЕДАЧ
РАЗЛ ИЧ НЫ X РАЗМЕРОВ
В результате накопленного опыта экс-
плуатации и производства определились
некоторые особенности конструкций гид-
родинамических передач различных раз-
меров. Эти особенности связаны как с из-
менением технологических требований
к тракторам различных мощностей, так и
свойствами гидродинамической передачи.
Это объясняется тем, что энергоемкость
гидродинамической передачи возрастает
пропорционально пятой степени ее раз-
мера, прочность валов и шлицевых соеди-
нений — только в третьей степени, а грузоподъемность муфт сво-
бодного хода и подшипников качения практически изменяется
пропорционально квадрату размера. На выбор опорной схемы и
конструкции гидродинамических передач особенно больших разме-
ров оказывают влияние также осевые силы, действующие на под-
шипниковые опоры.
Гидромуфты мощностью до 200 л. с. выполняют обычно однопо-
лостными. Рабочие колеса гидромуфт мощностью примерно до 150 л. с.
отливают из алюминиевого сплава или чугуна. Рабочие органы более
мощных гидромуфт изготовляют стальными. На маломощных трак-
торах и погрузчиках гидромуфты могут быть унифицированными
с автомобильными и иметь штампованные лопатки. Мощные гидро-
муфты, применяемые для приводов активных орудий, выполняют
двухполостными. Это вызвано возрастанием осевых сил.
Гидротрансформаторы с активными диаметрами примерно до
300 мм не могут иметь больших к. п. д. при высоких преобразующих
свойствах, так как возрастают гидравлические потери. Поэтому
такие гидротрансформаторы применяют лишь как увеличители кру-
тящего момента и имеют коэффициент трансформации на режиме
трогания от 1,7 до 2,4. Они не рассчитаны на длительную работу на
режиме трансформатора, в результате чего их конструкция может
быть значительно облегчена. В зависимости от расположения рабо-
чих колес в круге циркуляции такие гидротрансформаторы выпол-
189
няют либо комплексными (имеют режим гидромуфты), либо блоки-
руемыми. На режиме трансформации, связанном с тепловыделением,
они работают кратковременно, вследствие этого общее тепловыделе-
ние этих передач очень невелико. Часто они имеют воздушную
систему охлаждения, для которой в картере гидротрансформатора пре-
дусмотрены каналы, а на поверхности вращающегося корпуса гидро-
трансформатора имеются радиальные ребра, играющие роль лопа-
ток центробежного насоса. Рабочие колеса имеют тонкие профили
лопаток, отштампованные из листовой стали, или отлитые из алю-
миниевого сплава за одно целое с колесами. В последние годы в связи
с общим сокращением применения гидротрансформаторов таких раз-
меров рабочие колеса чаще выполняют литыми. В этих гидротранс-
форматорах широко применяют подшипники скольжения. Радиаль-
ные подшипники скольжения часто одновременно выполняют роль
уплотнений рабочей полости гидротрансформатора между вращаю-
щимися деталями. У комплексных гидротрансформаторов колеса
реакторов устанавливаются на муфтах свободного хода и вращаются
также на подшипниках скольжения. Осевые силы, действующие на
рабочие колеса гидротрансформатора, замыкаются через располо-
женные по обе стороны колеса реактора опорные подшипники сколь-
жения. Вращающийся корпус гидротрансформатора, устанавливаю-
щийся спереди в расточке маховика, сзади вращается на оси реактора
только на подшипниках скольжения. Его осевая фиксация осуще-
ствляется на турбинном валу либо по радиальному шариковому под-
шипнику, либо при помощи торцевых подшипников скольжения на
переднем конце турбинного вала и колесе реактора. Осевая фикса-
ция ступиц и других деталей на валах производится стопорными
кольцами.
Гидротрансформаторы средних размеров с активными диаметрами
от 300 до 400 мм обладают уже достаточно высокими к. п. д. и пре-
образующими свойствами. Максимальные к. п. д. изменяются в пре-
делах 0,85—0,88, а коэффициенты трансформации на режиме трога-
ния колеблются в диапазоне 2,7—3,5. Эти гидротрансформаторы рас-
считаны на длительную работу на режиме трансформатора и обору-
дованы системами питания и охлаждения. Эти гидротрансформаторы,
как правило, оборудованы приводами насосов навесной системы трак-
тора. Рабочие колеса гидротрансформатора изготавливают литыми
из алюминиевого сплава, а их лопатки в большинстве случаев имеют
телесный обтекаемый профиль. Турбинный вал и вращающийся
корпус гидротрансформатора устанавливают на подшипниках ка-
чения. Гидротрансформаторы с симметричным расположением на-
сосного и турбинного колес выполняют обычно некомплексными.
В комплексном выполнении реактор вращается на подшипниках
скольжения. От осевых перемещений его фиксируют две шайбы,
задняя из которых обязательно закреплена на оси реактора. Такая
конструкция обеспечивает необходимый срок службы задних торце-
вых подшипников при возросших осевых силах, действующих на
колеса реакторов. Для облегчения сборки осевая фиксация вращаю-
щегося корпуса гидротрансформатора осуществляется запрессован-
190
ным в ступицу насосного колеса шариковым подшипником. Осевая
сила турбинного колеса передается на турбинный вал и через зад-
ний подшипник, запрессованный в ось реактора, замыкается с осе-
вой силой насосного колеса. Недостаток такой опорной схемы —
длинная размерная цепь, затрудняющая обеспечение оптимального
зазора между рабочими колесами. Кроме того, большими осевыми
силами загружаются как задний подшипник вращающегося корпуса
гидротрансформатора, так и задний подшипник турбинного вала.
Особенности конструкции наиболее крупных гидротрансформа-
торов определяются также и наличием больших осевых сил на ра-
бочих колесах и нагруженностью шлицевых соединений турбинного
вала. Для снижения осевых сил предусмотрены разгрузочные от-
верстия в ступицах и торах турбинных колес или специальные по-
лости и т. д. Для опорной схемы гидротрансформаторов крупных
размеров характерно то, что вращающийся корпус гидротрансформа-
тора опирается сзади на ось реактора через роликовый подшипник
качения, допускающий взаимное осевое перемещение деталей. Фикса-
ция корпуса производится передним шариковым подшипником, ко-
торый у особо мощных моделей имеет разрезную наружную обойму.
На нем замыкаются осевые силы насосного и турбинного колес.
Задний подшипник турбинного вала, как правило, также имеет уве-
личенную грузоподъемность и рассчитан на восприятие инерцион-
ных сил карданных валов или радиальных усилий шестерен редукто-
ров. Колеса реактора комплексных гидротрансформаторов вращаются
на двух радиальных подшипниках, передающих осевые силы этих
колес на оси реакторов. Крышки насосных колес для установки бло-
кировочных фрикционных муфт и корпуса гидротрансформатора де-
лают из нескольких деталей разъемными. Для повышения жесткости
внутренней обоймы муфты свободного хода реактора ее делают за
одно целое со стальной осью реактора. Блокировочные муфты вы-
полняют многодисковыми.
Для гидротрансформаторов фирмы Аллисон характерна облег-
ченная конструкция, в связи с тем, что они предназначены в основ-
ном для транспортных машин, имеющих меньшую среднюю за-
грузку двигателя и меньший процент времени работают на режиме
трансформации; у них более легкие подшипниковые опоры и менее
сложная система взаимной фиксации деталей. У этих гидротрансфор-
маторов широко применяются заклепочные соединения. Гидротранс-
форматоры фирмы Аллисон только комплексные и рассчитаны на
длительное время работы на режиме гидромуфты.
В отличие от промышленных тракторов трансмиссии транспорт-
ных машин имеют меньшие передаточные отношения, вследствие
чего гидротрансформаторы могут работать с более высокими коэффи-
циентами трансформации. Поэтому фирма наряду с трехколесными
производит также четырехколесные гидротрансформаторы, а гидро-
трансформаторы больших размеров только в четырехколесном ис-
полнении. Колеса реакторов гидротрансформаторов всех размеров
имеют торцевые и радиальные подшипники скольжения, причем
передний торцевой подшипник скольжения упирается не в закреп-
191
ленную на оси реактора опорную шайбу, а в ступицу турбинного
колеса. Изменения опорных схем гидротрансформаторов фирмы
Аллисон происходят при больших мощностях, чем у гидротрансфор-
маторов других фирм. У гидротрансформаторов средних размеров
водомасляные радиаторы настолько малы, что их удается располо-
жить на картере гидротрансформатора. Для ликвидации узла дина-
мических колебаний в соединении двигателя и гидротрансформатора
фирма Аллисон применяет так называемые «гидромаховики», объеди-:
няющие маховик двигателя и насосное колесо гидротрансформатора,
при сохранении гибкой связи с коленчатым валом двигателя.
Конструкция соединения, передающая вращение двигателя гидро-
трасформатору, изменяется различными фирмами в зависимости от
передаваемой мощности и комплектации ведущего вала. У гидро-
трансформаторов малой мощности применяют тонкую стальную диа-
фрагму или зубчатую муфту. При больших мощностях одни фирмы
продолжают использовать стальную диафрагму, другие же приме-
няют упругую муфту, состоящую из крупномодульных зубчатых
наружного и внутреннего венцов, между которыми помещены рези-
новые прокладки. Такая конструкция смягчает большие динамиче-
ские нагрузки, возникающие между маховиком двигателя и крыш-
кой насосного колеса.
Глава V
НЕКОТОРЫЕ ВОПРОСЫ РАСЧЕТА, ДОВОДКИ
И СТЕНДОВЫЕ ИСПЫТАНИЯ
ГИДРОДИНАМИЧЕСКИХ ПЕРЕДАЧ
РАСЧЕТ ОДНОСТУПЕНЧАТЫХ
ГИДРОТРАНСФОРМАТОРОВ И ГИДРОМУФТ
В настоящее время широко применяют на промышленных трак-
торах за рубежом, а также на новых отечественных промышленных
тракторах одноступенчатые трехколесные гидротрансформаторы
с симметричным расположением насосного и турбинного колес. Они
имеют высокие к. п. д. и хорошо сочетаются с механизмами быстрого
реверса и переключением передач на ходу. Поэтому в данной работе
рассмотрены основы проектирования гидротрансформаторов только
этого типа.
Создание гидротрансформаторов состоит из нескольких последо-
вательно выполняемых этапов: расчета, проектирования, изготовле-
ния, испытания и доводочных работ. Необходимость доводочных
работ вызывается тем обстоятельством, что при расчете лопаточных
систем рабочих колес, которые должны обеспечить гидротрансфор-
матору заданные параметры характеристик, встречается ряд труд-
ностей, обусловленных недостаточным развитием теории лопаточ-
ных машин. При расчете лопаточных систем трудно оценить гидрав-
лические потери напора потока жидкости, циркулирующего в меж-
лопаточных каналах рабочих колес. Поскольку сами величины
гидравлических потерь переменны и зависят от местных условий
течения и состояния жидкости, точно оценить их величину не пред-
ставляется возможным. В гидротрансформаторах не удается точно
учесть отклонение потока жидкости при его выходе из межлопаточ-
ных ^аналов рабочего колеса при принятом количестве лопаток вслед-
ствие действия сил кариолесова ускорения, косого выхода из лопа-
точных решеток и явления перепрофилирования лопаток потоком
при значительных углах натекания потока на входные кромки лопа-
ток.
Наконец, сам поток на режимах работы гидротрансформатора,
значительно отличающихся от режима максимального к. п. д., мо-
жет изменять свою структуру, в результате чего создаются допол-
нительные потери из-за внутреннего трения жидкости. Попытки
создания двухмерной и трехмерной теории потока в лопаточных ре-
шетках гидротрансформатора пока базируются на целом ряде упро-
щающих допущений, наиболее грубым из которых является допу-
щение о работе гидротрансформатора без ударных потерь. Поэтому
до настоящего времени наиболее распространен метод расчета гео-
метрических параметров лопастных систем рабочих колес по средней
струйке тока. Практически это означает, что поток рабочей жид-
кости принимают равноскоростным. Это справедливо лишь на ре-
13 Заказ 133	193
жимах работы гидротрансформатора, близких по соотношению рас-
хода и напора к режиму максимального к. п. д., на которых кинема-
тические и силовые параметры потока в рабочих колесах соответ-
ствуют их коэффициентам быстроходности.
Расчетная схема гидротрансформатора и основные условные обо-
значения приведены на рис. 119. На рис. 119, а дано сечение рабочей
полости меридиональной плоскостью, проходящей через ось враще-
ния рабочих колес. Такое сечение называется кругом циркуляции.
Гидротрансформатор состоит из трех рабочих колес — насосного /,
турбинного 2 и реактора 5. Рабочая полость ограничена внешними и
внутренними торами колес, между которыми расположены лопатки.
На круге циркуляции нанесена также средняя линия тора, показано
направление циркуляции потока жидкости и обозначены радиусы
средней линии тока по кромкам рабочих колес. Радиусы входных
и выходных (по направлению движения жидкости) кромок лопастных
систем рабочих колес имеют индексы, состоящие из двух цифр, пер-
вая из которых обозначает колесо, к которому относится радиус,
а вторая 1 или 2 указывает, отно-
сится ли радиус к входной или вы-
ходной кромке. Например г12 обо-
значает радиус выхода насосного
колеса, первая цифра 1 указывает
на то, что радиус относится к на-
сосному колесу, а вторая цифра
2 — на то, что это радиус выхода.
Все обозначения соответствуют
тяговому режиму работы гидро-
динамической передачи.
На рис. 119, б изображены
сечения лопастных систем рабочих
колес, соответствующие средней
линии тока, и показаны треуголь-
Турбинное колесо
Рис. 119. Расчетная схема гидротрансформа-
тора:
а — круг циркуляции; б — скорости потока
жидкости за рабочими колесами
194
ники скоростей жидкости на выходе из рабочих колес при условии,
что они имеют бесконечно большое число лопаток.
Абсолютная скорость потока на выходе из насосного колеса С12
равна векторной сумме окружной скорости £/12 = г12со1 и относи-
тельной скорости ТГ12, которая в первом приближении совпадает
с направлением наклона лопатки на выходе насосного колеса
С12 = С\2 + ^12-
Абсолютная скорость потока на выходе из турбинного колеса
также определяется векторной суммой окружной скорости U22 =
= г22cd2 и относительной скорости IF22, однако соотношение векто-
ров здесь другое, чем в насосном колесе.
В колесе реактора, поскольку оно не вращается, абсолютная ско-
рость совпадает с относительной по величине и направлению С32 =
= ^32-
В действительности число лопаток в рабочих колесах ограничено,
как технологией изготовления, так и необходимостью получения
возможно меньших гидравлических потерь при протекании потока
по межлопаточным каналам. При ограниченном числе лопаток на
поток жидкости начинают действовать инерционные силы кариоли-
сова ускорения, влияние косого выхода из межлопаточных каналов
и условия натекания жидкости на входе в лопаточную решетку ра-
бочего колеса. На выходе из насосного колеса при больших углах
наклона лопаток поток обычно отстает от насосного колеса, в ре-
зультате чего направление потока не совпадает с углом наклона
лопаток. Это отставание может быть оценено уменьшением окруж-
ной скорости ДС^12. В этом случае составляющая окружной ско-
рости определяется из уравнения
Си 12 = Ui2 + OMctg Р12 — AC(j 12,
где См — меридиональная составляющая абсолютной скорости жид-
кости.
Турбинное колесо отстает от потока. На треугольнике скоростей
на выходе из турбинного колеса это отражается увеличением окруж-
ной составляющей абсолютной скорости на величину ДС^22. Ве-
личина окружной составляющей абсолютной скорости в этом случае
определяется соотношением
Си 22 ~ С22 + См Ctg Р22 + АСу 12.
На выходе из колеса реактора в результате косого выхода и из-
менения условий натекания на входе лопатки также «недокручивают»
поток жидкости и он обычно менее наклонен, чем лопатки на выход-
ных участках. Отклонение потока от направления лопаток обычно
оценивается величиной изменения угла наклона лопаток на вы-
ходе Др32. Таким образом, величина окружной составляющей абсо-
лютной скорости для реактора определяется уравнением
Сц 32 = См ctg (Р32 + Др32).
13*
195
Ввиду того, что изменение окружных составляющих скоростей
зависит от величин окружных скоростей для большего удобства
приведенные уравнения можно представить в следующем виде:
Сц 12 = ^12^1 4" См Ctg Pi2> Су 22 ~ 22^2 4* ^tg Рз2»
Су 32 = См Ctg Р32,
где
61==1
12
{/12
АСу 22
I/22
62 = 1 +
Насосное колесо, вращаемое двигателем с окружной скоростью со х,
загружает его крутящим моментом Afx и создает напор Нг и рас-
ход Q рабочей жидкости:
Л11
—	(Си12^12	Си32
гзг)>
Hi —(Си 1гг 12	Сц 32Г32);
Q = Смф12^12,
где F12 — площадь сечения круга циркуляции на выходе из насос-
ного колеса; <р12 — коэффициент стеснения этой площади профилями
лопаток.
Турбинное колесо, преобразуя напор Н2 рабочей жидкости, со-
здает на ведомом валу гидротрансформатора активный крутящий
момент М2. Величина преобразуемого напора и создаваемого кру-
тящего момента определяются соотношениями
Я2 =
а>2
g
(Си 22Г22 Су 18Г12);
м2
—	(С^ ггГ22—	1гГ 12)’
Гидравлический к. п. д. гидротрансформатора т]г определяется
отношением между напором, создаваемым насосным колесом и пре-
образуемым турбинным колесом
Гидравлический к. п. д. гидротрансформатора не учитывает ме-
ханических потерь на трение и гидравлических объемных потерь от
перетекания жидкости между колесами из областей высоких давле-
ний в области более низких давлений.
Разница напоров Ях и Н2 теряется на гидравлические потери.
Гидравлические потери связаны с трением рабочей жидкости о стенки
межлопаточных каналов и с изменением скорости потока по направ-
лению (потери на удар и поворот потока) и величине (сужение и рас-
ширение межлопаточных каналов). В отличие от гидрообъемных ма-
шин, где из-за малых скоростей движения жидкости и практического
отсутствия потерь на удар гидравлические потери составляют 2—3%,
196
в гидродинамических передачах они намного превышают остальные
потери и существенно зависят от режима работы гидропередачи.
Потери на трение в межлопаточных каналах рабочего колеса
в первом приближении могут быть определены по формуле для опре-
деления потерь напора в трубах произвольного сечения
и	L V*
лтр —ЛТР 4/^г 2g ’
где Хтр — коэффициент потерь на трение; L — длина межлопаточ-
ного канала; — гидравлический радиус канала.
Величина гидравлического радиуса часто определяется как сред-
неарифметическая величина для трех сечений канала. Для каждого
сечения гидравлический радиус находят по формуле
р _Fw
F!r— s ,
где Fw — площадь сечения межлопаточного канала; S — пери-
метр сечения межлопаточного канала.
В работе [381 формула потерь на трение представлена в более
удобном виде
w ___1	Q2.,
ТР ТР4*г 2g(FMsinP)*p’
где FM—площадь круга циркуляций, перпендикулярная меридио-
нальной составляющей абсолютной скорости.
Величину коэффициента трения необходимо принимать большей,
чем это рекомендуется для труб, ввиду неравномерности полей ско-
ростей в каналах и изменения скоростей по их длине, а также влия-
ния вращения каналов и их кривизны. Обычно для гидротрансфор-
маторов она равна 0,07—0,08.
Когда при расчетах потери на трение в межлопаточном канале
рабочего колеса принимают равными сумме потерь в двух прямоли-
нейных каналах, имеющих постоянное сечение, результаты полу-
чаются более точными. У первого канала это сечение равно сечению
на входе, а у второго — на выходе из межлопаточного канала. Длины
каждого канала принимают равными половине длины межлопаточ-
ного канала.
Потери на удар определяются для идеальной жидкости форму-
лой Карно-Борда
if2	..........
#уД = Фуд 2gA ’
где 1ГУД = IFi—IF2—«потерянная скорость» равна векторной
разности скоростей до удара и W2 после удара; <руд— коэффи-
циент потерь на удар определяет долю энергии «потерянной ско-
рости», затраченной на ударные потери.
При расчетах величину коэффициента <руд принимают равной
единице. Однако это не значит, что при ударе теряется вся энергия
«потерянной» скорости. Такие значения коэффициентов потерь на-
197
удар объясняются недостаточно точным определением скоростей по-
тока до и после удара, а также причислением к ударным потерям
ряд других сопутствующих потерь (стеснения потока, вихреобразова-
ние и т. д.), которые отдельно не учитываются.
Потери на внезапное сужение и расширение имеют место при
входе и выходе из рабочих колес, если углы наклона лопаток на
выходе (у колеса, стоящего раньше) и на входе (у колеса, стоящего
позже) существенно отличаются друг от друга.
Потери на внезапное сужение рекомендуется определять по фор-
муле
С Fc 2g ’
где фс = 0,4-i-0,45—коэффициент потерь на внезапное сужение;
и 1^2 — скорости потока до и после внезапного сужения.
Потери на внезапное расширение
н
2g
Величиной этих потерь обычно пренебрегают, однако в случае
объемного профилирования при значительных утолщениях входных
кромок все же рекомендуется учитывать потери на вход [38]
W2 
Нв = 0,12-^-,
°	’ 2g
где lFmin — минимальная скорость, которая имеет место после по-
явления удара при входе в рабочее колесо.
Диффузорные потери вызываются вихреобразованием при отрыве
потока от стенок расширяющего канала. Потери напора на диффузор-
ные потери определяются из соотношения
Н = ф
Д Фд 2g
Коэффициент потерь на диффузорность фд без учета потерь на
трение могут быть определен для- каналов прямоугольного сечения
при углах расширения а = 4—25% по формуле
. фд = 6,21ё-£--|А^ .
При правильном профилировании потери на диффузорность
должны быть минимальными и при расчетах могут быть принятыми
равными нулю.	— -
Недостаточное изучение явлений, происходящих при гидравличе-
ских потерях в гидротрансформаторах тормозило разработку новых
типов гидротрансформаторов. Поэтому были предложены прибли-
женные способы расчета потерь, основанные на ряде упрощений и
допущений о физической сущности явлений обтекания потоком ло-
пастных решеток рабочих колес. Большое распространение полу-
чили статистические методы определения гидравлических потерь, ко-
торые основаны на условном разделении потерь на профильные и
198
ударные гидравлические потери. Профильные гидравлические по-
тери составляют часть гидравлических потерь, величина которых
пропорцирнальна второй степени расхода жидкости в гидротрансфор-
маторе. К ним относятся потери на трение о стенки межлопаточных
каналов и внутри потока жидкости, потери на поворот и сужение
потока в межлопаточных каналах, а также потери на лобовое сопро-
тивление лопаток. Ударные гидравлические потери возникают при
натекании потока жидкости на лопатки рабочего колеса с некоторым
углом атаки. Величины ударных потерь пропорциональны углу
атаки и второй степени величины расхода рабочей жидкости в круге
циркуляции. Ввиду однотипности разрабатываемых гидротрансфор-
маторов и накопленного статистического материала такое разделе-
ние потерь принято, в частности, в НАТИ.
Величина напора, теряемого на профильные потери, определяется
из соотношания
т_т _	12
Пп fen 2g 9
где сп — суммарный коэффициент профильных потерь, отнесенный
к меридиональной составляющей абсолютной скорости на выходе
из насосного колеса —Ст 12.
Потери на удар учитываются только при входе в колесо реактора
и насосное колесо, где относительные скорости натекания потока
жидкости наиболее велики. Потери напора определяются по формуле
н — < АЦ/2
7 У Sy 2g ’
где £у — коэффициент потерь на удар принимают равным единице;
Д1Г— потерянная скорость определяется из условия, что скорости
потока до и после удара равны [17] AU^ = IF-2sin2, а— угол
атаки, под которым поток натекает на лопатки.
В применяемых кругах циркуляции площади поперечных сече-
ний в насосном и турбинном колесах равны, поэтому ударные потери
могут быть выражены соотношением
4С2м12 sin2 А
sin р
Ф12
где <р и р — коэффициент стеснения на входе и угол наклона ло-
патки рабочего колеса, стоящего впереди.
При расчетах и исследованиях Удобно пользоваться безразмерной
формой записи, когда определяемые геометрические параметры ло-
пастных систем или характеристики гидротрансформатора не свя-
заны с размером передачи и частотой вращения ее валов. В этом
случае удается найти прямую связь параметров характеристики и
геометрии гидротрансформатора. Снижение гидравлических потерь
при увеличении размера передачи может быть учтено уменьшением
коэффициента профильных потерь.
199
Для оценки потока жидкости введем некоторые безразмерные
параметры.
Безразмерный параметр меридиональной составляющей абсолют-
ной скорости (в дальнейшем — параметр меридиональной скорости)
~Г'_12
1/13 ’
по физическому смыслу представляет собой коэффициент расхода или
коэффициент пропорциональности между меридиональной состав-
ляющей абсолютной скорости и окружной скоростью на выходе из
насосного колеса.
Безразмерный параметр напора (в дальнейшем тексте — пара-
метр напора) определяет соотношение между напором и расходом
в гидравлическом колесе
Введение параметра напора облегчает учет гидравлических по-
терь. Если напор расходуется на преодоление гидравлических по-
терь, то параметр теряемого напора равен коэффициенту гидравли-
ческих потерь, отнесенному к меридиональной составляющей абсо-
лютной скорости
~П __ %gHr __t
*1 г ~ r2 ~ Sr*
ьм
Параметр напора, теряемого на профильные потери в гидротранс-
форматоре, равен коэффициенту профильных потерь Нп = £п.
Параметр напора, затрачиваемого на преодоление ударных по-
терь, может быть определен из соотношения
77у —£ymsin2
где т =	4 2^ — коэффициент приведения «потерянной» ско-
рости к меридиональной составляющей абсолютной скорости.
Работа насосного колеса характеризуется двумя «безразмерными»
характеристиками; коэффициентом момента, которым это колесо за-
гружает двигатель, и параметром напора
X = -143(2 + ^ C[6x-C(f ctg₽33-ctg₽12)];	(65)
w _ ^1 — (f Ctg р32 — ctg р12)	/gg\
1	0.5С2	'	k
Характеристики двух насосных колес с различными углами 012
и Рзз в функции параметра меридиональной скорости приведены
на рис. 120.
200
120. Характеристики насосных
колес
Параметр напора гиперболически /7,
снижается при повышении параметра Л
меридиональной скорости. Коэффициент
момента насосного колеса, а следова-
тельно, и энергоемкость гидротрансфор-
матора, сначала увеличивается, дости-
гает своего максимума и снижается
до нуля. Этот график показывает, что
в зависимости от того, в каком диапа-
зоне изменения параметра меридио-
нальной скорости работает гидротранс-
форматор, его нагружающая характе-
ристика может быть прозрачной, непро- i
зрачной или иметь зону обратной про-
зрачности. Диапазон изменения пара-
метров мериди нальной скорости определяется быстроходностью
турбинного колеса и характером изменения гидравлических потерь
в гидротрансформаторе. Для качественного анализа, можно считать,
что диапазон изменения расходов при различных насосных колесах
примерно одинаков. На приведенном рисунке эта зона заштрихо-
вана. Тогда энергоемкость и прозрачность у гидротрансформатора
с насосным колесом 1 будет выше, чем с насосным колесом 2.
Работа турбинного колеса характеризуется также двумя безраз-
мерными характеристиками: параметром преобразуемого напора и
коэффициентом момента на ведомом валу
fj _ V2»2 — 6tt + Ci (f ctg p22 — ctg p12).
2	0,5C2	’
(67)
%2 = 143 (2^)4. C t61~~ C (/Ctg₽22~Ctg	(68)
Однако вместо величины коэффициента момента на ведомом валу
в настоящее время употребляют при расчетах характеристику коэф-
фициента трансформации
д_____ 61 — 62f2t — С (f ctg Р22 — ctg р12)
61 - С (f ctg р32 - ctg р12) |мо’
(69)
где Чмо— к- п- Д-» учитывающий механические и объемные потери,
или характеристику коэффициента полезного действия г] = Ki-
Графики безразмерных характеристик турбинного колеса при-
ведены на рис. 121.
Совместные режимы работы насосного и турбинного колес опре-
деляют на основе баланса энергии гидротрансформатора, который
с учетом введенных безразменных параметров может быть записан
уравнением
Hi =	+ lytbi sin2 + gyma sin2 + gynt31 sin2 .
(70)
201
Рис. 121. Характеристики
турбинного колеса
Рис. 122. Характеристика совместной
работы насосного и турбинного колес
Решается это уравнение графическим способом. Для этого необ-
ходимо построить график совместной работы насосного и турбин-
ного колес (рис. 122). От параметра напора насосного колеса вы-
читают коэффициент профильных потерь и строят кривую пара-
метра напора (Н1 — gn), расходуемого на турбинное колесо и прео-
доление ударных потерь, затем от параметра напора, в свою очередь,
вычитают параметры напора, теряемого на ударные потери при каж-
дом кинематическом передаточном отношении i:
Ну = 1уШп sin2 — + gym21 sin2 + gym31 sin2
и строят семейство кривых свободного параметра напора Нс =
=	— Ну для различных кинематических передаточных
чисел. Пересечение кривых свободных параметров напора с пара-
метрами напора Н2 турбинного колеса при одинаковых кинематиче-
ских передаточных отношениях и определяет параметры меридио-
нальных скоростей в гидротрансформаторе на этих режимах. Пере-
нося ординаты точек пересечения на кривые коэффициента момента
насосного колеса, коэффициентов трансформации и к. п. д. турбин-
ного колеса получаем значения для построения безразмерной харак-
теристики гидротрансформатора, показывающей изменение коэффи-
циентов момента X, трансформации К и к. и. д. т] в функции кинема-
тического передаточного отношения.
Остановимся несколько подробнее на определении параметров
напора, теряемого на ударные потери. Коэффициенты приведения
рассчитываются по соотношениям
_______4<р^2	.	_	4	.	_	4q>j2
/”11 ~ (<Рз2 sin Рза)2	’	m21 ~ sin2 Pi2	’	77731 ~	(ф22 sin Р22)2	*
202
Углы атаки определяются по величине разности угла, на который
должна быть наклонена лопатка при безударном входе потока жид-
кости в рабочее колесо, и действительного угла наклона лопатки.
Если знак разности углов положительный, то поток натекает с ра-
бочей стороны лопатки, если же отрицательный — то с тыльной
стороны.
Углы атаки определяют из следующих соотношений:
при входе в насосное колесо
«и = arcctg - J2- (ctg р32 — -Ц — рп;	(71)
Ф32 \	С /
при входе в турбинное колесо
а21 = arcctg (ctg рХ2—— р21;	(72)
при входе в колесо реактора
а31 = arcctg —	Р22 + -7) — ₽3i •
Ф22 \	ь /
(73)
Как видно из приведенных формул, углы атаки при натекании
потока зависят от величины параметра меридиональной скорости,
поэтому необходимо на характеристике совместной работы насосного
и турбинного колес строить отдельные характеристики ударных по-
терь для различных кинематических передаточных отношений.
Основные параметры характеристики гидротрансформатора, по-
зволяющие судить о его нагружающих и преобразующих свойствах,
могут быть определены на основании соотношений, выведенных в ра-
боте [11] без построения характеристики совместной работы насос-
ного и турбинного колес.
Коэффициент момента, соответствующий режиму работы гидро-
трансформатора с коэффициентом трансформации, равным единице,
= 143 (2 + &)5т]м	(^1	^гЛ'м).
где коэффициенты
а = /ctgр32 — ctgр12 . d ________1____.
ctg р32 — ctg р22 ’ ctg р32 — ctg р22
коэффициент прозрачности нагружающей характеристики
гт^тах  0,25.
°Лм(1—аЛм)
коэффициент трансформации на режиме трогания
*0 = Пмо Г1 + —7===^=====------------
у а2 + 2^!	sin2 j — a
(74)
(75)
(76)
203
>„-10s
Рис. 123. Влияние геометрических параметров лопастных систем на энер-
гоемкость гидротрансформатора
Последняя формула выводится из баланса напоров и может дать
сравнительно большую погрешность вследствие неточного учета ве-
личин гидравлических потерь. Приведенные выше формулы позво-
ляют исследовать влияние различных герметрических параметров
на нагружающие свойства гидротрансформаторов. На рис. 123 и 124
приведены графики, показывающие зависимость величины коэффи-
циента момента %м и коэффициента прозрачности П от углов выхода
из насосного колеса р12, реактора ₽32 и параметра f круга циркуля-
ции. Кривые, показанные на графиках, являются расчетными, а точки
получены экспериментальным путем.
Наиболее значительное изменение энергоемкости и прозрачности
гидротрансформаторов вызывает изменение угла выхода из насос-
ного колеса 012 и параметр f круга циркуляции. Величина коэффи-
циента момента Хм в меньшей степени зависит от угла выхода из
реактора р32. Прозрачность нагружающей характеристики мало из-
меняется при увеличении этого угла и заметно лишь у прозрачных
гидротрансформаторов. Увеличение коэффициента момента Хм при
изменении углов 012, 032 и параметра f вызывается повышением на-
пора, создаваемого насосным колесом. Кроме того, увеличение или
уменьшение угла 012 и параметра f приводит к изменению напора
потока жидкости, преобразуемого в турбинном колесе, и величины
Рис. 124. Влияние геометрических параметров лопастных систем на про-
зрачность гидротрансформатора
204
коэффициента момента вследствие изменения расхода жидкости в на-
сосном колесе. Изменение нагрузочных свойств гидротрансформа-
тора, определяемых коэффициентом прозрачности, происходит как
при изменении напорной характеристики насосного колеса, так и при
смещении используемой зоны этой характеристики. Изменение на-
порной характеристики вызывается увеличением или уменьшением
углов р12, ₽3 2 и параметра [, а смещение используемой зоны харак-
теристики — параметром f и углом 012.
Приведенные зависимости указывают на пути изменения энерго-
емкости и нагружающих свойств гидротрансформаторов, благодаря
которым становиться возможна унификация гидротрансформаторов
за счет использования взаимозаменяемых насосных колес и реакто-
ров с различными углами выхода.
Изменение угла выхода из турбинного колеса ₽22 и относитель-
ной ширины проточной части b при унификации обычно не исполь-
зуется. Угол выхода из турбинного колеса 022 и относительная ве-
личина проточной части Ь оказывают влияние на нагружающие
свойства гидротрансформатора, но их отклонение от оптимальной
величины приводит к заметному понижению к. п. д. гидротрансфор-
матора. Поэтому использование этих геометрических параметров для
изменения нагружающих свойств является нежелательным.
При расчете лопастных систем рабочих колес гидротрансформа-
тора по одномерной теории, также как при попытках расчета по
двухмерной и трехмерной теории исходят из рассмотрения харак-
теристик идеальной жидкости и ряда существенных допущений.
В результате они не учитывают в достаточной мере свойств реальной
рабочей жидкости. Поэтому для того, чтобы получить заданные ха-
рактеристики гидротрансформатора и высокие значения к. п. д. не-
обходимо при расчете и проектировании учитывать ряд практических
рекомендаций.
В гидротрансформаторе отношение между максимальной величи-
ной суммарного живого проходного сечения (обычно на выходе из
насосного колеса) и минимальной величиной (на выходе из колеса
турбины и реактора) не должно превышать екр. В случае, если ми-
нимальная величина суммарного живого проходного сечения в ка-
ком-либо колесе меньше величины, определяемой критическим отно-
шением, наступает явление чрезмерного стеснения потока, связанное
с резким повышением гидравлических потерь, уменьшением напора,
преобразуемого турбинным колесом, и ухудшением всех характери-
стик гидротрансформатора. Критическая величина отношения жи-
вых площадей несколько изменяется в зависимости от качества про-
филирования лопаток, шероховатости поверхности и технологии из-
готовления. У существующих гидротрансформаторов она составляет
екр = 2,2-;-2,5, причем большая величина относится к гидротранс-
форматорам с лопатками, отштампованными из листа или выполнен-
ными из проката, а меньшая величина — к гидротрансформаторам
с литыми рабочими колесами.
Опасным, с точки зрения возникновения гидравлических потерь
и снижения к. п. д. гидротрансформатора, является наличие диф-
205
фузорностей в межлопаточных каналах; Углы входа в’ рабочие ко-
леса необходимо задавать такими, чтобы межлопаточные каналы
имели небольшую конфузорность, которая после удара при нате-
кании потока на входные кромки способствует успокоению потока.
Для уменьшения потерь на трение внутри потока и предотвраще-
ния снижения к. п. д. соотношение частоты вращения рабочего колеса,
расхода и преобразуемого напора должны быть на режиме макси-
мального к. п. д. близки к величинам, определяемым коэффициентом
быстроходности данного колеса,
3,65 V~Q
Н4
Эти общие рекомендации ограничивают выбор параметров лопа-
точных систем.
У существующих гидротрансформаторов углы выхода из насос-
ных колес колеблются в пределах примерно от 80° до 140°, причем
большие значения углов обычно соответствуют насосным колесам
гидротрансформаторов с кругами циркуляции, имеющими относи-
тельно большие значения параметров / и b и обеспечивающими по-
лучение более высоких коэффициентов быстроходности насосных
колес. Ввиду трудностей получения высоких к. п. д. гидротрансфор-
маторов, большие углы наклона лопаток насосного колеса на выходе
не применяются. Снижение к. п. д. связано с повышением гидравли-
ческих потерь, вызванных увеличением кривизны межлопаточных
каналов.
Угол выхода из насосного колеса и параметр f являются глав-
ными факторами, определяющими энергоемкость и прозрачность на-
гружающей характеристики гидротрансформатора. При уменьшении
угла р12 и параметра f энергоемкость гидротрансформатора и его
прозрачность увеличиваются. Выбираемое число лопаток в насос-
ном колесе зависит от угла выхода 012 и изменяется у литых колес
в пределах 17—30, а у штампованных 30—35. Большее число лопа-
ток соответствует меньшим углам наклона, благодаря чему в опре-
деленной степени сохраняется густота решеток. Рабочие колеса
обычно делают штампованными у комплексных гидротрансформато-
ров, имеющих режим гидромуфты и значительную прозрачность на-
гружающей характеристики.
Угол выхода из центростремительного турбинного колеса стре-
миться сделать как можно большим, так как-при этом увеличивается
напор, преобразуемый турбинным колесом, и к. п. д. гидротрансфор-
матора. Однако величина угла ограничивается опасностью возник-
новения чрезмерного стеснения потока на выходе. Величина этого
угла может быть определена по формуле критического коэффициента
стеснения
sinp22 = sinp12..
™ ф228кР
У существующих гидротрансформаторов угол выхода из турбин-
ного колеса меняется от 148 до 156°, причем большие значения утла
206
соответствуют турбинным колесам гидротрансформаторов, круг цир-
куляции которых имеет относительно большие значения параметра /.
При f = 0,56-^0,57 угол выхода у литых колес 152—153° при числе
лопаток 19—25, а у штампованных колес 150—152° при числе ло-
паток 27—33.
Углы выхода из колеса реактора могут изменяться в некоторых
пределах без существенного ухудшения к. п. д. гидротрансформатора,
энергоемкость же гидротрансформатора при этом меняется. Нижняя
граница изменения угла выхода из реактора определяется наступле-
нием чрезмерного стеснения, а верхняя — увеличением гидравли-
ческих потерь вследствие значительного отступления режима работы
насосного колеса от режима, определяемого коэффициентом быстро-
ходности колеса. Границы диапазона возможного изменения углов
выхода из реактора зависят от угла выхода из насосного колеса.
Примерные величины углов выхода из колеса реактора в зависи-
мости от угла выхода из насосного колеса приведены на рис. 125.
Число лопаток в колесе реактора зависит как от угла выхода из
колеса реактора, так и от среднего радиуса расположения его лопа-
ток. У существующих гидротрансформаторов число лопаток в колесе
реактора изменяется от 9 до 21, причем большие значения соответ-
ствуют большим углам выхода и более высоким радиусам располо-
жения лопаток.
При выбранном угле выхода из реактора угол входа в насосное
колесо Рп определяет углы атаки при натекании потока и преобра-
зующие свойства гидротрансформатора. Но в еще большей степени
этот угол влияет на форму межлопаточных каналов насосных колес
и величину гидравлических потерь в них. Поэтому от оптимальности
выбора этого угла существенно зависит коэффициент полезного дей-
ствия гидротрансформатора. При проектировании рекомендуется
выбирать угол входа в насосное колесо в зависимости от угла вы-
хода. У существующих гидротрансформаторов угол входа в насосные
колеса колеблется от 89 до 120°.
Угол входа в турбинное колесо у рассматриваемых гидротранс-
форматоров колеблется в пределах 40—46°, причем меньшие значения
обычно соответствуют гидротрансформаторам с большими величи-
нами параметра f круга циркуляции. Изменение углов входа в тур-
бинное колесо в этих пределах существенного влияния на характери-
стику гидротрансформатора не оказывает.
Ввиду того, что угол входа в колесо
насоса оказывает большое влияние на ве-
личину к. п. д. гидротрансформатора, из-
менение максимального коэффициента
трансформации обычно достигается за счет
увеличения или уменьшения угла входа
в колесо реактора. Необходимо указать,
что этот угол должен быть меньше угла
выхода из турбинного колеса не менее
чем на 20°, поскольку дальнейшее его уве-
личение приводит лишь к незначитель-
Рис. 125. Рекомендуемые гра-
ницы изменения угла выхода
из колеса реактора
207
ному росту максимального коэффициента трансформации, но за-
метно снижает к. п. д. гидротрансформатора. У комплексных пере-
дач для повышения к. п. д. на режиме гидромуфты разницу между
углами входа и выхода в колесе реактора стремятся делать меньше
70°. При большей разнице применяют специальное профилирование
лопаток реактора, при котором максимальная изогнутость лопатки
реактора имеет место на входном участке. Величина угла входа
в реактор у существующих гидротрансформаторов колеблется в пре-
делах от 85 до 135° и определяется из условия получения необходи-
мого коэффициента трансформации на режиме трогания и без-
ударного входа на режиме, близком к границе рабочей зоны ха-
рактеристики гидротрансформатора.
Выбор взаимосвязанных параметров fab круга циркуляции сле-
дует производить в зависимости от выбранных углов из насосного
колеса и реактора. Максимальные значения к. п. д. гидротрансфор-
матора могут быть получены лишь при соотношении напора и рас-
хода в насосном колесе, соответствующем величине коэффициента
быстроходности насосного колеса с заданными значениями пара-
метров f и Ь. Прозрачные гидротрансформаторы имеют параметр f —
= 0,540н-0,555, полупрозрачные — f — 0,555 н-0,570, непрозрач-
ные — f = 0,6 и выше. В результате унификации гидротрансформа-
торы с различными энергоемкостями и прозрачностями имеют оди-
наковый круг циркуляции. В том случае, если ни один из известных
кругов циркуляции по каким-либо причинам оказываются непри-
годными, может быть разработан новый круг циркуляции. При его
разработке необходимо соблюдать следующие условия.
1.	Должны быть обеспечены заданные параметры круга цирку-
ляции.
2.	Площади всех поперечных сечений круга циркуляции должны
отличаться не более чем на ±10%.
3.	Круг должен быть очерчен плавными линиями, не имеющими
резких изменений радиусов кривизны. Для удобства изготовления
оснастки желательно, чтобы эти кривые были дугами окружности.
Круг циркуляции под колесом реактора может быть «поджат» и
диаметр внутреннего отверстия увеличен, особенно в случае отли-
чия угла р12 от 90°. Такое «поджатие» хотя и нарушает равенство
площадей поперечного сечения круга циркуляции в колесе реактора,
но приближает величину живой площади в средней части реактора
к величине этой площади на выходе из насосного колеса.
Гидромуфта более проста по устройству, чем гидротрансформа-
тор. Она не имеет неподвижного колеса реактора, а во многих слу-
чаях также и внутреннего тора. Однако расчет гидромуфты пред-
ставляет большие трудности, вследствие недостаточного формирова-
ния* потока'и* частичного опорожнения круга циркуляции. Ввиду
того, что характер протекания характеристик к. п. д. у всех гидро-
муфт одинаков, рассчитывают лишь нагружающую характери-
стику.
Для снижения темпа роста величины передаваемого крутящего
момента в зонах средних и малых кинематических передаточных
208.
отношений в тяговых гидромуфтах используют частичное опорожне-
ние круга циркуляции или создают дополнительные гидравлические
сопротивления, в результате чего рост нагружающей характеристики
может происходить лишь в области высоких кинематическлх отно-
шений.
Для гидромуфты с внутренним тором величину коэффициента мо-
мента находят по формуле (65). Если учесть, что у гидромуфты на-
сосное и турбинное колеса обычно имеют радиальные лопатки, эта
формула примет вид
>•= 143(2^. С(61-С/с18ДЫ,
где А022—Угол отклонения потока за турбинным колесом.
Таким образом, коэффициент момента зависит от величины пара-
метра меридиональной скорости С и кинематического передаточного
отношения I.
Параметр меридиональной скорости для гидромуфт в пределах
изменения кинематических передаточных отношений, близких к еди-
нице, может быть определен по следующему соотношению, выведен-
ному из уравнения баланса напоров:
/(1 _ t-2)(l
V
где £ — коэффициент суммарных гидравлических потерь.
При изменении величины скольжения суммарный коэффициент
потерь резко изменяется, достигая наибольших значений при мини-
мальных скольжениях вследствие хаотичности движения жидкости.
В качестве первого приближения при расчетах нагружающей харак-
теристики гидромуфты может быть принят график изменения сум-
марного коэффициента потерь, рекомендуемый в работе [10]_*и по-
казанный на рис. 126.	1
При расчете тяговой гидромуфты,
не имеющей внутреннего тора, наи-
более обоснованным является расчет
нагружающей характеристики на
основе экспериментов У. Опрехта
[10]. Здесь он приведен в несколько
измененном виде применительно к па-
раметрам, используемым при ра-
счете тракторных гидропередач. Ра-
счетная схема гидромуфты дана на
рис. 127, а. Расчет основан на экспе-
риментальной зависимости коэффи-
циента потерь на трение и завихре-
ния в проточной части гидромуфты
Втр от величины"^- С (рис. 127, б),

Рис. 126. Изменение коэффициента
суммарных потерь в гидромуфте
с внутренним «тором
14 Заказ 133
209
Рис. 127. Расчетная схема и график
изменения коэффициента суммарных
потерь в гидромуфте без внутреннего
тора:
а — расчетная схема; б — график из-
менения коэффициента суммарных
потерь
а)
установленной на основании исследования семи гидромуфт разного
диаметра.	.. ..
Величина коэффициента момента определяется из соотношения
% = 0,011/цоС,
где коэффициент /ц = -£-[1—(т-)2] ("7^)3— характеристика
/ D \ 2
круга циркуляции; о = 1 —(1 —S) (	) — безразмерная функ-
\Лг /
ция скольжения, учитывающая также круг циркуляции потока
жидкости.
Параметр меридиональной скорости определяется по формуле
с = ]/“»,
где £ = %Уд + £тр + 1 — суммарный коэффициент гидравлических
сопротивлений.
Неопределенность положения радиусов и /?2 не позволяет
с необходимой точностью задаться их величинами, что сказывается
на результатах расчета, погрешность которых может достигнуть 10%.
Ввиду того, что тяговые гидромуфты даже на режимах с малыми
скольжениями работают с частичным наполнением, метод расчета
по подобию является наиболее точным и практически единственным
применяемым. Для расчета необходимо иметь экспериментальные
данные по моделям гидромуфт с данными кругами циркуляции при
различных степенях наполнения. Подбор размеров гидромуфт про-
изводится по коэффициенту мощности А:
'л_. #уЮ6
210
Гидромуфты фирмы Фойт с несимметричными рабочими колесами,
применяемые на тракторах и дорожно-строительных машинах, имеют
коэффициенты мощности А, изменяющиеся в пределах 0,8—1,32.
ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНАЯ ДОВОДКА
ОДНОСТУПЕНЧАТЫХ ГИДРОТРАНСФОРМАТОРОВ
С ЦЕНТРОСТРЕМИТЕЛЬНОЙ ТУРБИНОЙ
При создании новых моделей гидротрансформаторов или при не-
обходимости приспособить выпускаемые гидротрансформаторы для
работы с новыми двигателями их подвергают доводочным работам
для получения необходимых характеристик.
Доводочные работы заключаются в изменении геометрических
элементов на входных и выходных участках лопастных систем рабо-
чих колес и последующих стендовых испытаний, позволяющих опре-
делить полученные при этом изменения характеристик гидротранс-
форматора.
Существуют три вида доводочных работ по лопастным системам
рабочих колес: доводка проточной части гидротрансформатора; до-
водка гидротрансформатора по преобразующим свойствам и ширине
рабочей зоны; доводка гидротрансформатора по энергоемкости.
Ввиду того, что угол наклона лопаток на выходе из насосного
колеса не может быть существенно изменен в ходе доводочных работ,
коэффициент прозрачности при доводке почти не- изменяется и его
увеличение или уменьшение может быть достигнуто только при за-
мене насосного колеса.
Для определения эффективности и границ изменения геометриче-
ских параметров при доводке пользуются оценочными параметрами.
В качестве оценочных можно использовать параметры характери-
стики, отвечающие следующим требованиям: величина выбранного
оценочного параметра должна изменяться в наиболее широком диа-
пазоне при проведении данного вида доводочных работ; возможность
сравнения по выбранному оценочному параметру характеристики
доводимого гидротрансформатора с характеристиками, других гидро-
трансформаторов, считающихся доведенными.
Кроме того, при проведении доводочных работ по проточной части
гидротрансформатора закон изменения оценочного параметра дол-
жен меняться после достижения оптимальных геометрических пара-
метров. Граница, где меняется закон изменения оценочного пара-
метра, служит сигналом к окончанию доводочных работ;
В HATH приняты следующие оценочные параметры.
При доводке проточной части гидротрансформатора в качестве
оценочного параметра — принято кинематическое передаточное от-
ношение i0i8, соответствующее к. п. д. 80%. Этот режим работы Гидро-
трансформатора характерен тем, что ударные гидравлические по-
тери на нем малы или равны нулю и в основном состоят из профиль-
ных потерь. У гидространсформаторов с высокими преобразующими
свойствами в качестве оценочного параметра может быть также при-
нят коэффициент трансформации на режиме трогания Ко, так как
14*	211
на этом режиме профильные потери имеют максимальную абсолют-
ную величину.
При доводке гидротрансформатора по энергоемкости оценочным
параметром служит величина коэффициента момента Хс на режиме
совмещения с режимом номинальной мощности двигателя. Доводка
проводится до достижения необходимой величины коэффициента мо-
мента Хс.
При доводке гидротрансформатора по преобразующим свойствам
в зависимости от требований к гидротрансформатору в качестве оце-
ночных параметров применяются коэффициент трансформации на ре-
жиме трогания Ко или кинематическое передаточное отношение in,
ограничивающее зону использования гидротрансформатора. Для
гидротрансформаторов различного назначения это кинематическое
передаточное отношение может соответствовать к. п. д., равному 70,
75, 80 или 85%.
Доводка проточной части гидротрансформатора. Наиболее не-
приятным дефектом гидротрансформаторов является чрезмерное
стеснение проточной части на выходных участках межлопаточных
каналов турбинного колеса и колеса реактора и наличие диффузор-
ности в насосном колесе. Обычно этот дефект встречается у гидро-
трансформаторов, спроектированных с новым кругом циркуляции,
при изменении технологии изготовления рабочих колес, а также при
пересчете гидротрансформаторов по подобию на меньший размер.
Чрезмерное стеснение наступает в том случае, если минимальное
живое сечение меньше величины, определяемой критическим отно-
шением. Наличие чрезмерного стеснения влечет за собой резкое уве-
личение гидрарлических профильных потерь и уменьшение расхода
в круге циркуляции.
Ввиду того, что влияние чрезмерного стеснения увеличивается
с повышением расхода, оно прежде всего сказывается на характери-
стике гидротрансформатора в зоне малых кинематических отношений;
снижается коэффициент трансформации на режиме трогания, иска-
жается характеристика коэффициента момента и повышается кине-
матическое передаточное отношение i0i8. С ростом коэффициента стес-
нение может распространиться и на зону высоких к. п. д., суще-
ственно понижая максимальный к. п. д. и энергоемкость гидротранс-
форматора на режиме совмещения. В этом случае получаемый при
стендовых испытаниях коэффициент трансформации даже у гидро-
трансформаторов с высокими преобразующими свойствами не пре-
вышает 1,7—1,9.
Внешним признаком этого дефекта является искажение характе-
ристики коэффициента трансформации в зоне малых кинематических
передаточных отношений, при котором кривая этой характеристики
преобретает явно выраженный выпуклый вид и не изменяется при
увеличении давления подпитки гидротрансформатора. При прове-
дении доводочных работ явление чрезмерного стеснения в проточной
части должно устраняться в первую очередь. Стеснение сечения на-
ходится у того рабочего колеса, где наклон и число лопаток имеют
наибольшие величины. При доводке расширяют чрезмерно стеснен-
212
ное сечение до критической величины. Применяемые при доводочных
работах приемы зависят от конструктивного выполнения колеса.
При литом турбинном колесе, имеющем сравнительно большую
площадь сечения лопаток, лопатки укорачивают через одну. Укоро-
ченные лопатки опиливают для придания им заостренной формы с тем,
чтобы они не вызывали дополнительного вихреобразования рабочей
жидкости при вытекании из рабочего колеса. После каждой подрубки
определяют изменения оценочного параметра гидротрансформатора.
На рис. 128 приведен график изменений оценочных параметров при
ликвидации чрезмерного стеснения. С увеличением глубины под-
рубки и уменьшением стеснения до критического кинематическое
передаточное отношение iOi8 уменьшается, а коэффициент трансфор-
мации увеличивается. После устранения чрезмерного стеснения даль-
нейшая подрубка уже вызывает лишь незначительное повышение
коэффициента трансформации на режиме трогания, обусловливае-
мого увеличением отклонения потока за турбинным колесом, а ве-
личина кинематического передаточного отношения уже не изменяется.
Подрубка лопаток турбинного колеса вызывает появление «про-
вала» характеристики коэффициента момента на режимах работы
с кинематическими передаточными отношениями, близкими к еди-
нице, ввиду того, что число лопаток на выходе уменьшается вдвое.
Рекомендуемый шаг подрубки по внутреннему тору 3—4 мм, а по
наружному 6—8 мм.
Штампованные лопатки рабочих колес последовательно изгибают
специальным инструментом для уменьшения наклона лопаток. В про-
цессе гибки необходимо следить за тем, чтобы сохранилась разница
углов наклона лопатки по внешнему и внутреннему торам и чтобы
все они были отогнуты на один и тот же угол. Для контроля углов
применяют мерные шаблоны. После каждой гибки увеличивается
длина лопаток в меридиональной плоскости и они могут задеть за
лопатки колеса, стоящего сзади. Для сохранения длины лопаток
в меридиональной плоскости рабочее колесо заливают легкоплавким
сплавом (типографским сплавом или сплавом Вуда) и протачивают
до необходимого размера. После проточки колесо нагревают и вы-
плавляют сплав. Максимальная величина, на которую удается ото-
гнуть лопатки, зависит от способа их крепления и обычно не пре-
вышает 8—10°. Рекомендуемый шаг гибки — 2°. По данным стендо-
вых испытаний строят график изменения оценочных параметров
Глубина подрубки
лопаток
Рис. 128. График изменения оценочных
параметров при ликвидации чрезмерного
стеснения в литых рабочих колесах
Рис. 129. График изменения оценочных
параметров при ликвидации чрезмерного
стеснения в штампованных рабочих ко-
лесах
$22
213
в зависимости от утла выхода из рабочего колеса. На рис. 129 при-
веден такой график. Зависимости изменения величин коэффициента
трансформации на режиме трогания и кинематического отношения i0,8
несколько отличаются от предыдущего графика. При гибке изме-
няется не только величина проходного сечения, но и уменьшается
угол атаки при входе в реактор, поэтому кривая коэффициента транс-
формации Ко возрастает более круто, чем при доводке литых колес.
Критическому стеснению соответствует максимальная величина
коэффициента трансформации на режиме трогания и минимальная
величина кинематического отношения i0t8. При дальнейшем открытии
угла р22 напор, преобразуемый турбинным колесом, уменьшается,
что приводит к увеличению расхода и росту абсолютной величины
гидравлических потерь. В результате коэффициент трансформа-
ции Ко начинает опять снижаться, а ширина рабочей зоны характери-
стики гидротрансформатора — сужаться.
Проточка на токарном станке всех лопаток со стороны выходных
кромок осуществляется при доводке колес реактора, но не может быть
рекомендована при доводке турбинйых колес, так как при этом из-
меняется средний радиус выхода из колеса и коэффициент его быстро-
ходности. Это приведет к искажению всей характеристики гидро-
трансформатора.
После устранения чрезмерного стеснения проточной части вы-
являются характеристики гидротрансформатора, соответствующие
лопастным системам рабочих колес. Если по коэффициенту прозрач-
ности нагружающей характеристики гидротрансформатор соответ-
ствует предъявляемым к нему требованиям, то можно переходить
к следующим этапам доводки. В противном случае необходимо спро-
ектировать и изготовить новое насосное колесо, которое обеспечи-
вало бы заданную величину коэффициента прозрачности.
Наличие диффузорности в межлопаточных каналах насосного ко-
леса не может привести к таким катастрофическим последствиям, как
чрезмерное стеснение, но влияние потерь от диффузорности сказы-
вается при любых расходах в круге циркуляции и, следовательно, на
всех режимах работы гидротрансформатора. Внешним признаком
диффузорности является пониженный максимальный к. п, д. гидро-
трансформатора и суженная рабочая зона. Характеристика нагру-
жающих свойств и величина коэффициента трансформации на режиме
трогания мало зависят от гидравлических потерь, вызванных диф-
фузорностью, так как эти потери малы. Необходимо отметить, что
к тем же изменениям характеристики, которые вызывает диффузор-
ность в насосном колесе, могут привести увеличенные углы входа
и выхода из колеса реактора. Поэтому предварительно необходимо
промерить эти углы и убедиться, что угол входа в реактор более
чем на 20° отличается от угла выхода из турбинного колеса, а угол
выхода из реактора не превышает значений, рекомендованных выше.
Наибольшие углы диффузорности находятся на входных участ-
ках межлопаточных каналов насосного колеса, на которых лопатки
имеют наиболее неблагоприятный угол наклона и больше всего ска-
зывается стеснение потока лопатками вследствие их увеличенной
214
высоты. При доводочных работах удаляют входные участки лопаток.
Насосное колесо устанавливают на токарный станок и протачивают
лопатки на входе. При штампованных лопатках межлопаточные
каналы предварительно заливают легкоплавким сплавом и прота-
чивают.
После каждой проточки проводят стендовые испытания, по ре-
зультатам которых строят доводочный график (рис. 130). Подрезку
продолжают до тех пор, пока уменьшается кинематическое переда-
точное отношение f0,8 и повышается максимальный к. п. д. Коэф-
фициент трансформации на режиме трогания при доводке непре-
рывно увеличивается за счет уменьшения угла атаки при натекании
потока жидкости на лопатки насосного колеса на режиме трогания.
В ходе доводочных работ определяется минимально необходимая
суммарная площадь живого сечения межлопаточных каналов на
входе в насосное колесо.
Доводка гидротрансформатора по энергоемкости. Энергоемкость
готового гидротрансформатора может быть изменена в сравнительно
узких пределах и изменение ее величины может оказать значительное
влияние на к. п. д. Для предотвращения лишнего объема работ этот
этап доводки следует производить непосредственно за доводкой
проточной части.
В качестве оценочного параметра на этом этапе доводки обычно
выбирают коэффициент момента Хс на режиме совмещения с номи-
нальной мощностью двигателя. Для повышения энергоемкости умень-
шают угол наклона лопаток на выходе из реактора. Лопатки литых
колес реактора протачивают на токарном станке со стороны входных
кромок. Укороченные лопатки опиливают с внутренней стороны для
придания им заостренной формы. Штампованные лопатки колеса
реактора отгибают. На каждом этапе доводки угол выхода рекомен-
дуется изменять примерно на 2°.
После каждого изменения угла наклона лопаток колеса реактора
гидротрансформатор испытывают с целью определения достигнутой
величины энергоемкости и изменения величины максимального к. п. д.
На рис. 131 показан доводочный график гидротрансформатора: ве-
личина коэффициента момента %с изменяется почти пропорционально
лопаток
Рис. 130. График изменения
оценочных параметров при
ликвидации диффузорности
в насосном колесе
Рис. 131. График изменения
оценочных параметров при
доводке гидротрансформато-
ра по энергоемкости
Рис. 132. График изменения
оценочного параметра при
доводке гидротрансформато-
ра по преобразующим свой-
ствам
215
углу выхода из колеса реактора. Величина же к. п. д. т|тах практи-
чески не снижается лишь в некотором диапазоне изменения этого
угла. Минимальная граница этого диапазона определяется наступ-
лением чрезмерного стеснения на выходе из реактора, а максималь-
ная — ухудшением к. п. д. вследствие несоответствия действитель-
ного соотношения расхода и напора в насосном колесе его коэффи-
циенту быстроходности.
Уменьшают энергоемкость гидротрансформатора проточкой лопа-
ток насосного колеса на выходе. Этот прием по своей сути подобен
уменьшению величины активного диаметра гидротрансформатора.
При выполнении этого приема во избежание снижения к. п. д. не-
обходимо соблюдать условие перпендикулярности выходной кромки
средней струйке потока. Ввиду неудобства проточки лопаток насос-
ных колес на выходе, особенно у колес малого размера, возможности
уменьшения энергоемкости гидротрансформатора весьма ограни-
чены.
Штампованные насосные колеса перед проточкой необходимо за-
ливать легкоплавким сплавом. Гибка лопаток из-за большой их
жесткости в этом случае неприемлема.
Доводка гидротрансформатора по ширине «рабочей зоны» и
коэффициенту трансформации на режиме трогания. Ширина «рабо-
чей зоны» характеристики гидротрансформатора и величина коэф-
фициента трансформации на режиме трогания могут быть изменены
лишь в пределах, определяемых гидравлическими ударными поте-
рями. Величина этих потерь на каждом режиме зависит от углов
атаки при натекании потока жидкости на входные участки лопаток
рабочих колес. Изменяя величины углов атаки можно увеличивать
к. п. д. и коэффициент трансформации. Изменение углов атаки
достигается увеличением или уменьшением углов входа в рабочие
колеса. Ввиду того, что углы наклона лопаток на входе в рабочие
колеса практически не влияют на нагружающие свойства гидро-
трансформатора, доводочные работы по изменению ширины рабочей
зоны и коэффициенту трансформации на режиме трогания целе-
сообразно проводить в последнюю очередь.
Величины прозрачности и параметра f круга циркуляции огра-
ничивают величину ширины рабочей зоны и коэффициента транс-
формации на режиме трогания. Существует определенная зависи-
мость между кинематическим передаточным отношением i0,8 и коэф-
фициентом трансформации на режиме трогания (см. рис. 127). Кроме
того, для каждого типа гидротрансформатора существует оптималь-
ная величина коэффициента трансформации Ко, при котором пере-
дача имеет в зоне максимальных значений к. п. д. наиболее полное
протекание характеристики к. п. д.
Уменьшение коэффициента трансформации Ко достигается уве-
личением угла атаки при натекании потока на лопатки колеса реак-
тора на режиме трогания. Для уменьшения' наклона лопаток на
входе в колесо реактора протачивают на токарном станке загнутые
входные участки лопаток. В зависимости от величины входного угла
и размера гидротрансформатора шаг проточек меняется и составляет
216
по внутреннему тору 3—4 мм, а по наружному — 5—7 мм. После
проточки кромки лопаток закрепляют и проверяют шаблоном.
Точную величину угла замеряют мерным шаблоном.
Увеличение коэффициента трансформации достигается умень-
шением угла атаки при входе в насосное колесо иди реактор, стоя-
щий за турбинным колесом. При этом реактор обычно заменяют на
другой с более закрытым входным углом.
Насосное колесо для изменения угла атаки подрезают по входным
кромкам. Этот метод доводки основан на свойстве потока жидкости
не изменять количества движения в безлопаточном пространстве,
благодаря чему при увеличении радиуса расположения кромки
колеса окружная составляющая меридиональной скорости умень-
шается при доводке. Для этого лопатки насосного колеса подрезают
на входе, примерно с тем же шагом, что и колесо реактора. После
подрезки входные кромки литых насосных колес закругляют. Штам-
пованные колеса перед проточкой заливают легкоплавким сплавом.
После каждой подрезки входных кромок реактора или насосного
колеса проводят стендовые испытания для определения изменения
характеристик гидротрансформатора. По результатам испытаний
строят доводочный график (рис. 132).
Изменение углов входа в турбинное колесо неэффективно и тех-
нически сложно. Поэтому в ходе доводочных работ их не изменяют.
В отдельных случаях, когда углы атаки при входе в рабочие
колеса менее 20°, их дальнейшее уменьшение не приводит к увели-
чению преобразующих свойств. Кроме того, улучшение параметров
характеристик на одних режимах ухудшает их на других режимах.
Для более четкого представления об изменениях в рабочем процессе
гидротрансформатора при доводке после каждой подрезки или гибки
лопаток строят напорно-расходную характеристику и характери-
стику изменения углов атаки в зависимости от кинематического пере-
даточного отношения гидротрансформатора (рис. 133 и 134). Сравне-
ние этих характеристик, построенных на каждом этапе доводки,
позволяет проследить изменение параметров потока на всех режимах
217
работы гидротрансформатора и выявить наиболее эффективные
методы доводки. Построение этих характеристик основано на пред-
ложенном д-ром техн, наук В. Н. Прокофьевым методе определения
расхода в круге циркуляции [42]. Напорно-расходная характери-
стика представляет собой зависимости параметров напора насосного
и турбинного колес от кинематического передаточного отношения.
Величины параметров напора и Н2 определяют по формулам (66)
и (67), а параметр меридиональной скорости подсчитывают по харак-
теристике преобразующих свойств на основании соотношения
МК2-1)+6г^
(1 — к2) ctg р12 — f ctg022 + K2f ctg p32 ’
где
Для комплексных передач на режиме гидромуфты параметр
меридиональной скорости определяется по характеристике нагружа-
ющих свойств. Уменьшение соотношения напоров турбинного и
насосного колес на режимах высоких к. п.д свидетельствует либо
о больших углах атаки и ударных потерях на этих режимах, либо
о значительном отступлении расхода от величины, регламентируемой
коэффициентом быстроходности насосного колеса.
Характеристика изменения углов атаки в зависимости от кине-
матического передаточного отношения строится на основании фор-
мул (71), (72), (73). По графику судят о величине ударных потерь
при входе в рабочие колеса гидротрансформатора и возможности
их изменения.
Уменьшение углов атаки при входе в рабочие колеса позволяет
увеличить к. п. д. и уменьшить ударные потери. Наибольший эффект
снижение углов атаки дает у тех гидравлических колес, при входе
в которые поток рабочей жидкости имеет наибольшие относительные
скорости (колеса реактора и насоса).
СТЕНДОВЫЕ ИСПЫТАНИЯ
ГИДРОДИНАМИЧЕСКИХ ПЕРЕДАЧ
Экспериментальное определение нагружающих и преобразующих
характеристик гидродинамических передач производят при стен-
довых испытаниях. Стендовым испытаниям гидродинамические пере-
дачи подвергают также при проведении доводочных работ после
каждого этапа изменения геометрии лопастных систем рабочих
колес. В этих случаях объем испытаний обычно сокращен, так как
определяют изменения лишь оценочных параметров, необходимых
для построения доводочных графиков.
Наименьшую погрешность при прочих равных условиях обеспе-
чивают испытания гидротрансформаторов на стенде (рис. 135),
состоящем из балансирных двигателя 1 и тормоза 5, расположенных
218
соосно испытываемой гидродинамической передаче 3 и соединенных
карданными валами с ведущим и ведомым ее валами. В качестве
карданных валов можно применять жесткие карданы Гука или валы
с резиновыми упругими элементами. Такой стенд обеспечивает ми-
нимальную величину возмущающих моментов при испытаниях и
позволяет в то же время наиболее точно определять величины кру-
тящих моментов на ведущем и ведомом валах гидротрансформатора.
Возмущающие моменты могут возникнуть из-за неравномерности
вращения карданных валов, вследствие имеющихся несоосностей и
перекосов.
При выборе типа двигателя и тормоза необходимо исходить из
того, чтобы при каждой регулировке эти машины имели характе-.
ристики крутящих моментов, обеспечивающие наибольшую вели-
чину восстанавливающего момента при отклонении частоты вра-
щения ведущего или ведомого валов гидротрансформатора от за-
данной.
При изменении частоты вращения ведущего вала нагружающие
свойства гидротрансформатора изменяются по параболе, поэтому
наибольший восстанавливающий момент AM (рис. 136) будет в том
случае, если характеристика двигателя изменяется по гиперболи-
ческому закону и пересекает нагружающую характеристику гидро-
трансформатора примерно под углом 90°. Именно такие характери-
стики у электродвигателей постоянного тока с компаудным возбуж-
дением. Эти машины имеют две обмотки возбуждения: шунтовую,
являющуюся независимой, и сериесную, включенную последова-
тельно с обмоткой якоря. Электродвигатели с шунтовой обмоткой
имеют слегка увеличивающуюся с повышением частоты вращения
величину крутящего момента. Поэтому их применение менее жела-
тельно.
Характеристика изменения крутящего моментна на ведомом
валу гидротрансформатора представляет собой гиперболу (рис. 137).
При такой характеристике на ведомом валу с гидродинамическими
1 — балансирный электродвигатель; 2 и 4 — весовые устройства для изме-
рения реактивных крутящих моментов; 3 — испытываемая гидродинамиче-
ская передача; 5 — балансирный тормоз; 6 — установка для испытания
гидродинамической передачи
219
передачами хорошо работают гидравлические тормоза (до наступле-
ния частоты вращения «срыва момента») характеристика которых
имеет параболический характер нагружающих свойств. В качестве
тормозов неплохо работают электромашины на режиме торможения
двигателем по схеме Леонарда, индукторные тормоза и электро-
машины с шунтовой обмоткой возбуждения, работающие в режиме
генератора. Меньшую величину восстанавливающего момента
обеспечивает электромашина с компаундной обмоткой возбуждения,
работающая в режиме генератора. При малых величинах восстана-
вливающего момента система более легко выводится из равновесного
состояния, что приводит к снижению точности измерения частоты
вращения валов гидротрансформатора и к увеличению ошибки при
определении кинематического режима работы гидротрансформатора
и к. п. д. на этом режиме.
При проведении испытаний величины активных моментов, дей-
ствующих на валах двигателя и тормоза определяют замером реак-
тивных моментов на балансирно подвешенных статорах этих машин.
Статоры машин имеют рычаги, которые действуют на подвесные
серьги весовых устройств. Величина реактивного крутящего мо-
мента определяется как произведение усилия на подвесной серьге
на длину рычага до оси вращения машины. Балансирная подвеска
статора двигателя и тормоза, а также механизмы весовых устройств
Имеют внутреннее трение. Момент внутреннего трения обычно со-
ставляет 0,1—0,3 кГс/м. Чтобы исключить ошибки, вызванные этим
Трением, а также нелинейностью характеристики весовых устройств,
их тарируют мерными гирями, и величину реактивного момента на
статоре машины определяют по показаниям весовых устройств,
пересчитывая их по графику тарировочных коэффициентов
Мр = KQ,
где Мр — величина реактивного момента на статоре;
Q — показания весов; К — тарировочный коэффициент.
Величина тарировочных коэффициентов при ходах нагрузки и
разгрузки различна. Тарировочные коэффициенты подсчитывают
по формуле
где G — масса мерных грузов; I — плечо подвеса мерных грузов;
Q — показание весов.
Рис. 136. Совместная работа гидродинамической передачи и дви-
гателя на испытательном стенде:
1 — нагружающая характеристика гидродинамической передачи;
2 — характеристика электродвигателя постоянного тока с ком-
паудной обмоткой возбуждения; 3 — характеристика электродви-
гателя постоянного тока с шунтовой обмоткой возбуждения
220
Рис. 137. Характеристики совместной работы гидродинами-
ческой передачи и тормоза на испытательном стенде:
1 — характеристика гидродинамической передачи; 2 — харак-
теристика при работе электродвигателя постоянного тока на
тормозном режиме; 3 — характеристика гидродинамического тор-
моза; 4 — характеристика электродвигателя постоянного тока
при работе на режиме генератора; 5 — характеристика элек-
троиндуктивного тормоза
По данным тарировки строится тарировочный график (рис. 138).
Величина активного крутящего момента Ма определяется из
соотношений:
для двигателя Ма = Мр — Ма,
для тормоза Ма = Мр + Мв.
Момент, так называемых «вентиляционных» потерь УИВ, пред-
ставляет собой момент трения якоря о внешнюю среду — охлажда-
ющий воздух или воду. Величина момента вентиляционных потерь
обычно зависит от частоты вращения якоря и определяется по пока-
заниям весов при прокручивании машины вхолостую. По данным
замеров строится график изменения вентиляционных потерь для
каждой машины.
За рубежом для измерения крутящих моментов вращающихся
валов наряду с весовыми устройствами применяют также устрой-
ства с тарированными вращающимися тензометрическими валами.
На концах, в местах соединения тензометрических валиков, распо-
ложены диски, которые при скручивании тензометрического валика
крутящим моментом поворачиваются относительно друг друга. Снятие
показаний производится оптически при помощи стробоскопического,
устройства или электроиндуктивным методом с дистанционным
показывающим прибором. При стробоскопическом снятии показаний
на одном из дисков имеется шкала отсчета, а на другом прорезь
со стрелкой. Одновременно в глазок стробоскопа видно и показание
прибора, регистрирующего частоту вращения.
При электроиндуктивном методе диски имеют большое число
прорезей, причем один из дисков имеет на одну прорезь меньше..
Отсчет угла поворота производится по такому же принципу, что и.
л
z?75l------------------------------------------------------
0,10-----------------------------------------------------------------------
Mfl	I I
О	20	40	60	80	100 Q.
Рис. 138. Тарировочный график весового устройстваХбалаисирной машины
221
отсчет по нониусу на штангенциркуле. При измерении различных
по величине крутящих моментов меняются тарированные тензо-
метрические валики. Благодаря этому эти устройства имеют очень
широкий диапазон измерений с высокой точностью. В СССР они
еще не нашли широкого применения.
В настоящее время уже почти нигде не применяются для точного
измерения частоты вращения центробежные тахометры, механиче-
ские прерыватели и стробоскопические приборы. Наибольшее рас-
пространение получили бесконтактные индуктивные прерыватели,
выпуск которых освоен нашей промышленностью. Они не изнаши-
ваются, дешевы и надежны в эксплуатации.Прерыватель состоит
из диска с прорезями, закрепленного на вращающемся валу, и индук-
тивного датчика, установленного неподвижно. Число электрических
импульсов, -которые дает счетчик за оборот, равно числу зубьев
диска. Во многих случаях применяют также фотоэлектрические
прерыватели.
В качестве регистрирующих приборов используют импульсные
счетчики с реле времени или частотомеры. Импульсные счетчики
е механическим приводом к счетному барабану имеют ограниченную
частотную характеристику и для обеспечения необходимой точности
требуют относительно большого времени замера. При применении
импульсных счетчиков диски прерывателей обычно имеют лишь две
прорези и дают два импульса на оборот. При длительности замера
в 30 с импульсные счетчики показывают число оборотов вала в ми-
нуту, частота вращения которого измеряется. В качестве реле вре-
мени используют как специальный точный механизм, так и другой
импульсный счетчик, включенный в сеть переменного тока. При ис-
пользовании частотомеров число прорезей в диске прерывателя
может быть увеличено до шести, а время замера сокращено до 10 с.
Неудобством частотомеров является их чувствительность к внешним
помехам и особенно искрению коллекторов электромашин и пере-
ключателей.
В последние годы за рубежом широкое распространение получили
электрические стенды с автоматическим управлением. Электрически®
машины этих стендов кроме пультов управления и шкафов с защитой
комплектуются также шкафом с системой автоматического управ-
ления. Система автоматики допускает задание до начала испытаний
12 или. 24 различных скоростных режимов работы электромашин,
которые при испытаниях устанавливают последовательно. Замеры
производят лишь после установления с определенной точностью
заданного режима. Частоты '' вращения электромашин замеряют
бесконтактными прерывателями с фотоэлектрическими датчиками.
Весовые головки измеряют моменты нагружения и передают на
регистрирующее устройство с фотоэлектрическими датчиками, свя-
занными с тягами весовых головок. Значения крутящих моментов
и частот вращения фиксируют цифровые показывающие приборы
на пульте управления и, кроме того, их можно печать на ленте.
Испытания гидродинамических передач проводятся по ГОСТ
Раздел третий
ГИДРООБЪЕМНЫЕ ПЕРЕДАЧИ
Глава VI
ИСПОЛЬЗОВАНИЕ ГИДРООБЪЕМНОЙ ПЕРЕДАЧИ
В КАЧЕСТВЕ ПРОГРЕССИВНОЙ ТРАКТОРНОЙ
ТРАНСМИССИЙ
Обязательными элементами объемной гидропередачи являются
насос, преобразующий механическую энергию в энергию потока
жидкости, и гидродвигатель, обеспечивающий обратное преобразо-
вание энергии потока жидкости в механическую энергию. Гидро-
двигатель, выходное звено которого совершает вращательное дви-
жение, принято называть гидромотором.
На рис. 139 приведены принципиальные схемы вращательных
объемных гидропередач открытого и закрытого типа.
Для передачи открытого типа (рис. 139, а) характерно отсутствие
обратной гидравлической связи между насосом и гидромотором.
Рабочая жидкость из специального бака 3 через всасывающую ма-
гистраль поступает в насос 1, затем под давлением подается из
насоса в гидромотор 2, откуда возвращается в бак. Достоинством
передачи открытого типа является относительная конструктивная
простота. Однако мощность такой передачи ограничивается раз-
мерами бака 3. Поэтому на тракторах гидропередачи открытого типа
применяются только для обслуживания вспомогательных устройств
(привод механизма навески, сервоустройства, обслуживание системы
смазки двигателя и т. п.) и, как правило, не используются для пере-
дачи мощности двигателя к ведущим органам трактора.
В качестве трансмиссии мобильных машин, в том числе
и тракторов, применяют объемную гидропередачу закрытого типа
(рис. 139, б). Особенность этой передачи в том, что рабочая жидкость
из гидромотора 2 поступает непосредственно во всасывающую маги-
страль насоса 1. При этом давление во всасывающей магистрали
поддерживается больше атмосферного при помощи насоса подпитки 4.
Насос подпитки компенсирует также утечки рабочей жидкости в на-
порной и сливной магистралях трансмиссии. Такая схема позволяет
уменьшить емкость бака 3 и сделать передачу более компактной.
Простейшая тракторная гидрообъемная трансмиссия показана
на рис. 140. Насос 1 переменного рабочего объема, имеющий меха-
нический привод от двигателя внутреннего сгорания, подает рабо-
чую жидкость под давлением в гидромоторы 2, встроенные непо-
средственно в ведущие колеса трактора. Из гидромоторов жидкость
223
Рис. 139. Схема вращательной объемной гидропередачи:
1 — насос; 2 — гидромотор; 3 — бак; 4 — насос подпитки
Рис. 140. Схема объемной гидротранс-
миссии трактора:
1 — насос; 2 — гидромоторы; 3 — на-
сос подпитки; 4 — бак; 5 — клапаны;
6 — фильтр; 7 — переливной клапан
возвращается в насос 1, но уже под значительно меньшим давлением.
Для поддержания давления и компенсации утечек служит шесте-
ренный насос подпитки 3, механически связанный с коленчатым
валом двигателя. Рабочая жидкость поступает в насос подпитки
из бака 4, в котором скапливаются утечки. Трубопроводы транс-
миссии создают дифференциальную связь между ведущими колесами
трактора, а подача жидкости в соответствующую магистраль при
изменении направления движения трактора обеспечивается системой
клапанов 5. В схеме трансмиссии предусмотрены фильтр 6, очища-
ющий подаваемую насосом подпитки 3 рабочую жидкость, и перелив-
ной клапан 7, через который избыток
жидкости направляется в бак 4.
Гидрообъемная передача, исполь-
зуемая в качестве тракторной транс-
миссии, обеспечивает трактору сле-
дующие достоинства: бесступенча-
тое регулирование скоростей и плав-
ность передачи крутящего момента
к ведущим колесам трактора; ре-
версивность движения трактора;
возможность автоматизации выбора
оптимального режима работы трак-
тора; простоту конструкции и лег-
кость обслуживания; сокращение
количества агрегатов трансмиссии и
облегчение компоновки трактора;
достаточно высокие надежность и
долговечность.
Основными недостатками гидро-
объемных передач пока остаются:
меньший, чем у механических пере-
дач, к. п. д.; потребность в более вы-
сокой точности изготовления деталей
трансмиссии; необходимость высокой
квалификации персонала для ре-
монта гидропередач.
224
ВЫБОР СХЕМЫ ТРАКТОРНОЙ ОБЪЕМНОЙ ТРАНСМИССИИ
Принципы выбора схемы трансмиссии рассмотрим на примере
универсально-пропашного самоходного шасси класса 0,6 тс.
На рис. 141 представлена структурная схема применения объем-
ного гидропривода в качестве тракторной трансмиссии.
Гидрообъемные передачи можно разделить на две основные
группы: гидродифференциальные и полнопоточные.
В полнопоточных трансмиссиях передача всей мощности осуще-
ствляется гидравлически, в гидродифференциальных — гидравли-
чески и механически.
Из всего многообразия схем гидродифференциальных передач
практически пригодными для применения на тракторах являются
схемы однодифференциальных и двухдифференциальных передач
с внешним разделением потока мощности (рис. 142). Достоинство
таких передач, применяемых в качестве прогрессивных тракторных
трансмиссий,— относительно высокий к. п. д., почти не зависящий
от к. п. д. гидромашин. Однако это достоинство в значительной
степени теряет свое значение при применении в схеме объемной
гидротрансмиссии насосов и моторов с высокими к. п. д. Гидро-
дифференциальная передача может быть использована в качестве
Группы
гидрообъемных
передач
Принцип
регулирования
Количества
насосов
Тип ходовой
части
Схема
установки
гидродвигателей.
Рис. 141. Структурная схема применения объемного гидропривода в качестве
тракторной трансмиссии
15 Заказ 133
225
Рис. 142. Принципиальная схема гидродифференциальной передачи с внешним разделением
потока мощности:
а — однодифференциальная передача; б — двухдифференциальная передача
тракторной трансмиссии только в комплекте с механическими ре-
дукторами (центральной и конечными передачами), что снижает
общий к. и. д. трансмиссии. В табл. 16 приведены сравнительные
значения к. п. д. для полнопоточной и гидродифференциальной
трансмиссий гусеничного трактора, подсчитанные для диапазона
рабочих скоростей (6—16 км/ч) [19].
Изучение возможности применения гидродифференциальных пере-
дач в тракторостроении до настоящего времени проводилось в недо-
статочном объеме. Теоретические исследования [20, 21, 45] позво-
ляют сделать вывод, что наряду с определенными достоинствами
гидродифференциальные передачи имеют недостатки, затрудняющие
их использование на тракторах. К этим недостаткам относятся:
невозможность независимого расположения отдельных агрегатов
трансмиссии; сложность конструкции; невозможность обеспечить
реверсирование трактора гидравлическим путем; необходимость при
разгоне трактора применять в большинстве случаев дроссельное
регулирование, которое приводит к дополнительным потерям в пере-
даче [21].
Эти недостатки затрудняют применение гидродифференциальной
передачи в качестве трансмиссии самоходного шасси малой мощ-
ности.
Бесступенчатое изменение скорости в гидрообъемном приводе
может осуществляться регулированием рабочего объема гидромотора
или производительности насоса, либо регулированием объемов
обеих гидромашин. Рассмотрим зависимость основных показателей,
характеризующих работу гидропривода, от способа регулирова-
ния.
226
Теоретическая угловая скорость вала гидромотора <в2 опреде-
ляется по следующей формуле (без учета потерь в приводе):
=	(77)
42
где сох — угловая скорость вала гидронасоса; и q2 — текущие
значения объемов рабочих камер насоса и гидромотора.
Мощность N2 и крутящий момент на валу гидромотора М2 вы-
ражены зависимостями:
Л/12 = Км &PQ, = ^Р =	^Р\	(78)
м2 = Км -J- = KMq2 ДР = Км ДР, (79)
Ц?2	а»2
где KN и Км — коэффициенты размерности по мощности и моменту;
ДР — перепад давлений в напорной и сливной магистралях; Q —
действительная производительность гидромашины.
Из формул (77) и (79) видно, что с изменением рабочего объема
гидромотора при постоянных значениях производительности насоса
и перепаде давлений изменяются обороты гидромотора и крутящий
момент на его валу. При этом мощность гидропривода, согласно
выражению (78), остается постоянной.
Такая схема регулирования позволяет осуществить автомати-
зацию работы гидропривода в режиме постоянной мощности, по-
скольку на регулирование влияет только одна переменная ДР.
Введение в схему трансмиссии автоматического регулятора, изме-
няющего литраж гидродвигателя при условии ДР = const, обеспе-
чивает режим постоянной мощности. Недостаток изменения режимов
работы гидропривода регулированием гидромотора заключается
в необходимости увеличивать до больших размеров его рабочий объем
для получения оборотов, близких к нулю. Из формулы (77) видно,
что при ©j = const и q1 = const ®2—» 0 при </2 —><х>. Это обстоя-
Таблица 16
Тип трансмиссии	Наибольший к. п. д. гидромашины равен 0,93		Наибольший к. п. д. гидромашины равен 0,85	
	Наибольшее значение к. п. д. трансмиссии	Наименьшее значение к. п. д. трансмиссии	Наибольшее значение к. п. д. трансмиссии	Наименьшее значение к. п. д. трансмиссии
Полнопоточная без конеч- ных передач 		0,85	0,82	0,69	0,67
Однодифференциальная с внешним разделением по- тока мощности ....	0,80	0,74	0,80	0,69
Двухдифференциальная с внешним разделением по- тока мощности ....	0,84	0,78	0,84	0,76
15*
227
1 — насос регулируемый, гидромотор не-
регулируемый; 2 — насос нерегулируемый,
гидромотор регулируемый
Рис. 144. Внешние характеристики
объемной гидротрансмиссии в ре-
жиме постоянной мощности при раз-
личных способах регулирования:
АВ — идеальная трансмиссия;
а'Ь' —регулирование гидромотором;
а"Ь" — регулирование гидронасосом
тельство делает схему гидропривода с регулируемым мотором и
нерегулируемым насосом не пригодной для применения на трак-
торах.
При регулировании режима работы гидропривода изменением
рабочего объема насоса при АР = const, мощность привода меняется
пропорционально значению производительности (78). В этом случае
М2 — const, так как изменение Nz находится в прямой зависимости
от со2. При такой схеме регулирования возможно применение авто-
матического устройства, корректирующего работу привода в за-
висимости от изменения АР, но конструкция его сложна, так как
мощность гидропривода зависит от двух переменных: АР и Q.
По совокупности положительных свойств эта схема с регулируе-
мым насосом удовлетворяет требованиям, предъявляемым к трак-
торной прогрессивной трансмиссии.
Характеристики двух описанных выше схем представлены на
рис. 143.
При применении комбинированной схемы с регулируемыми
гидромотором и насосом можно получить оптимальное сочетание
рабочих объемов насоса и гидромотора, причем оптимальность может
оцениваться по различным критериям: по минимуму «установочной»
мощности, показателей гидромашин по массе и т. д. С нашей точки
зрения, наиболее существенным критерием является производитель-
ность машинно-тракторного агрегата.
Рассмотрим эффективность комбинированной схемы с регули-
руемыми по рабочим объемам гидромотором и насосом, с точки
зрения обеспечения максимальной производительности трактора.
Идеальная бесступенчатая трансмиссия обеспечивает в режиме
постоянной мощности изменение крутящего момента на выходном
валу по гиперболе в зависимости от частоты его вращения. На ха-
рактеристике идеальной трансмиссии (рис. 144) А — точка макси-
мально возможной скорости при максимальном крутящем моменте
и В — точка максимально возможного крутящего момента при
228
максимальной скорости. Реальная трансмиссия имеет несколько
иную характеристику, на которую оказывают влияние механиче-
ский и объемный к. п. д. трансмиссии. Рассмотрим реальные ха-
рактеристики гидрообъемной трансмиссии в режиме постоянной
мощности для двух упомянутых выше способов изменения частоты
вращения выходного вала гидромотора, допуская при этом, что
механические к. п. д. трансмиссий одинаковы и постоянны для обоих
способов.
Установившийся режим работы гидропривода определяют с по-
мощью механической характеристики [571:
__	.	М2- $х 4" $2
2 ~	4^2	\ 1 ~ <Р*МО ~
(80)
где п2— частота вращения вала гидромотора, об/мин; п=-^- —
«1
параметр регулирования насоса; qx — текущее значение объема
рабочей камеры насоса, л; — максимальный объем рабочей
камеры насоса, л; п1 — частота вращения вала насоса, об/мин;
lb =	— параметр регулирования гидромотора; q2 — текущее
«2
значение объема рабочей камеры гидромотора, л; k2 — максимальный
объем рабочей камеры гидромотора, л; М2 = ‘г\ы3М2и — реальный
крутящий момент на валу гидромотора, кгс-м; М2и — идеальный
крутящий момент на валу гидромотора, кгс-м; si = IU1 —удельное
Ы шах
скольжение гидронасоса, см2/кгс; s2 = -^Т,1102 — удельное сколь-
Ы max
жение гидромотора, см2/кгс; АР„.^ — максимальный перепад давле-
ний в системе, кгс/см2; | /?мо =
В режиме постоянной мощности механическая характеристика
для схемы трансмиссии с регулируемым гидромотором имеет вид
для схемы с регулируемым насосом и нерегулируемым гидромотором
_______________________ ®2Г Г1 __ S1 4~
2 k2 L &мо и
(82)
где Qx r и Q2r — производительность гидронасосов без учета объемных
потерь, л/мин.
Изменение п2 в первом случае осуществляется при постоянной
производительности насоса, соответствующей производительности
в точке А (см. рис. 144):
Qlr = *?гА-
(83)
Во втором случае производительность насоса является перемен-
ной величиной и может быть выражена зависимостью:
Qir=z QrB^>
(84)
133
229
где QrB — максимальная производительность насоса без учета
объемных потерь, соответствующая точке В, л/мин.
Если учесть, что QrB = ~" , где — параметр регулировав
ния насоса, соответствующий точке А, то
Qsr = QrA~-	(85)
“О
Для режима постоянной мощности характерна зависимость
=== maxima::,	(86)
где n2w, М2 и numax, Л4тах—текущие и максимальные значения
частот вращения вала гидромотора и моментов, развиваемых гидро-
мотором, без учета потерь.
Для способа регулирования изменением рабочего объема только
гидронасоса характерно, что параметр и представляет собой отно-
шение текущей частоты вращения вала гидромотора к максимальной.
Учитывая это обстоятельство, из формулы (86) получим:
И = fhu =	.	(87)
пи max
При регулировании изменением рабочего объема гидромотора
для режима постоянной мощности характерна зависимость
Подставив выражения (83), (85), (87) и (88) в уравнения (81)
и (82) и преобразовав их, получим зависимости для определения
частоты вращения выходного вала гидромотора для различных спо-
собов регулирования
^2^2
М2 =	[1 -Т]М2 АРтах (^ + Й)];
__ ФгА ^тах
^2	^2
(89)
(90)
($1 + Гг) •
1
Анализируя форму кривых М2 = f («2) и М. 2 = f (пг) (кривые a'b'
и а"Ь" на рис. 144), следует отметить, что обе кривые имеют откло-
нения от идеальной кривой, вызванные механическими и объемными
потерями в трансмиссии. При нагрузке, соответствующей точке А
на идеальной кривой, большее отклонение частоты вращения выход-
ного вала характерно для схемы с регулируемым насосом и нерегу-
лируемым гидромотором. С уменьшением крутящего момента разница
между «2 и п'г уменьшается, а при Л12 = Л4К частоты вращения вы-
ходного вала совпадают, при дальнейшем уменьшении крутящего
момента регулирование скорости трактора изменением объема насоса
оказывается более эффективным, чем изменением объема гидромотора.
230
Приравняв правые части уравнений (89) и (90) и приняв во вни-
мание, что Мтах = &М0ДРтах [57], найдем значение Мк:
Л^к Л4тах >
или с учетом
^min
max ’
^0
Мк	']/' М maximin*
(91)
(92)
Если за Мк принять крутящий момент, обеспечивающий номи-
нальную для данного класса трактора тягу, то для этого класса
Мк	°	V
отношение — = а является постоянной величиной, а верхняя и
/wmax
нижняя границы силового диапазона будут связаны между собой
зависимостью
max*	(93)
Таким образом, при работе в режиме постоянной мощности при
нагрузках Л1гаах > Мк более эффективным, с точки зрения
максимальной производительности, является способ изменения ско-
рости трактора изменением объема гидромотора. При нагрузках
Л1К > Mmin больший эффект по производительности дости-
гается регулированием объема насоса при постоянном объеме гидро-
мотора.
Следовательно, комбинированная схема расширяет возможности
гидропривода в выборе объемов гидромашин и выходных харак-
теристик. Она также способствует унификации насосов и гидромо-
торов, но несколько ограничивает свободу компоновки трактора,
практически не позволяя, например, иметь гидромоторы, встроенные
в ведущие колеса.
Эффективность комбинированной схемы гидротрансмиссии в зна-
чительной степени зависит от величины параметра а. Чем больше а,
тем уже силовой диапазон Л4шах М2 > Л1к, в котором регули-
рование скорости трактора изменением объема гидромотора имеет
преимущество перед регулированием скорости изменением объема
гидронасоса. Правда, в этом случае уменьшается также и диапазон
М.л > М2 Мт1п за счет повышения значения Afmln, но этот
недостаток может быть ликвидирован ступенчатым изменением
объемов гидромашин и соответствующим выбором параметров на-
соса и гидромотора.
Для выбора параметра насоса kx можно рекомендовать следу-
ющий метод. Как известно, полная мощность (л. с.), передаваемая
гидрообъемной трансмиссией, характеризуется равенством
дг__ APmaxfei«iM(>	/алд
1	450-1000	’
231
где z — количество гидронасосов в схеме трансмиссии;
/	\ 2	о	1	/л, \
"° = UW = а ’ см- Ф°РМУДУ (91)-
k __ 4,5-10W
1	гпахп1а2г
(95)
С другой стороны, рабочий объем гидромашины лимитируется
коэффициентом кавитационной работоспособности [44]
(96)
где Cv — коэффициент кавитационной работоспособности, см/рад.
Подставив значение /гх из формулы (96) в формулу (95), получим
предельно допустимое значение kr с точки зрения кавитационной
безопасности
з
,	( 1,5л-10W \Т	Q74
При выборе количества насосов в трансмиссии руководствуются,
как правило, двумя моментами: соотношением необходимого рабо-
чего диапазона трактора Др и диапазона экономичной работы гидро-
привода Дэ, а также конструктивными особенностями трактора.
Рабочий диапазон трактора определяется отношением максималь-
ной рабочей скорости к минимальной. Если в этом диапазоне к. п. д.
трактора не падает ниже 0,9т1шах (т]шах — максимальный к. п. д.
трактора по тяговой характеристике), то можно принять, что ра-
бочий диапазон трактора и диапазон экономичной работы совпа-
дают. В первом приближении можно допустить, что для обеспечения
условия совпадения рабочего диапазона и диапазона экономичной
работы необходимо, чтобы к. п. д. трансмиссии был максимально
большим и стабильным в таком же диапазоне скоростного режима.
Современные насосы при передаче полной мощности имеют общий
к. п. д., равный 0,93—0,85 в диапазоне 3—3,5 [6]. Гидромоторы
обладают более стабильным к. п. д. в пределах 0,95—0,90. Это
определяет величину к. п. д. гидропривода 0,83—0,81 в диапазоне 3.
Требуемый рабочий диапазон трактора зависит от его назначе-
ния и, как правило, превышает диапазон экономичной работы гидро-
привода. Например, предельные скорости и основной рабочий
диапазон экономичной работы самоходного шасси класса 0,6 тс
характеризуются следующими данными:
максимальная скорость, км/ч 25—30
минимальная рабочая скорость, км/ч 6
основной рабочий диапазон	4—5.
Расширение диапазона экономичной работы гидропривода может
быть достигнуто различными методами. Одним из таких методов
является применение в схеме трансмиссии нескольких насосов.
232
На рис. 145 представлена зависимость к. п. д. насосной установки,
состоящей из т насосов, от скорости трактора. Максимальная
скорость трактора пшах. т обеспечивается при полной производи-
тельности всех насосов
	Стах ^1Ло1	(98) i=l
При одинаковых	рабочих объемах насосов Стах = ^1Ло1	(99)
С другой стороны,
Учитывая, что	(100) 402 = oS£ne ’	<101>
где vmax — максимальная действительная скорость трактора, км/ч;
Л?к — динамический радиус ведущего колеса, м; т]6 =	; 6 —
буксование трактора, %.
Из уравнений (99) и (100) получим выражение для определения
постоянной С, характеризующей максимально необходимый сум-
марный рабочий объем (л) насосной установки:
~	,	t’max. m 7j «2
(	—i Ь 2 — _______________=._______
1	’ О,12л£кп1'По11]о2’П6
(102)
Скорость трактора может снижаться от vmax т до нуля при
работе всех насосов. Однако при значении v < vsm к. п. д. установки
будет меньше т]доп, определяющего нижний предел экономичной
работы трактора. Режиму работы трактора с v = иэп соответствует
параметр регулирования насоса и = иэ. Очевидно, что работа всех
насосов в режиме v = v3m, соответствующем минимальной рабочей
скорости трактора, будет характе-
ризоваться еще более низкими эко-
номическими показателями. При ра-
боте всех насосов этому режиму
будет соответствовать параметр ре-
гулирования Up.
Можно подобрать такое количе-
ство насосов т с максимальным рабо-
чим объемом С/т, при котором к. п. д.
насосной установки не будет выхо-
дить за пределы т]доп. При этом не-
обходимо обеспечить два условия:
Рис. 145. Зависимость к. п. д. на-
сосной установки от скорости трак-
тора
233
1) количество насосов должно быть таково, чтобы при отключе-
нии хотя бы одного из них обеспечивалась работа трактора в ре-
жиме v v3m:
^max (tn—1) 2^ Уэт',	(ЮЗ)
2) количество насосов должно быть таково, чтобы при отключе-
нии (т — 1) насосов обеспечивалась работа трактора с
v3 < Vp.	(104)
Первое условие обеспечивает при
-£-(т-1)>«эС	(105)
или при
<™)
Диапазон экономичной работы определяется формулой
д Wm = С = _1_ ,	(Ю7)
(108)
Из неравенства (108) видно, что при любом Дэ, большем двух,
1 < т < 2, и для соблюдения первого условия достаточно при-
менения двух насосов.
Второе условие обеспечивается при
— иэ^Си-	(109)
или при
(110)
Дэ
где
___ утах. т
Р__71
Неравенства (108) и (ПО) позволяют определить количество
насосов в схеме тракторной трансмиссии, необходимое для обеспе-
чения работы трактора с максимальным к. п. д. во всем рабочем
диапазоне. С учетом того, что для самоходного шасси Др = 4-4-5,
применение двух насосов обеспечивает экономичную работу трак-
тора в диапазоне от 6 до 25—30 км/ч.
Применение двух насосов для колесного трактора рационально
еще и потому, что в этом случае легко решается вопрос блокировки
ведущих колес при буксовании одного из них. Схема с двумя на-
сосами может применяться независимо от количества ведущих
колес и типа гидромоторов. При такой схеме может быть обеспечена
также полная унификация трансмиссий с гусеничным трактором
равной мощности.
234
Несмотря на то, что применение нескольких насосов переменной
производительности и последовательное отключение при необходи-
мости каждого из них решает вопрос обеспечения экономичной
работы трактора в необходимом рабочем диапазоне, при наличии
в схеме трансмиссии гидромоторов с постоянным рабочим объемом
насосная установка может достигать значительных размеров и тем
самым ограничивать свободу компоновки трактора. Кроме того,
способ регулирования скорости трактора изменением производи-
тельности насоса при неизменном рабочем объеме гидромоторов
оказывается эффективным только в определенных границах силовых
нагрузок. Расширение этих границ может быть осуществлено сту-
пенчатым изменением рабочих объемов гидромоторов: переходом
с параллельного соединения гидромоторов на последовательное,
выключением одного из ведущих мостов, колес или цилиндров
гидромотора, применением составных гидромоторов с возможностью
отключения одного или нескольких из них.
Целесообразно рассмотреть вопрос выбора количества и пара-
метров составных гидромоторов, поскольку схемы трансмиссий,
предусматривающие выключение ведущих мостов или цилиндров,
являются частными вариантами схемы с составными гидромоторами.
На рис. 146 приведена схема объемной гидротрансмиссии с со-
ставными моторами самоходного шасси класса 0,6 тс, разработанная
в ВИМе [37], [54]. Количество и параметры составных гидромото-
ров можно определять с разных позиций, например из условий
обеспечения наименьших весовых показателей трансмиссии [43].
Нам представляется, что обоснование количества составных гидро-
моторов и их рабочих объемов необходимо вести прежде всего из
Рис. 146. Схема гидрообъемной трансмис-
сии экспериментального самоходного шасси
класса 0,6 тс конструкции В ИМ:
1 — регулятор скорости; 2 — гидравличе-
ский элемент; 3 — шестерня; 4 — конт-
роллер; 5 — кран; 6 — распределитель;
7 — насос; 8 — выносной гидромотор;
9 — выносной гидроцилиндр
Рис. 147. Внешние характеристики объем-
ной гидротрансмиссии с составными гидро-
моторами в режиме постоянной мощности
при различных способах регулирования
^2 max И? max П?
235
Рис. 148. Оптимальная внешняя характери-
стика i-ro диапазона объемной гидротранс-
миссии с составными гидромоторами
условия обеспечения более вы-
сокой производительности трак-
тора, оборудованного транс-
миссией с регулируемым гид-
ронасосом и нерегулируемым
гидромотором по сравнению
с трактором, оборудованным
трансмиссией с регулируемым
гидромотором.
Полный силовой диапазон
трактора целесообразно разбить
h на z отдельных силовых диапа-
зонов по числу пар гидромото-
ров, входящих в схему транс-
миссии (рис. 147). Первый сило-
вой диапазон характеризуется
значениями крутящих моментов
на валу гидромотора Л4тах1 и Л4т1п1 =	Поскольку величина
объемной постоянной гидронасоса kt выбрана по формуле (97) таким
образом, чтобы значение Mmlnl обеспечивалось при максимальной
производительности насоса, дальнейшее повышение частоты враще-
ния вала гидродвигателя может быть достигнуто только за счет
изменения величины объемной постоянной гидромотора k2.
Следовательно, во втором силовом диапазоне суммарный объем
гидромоторов должен составлять величину где £ — коэффи-
циент уменьшения объемной постоянной гидромоторов. Второй
силовой диапазон характеризуется величинами Mfflax2 = £Л4тахг
и ^min2 =	при условии сохранения постоянным параметра
регулирования насоса г/0.
Для второго силового диапазона уравнение (90) принимает вид:
_QrA^max
”2—w
1
&мо Д^тах^О
(si + S2) об/мин,
(1П)
а уравнение (89) остается в прежнем виде.
Частоты вращения выходного вала гидромотора «2 и п'ч будут
равны при некотором крутящем моменте /Ик2, значение которого
определяется из равенства правых частей формул (89) и (111):
^2 = ^оЛ^ах«0.	(112)
Отсюда
.2^	<2
Чах1«0 ’
так как Л4тах1 = ^М0ЛРтах.
Из рис. 148 нетрудно заметить, что в каждом силовом диапазоне
работа трансмиссии с регулируемым насосом оказывается более
эффективной, чем трансмиссии с регулируемым гидромотором, даже
в том случае, когда насос развил полную производительность, а на-
236
грузка характеризуется крутящим моментом, несколько меньшим,
чем 7Hmln (1_1). Поэтому целесообразно рассмотреть характеристику
трансмиссии с составными гидромоторами, количество и параметры
которых выбраны из условия MKi = Mdl. В этом случае обеспечи-
вается эффективная работа гидрообъемной трансмиссии с состав-
ными гидромоторами во всем силовом диапазоне трактора при ми-
нимальном количестве пар гидромоторов.
Для второго силового диапазона значение крутящего момента
получаем, приравнивая в уравнении (89) значения Пъ к значению п'2
при минимальном крутящем моменте первого диапазона
(П4)
Подставляя значение Мк2 из формулы (114) в (113) и обозначая
ЛмАЛпах (si + s£) = v, получим выражение для
с.	1 — V -I Г—	1 — V
В = 1-----------V <---------------— а.
ь 1 — uQv г 0	1 — а*у
(П5)
Второй силовой диапазон режима постоянной мощности ограни-
чен значениями
^тах 2 — ^тах 1 ।_azv &
М — М 1 ~~V л*
т min 2 — штах 1 j __ a2v а 1
Нетрудно установить, что r-й диапазон режима постоянной мощ-
ности ограничивается значениями:
7Итах I = ^тах 1 ( Г-------7~У 1 и ^mln i = ^тах 1 ( Г-------------Т~У
П1аЛ I	Шал 1 \ J __ /	П1Ш I	Ш4л х \ J _ d^V /	-
(116)
Полный силовой диапазон трактора находим из выражения
(Н7)
откуда
1g 1^- + ^
(118)
Анализ зависимостей z от APmax, du а свидетельствует о том, что
наибольшее влияние на выбор необходимого количества пар состав-
ных гидромоторов оказывает параметр а, характеризующий отноше-
ние номинального крутящего момента на ведущих органах трактора
к максимальному. Эта зависимость при d = 5, АР = 180 кгс/см2,
237
Рис. 149. Зависи-
мость количества пар
составных гидромото-
ров от параметра а
т]м = 0,96 и (sl + S2) = 0,0012 представлена на
рис. 149. Поэтому выбору схемы с объемной гид-
ротрансмиссией должен предшествовать тщатель-
ный анализ условий работы трактора с тем, чтобы,
с одной стороны, не допустить чрезмерного повы-
шения параметра а и усложнения схемы трансмис-
сии, а с другой — не допустить снижения произ-
водительности трактора при работе с большими
нагрузками.
Сумма рабочих объемов пар составных гидро-
моторов представляет собой максимальный рабо-
чий объем:
^2 = Q1 + % + •••+?/+•••+ Qz = С1 1 ’
Аг тах
где сг — коэффициент пропорциональности.
Если при определении объемов каждой пары гидромоторов при-
нять условия, изложенные выше, то эти объемы подчиняются за-
висимостям:
=	=	?г=М1-^	(Н9)
где
t _ 1 ~v а v k ~ с Afmax 1
s - 1 _ a2v а и *2 ~ С1 дртах •
Выбор типа ходовой части трактора с гидрообъемной трансмис-
сией определяется прежде всего его назначением. Однако примене-
ние гидрообъемной трансмиссии значительно облегчает привод
к переднему ведущему мосту, особенно для схемы компоновки,
характерной для универсального самоходного шасси. Очевидно,
что сравнение эффективности двух различных типов трансмиссий
может быть достоверным только в том случае, если количество ве-
дущих колес сравниваемых тракторов одинаково.
Гидрообъемная тракторная трансмиссия по принципу передачи
мощности к ведущим колесам может быть выполнена по следующим
основным схемам:
I — гидромоторы передают мощность ведущим колесам через
дифференциал и конечную передачу;
II — гидромоторы передают мощность ведущим колесам через
конечные передачи;
III — гидромоторы встроены непосредственно в ведущие колеса.
В первом случае осуществляется бесступенчатое изменение ско-
рости трактора, но возникают добавочные потери в зубчатых парах
зацепления. Компоновка по схеме I ограничивает возможности
свободного размещения гидроагрегатов на тракторе.
Во втором случае упрощается компоновка трактора, уменьшаются
размеры гидромоторов. Однако конечная передача несколько сни-
жает к. п. д. трансмиссии и увеличивает ее металлоемкость. Схема
гидротрансмиссии с составными гидромоторами может быть осу-
ществлена только по этому варианту.
238
В третьем случае можно получить более совершенную компо-
новку, исключив из трансмиссии трактора муфты сцепления, ко-
робки перемены передач, дифференциал, конечные передачи, а также
механизмы управления этими агрегатами.
Исходя из изложенного выше, можно сделать вывод, что для само-
ходного шасси класса 0,6 тс целесообразно применить полнопоточ-
ную гидрообъемную трансмиссию с двумя регулируемыми насосами.
Гидромоторы могут быть постоянного рабочего объема, составными
или встроенными в ведущие колеса трактора.
Схема самоходного шасси с составными гидромоторами приве-
дена на рис. 146.
Схема самоходного шасси класса 0,6 тс Ш104М (конструкция
Харьковского завода тракторных самоходных шасси) с встроен-
ными в ведущие колеса гидромоторами постоянного рабочего объема
показана на рис. 150. Два гидронасоса 1 и 14 имеют привод от дви-
гателя внутреннего сгорания через коническую зубчатую передачу,
расположенную в несущем корпусе трактора. С помощью этих
насосов рабочая жидкость по трубопроводам под давлением посту-
пает в гидромоторы 8 и 11, на выходных валах которых расположены
ведущие колеса самоходного шасси. Из гидромоторов рабочая
жидкость направляется в магистраль низкого давления.
Для компенсации возможных утечек рабочей жидкости в гидро-
агрегатах предусмотрена установка шестеренного насоса подпитки 2
и применена система клапанов 6 и 12, обеспечивающих смену маги-
стралей при работе трактора на реверсе.
В гидротрансмиссии имеются необходимые перепускные и предо-
хранительные клапаны, система фильтров 4 и резервуар 13 для
Рис. 150. Принципиальная схема самоходного шасси Ш104М:
1, 14 — гидронасосы; 2 — насос подпитки; 3 — предохранительный клапан;
4 — фильтр; 5, 7, 9 и 10 — золотники; 6, 12 — клапаны; 8, 11 — гидромоторы;
13 — резервуар; 15 — двигатель
239
охлаждения рабочей жидкости. В этот резервуар поступают утечки
из гидроагрегатов, из него рабочая жидкость с помощью насоса 2
подается в магистраль подпитки.
Распределительное устройство, представляющее собой совокуп-
ность золотников, клапанов и трубопроводов, обеспечивает работу
трактора в четырех режимах:
—	режиме буксировки трактора — правое положение золот-
ника 5;
—	режиме блокировки — левое положение золотника 5 и ниж-
нее положение золотника 7;
—	режим последовательного соединения гидромоторов — сред-
нее положение золотника 5 и верхнее положение золотника 7;
—	режим параллельного соединения гидромоторов — нижнее
положение золотника 7 и среднее положение золотника 5.
Дифференциальный золотник 10 поддерживает давление в напор-
ных магистралях гидромоторов при включении их последовательно
в отношении 1 : 2. При движении самоходного шасси задним ходом
переключение трубопроводов, связанных с золотником 10, осуще-
ствляется с помощью золотника реверса 9.
Установка гидротрансмиссии позволила исключить из конструк-
ции трактора шестеренчатую коробку перемены передач, дифферен-
циал, конечные передачи. Вместо основных дисковых тормозов на
III104M установлены стояночные колодочные тормоза, которые
используются для аварийной остановки трактора при нарушении
нормальной работы гидросистемы, а также для надежного удержа-
ния машины при стоянке на уклонах и подъемах.
ОСОБЕННОСТИ ТЯГОВОГО РАСЧЕТА ТРАКТОРА
С ГИДРООБЪЕМНОЙ ТРАНСМИССИЕЙ
Применение на тракторе гидрообъемной бесступенчатой транс-
мисии исключает необходимость определения количества передач
и передаточных чисел на отдельных передачах. Вместо этого необ-
ходимо обосновать параметры основных гидромашин трансмиссии:
полных рабочих объемов гидромоторов и насосов. Кроме того,
установка гидрообъемной передачи позволяет повысить устойчи-
вость трактора в тяжелых условиях работы, вызывающих заклини-
вание ведущих органов. Последнее обстоятельство особенно важно
для колесных тракторов типа самоходное шасси.
Ниже изложены особенности тягового расчета трактора, обус-
ловленные применением гидрообъемной трансмиссии.
Расчет рабочих объемов гидромоторов. Исходными данными для
тягового расчета трактора с объемной гидротрансмиссией являются:
тип и тяговый класс трактора; назначение и область применения;
диапазон рабочих скоростей и величина максимальной транспорт-
ной скорости; схема трансмиссии; максимальный перепад давлений
в магистралях трансмиссии.
Максимальный крутящий момент на валу гидромоторов дол-
жен обеспечить тяговые свойства трактора в соответствии с его
240
сцепными качествами. Это условие определяется зависимо-
стью
тах^2Лм 2 = (^кр. max + Pf) ; * >	(120)
' ‘рЛр
*
где ip — передаточное число редуктора, установленного между
гидромотором и ведущим колесом; т]р — к. п. д. редуктора; Pf —
сопротивление качению трактора.
Усилие Ркр. max связано со сцепным весом трактора Gcu зави-
симостью
^кр. max = фОсц,	(121)
где ф — коэффициент сцепления ходовых органов трактора с поч-
вой, а сопротивление перекатыванию Pf связано с эксплуатационным
весом трактора зависимостью
Pf = fG,	(122)
где f — коэффициент сопротивления качению трактора.
Таким образом, поскольку значения Ркр. max и Pf зависят от
конструктивных свойств трактора и свойств почвы, на которой он
работает, параметры k2 для трактора одного и того же класса, но
разного назначения, при прочих равных условиях (равенство ДРтах>
*р> Пр) будут разными.
Исходные данные для определения k2 становятся конкретнее,
если тяговый расчет вести, основываясь на номинальном для данного
класса трактора тяговом усилии. Поскольку номинальное тяговое
усилие трактора определяется на стерне, диапазон изменения зна-
чений ф и f значительно уменьшается, причем между номинальным
тяговым усилием и значениями Ркр. тах и Pf можно установить опре-
деленную эмпирическую зависимость. Например, для колесных,
тракторов типа самоходное шасси можно принять
^кр .max = 1 »4РКрв ном;	(123)
Р/ = 0,2Ркр>ном.	(124)
С учетом формул (123) и (124) из уравнения (120) получаем за-
висимость для определения k2.
А __	1 >^кр. ном^к	/1ос\
2	тах1р'Прг1м 2
Полученное по этой формуле значение k2 представляет собой
максимальный суммарный рабочий объем гидромоторов. Определе-
ние рабочих объемов каждого из гидромоторов, входящих в гидро-
передачу, зависит от принятой схемы трансмиссии. Например, для
схемы трансмиссии с составными гидромоторами (один из оптималь-
ных для самоходного шасси класса 0,6 тс вариантов схем) рабочие
объемы гидромоторов определяются по формулам (119), а количество
пар гидромоторов — по формуле (118).
16 Заказ 133
241
Для другого оптимального для самоходного шасси класса 0,6 тс
варианта схемы — трансмиссии с двумя высокомоментными гидро-
моторами, встроенными в ведущие колеса трактора и работающими
в параллельном и последовательном режимах (самоходное шасси
Ш104М), — параметр k2 представляет собой удвоенный рабочий
объем каждого из гидромоторов.
Окончательно величина k2 выбирается в соответствии с данными
параметрических рядов гидромашин, после чего уточняется значе-
ние ip, связанное с k2 зависимостью по формуле (125).
Расчет рабочих объемов гидронасосов. Максимальный суммарный
рабочий объем насосной установки kr должен быть таким, чтобы
обеспечить при полной производительности насосов и минимальном
суммарном рабочем объеме гидромоторов высшую транспортную
скорость трактора. Это условие определяется зависимостью
(126)
402
где т — количество насосов в насосной установке.
Очевидно, что рабочие объемы каждого из насосов принимают
одинаковыми.
С учетом того, что
Утах = М4^,	(127)
<р
из уравнения (126) можно получить формулу для определения qi\
п  ршах?2 mln(p	/1 по\
В этой формуле известными или заданными являются все вели-
чины, кроме mm- В случае применения схемы гидротрансмиссии
с составными моторами параметр q2 min = qz может быть определен
по формулам (119). Для трансмиссии с гидромоторами, работающими
в параллельном и последовательном режимах, параметр q.2 mln
определяется равенством
<72 mm =4*	029)
Как было показано выше, схема с составными гидромоторами
может обеспечить работу трактора в режиме постоянной мощности
с максимальной производительностью практически во всем диапазоне
рабочих и транспортных скоростей независимо от значения vmax.
Для трактора с параллельным и последовательным режимами работы
гидромоторов для получения удовлетворительных тяговых показа-
телей необходима увязка значения максимальной транспортной
скорости с диапазоном рабочих скоростей трактора.
Рассмотрим это обстоятельство подробнее. На рис. 151 пред-
ставлена тяговая характеристика трактора с гидрообъемной транс-
миссией с двумя гидромоторами, работающими в параллельном и
242
последовательном режимах.
Режим параллельной работы
гидромоторов характеризует-
ся параметрами Л4тах z и
С02 maxi, а режиму ПОСТОЯННОЙ
номинальной мощности со-
ответствует гиперболообраз-
ная кривая I—I, определяе-
мая уравнением
М2®2 = М^ПОЛН- (130)
Кривая II—II, характе-
ризующая последовательный
режим работы гидромоторов,
также подчиняется зависи-
мости (130), но, поскольку
полные к. п. д. трансмиссий
в параллельном и последова-
тельном режимах работы
Рис. 151. Тяговая характеристика трактора с гид-
рообъемной трансмиссией с двумя гидромоторами,
работающими в параллельном и последователь-
ном режимах
гидромоторов различны, она
несколько смещена относительно кривой I—I. Так как из-за повы-
шенных объемных потерь Лполн. п, <т1полп. i кривая //—// соответ-
ствует меньшей мощности, чем кривая I—I. Граничными пара-
метрами режима последовательного соединения гидромоторов явля-
ются Afmax„ и ®2гаах„, причем
лд _____Мщах I
mmax Ii 2
так как
_ А
^2 min 2 ’
Лполн. II
ш2 max 11 — max I n
Чполн. I
(131)
(132)
(133)
Параметры трансмиссии с параллельным и последовательным
соединением гидромоторов можно считать рационально подобран-
ными, если обеспечены:
—	максимальная производительность тракторного агрегата в диа-
пазоне рабочих скоростей;
—	бесступенчатое изменение скорости во всем диапазоне скоро-
стей — от нуля до максимальной.
Первое условие соблюдается в том случае, если режим параллель-
ной работы гидромоторов охватывает весь диапазон рабочих нагру-
зок, второе — при соблюдении соотношения
^maxll^^minl’	(^4)
16*
243
Если в формуле (128) за итах принимать максимальную транспорт-
ную скорость трактора, то с учетом формулы (129) значение пара-
метра насоса q"i находят по формуле
= _(135)
2kwmalRKi}01iri02
а если за ишах принимать максимальную рабочую скорость трак-
тора, считая, что она соответствует максимальной скорости в ре-
жиме параллельного соединения гидромоторов, то параметр q{
находят по формуле
q’ = -	.	(136)
В формулах (135) и (136) т]оь W и t]oi, 'П02 объемные к. п. д.
насосов и гидромоторов в режимах параллельного и последователь-
ного соединений гидромоторов.
Для того чтобы режим параллельной работы гидромоторов
охватывал весь диапазон рабочих скоростей и нагрузок, достаточно
выполнение условия
(137)
При достаточно высоких значениях рабочих скоростей соблюде-
ние этого условия может привести к недопустимо завышенной (на-
пример, по условиям прочности ходовой части) наибольшей транс-
портной скорости трактора. В этом случае необходимы конструктив-
ные изменения, ограничивающие высшую транспортную скорость
(например, ограничители хода органа управления гидронасосом,
автоматически включающегося при переходе с параллельного на
последовательный режим работы гидромоторов).
Поскольку при переходе с параллельного режима работы гидро-
моторов на последовательный рабочий объем гидромоторов изме-
няется в соответствии с равенством (132), для соблюдения второго
условия — рационально подобранной схемы трансмиссии, [неравен-
ство (134)] необходимо, чтобы
(138)
или, с учетом формулы (93), чтобы
а 0,7,	(139)
где	____
а = <140>
г 2Wmax I
Если в первом приближении принять
a=2JPmln>	.	(14!)
иРтах
где ур. шт и vp. max — предельные скорости рабочего диапазона,
244
то при относительно узком диапазоне рабочих скоростей применение
схемы с параллельным и последовательным соединением гидромото-
ров не обеспечит бесступенчатое изменение скорости в режиме
постоянной мощности в полном скоростном диапазоне трактора.
В этом случае схема с параллельным и последовательным соедине-
нием гидромоторов не может быть признана рациональной и должна
быть заменена другой, например, схемой с составными гидромото-
рами.
Значение а можно уменьшить, если принять
^inax I max •
(142)
В этом случае возникает другая опасность: значение скорости ик
отклонится от значения низшей рабочей скорости upmln и в значи-
тельном диапазоне рабочих скоростей схема с регулируемыми насо-
сами и нерегулируемыми гидромоторами окажется менее эффектив-
ной, чем схема с регулируемыми гидромоторами.
Это обстоятельство необходимо оценивать конкретно для каж-
дого проектируемого трактора. Рассмотрим его, например, для
самоходного шасси класса 0,6 тс, основные параметры которого
приняты следующими: upmln = 9 км/ч (при работе на этой скорости
на стерне трактор развивает номинальную тяговую силу 600 кгс),
ир. max = 15 км/ч, и, следовательно, а = 0,6 при условии, что выс-
шая скорость при параллельном соединении гидромоторов равна
максимальной рабочей скорости. Поскольку а < 0,7, бесступенчатое
изменение скорости обеспечивается во всем скоростном режиме
работы трактора. Согласно формулам (92) и (93) крутящий момент
на валах гидромоторов /Ик = (Ркр. к + Pf) RK J-, ограничивающий
верхний предел силового диапазона, в котором схема с регулируе-
мым насосом оказывается более эффективной, чем схема с регу-
лируемыми гидромоторами, связан с максимальным моментом за-
висимостью
Л4к = а/Ишах1.	(143)
Тогда усилие на крюке при этом моменте и с учетом зависимостей
(123) и (124) может быть определено из равенства:
Ркр. к = а (1 »47)кр. ном + 0,2Ркр. ном) 0,2Ркр. ном = 0,76Ркр. ном.
Следовательно, при усилиях на крюке от 0,76Ркр.ном (—460 кгс)
и ниже во всем диапазоне рабочих скоростей трансмиссия с регули-
руемыми насосами оказывается более эффективной, чем трансмиссия
с регулируемыми моторами. Диапазон рабочих нагрузок, при
которых первая трансмиссия проигрывает второй в эффективности,
находится в пределах от 460 до 600 кгс. Для трактора класса 0,6 тс
эти данные позволяют применять схемы трансмиссии с параллель-
ным и последовательным режимами работы гидромоторов.
После выбора соответствующего параметра а параметр насоса
qy. = kr может быть найден по формуле (95). При этом полученное
значение qt должно быть больше критического klt определяемого
по формуле (97).
245
Влияние объемной гидротрансмиссии на продольную устойчи-
вость колесного трактора. При работе трактора со ступенчатой меха-
нической трансмиссией на низких передачах возникает опасность
его опрокидывания в продольном направлении при заклинивании
задних ведущих колес. Это явление особенно опасно для тракторов
типа самоходное шасси [50]. Своевременным выключением муфты
сцепления можно предотвратить опрокидывание. Однако это требует
от тракториста повышенной реакции, так как время, за которое
трактор принимает необратимое неустойчивое положение, состав-
ляет 1—3 с.
Устойчивость трактора (рис. 152) в случае заклинивания колес
обеспечена, если выполняется неравенство:

. 2(2g
+ cos (а -ф ф)
(144)

где GK— масса корпуса трактора, кг; Z = J/Gz2 + (/гк— RK)2;
ак и hK — координаты центра тяжести корпуса, м; RK — радиус
ведущего колеса, м; сол — угловая скорость коленчатого вала дви-
гателя, рад/с; i — передаточное число трансмиссии; a — угол подъема,
град; ф = arctg —----е; р — коэффициент запаса муфты сцепления;
ак
Мп —крутящий момент на коленчатом валу двигателя, кгс-м;
т]м — механический к. п. д. трансмиссии; g — 9,8 м/с2.
Это неравенство действительно для случая, когда вращение
корпуса трактора вокруг точки 0 уже началось. При этом необяза-
тельно, чтобы передние колеса оторвались от почвы. Благодаря
упругости шин корпус трактора может начать поворот, а передние
колеса будут касаться почвы.
246
Поскольку -у1 представляет собой угловую скорость ведущего
колеса сок, а ®к связана со скоростью v (км/ч) трактора (без учета
буксования ведущих колес) зависимостью
®к = з,б/?к >
неравенство (144) путем несложных математических преобразований
можно привести к виду, связывающему между собой мощность дви-
гателя, скорость трактора, его конструктивные параметры и угол
подъема. При работе трактора на скорости ниже некоторой пре-
дельной ипр возникает опасность опрокидывания его в случае закли-
нивания колес. Для этой скорости неравенство (144), с учетом упо-
мянутых выше замен и преобразований превращается в уравнение
G^ + GK/vnpgc^(a+.^). _ 150?Пм^ = 0.	(И6)
Предельная скорость трактора возрастает с увеличением его
энергонасыщенности. При этом безралично, каким способом дости-
гается увеличение мощности двигателя: повышением крутящего
момента на коленчатом валу или форсированием его частоты вра-
щения.
На рис. 153 представлены зависимости предельных скоростей от
энергонасыщенности тракторов Т-40 и МТЗ-50 и самоходного шасси
Т-16. При расчетах были приняты конструктивные параметры серий-
ных машин неизменными, энергонасыщенность принималась как
отношение конструктивной массы трактора Go к мощности двига-
теля, а угол подъема а — равным нулю. Из приведенных зависи-
мостей видно, что интенсивность нарастания предельной скорости
для всех тракторов с увеличением энергонасыщенности возрастает, а
при энергонасыщенности 35—40 кгс/л.с. возникает опасность оп-
рокидывания трактора от заклинивания ведущих колес даже при
движении на рабочих скоростях на горизонтальном участке. Опас-
ности опрокидывания особенно подвергается самоходное шасси,
оборудованное средствами повышения проходимости, поскольку
в этом случае его тяговые свойства существенно повышаются [4].
Несмотря на то, что принципиально возможно создание устройств,
автоматически прерывающих передачу крутящего момента от дви-
гателя к ведущим колесам при возникновении опасности опрокиды-
вания от заклинивания колес, в конструктивном отношении эти
устройства весьма сложны и потому не получили распространения
на современных тракторах со ступенчатыми трансмиссиями. Следова-
тельно, при повышении энергонасыщенности тракторов возникает
проблема обеспечения безопасности работы на них.
Эта проблема может быть решена при установке на трактор
полнопоточной гидрообъемной трансмиссии. Особенность работы
такой трансмиссии заключается в том, что максимальный момент
на ведущих колесах 7Ипр ограничивается настройкой предохрани-
247
тельного клапана напорной магистрали на определенное давление
^Р max’-
=	^Ртах^р'ПрЛмЗ	^2»	(147)
где У k2 — суммарный объем рабочих камер гидромоторов; ip —
передаточное число редуктора между выходным валом гидромотора
и валом ведущего колеса.
Для трактора с гидрообъемной трансмиссией .неравенство (144)
принимает вид:
МПр = ЙмДРтах/рПрПм2	GKl ^-+ COS (а + ф)
1___
Tj ^2
(148)
Значение ЛРтах, при котором обеспечивается работа трактора
без опрокидывания на любой скорости в случае заклинивания
ведущих колес, определяется при i = оо:
др' _ <Vcos(a + i|))
~ max —	vTT” ‘
/_1 ^2
(149)
Значение У k2 для трактора данного класса может быть опре-
делено по формуле (125) из условия получения касательной силы Рном,
обеспечивающей номинальную тягу при номинальном, заранее вы-
бранном давлении ДРНОМ.
Подставив формулу (125) в (149), получим значение &Р'тах:
ДРтах<4^^ДР^ = (ТДР^:	<150>
1 >игКр. ном
TZ	-- 0KlCOS (а + Ф)
Коэффициент	—ъ22-	является условием, обес-
* кр- ном-^к
печивающим безопасность работы трактора на любой скорости
на подъеме с углом а.
С другой стороны, значение коэффициента ст не должно ограни-
чивать тяговые свойства машины, т. е. касательная сила
РПР =	= <^тах, (151)
где на основании формул (123) и (124) Ршах = 1,6 Ркр-ном, должна
быть больше силы РАф, ограничиваемой сцеплением ведущих колес
с почвой. Значение силы Pk<(l для конкретного трактора зависит от
условий его работы и может быть определено выражением
р ___	— a) cos а + (h — /гкР) sin а — f/iKPcosa
~	L —<рйкр	’
где L — база трактора, м; h — вертикальная координата центра
тяжести трактора, м; /гкр — вертикальная координата условной
точки прицепа, м.
Наилучшие тяговые свойства трактора по сцеплению обеспечи-
ваются при работе его на грунтовой дороге. На рис. 154 представлены
зависимости РАф =	(а) на грунтовой дороге для тракторов Т-40
248
и МТЗ-50 и самоходного шасси Т-16. При расчетах использовались
значения конструктивных параметров серийных тракторов, ф при-
нималось равным 0,8, a f — 0,04. На этих рисунках представлены
зависимости
^пр—G^max—(152)
где
6К/ cos (а + ф)
Р шах^к	9
и, следовательно,
Рпр = GJ- cos (а + ф)	= f2 (а).	(153)
Из приведенных графиков видно, что к выбору ст для каждого
из тракторов надо подходить по-разному. Поскольку для трактора
Т-40 максимальное значение РАфП1ах = 1660 кгс меньше минималь-
ного значения Рпр. тш = 1715 кгс при а = аст тах = 45° 10', и
Р
1 кф max
Р max
<< И < Рпр. min
Р шах
(154)
будет обеспечено условие устойчивости трактора при заклинивании
ведущих колес при любом угле подъема вплоть до максимального
статического при одновременном полном использовании сцепных
свойств ведущих колес.
Для трактора МТЗ-50 максимальное значение Р^таи — 1865 кгс
оказывается больше, чем Рпр. min — 1790 кгс. Поэтому регулировка
предохранительного клапана в соответствии с величиной ст =
•	max
при работе трактора на подъеме с углами, приближающимися к ма-
ксимальному статическому, может вызвать опрокидывание машины
при заклинивании колес. Однако, поскольку работа на таких укло-
нах практически маловероятна, допустимо выбирать ст = Ррфшах .
* max
133
Рис. 154. Зависимости Р и Рпр от угла подъема а:
а — самоходное шасси Т-16; б — трактор Т-40; в — трактор МТЗ-50;
=	2-/>пр = /2(а)
249
Для самоходного шасси Т-16 при о = Р**тах недопустимой
г щах
оказывается работа уже на подъемах с углами, превышающими 10°.
Обеспечение безопасности работы на самоходном шасси на подъемах
с углами, превышающими 10°, можно осуществить только за счет
недоиспользования сцепных качеств машины. С этой точки зрения
наиболее целесообразным было бы применение в схеме трансмиссии
предохранительного клапана, настройка которого изменялась бы
сообразно изменению условий работы трактора и в соответствии
с характером кривой Рпр = /2 (а). Более простым, но менее эффек-
тивным решением может быть замена предохранительного клапана
с бесступенчатой регулировкой системой клапанов, отрегулирован-
ных на различные давления, с последовательным отключением их
по мере изменения угла подъема. Поскольку работа самоходного
шасси на подъемах с углами, превышающими 20°, маловероятна,
для Т-16 можно ограничиться двумя клапанами с различной на-
стройкой. При работе на горизонтальных участках и подъемах
с углами до 10° максимальные давления в напорной магистрали
трансмиссии будут ограничиваться клапаном, настроенным на
величину
A^max 1 = ^jA-Pmax»	(1 55)
где
=	(156)
1 max
При работе шасси-на подъемах с а > 10° максимальные давления
в напорной магистрали трансмиссии должны ограничиваться вели-
чиной
А-^тах 2 ' ^2^^тах,	(157)
где
=	(158)
‘ max
ОСОБЕННОСТИ ПРОЦЕССА РАЗГОНА ТРАКТОРА
С ГИДРООБЪЕМНОЙ ТРАНСМИССИЕЙ
Разгон трактора с полнопотрчной гидрообъемной трансмиссией
осуществляется бесступенчатым изменением передаточного числа
трансмиссии. При этом на характер процесса разгона и его параметры
оказывают влияние объемные потери в трансмиссии, а также вели-
чина максимального давления в напорной магистрали. Эти обстоя-
тельства придают процессу разгона трактора с гидрообъемной
трансмиссией некоторые особенности в сравнении с разгоном, осу-
ществляемым путем включения муфты сцепления.
Процесс разгона тракторов со ступенчатой и гидрообъемной
трансмиссиями иллюстрируется графиками, показанными на рис. 155.
Индексами «м» обозначены величины, относящиеся к механической
ступенчатой трансмиссии, а индексами «г» — к гидрообъемной.
2*0
Количественную сторону процесса разгона принято в теории
трактора оценивать следующими параметрами: общим временем
разгона /4, моментом трогания трактора с места tlt моментом окон-
чания включения муфты сцепления t2 (для гидротрансмиссии —
моментом выхода гидронасоса на производительность, обеспечива-
Рис. 155. Графики разгона тракторов с механической ступенчатой и гидрообъемной транс-
миссиями:
а — давление напорной магистрали не превышает Дртах; б — давление в напорной маги-
страли ограничено Др^ах»-----------механическая ступенчатая трансмиссия; —• —• —
гидрообъемная трансмиссия
251
ющую выбранный режим установившегося движения), крутящим
моментом на ведущих колесах Л1К, приведенным к ведущему валу
трансмиссии, крутящим моментом AfT, угловой скоростью коленча-
того вала двигателя ат, угловой скоростью ведомого вала транс-
миссии со„.
На первом этапе разгона трактора оканчивается процесс включе-
ния муфты сцепления (или выход гидронасоса на производительность
установившегося движения). Баланс крутящих моментов на этом
этапе
Мт = Мс. уст +/п8л,	(159)
где 7ИС уст — приведенный к ведущему валу трансмиссии момент
сопротивления; Jn — приведенный к ведущему валу трансмиссии
момент инерции ведомой части тракторного агрегата; еп — угловое
ускорение ведомого вала трансмиссии.
В схеме полнопоточной гидротрансмиссии «ведущий вал транс-
миссии» как физический объект отсутствует, однако, чтобы сопоста-
вить результаты исследований, параметры, характеризующие дина-
мику «ведомого вала трансмиссии» (вала гидромотора), приводятся
к условному ведущему валу путем соответствующих преобразований
с учетом передаточного числа трансмиссии.
Как видно из выражения (159), на приведенный к ведущему валу
трансмиссии момент МТ, а следовательно, на напряженность деталей
силовой части трактора и двигателя, существенное влияние оказы-
вают момент инерции Jn и момент сопротивления Мс. уст, опреде-
ляемые по формулам:
•'““dvlW+sep	W)
«с,У„=^.	(161)
где г|ге — механический к. п. д. силовой части трактора; 0Т и 0 —
приведенные к оси ведущих колес моменты инерции тракторного
агрегата и движущихся элементов ведомой части агрегата; in — пе-
редаточное число трансмиссии; Л4СК — момент сопротивления на ве-
дущих колесах.
При постоянном передаточном числе трансмиссии, определяю-
щем скорость установившегося движения тракторного агрегата, на
первом этапе разгона значения М“уСт и остаются постоянными,
а момент изменяется соответственно изменению ускорения
Начало движения тракторного агрегата соответствует мгновению,
когда непрерывно возрастающий момент Л1” станет равным приве-
денному моменту сопротивления Мс уст. Это мгновение и будет
определять начало периода разгона	В течение периода
— ti угловая скорость ведущего вала трансмиссии со” возрастает
по параболической зависимости, а ускорение тракторного агрегата
е” — по линейной, достигая максимального значения в конце пе-
риода. Максимальное значение в” определяется тангенсом угла
252
наклона касательной к кривой <в“ = f (t) в точке с абсциссой
к оси абсцисс и характеризует максимальное значение М*. Если
период разгона	имеет место, то на этом участке е„ = е”тах —
= const, а = f (/) изменяется по линейной зависимости. В тече-
ние периода $ — $ ускорение е“ постепенно уменьшается от е" тах
до нуля. Если период — t" отсутствует, участок е” — е”тах =
= const также отсутствует, а уменьшение начинается сразу же
после достижения им максимальной величины в точке с абсциссой
Следовательно, в любом случае максимальное значение е”,
а стало быть и максимальное значение М", будут иметь место в точке
с абсциссой ti и определяться крутизной кривой = f (0 в этой
точке.
Очевидно, что, в свою очередь, крутизна этой кривой зависит от
положения точки с абсциссой 1^, т. е. при прочих равных условиях —
от момента сопротивления Мс_уст. Чем меньше ЛГС. уст, тем ближе
точка начала движения тракторного агрегата к началу координат,
тем меньше крутизна кривой со“ = f (/) и, следовательно, тем меньше
нагрузки на силовую часть трактора.
Объемный гидропривод позволяет изменять передаточное число
трансмиссии в течение первого этапа разгона от бесконечности до
значения i„, определяющего скорость тракторного агрегата при уста-
новившемся движении. В связи с этим величины Мгс и М„, приве-
денные к ведущему валу трансмиссии, в течение первого этапа раз-
гона не остаются постоянными, а изменяются в соответствии с законом
изменения передаточного числа. Принципиально этот закон может
быть выбран любым, что по-разному скажется на характере изме-
нения М?. Однако независимо от закона изменения передаточного
числа, возрастание величин Л4с и Jrn происходит от нуля до конечной
величины, зависящей от передаточного числа in.
Для того чтобы определить особенности процесса разгона трак-
торного агрегата с гидрообъемной трансмиссией в сравнении с раз-
гоном, осуществляемым путем включения муфты сцепления, необ-
ходимо принять следующие условия: передаточные числа обеих
трансмиссий при установившемся движении одинаковы (I" = i„),
отрезки времени, за которое происходит полное включение муфты
сцепления и вывод регулирующего органа гидронасоса в конечное
положение, равны (/” = /0. При этих условиях в конце периода
значения ~МГС и J„ для тракторов, оборудованных ступенчатой и
бесступенчатой трансмиссиями, совпадают.
Для объемной гидротрансмиссии, имеющей привод к ведущим ко-
лесам непосредственно от валов гидромоторов, текущее значение пе-
редаточного числа представляет собой отношение (без учета объемных
потерь):
f =	(162)
ill'7!,
253
(164)
где	— сумма текущих значений объемов камер, гидрона-
сосов и гидромоторов, соответственно.
В случае применения нерегулируемых гидромоторов передаточ-
ное число трансмиссии зависит только от характера изменения объе-
мов камер гидронасосов. Если принять зависимость
=	(163)
12
где — сумма объемов камер гидронасосов при установив-
шемся движении тракторного агрегата; tT2 — время, в течение кото-
рого изменяется сумма объемов камер гидронасосов от нуля до У qln,
то
,г *2*2
а выражения (160) и (161) принимают вид:
Ли \t2k2)
Мгс= Мск^Ч1П t.
ПА
Следовательно, при бесступенчатом изменении передаточного
числа трансмиссии на первом этапе разгона можно отметить две
особенности процесса разгона:
1) поскольку момент трогания тракторного агрегата определяется
равенством Л4? и Л4с, изменение Atcfno линейной зависимости от
нуля до значения Л4с.уст перемещает момент трогания тракторного
агрегата ближе к началу координат;
2) характер изменения Jrn и Мгс, определяемый выражениями
(165) и (166), изменяет вид кривой М? = f (t) по. сравнению с видом
кривой М” = f (/).
Эти особенности определяют вид кривой <*>„ = / (/)> крутизна
которой, как можно предположить, окажется меньше в точке 1Г2,
чем крутизна кривой ©“ = f (/).
Рассмотрим процесс разгона тракторного агрегата с объемной
гидротрансмиссией при условии, что возникающие в процессе раз-
гона давления в напорной магистрали не превышают величины ДРтах.
ограниченной настройкой предохранительного клапана (рис. 155, а).
I период: 0 t «С t{. Крутящий момент на ведущих колесах
Мк возрастает пропорционально увеличению давления в напорной
магистрали, и трогание трактора с места осуществляется в момент,
когда Мк = Мск.
254
(165)
Если принять, что Мк возрастает по линейной зависимости, то
при 0 < t < характер его изменения определяется зависимостью:
ЛГК
(167)
С другой стороны, момент трогания зависит от объемных потерь
в гидроагрегатах трансмиссии и времени и определяется выраже-
нием [57 ]:
уГ _ ^СК - ,г
“Машах °6*2’
(168)
где М2тах— максимальный крутящий момент, развиваемый гидро-
моторами; гоб = (81 4* 5г) &Ртж — объемное сопротивление.
Подставляя выражение (168) в формулу (167), и принимая во вни-
мание, что М2шах = ^мДРщах^а, получим выражение для Мгк:
<=
(169)
На основании формулы (166) приведенный к ведущему валу транс-
миссии момент определяется выражением
д|г____ шах Tj <hnt2
В первом периоде разгона ©„ = 0.
II период: t[ t t{. Основные зависимости, характеризую-
щие динамику разгона тракторного агрегата с гидрообъемной транс-
миссией во втором периоде, можно вывести на основании [14] и [57].
Крутящий момент на ведущих колесах определяется выра-
жением:
< = Мск +
ЮИ1. преп I |_______ Ты
<2Г V
(171)
1 "	и’.
”max ^2 /
W2
П„%в(^)2
где пр = т k ^0 — угловая скорость ведущего вала транс-
миссии при установившемся движении тракторного агрегата, приве-
денная к оси ведущих колес; = 6^6 +	— приведенный
к оси ведущих колес момент инерции; Тк — механическая постоян-
ная времени гидропривода,
гг _ 30 , пр ДГ ___ 30 _	41п 6П
Ум~ л Г°б Мы я Г°б k2
255
Приведенный к ведущему валу трансмиссии момент определится
выражением

М? = Мск +
П t,
првд I ।_е
*2	7 _ ^2^2
где т]п — механический к. п. д. трансмиссии.
II период разгона характеризуется балансом моментов на веду-
щих колесах:
(172)
Л4к = Мск + 9п 
(173)
(174)
Угловую скорость ведущего колеса (Ок находим из выражения
С Мг — М
Подставляя в формулу (174) значение Мк из формулы (171) и
определяя постоянную интегрирования из условия, что при t = t{
©к = 0, получим зависимость со£ = f (/) во втором периоде разгона
(0г =  тПр
к /г
Г2
Приведенная к ведущему валу трансмиссии угловая
определяется выражением

(175)
скорость
(О
(0г =
п	/Г
Г2

~Т
м
(176)
т
м
%

Формулу (172) можно представить в виде:
Л1ск^
т пЖ+Ш)2 (*2Г)2 4
t-tTl
т
м
(177)
где
• г _ ^2
1п V а ‘
Zj Чш
Сравнивая формулу (177) с (165) и (166), отметим, что приведенное
к ведущему валу трансмиссии угловое ускорение ведущего колеса
изменяется по зависимости

8Г — _ffl 1.. \ 1 __ р Гм
и //Г\2 \А в
(178)
256
Из этого выражения очевидно, что во втором периоде разгона
величина возрастает от нуля, достигая максимального значения
в точке t =
(	Л_,г\
/	*2 4 I
Величина е„тах при любых значениях параметров, входящих
в выражение (179), оказывается меньше среднего ускорения ——.
*2
Установлено [7], что для ступенчатой трансмиссии возрастание
происходит по параболе и в момент t = t™	Поскольку
угол наклона к оси абсцисс касательной к какой-либо точке параболы
больше угла наклона прямой, соединяющей вершину параболы
(0м
с этой точкой, ускорение больше среднего ускорения
/2 —
Из рис. 155 очевидно, что момент трогания тракторного агрегата
со ступенчатой трансмиссией
= <18°)
шах
где $— время включения муфты сцепления; ЛГктах— максималь-
ный крутящий момент, приведенный к ведущим колесам. Если учесть,
что время включения муфты сцепления равно времени, в течение кото-
рого изменяется сумма объемов камер гидронасосов от нуля до S Я1п>
то время начала трогания трактора со ступенчатой трансмиссией
будет больше, чем время начала трогания трактора с гидрообъемной
« iVfn ТЛЯХ
трансмиссией в —м 2 -— раз.
Мц щахгоб
На основании изложенного можно сделать вывод, что ус-
корение, приведенное к ведущему валу трансмиссии в точке t —
— t* = tr2 для трактора с объемной гидротрансмиссией при прочих
равных условиях меньше, чем ускорение для трактора со ступенчатой
трансмиссией ввиду того, что трогание тракторного агрегата с ги-
др отр ан смиссией начинается раньше, нарастание ускорения ведомого
вала гидротрансмиссии происходит менее интенсивно.
Следовательно, максимальная нагрузка на силовую часть трак-
тора, приведенная к ведущему валу трансмиссии, возникающая
в момент t = tT2 и определяемая из выражения
т
1 —е
ддг _	0n(S9ln)2 “m
ттах	+	ГЛо
(181)
меньше, чем максимальная нагрузка на силовую часть трактора,
оборудованного механической ступенчатой трансмиссией.
17 Заказ 133
257
Ill период (II этап) С t\. Общая схема второго этапа
разгона тракторов со ступенчатой механической и гидрообъемной
трансмиссиями одинакова и математически выражена уравнением
Jт&т = Мс уст	Jп&т'	(182)
В процессе второго этапа разгона моменты инерции тракторного
агрегата и двигателя суммируются, а ускоренное движение трактора
и коленчатого вала двигателя осуществляется за счет разности
моментов.
Особенностями этого этапа разгона для трактора, оборудованного
гидрообъемной трансмиссией, является то, что на время разгона
— t\ оказывает влияние переменное кинематическое передаточное
число (в связи с имеющими место объемными потерями в трансмис-
сии). Как было отмечено выше, различный характер нагрузок на си-
ловую часть и двигатель на первом этапе разгона для ступенчатой
и гидрообъемной трансмиссий вызывает и различный характер
протекания кривой com = f (Z). В результате может оказаться, что
при некоторой оптимальной интенсивности включения регулирую-
щего органа гидронасоса уменьшение частоты вращения коленча-
того вала будет таким, что <дгт ш1п окажется больше, чем со™ mln.
Это явление может наступить, например, в результате того, что при
определенных значениях Л4СК и 0„ для осуществления процесса раз-
гона двигатель трактора со ступенчатой трансмиссией вынужден
будет работать на безрегуляторной ветви, тогда как для гидрообъем-
ной трансмиссии этого явления можно избежать за счет выбора опти-
мальной интенсивности изменения производительности насоса.
Необходимо отметить, что в работе [7 ] показано, что изменение ин-
тенсивности включения муфты сцепления существенного влияния на
mln не оказывает.
Срабатывание предохранительного клапана в процессе разгона
оказывает существенное влияние на характер самого процесса раз-
гона (рис. 155, б).
I период: 0 t 1{. Этот период разгона математически описы-
вается теми же зависимостями, что и при разгоне с давлениями в на-
порной магистрали, не превышающими АРтах.
II период:	t ZJ. Начало второго. периода соответствует
моменту трогания трактора с места, а конец — моменту срабатывания
предохранительного клапана.
По аналогии с выражением (171) изменение крутящего момента
на ведущих колесах подчиняется зависимости
/
(0г 0Г I	7	I
< = МС1[+^М1-е	Г“ J.	(183)
Учитывая, что максимальный момент на ведущих колесах под-
чиняется зависимости
^max = ^APmaxfo,	(184)
258
можно определить момент срабатывания предохранительного кла-
пана t =
tg ti -j- Ты In др . _______. г
1(Льготах R2 тск / *2
(185)
Угловая скорость ведущих колес определяется из выражения
(175), а приведенные к ведущему валу трансмиссии крутящий момент
и угловая скорость — из выражений (172) и (176).
В момент срабатывания предохранительного клапана угловая
скорость ведущих колес определяется из выражения
а приведенная к ведущему валу трансмиссии — из выражения
®г
ПО
(О1
tn пр /Г /Г ГГ1
- - |?0 — Ч— 1 I
*2
[	'(Hl
I	т
mV — e M
^2^2
Wo S ’1»
(187)
Аналогично выражению (179) максимальное значение е„ в момент
t = t* равно
(
r	у.	(188)
л max — /г \	\	'
г0
III период: /J t t\. Этот период разгона характеризуется
постоянным крутящим моментом на ведущих колесах Мгк — Л1£ тах.
Угловая скорость ведущих колес определяется из выражения
Мг —М
к max ск
(189)
Учитывая, ЧТО При t = tg, ®к = ©к, И ЛГктах ~ COHSt, ПОЛуЧИМ
выражение для
Мг	— м
=	(190)
Приведенная к ведущему валу трансмиссии угловая скорость вы-
ражается зависимостью
п
Мг —М
-лта:Г"-(/-^
^2
W S Яш
(191)
17*
259
Продифференцировав выражение (191), получим значение угло-
вого ускорения, приведенного к ведущему валу трансмиссии;
«тах-Чк)»
(192)
Из этого выражения видно, что в течение III периода разгона е„
уменьшается от величины, определяемой выражением (188), до
величины
(^к. max ~ ^ск)
“кА 11
У, <71 п
(193)
Крутящий момент, приведенный к ведущему валу трансмиссии,
находят по формуле
м; = <.тах2^-л	(194)
IV период: «5 t «S t[. Этот период аналогичен периоду буксо-
вания муфты сцепления трактора с механической трансмиссией.
Так же, как и в III периоде разгона, крутящий момент на веду-
щих колесах остается постоянным:	— Л4ктах = const.
Приведенный к ведущему валу трансмиссии крутящий момент
также постоянен и определяется из выражения
Мг — Мг ?1га
2К1т. max — 2К1к. max r,
Hn^2
(195)
Угловая скорость ведущих колес изменяется по линейной зави-
симости [см. формулу (190)1 и, поскольку в этот период разгона
передаточное число трансмиссии не меняется, угловая скорость, при-
веденная к ведущему валу трансмиссии, изменяется также по линей-
ной зависимости:
<*>«
Мг — М
) к. max ск
(0г Ч-
ко 1
^2
У <71пПо
(196)
£»НП

“к/А
1
По 2 <7m J /2 '
По У Ят . ^2
Угловое ускорение, приведенное к ведущему валу трансмиссии,
остается постоянной величиной и определяется по формуле (193).
V период: t\ «С t t[. Этот период разгона подобен второму
этапу разгона при давлениях в напорной магистрали, не превышаю-
щих АРтах.
Рассмотренные выше зависимости выведены при допущении, что
(дгт = const. Аналитическое исследование количественных показа-
телей процесса разгона трактора с объемной гидротрансмиссией пред-
ставляет значительную трудность хотя бы по той причине, что в про-
цессе разгона частота вращения коленчатого вала двигателя неостается
постоянной, а изменяется в соответствии с изменением нагрузки.
Различный характер изменения нагрузок на силовую часть при раз-
гоне тракторов с гидрообъемной и ступенчатой трансмиссиями по-
разному влияет на изменение оборотов двигателя. Даже в случае
260
аппроксимации функции (огт = / (/) линейной зависимостью получен-
ные зависимости существенно усложняются, что затрудняет их ана-
литическое исследование.
Сопоставление количественных показателей процессов разгона
тракторов с гидрообъемной и механической ступенчатой трансмис-
сиями целесообразно сделать на основе экспериментальных иссле-
дований.
С этой целью в Восточном отделении УНИИМЭСХ были про-
ведены сравнительные исследования процесса разгона самоходных
шасси класса 0,6 тс с механической ступенчатой (Ш-06) и гидрообъ-
емной (Ш-104М) трансмиссиями.
Испытания проводились на грунтовой дороге с 80—85-процент-
ной загрузкой двигателя на каждой из передач. Перед началом испы-
таний нагрузка на колеса каждого из испытуемых тракторов урав-
нивалась установкой соответствующих грузов, определялись приве-
денные к ведущим колесам моменты инерции и уравнивались скорости
установившегося движения на каждой из исследуемых передач.
На каждой из передач самоходное шасси Ш104М разгонялось
при разной интенсивности изменения производительности насосов.
Режимы интенсивности составляли 0,5; 1,0; 1,5; 2,0; 2,5; 3,0 с. Раз-
гон самоходного шасси Ш-06 производился при оптимальной интен-
сивности включения муфты сцепления [7], равной 1,0—1,5 с. Заме-
ряемые в процессе разгона параметры записывались на ленту осцил-
лографа, установленного в кузове передвижной лаборатории.
Зависимость полного времени разгона самоходного шасси
Ш-104М. от времени изменения производительности насосов на
всех исследовавшихся передачах имеет явно выраженный экстремаль-
ный характер (рис. 156). С увеличением скорости установившегося
движения оптимальная продолжительность изменения производи-
тельности насосов ^2<>пт увеличивается. Влияние продолжительности
второго этапа разгона на общее время разгона снижается с уве-
личением При оптимальном темпе изменения производительности
насоса независимо от передачи удельный вес Тг в общем балансе вре-
мени разгона остается постоянным.
С увеличением темпа изменения производительности насосов на-
блюдается более низкое падение минимальной частоты вращения
коленвала двигателя ®mmin. Увеличение скорости установившегося
движения повышает интенсивность падения минимальной частоты вра-
щения коленчатого вала в процессе разгона.
На III, IV и V передачах существуют области таких /[, при кото-
рых значение максимального крутящего момента на ведущих коле-
сах Мк. щах достигает предельной величины, ограниченной настрой-
кой предохранительного клапана. Интенсивность изменения Л4к. шах
с повышением передачи снижается, а на VI передаче значения Л4к. max
практически не зависят от темпа изменения производительности
гидронасосов.
Приведенный к ведущему валу трансмиссии максимальный кру-
тящий момент Мт. max обратно пропорционален передаточному числу
261
самоходного шасси Ш104М от /г2
самоходных шасси Ш-06 и Ш104М от ско-
рости при <2ОПТ:
----------самоходное шасси Ш-06;
---------самоходное шасси Ш104М
трансмиссии и возрастает с уменьшением tr2 и повышением скорости
установившегося движения.
Сравнительные показатели разгона для самоходных шасси Ш-06
и Ш-104М при оптимальных значениях приведены на рис. 157.
С увеличением скорости установившегося движения время раз-
гона /4 для обеих машин возрастает, причем интенсивность роста для
самоходного шасси с механической ступенчатой трансмиссией больше,
чем для самоходного шасси с гидрообъемной трансмиссией. Во всем
диапазоне скоростей значения <вот. mln для самоходного шасси с меха-
нической трансмиссией меньше в 1,12—1,67 раза, чем для самоход-
ного шасси с объемной гидротрансмиссией, причем разница между ни-
ми увеличивается с повышением скорости установившегося движения.
Во всем диапазоне исследовавшихся скоростей и нагрузок ма-
ксимальные нагрузки на ходовую часть самоходного шасси Ш-104М
меньше в 1,13—1,24 раза, чем на ходовую часть самоходного шасси
Ш-06, а нагрузки, приведенные к ведущему валу трансмиссии, —
в 1,08—1,3 раза.
Результаты этих испытаний позволяют сделать выводы о сущест-
венных преимуществах самоходного шасси с объемной гидротранс-
миссией при разгоне, заключающихся в уменьшении общего времени
разгона, снижении напряженности силовой части трактора и дви-
гателя.
262
Глава VII
КОНСТРУКЦИИ ТРАКТОРНЫХ ГИДРООБЪЕМНЫХ
ТРАНСМИССИЙ
Современная тракторная полнопоточная гидрообъемная транс-
миссия в диапазоне наиболее вероятных режимов работы трактора
имеет к. п. д. на 10—15% ниже, чем к. п. д. механической трансмис-
сии. Однако более полное использование мощности двигателя в связи
с бесступенчатым изменением скорости тракторного агрегата (осо-
бенно при наличии в схеме гидрообъемной трансмиссии устройства,
позволяющего автоматически изменять режим работы трактора в
зависимости от характера тяговой нагрузки), сокращение времени
на изменение скорости движения (из-за отсутствия потерь време-
ни, связанных с переключением передач), легкость управления ма-
шиной позволили получить на основных сельскохозяйственных ра-
ботах существенный выигрыш в производительности.
Создание гидромашин, работающих на повышенных давлениях,
привело к снижению металлоемкости тракторов. Первые опытные
образцы тракторов были оборудованы гидротрансмиссиями, работав-
шими на давлениях 100—200 кгс/см2, в настоящее время освоены
в массовом производстве гидропередачи для мобильных машин
с агрегатами, работающими на давлениях 320—400 кгс/см2. Это
привело к тому, что замена механической трансмиссии на гидрообъем-
ную в настоящее время практически не сказывается на массе трак-
тора и почти не повышает его стоимость. В настоящее время реаль-
ная стоимость трактора «Фармолл 1066» с гидротрансмиссией всего
лишь на 10% превышает стоимость модификации с механической
трансмиссией.
Все эти обстоятельства способствовали переходу на массовый вы-
пуск тракторов с гидрообъемными трансмиссиями, и, прежде всего,
садово-огородных тракторов с активными рабочими органами с при-
Таблица 17
Фирма и модель трактора	Мощ- ность, л. с.	Скорости движения, км/ч	Ширина колеи, мм	Колесная база, мм	Масса, кг
1	2	3	4	5	6
«Кейс 220»		10	0—11,8	730	1168	325
«Кейс 444»		14	0—12,5	850	1168	350
«Интер нейшенел Харвестер 129»		12	0—12,8					305
«Интернейшенел Харвестер 149»		14	0—12,8					313
«Массей-Фергюсон МГ (2)»	7	0—9,2	635	1041	235
«Массей-Фергюсон МГ (14)»	14	0—14,5	711	1168	340
«Аллис-Чалмерс 616» ...	16,5	0—16,6	—	1422	590
«Миннеаполис-Молин 114»	14	0—10,4	—	1092	312
263
водом от тракторного вала отбора мощности. В табл. 17 приведены
характеристики некоторых тракторов малой мощности с гидрообъем-
ными трансмиссиями, поступивших на рынок США в 1972 г.
СХЕМЫ ГИДРООБЪЕМНЫХ ТРАКТОРНЫХ ТРАНСМИССИЙ
Как было отмечено в начале этой главы, достоинства полнопоточ-
ного объемного гидропривода применительно к трактору общего на-
значения наиболее полно выявляются при установке высоко момент-
ных гидромоторов, встроенных в ведущие колеса, или применении
схемы с составными гидромоторами. Схема гидрообъемной транс-
миссии с высокомоментными моторами, встроенными в ведущие
колеса, использована в силовой передаче самоходного шасси Ш-104М
конструкции ХЗТСШ.
Схема с составными гидромоторами была разработана для само-
ходного шасси класса 0,6 тс в ВИМе [54]. Основной насос 7 (см.
рис. 146) трансмиссии приводится во вращение непосредственно от
коленчатого вала двигателя. Через распределитель 6 и контроллер 4
рабочая жидкость поступает в гидравлические элементы 2 состав-
ного гидромотора, представляющие собой аксиально-поршневые
гидромоторы с постоянным рабочим объемом 32 см3/об. Гидромоторы 2
связаны с ведущим колесом трактора через шестерню 3. Выбор ре-
жима работы гидрообъемной трансмиссии осуществляется изменением
производительности насоса 7 и попарным отключением гидравли-
ческих элементов 2 контроллером 4, К каждому из трех золотников
контроллера подключена одна пара гидравлических элементов 2.
Первый силовой диапазон работы трансмиссии обеспечивается вклю-
чением всех пар гидроэлементов, в этом случае достигается макси-
мально возможный крутящий момент на ведущих колесах (тяга на
ведущих колесах до 900 кгс при скорости трактора до 8 км/ч). При
отключении одной пары гидроэлементов 2 трактор работает во втором
силовом диапазоне (тяга до 600 кгс, скорость до 12 км/ч), а в отклю-
ченной паре оставшаяся в гидромоторах рабочая жидкостть свободно
циркулирует между магистралями. При отключении двух пар гидро-
элементов 2 скорость трактора может изменяться от 0 до 24 км/ч,
но при этом тяговое усилие не будет превышать 300 кгс.
Особенностью приведенной на рис. 146 схемы является возмож-
ность отбора мощности на привод сельскохозяйственных машин,
агрегатируемых с самоходным шасси, гидравлическим путем. Для
этого в систему гидротрансмиссии введен кран 5, включающий после-
довательно одну из групп гидроэлементов 2 с выносным гидромото-
ром 8.
Экспер иментальные исследования тр ансмиссии подтвердили
достоинства схемы с составными гидромоторами: к. п. д. трансмиссии
составил 0,80—0,83 и оставался стабильным в широком диапазоне
рабочих нагрузок.
Применение полнопоточной гидрообъемной трансмиссии с высо-
комоментными гидромоторами позволяет осуществить привод к че-
тырем ведущим колесам. Такая схема была осуществлена на опытном
264
образце трактора класса 0,9 тс, разработанном НАТИ (рис. 158).
В качестве основного насоса 6 используется аксиально-поршневая
гидромашина переменной производительности с объемной постоян-
ной 186 см3 и частотой вращения вала 1600 об/мин. Насос приводится
во вращение непосредственно от коленчатого вала двигателя 7.
Через систему управления, состоящую из золотника управления 5,
двух делителей потока 4 и двух блокировочных золотников 5, рабочая
жидкость поступает к радиально-поршневым одноходовым гидро-
моторам 2 с объемной постоянной 1870 см3, вмонтированным непо-
средственно в ведущие колеса. Рабочее давление составляет
70 кгс/см2.
Система управления обеспечивает несколько режимов работы
трансмиссии. Включение и выключение гидромоторов переднего
моста производится золотником 5. С помощью этого же золотника
соединяются нагнетательная и сливная магистрали насоса для обе-
спечения режима буксировки трактора или его полной остановки.
Блокировочные золотники 5 обеспечивают работу трансмиссии в двух
режимах: с межколесной дифференциальной связью при отключении
делителей потока 4 от основной магистрали и в режиме блокировки
ведущих колес при подключении делителей потока. Передние и зад-
ние ведущие мосты работают всегда в режиме межосевой гидродиф-
ференциальной связи.
Несмотря на то, что опытные зарубежные образцы тракторов
с гидросъемными трансмиссиями выполнялись также с высокомомент-
ными гидромоторами (см., например, схему трансмиссии английского
трактора на рис. 140), на первых тракторах серийного производства
стали устанавливаться высокооборотные
низкомоментные гидромоторы аксиально-
поршневого типа.
Это обстоятельство может быть объяс-
нено несколькими причинами.
Во-первых, результатами эксперимен-
тальных и теоретических исследований
было установлено, что эффективность
гидрообъемной трансмиссии на тракторах
общего назначения проявляется лишь
в определенных условиях эксплуатации:
при наличии тягового сопротивления
с большой степенью неравномерности, при
необходимости маневрирования скоростями
трактора в условиях!работы на полях
с явно выраженными уклонами и подъе-
мами, а также на участках с короткими
гонами. Это предопределило необходимость
выпускать тракторы одного назначения
в двух модификациях: с механической
и гидрообъемной трансмиссиями с мак-
симальной унификацией между этими моди-
фикациями. Высокая степень унификации
7~] ГП * Г
2	..—	2
Рис. 158. Схема трактора с гид-
рообъемной трансмиссией кон-
струкции НАТИ:
I — ведущее колесо трактора;
2 — тяговый гидромотор; 3 —
золотник управления; 4 — де-
лители потока; 5 — блокировоч-
ные золотники; 6 — основной
насос; 7 — двигатель трактора
265
Рис. 159. Схема гидрообъемной трансмиссии трактора Фармолл 656:
а — движение трактора вперед; б — движение трактора назад; 1 — гидронасос; 2 — накло-
няемая шайба насоса; 3 — ведущий вал; 4 — сервоцилиндр шайбы насоса; 5А и 5В — масло-
проводы А и В; 6 — плунжер; 7 — сервоцилиндр шайбы мотора; 8 — ведомый вал; 9 —
наклоняемая шайба; 10 — гидромотор; 11 — упорные шайбы распределителей; 12 — диски
распределителя
обеспечивается при применении высокооборотных гидромоторов
с сохранением в силовой части трактора механического заднего мо-
ста. Наиболее высокий процент унификации достигается простой
заменой механической коробки передач на гидрообъемный привод
моноблочного исполнения.
Во-вторых, гидрообъемная тракторная трансмиссия с высоко-
оборотными гидромоторами создавалась специализированными фир-
мами на базе гидромашин, уже находившихся в серийном произ-
266
водстве и широко применявшихся и других отраслях машиностроения.
Это обстоятельство повысило, с одной стороны, массовость произ-
водства гидромашин и тем самым снизило их себестоимость, а с дру-
гой — обеспечило их надежность и высокие технико-экономические
показатели. Высокомоментные гидромоторы в настоящее время усту-
пают высокооборотным моторам в части массовости использования,
а применительно к мобильным машинам требуют специального ис-
полнения. В табл. 18 приведены сравнительные данные по радиально-
поршневым высокомоментным и аксиально-поршневым высокообо-
ротным гидромоторам по данным американских фирм.
Примером моноблочной гидрообъемной тракторной трансмиссии
может служить гидропередача, установленная на тракторах фирмы
«Интернейшенел Харвестер». Схема трансмиссии трактора «Фар-
молл 656» показана на рис. 159.
Гидропередачу устанавливают на тракторе вместо обычной ме-
ханической коробки перемены передач, причем валы гидронасоса
и мотора соосны с коленчатым валом двигателя. В случае примене-
ния гидрообъемной трансмиссии кленчатый вал вращается с часто-
той 1800 об/мин вместо 2300 об/мин, необходимых для работы с ме-
ханической трансмиссией. Вал 8 гидромотора через двухступенча-
тый шестеренный редуктор связан с ведущей шестерней главной
передачи. Гидронасос 1 и гидромотор 10 идентичны по конструкции,
но имеют разные объемные постоянные: гидронасос — 69,8 см3,
гидромотор — 118,6 см3. Угол наклона шайбы 2 насоса может изме-
няться от 0 до 18° в обе стороны от нейтрального положения, обеспе-
чивая тем самым работу трактора на прямом ходу и не реверсе. Угол
наклона шайбы 9 гидромотора может изменяться от 9 до 18°. При ми-
нимальном угле наклона шайбы мотора и максимальном — шайбы
насоса обеспечивается скорость трактора до 32 км/ч. Поворот шайб
осуществляется двумя сервоцилиндрами 4 и 7, управляемыми с по-
мощью кулачкового сектора. Подпитка осуществляется двухступен-
чатым шестеренным насосом с приводом от ведущего вала транс-
миссии. Клапан магистрали подпитки отрегулирован на давление
14 кгс/см2. Трансмиссия рассчитана на работу при давлениях до
Таблица 18
Показатели	Радиально-поршневой гидромотор		Аксиально-поршневой гидромотор	
	нерегули- руемый	регулируе- мый	нерегули- руемый	регулируе- мый
1	2	3	4	5
Стоимость, долл, за 1 л. с. Масса, кг на 1 л. с. ... Рабочее давление, кгс/см2 Частота вращения, об/мин Общий к. п. д., %	... Уровень шума, дб . . . .	6,10 0,72 210 До 2000 80—92 70—90	10,60 2,41 210 До 2000 80—92 70—90	5,67 0,63 350 До 3600 85—95 70—85	8,40 1,45 350 До 3000 85—95 70—85
267
Рис. 160. Схема гидрообъемной трансмиссии трактора «Кейс 580СК» :
I — ведущий вал; 2 — насос подпитки; 3 — блок цилиндров; 4 и 4а — нижний и верхний
обратные клапаны; 5 и 5а — нижняя и верхняя тяги; 6 — запорный клапан низкого дав-
ления; 7 — перепускной клапан; 8 — зубчатая муфта выходного вала; 9 — гидромотор;
10 — сливной клапан системы подпитки; 11 — сервопривод; 12 — золотник управления
сервоприводом; 13 — клапан регулировки скорости; 14 — воздухо-масляный теплообмен-
ник; 15 — фильтр; 16 — предохранительный клапан фильтра; 17 — включатель сигнала
засоренности фильтра; 18 — манометр
400 кгс/см2. Экстренное выключение трансмиссии осуществляется
воздействием тракториста на педаль, связанную с перепускным кла-
паном.
Примером моноблочной гидрообъемной трансмиссии массового
производства является также трансмиссия «Тородайн» фирмы «Да-
ути», которая устанавливается на трактор «Кейс 580 СК». Схема
трансмиссии приведена на рис. 160. В этой трансмиссии также при-
менены гидромашины с переменным рабочим объемом, но, в отличие
от рассмотренной выше трансмиссии, с наклоняемыми блоками порш-
ней. Особенностью трансмиссии «Тородайн» является то, что измене-
ние рабочих объемов насоса и гидромотора происходит одновременно,
благодаря жесткой кинематической связи между блоками насоса
и мотора в виде полых тяг 5 и 5а. В полостях этих тяг циркулирует
рабочая жидкость. Гидротрансмиссия трактора «Кейс 580СК» обе-
спечивает изменение скоростей в диапазоне от 0 до 30 км/ч на перед-
нем ходу и от 0 до 16 км/ч на заднем без применения диапазонной
механической коробки. Шестеренный насос подпитки и клапанный
механизм встроены в основной насос. Трансмиссия работает на давле-
ниях, достигающих 400 кгс/см2.
Типовой гидрообъемной трансмиссией с раздельно-агрегатной
компоновкой гидромашин является гидропередача американской
268
Рис. 161. Схема гидрообъемной трансмиссии фирмы «Сандстренд»:
1 — насос; 2 — гидромотор; 3 — клапан регулирования рабочего объема; 4 — рычаг управ-
ления; 5 — регулируемый реверсивный насос; 6 — входной вал; 7 — наклоняемая шайба
насоса; 8 — сервоцилиндр; 9 — обратные клапаны; 10 — подпиточный насос; 11 — сливной
клапан подпитки; 12 — фильтр; 13 — теплообменник; 14 — бак; 15 — наклонная шайба
мотора; 16 — выходной вал; 17 — нерегулируемый мотор; 18 — сливные клапаны высокого
давления; 19 — перепускной клапан; 20 — давление подпитки; 21 — рабочее давление;
22 — всасывающая магистраль; 23 — запертое масло; 24 — сливная магистраль
фирмы «Сандстренд» (рис. 161). Гидропередача состоит из двух агре-
гатов, соединенных между собой магистралями нагнетания, слива
и дренажной магистрали. Система подпитки, клапаны, сервоуправ-
ление смонтированы на гидромашинах. Отдельно вынесены фильтр,
бак и теплообменник. В качестве мотора можно применять гидро-
машину как с постоянным так и с переменным рабочим объемом.
Трансмиссия рассчитана на работу с давлением до 350 кгс/см2. Для
трансмиссии «Сандстренд» характерно применение насосов и гидро-
Рис. 162. Схема гидрообъемной
трансмиссии «Дауматик» :
1 — насос; 2 — вспомогательный
механизм управления; 3 — рычаг
управления скоростью и направле-
нием движения трактора; 4 — на-
сос подпитки; 5 — фильтр; 6 —
обратные клапаны; 7 — резервуар;
8 — теплообменник; 9 — предохра-
нительный клапан; 10 — рычаг
выключения предохранительного
клапана; 11 — гидромотор; 12 —
магнитный фильтр
269
Рис. 163. Схема гидротрансмиссии трактора «Буффало» :
1 — масляный бак; 2 — двигатель внутреннего сгорания; 3 — насос гидроподъемника на-
весной системы; 4 — распределитель; 5 — планетарный редуктор; 6 — вспомогательный
насос; 7 — карданный вал; 8 — масляный насос; 9 — гидромоторы; 10 — ведущие звездочки;
И ~ червячные редукторы; 12 — гидравлический подъемник навесной системы; 13 — дви-
гатель гидроподъемника; 14 — распределитель гидроподъемника
моторов с наклоняемой шайбой. Следует обратить внимание на то,
что фирма устанавливает высокие требования к качеству рабочей
жидкости: в схеме предусматривается установка фильтра, обеспечи-
вающего очистку жидкости от частиц размером более 10 мкм.
Фирма «Даути» разработала гидрообъемную трансмиссию раз-
дельно-агрегатного исполнения «Дауматик», схема которой показана
на рис. 162. По принципу работы трансмиссия «Дауматик» анало-
гична трансмиссии «Сандстренд». Отличие заключается в конструк-
ции гидромашин: для трансмиссии фирмы «Даути» характерно при-
менение гидромашин с наклоняемым блоком. Трансмиссия рассчи-
тана на работу с давлением до 320 кгс/см2.
Трансмиссии раздельно-агрегатного исполнения получили рас-
пространение на гусеничных тракторах. Примером может служить
английский трактор «Буффало», схема силовой передачи которого
показана на рис. 163. Каждое ведущее колесо трактора имеет свой
индивидуальный объемный гидропривод, представляющий собой
трансмиссию «Дауматик». Изменением производительности насосов
тракторист имеет возможность осуществлять повороты трактора
(в том числе и на месте), менять скорость и направление движения
машины.
НАСОСЫ И ГИДРОМОТОРЫ
Тип насоса, применяющегося в современной тракторной гидро-
объемной трансмиссии, можно считать установившимся: это акси-
ально-поршневая машина с торцевым распределителем и высокой
частотой вращения ведущего вала (1600—2200 об/мин). Аксиальное
расположение поршней и относительно большая скорость вращения
ведущего вала насоса обеспечивает преимущества аксиально-поршне-
270
вых машин по массе, габаритным размерам и стоимости относительно
насосов других типов. Соотношение стоимости и весовых показателей
аксиально-поршневых и радиально-поршневых насосов приблизи-
тельно те же, что и соотношение этих параметров гидромоторов соот-
ветствующих типов, приведенное на стр. 267.
Аксиально-поршневые насосы имеют высокий к. п. д. в диапазоне
регулирования 2,5—3. Максимальное значение этого к. п. д. у лучших
образцов достигает 0,95, а объемного к. п. д. не опускается ниже
0,98.
В тракторных гидрообъемных трансмиссиях применяются акси-
ально-поршневые насосы двух основных типов: с наклоняемой шай-
бой и наклоняемым блоком цилиндров. Эти группы насосов получили
примерно одинаковое распространение. Например, американская
фирмы «Сандстренд» предпочитает применение насосов с наклоняемой
шайбой, а английская фирма «Даути» — с наклоняемым блоком.
Каждое из этих конструктивных решений имеет свои достоинства
и недостатки.
К достоинствам конструкции с наклоняемой шайбой следует
отнести относительно простую систему подвода и отвода рабочей
жидкости к распределителю насоса, поскольку ось вращения блока
относительно остова машины не изменяет своего положения.
В насосах с наклоняемым блоком цилиндров ось вращения блока
изменяет свое положение относительно остова машины, что усложняет
конструкцию системы подвода рабочей жидкости к распределителю.
Как правило, магистрали в насосах этого типа расположены в цапфах,
служащих опорами блока цилиндров.
Недостатком конструкции насосов с наклоняемой шайбой яв-
ляется необходимость силовой связи ведущего вала насоса с блоком
цилиндров через кардан, что увеличивает габаритные размеры и ме-
таллоемкость насоса. В насосах с наклоняемым блоком цилиндров
такие карданы вообще отсутствуют или применяются меньших раз-
меров, так как они не передают крутящий момент от ведущего вала
к блоку цилиндров.
На рис. 164 показано устройство аксиально-поршневого насоса
НА-85 с наклоняемой шайбой конструкции ХЗТСШ. Этот насос при-
менен в гидрообъемной трансмиссии самоходного шасси Ш-104М.
Корпус 3 насоса, представляющий собой тонкостенную отливку, за-
крывается с одной стороны крышкой 1, а с другой —корпусом^ рас-
пределителя. Внутри корпуса насоса размещены наклоняемая шайбаР,
блок цилиндров 2 и шайба распределителя 10. Шайба 9 представляет
собой узел, состоящий из системы подшипников, опорной шайбы
и обоймы. Блок цилиндров 2 приводится во вращение ведущим ва-
лом 5. Этот вал через двойной силовой кардан 8 связан с наклоняе-
мой шайбой 9. Девять поршней 6 соединяются посредством шатунов 7
с шайбой. Шатун 7 имеет сферические головки, меньшая из которых
закреплена в поршне, а большая опирается на подпятник, установ-
ленный в шайбе 9. Прижим блока цилиндров к рабочей поверхности
шайбы распределителя 10 осуществляется с помощью пружины 11.
Помимо этого, при работе насоса под нагрузкой блок цилиндра с по-
271
Рис. 164. Аксиально-поршневой насос НА-85 (ХЗТСШ):
1 — крышка; 2 — блок цилиндров; 3 — корпус; 4 — корпус распре-
делителя; 5 — ведущий вал; 6 — поршень; 7 — шатун; 8 — кардан;
9 — наклоняемая шайба; 10 — шайба распределителя; 11 — пружина
Рн~Рподп^С/СМг
150
100
62,5
50
0,998
0,999
I
20	60	60	80 $н,л/мин
Рис. 165. Универсальная характеристика насоса
НА-85:
------- общий к. п. д.;--------объемный к. п. д.
мощью специального устройства дополнительно прижимается
к шайбе распределителя 10 с силой, пропорциональной давлению
в напорной магистрали. Этим обеспечивается высокий объемный
к. п. д. машины при работе на высоких давлениях. Максимальный
рабочий объем насоса составляет 53 смг/об и соответствует наклону
оси вращения шайбы на 16° относительно оси блока цилиндров. Но-
минальное рабочее давление составляет 160 кгс/см2, максимальное —
200 кгс/см2. При частоте вращения ведущего вала 1700 об/мин его
производительность достигает 85 л/мин.
На рис. 165 показана универсальная характеристика этого на-
соса, полученная в НАТИ. Область наибольшего к. п. д. прибли-
жается к режиму постоян-
ной мощности 10 л. с. и
давлению 110—160 кгс/см2.
Максимальное значение
общего к. п. д. насоса со-
ставляет 0,934. Величина
объемного к. п. д. не опу-
скается ниже 0,99.
В гидрообъемной транс-
миссии трактора HATH,
схема которой показана на
рис. 158, применяется
аксиально-поршневой на-
сос с наклоняемым блоком
цилиндров (рис. 166).
Блок цилиндров, выпол-
ненный из двух деталей,
-----Объемный к.п.д,
-----Общий к.п.д.
W Масло индустриальное 30°
Температура масла-00°С
Давление подпитки
5~6кес/смг
0,80
272
соединенных между собой с помощью цилиндрических гильз 5,
размещен внутри корпуса 4. К корпусу 4 крепится распредели-
тельная головка 7, распределительный диск 6 и трубопроводы.
Корпус может вращаться по цилиндрическим поверхностям не-
подвижной колонки 3 вокруг осей цапф 10, закрепленных в кар-
тере 2 насоса. К этому же картеру жестко крепится и колонка 3.
Рабочая жидкость подводится и отводится через полости цапф 10
и по трубопроводам поступает к распределительной головке 7. Осе-
вые нагрузки, возникающие при работе насоса, воспринимаются
упорным подшипником 9. Изменение производительности насоса
достигается поворотом блока цилиндров относительно оси ведущего
вала на угол до 18°. Рабочее давление насоса составляет 150 кгс/см2,
максимальная производительность достигает 225 л/мин.
Приведенные конструкции аксиально-поршневых насосов яв-
ляются типичными для двух групп насосов. Аналогичные им кон-
струкции насосов, применяемые в тракторных гидрообъемных транс-
миссиях, могут отличаться друг от друга способом заделки шатунов
в поршнях и шайбе, особенностями системы подвода и отвода рабо-
чей жидкости, конструкцией опор, формой поверхности распределе-
ния и другими вариантами конструктивного исполнения отдельных
элементов насоса.
Некоторые конструкции насосов тракторных гидрообъемных
трансмиссий, выпускаемых зарубежными фирмами, включают в себя
механизмы, выполняющие вспомогательные функции: шестеренные
насосы подпитки, системы клапанов и системы ручного и автомата -
Рис. 166. Аксиально-поршневой насос НАТИ:
/ _ ведущий вал; 2 — картер насоса; 3 — неподвижная колонка; 4 — корпус;
5 — цилиндровая гильза; 6 — распределительный Диск; 7 — распределительная
головка; 8 — ось; 9 — упорный подшипник; 10 — цапфа
18 Заказ 133
Рис. 167. Высокомоментный радиально-поршневой гидромотор трактора «Фордзон Мейджер»
1 — ведущее колесо; 2 — цилиндры; 3 — ось; 4 — эксцентрик; 5 — шатун; 6 — поршень;
7 — трубопровод; 8 — распределитель
ческого управления. В качестве примера можно привести гидрома-
шины американской фирмы «Сандстренд».
Одной из первых конструкций высокомоментных гидромоторов,
устанавливаемых в ведущие колеса, была конструкция, разработан-
ная Британским институтом сельскохозяйственной техники для
трактора «Фордзон Мейджер» (рис. 167). Этот гидромотор представ-
ляет собой радиально-поршневую гидромашину эксцентрикового
типа с пятью цилиндрами. Детали мотора смонтированы на полой оси 3
с эксцентриком 4, жестко прикрепленной к остову трактора. Во вну-
тренней полости оси размещены магистрали для подвода и отвода
рабочей жидкости к распределителю 8. С помощью этого распредели-
теля напорная и сливная магистрали периодически соединяются
с рабочими пространствами цилиндров 2, в которых перемещаются
поршни 6. Во внутренних полостях поршней размещены шаровые
опоры шатунов 5, нижние головки которых, имеющие дугообразную
форму, скользят по подвижной обойме эксцентрика 4. Гидромотор
крепится непосредственно к ободу ведущего колеса 1 трактора.
В отличие от описанной конструкции, в высокомоментном гидро-
моторе «Стаффа», выпускаемом серийно для строительных и дорож-
ных машин английской фирмой «Чемберлен Индастриз», неподвиж-
ным является блок цилиндров, а крутящий момент на ведущие колеса
передается вращающейся осью.
Существенным недостатком одноходовых (эксцентриковых) ра-
диально-поршневых гидромоторов является большая степень нерав-
номерности крутящего момента. Применительно к сельскохозяй-
ственным тракторам, этот недостаток особенно существенно сказы-
вается при работе машин на, так называемых, «ползучих» скоростях
274
Рис. 168. Высокомоментный радиально-поршневой гидромотор
конструкции ХЗТСШ:
1 — корпус; 2 — игольчатый подшипник; 3 — статор; 4 —
крышка; 5 — поршень; 6 — выходной вал; 7 — ротор; 8 — цап-
фовый распределитель j
Рис. 169. Аксиально-поршневой гидромотор с несиловым карданом
18*
275
(до 1 км/ч), где пульсация крутящего момента приводит к тому,
что трактор двигается рывками. Для ряда сельскохозяйственных ра-
бот, например, при посадке рассады, такой характер движения недо-
пустим с агротехнической точки зрения и практически лишает трак-
тор одного из преимуществ, связанных с применением гидро-
объемной трансмиссии — возможности работать на «ползучих» ско-
ростях. Исследованиями, проведенными в Восточном отделении
УНИИМЭСХ [47], было также установлено, что повышенная пуль-
сация крутящего момента на валу гидромотора отрицательно сказы-
вается на буксовании ведущих колес, понижая тем самым к. п. д.
трактора.
Этот недостаток устраняется при применении многоходовых высо-
комоментных гидромоторов. В многоходовых гидромоторах поршни
опираются на поверхность статора, профиль которого выполнен
таким образом, что поршни совершают несколько ходов за один обо-
рот ротора. Существенным достоинством таких гидромоторов яв-
ляется также возможность выполнять профиль направляющей по-
верхности любой формы, в том числе сводящей практически к нулю
степень неравномерности крутящего момента [28], [46].
Многоходовой гидромотор был разработан на ХЗТСШ и установ-
лен на самоходном шасси П1-104М. Конструкция этого гидромотора
приведена на рис. 168. Ротор 7 гидромотора крепится на шлицах на
оси 6, на фланце которой устанавливается ведущее колесо. Второй
конец оси используется в качестве синхронного вала отбора мощ-
ности. Одиннадцать поршней 5 могут перемещаться в радиальных
направлениях в цилиндрах, расточенных в роторе 7. Поршни 5
опираются на игольчатый подшипник 2, расположенный на общей
с двумя направляющими роликами оси. Направляющие ролики ка-
тятся по профильной поверхности статора 5, зажатом между корпу-
сом 1 гидромотора и крышкой 4. Рабочая жидкость в цилиндры по-
ступает через цапфовый распределитель 8. В гидромотор вмонтиро-
ван также стояночный колодочный тормоз. Рабочий объем гидромо-
тора равен 1,14 л, рабочее давление — 160 кгс/см2 (максимальное
давление — 200 кгс/см2). Крутящий момент, развиваемый гидро-
мотором, превышает 300 кгс-м.
В качестве высокооборотного гидромотора, получившего рас-
пространение на серийно выпускаемых тракторных гидрообъемных
трансмиссиях, может быть использован аксиально-поршневой насос
любой из конструкций, описанных выше. В случае применения нере-
гулируемого гидромотора его конструкция в сравнении с конструк-
цией регулируемого гидронасоса упрощается в связи с отсутствием
устройств, необходимых для^измененияТего^рабочего^объема. При-
мер конструкции нерегулируемого высокооборотного гидромотора
с несиловым карданом приведен на рис. 169.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1.	Алексапольский Д. Я- Гидродинамические передачи. М., Машгиз, 1963,
271 с.
2.	Аксененко В. Д., Петров А. В. Планетарные и гидравлические передачи.
М., Воениздат, 1961, 246 с.
3.	Анохин В. И. Применение гидротрансформаторов на скоростных гусенич-
ных сельскохозяйственных тракторах (научные основы). М., «Машиностроение»,
1972, 304 с.
4.	Артемов Ф. Ф., Серебряков И. Н. Влияние почвозацепов на тяговосцепные
качества самоходного шасси класса 0,6 т — «Тракторы и сельхозмашины», 1967,
№ 7, с. 17—18.
5.	Барский И. Б. Конструирование и расчет тракторов. М., «Машиностроение»,
1968, 376 с.
6.	Башта Т. М. Гидравлические приводы летательных аппаратов. М., «Маши-
ностроение», 1967, 496 с.
7.	Болтинекий В. Н. Разгон машинно-тракторных агрегатов на повышенных
скоростях. — «Механизация и электрификация социалистического сельского хо-
зяйства», 1961, № 3 с. 1—9.
8.	Борисов С. Г., Крейслер А. А. и др. О применении гидродинамических
трансформаторов в трансмиссиях с.—х. тракторов общего назначения. — «Трак-
торы и сельхозмашины», 1971, № 9, с. 3—5.
9.	Вольф М. «Гидродинамические муфты и трансформаторы. Расчет и конструк-
ция». М., «Машиностроение», 1967, 320 с.
10.	Гавриленко Б. А., Семичастов И. Ф. Гидродинамические муфты и трансфор-
маторы. М., «Машиностроение», 1969, 392 с.
11.	Горбунов П. П., Черпак Ф. А., Львовский К- Я. Гидромеханические транс-
миссии тракторов. М., «Машиностроение», 1966, 447 с.
12.	Горбунов П. П., Львовский К. Я. Переключение передач тракторных коро-
бок~без~разрыва потока мощности. Сборник «Автоматизация режимов работы трак-
торных трансмиссий». М., ЦИНТИАМ, 1963, с. 95—124.
13.	Горбунов П. П., Черпак Ф. А. Выбор типа и параметров гидротрансфор-
маторов для гидромеханических тракторных трансмиссий. Сборник «Автоматизация
режимов работы тракторных трансмиссий». М., ЦИНТИАМ, 1963, с. 6—16.
14.	Динамика гидропривода. Под ред. В. Н. Прокофьева, М., «Машинострое-
ние», 1972, 288 с.
15.	'3лотник М. И., Кавъяров И. С. Трансмиссии современных промышленных
тракторов. М., «Машиностроение», 1971, 248 с.
16.	Зельцерман И. М., Каминский Д. В., Онопко А. Д. Фрикционные муфты
и тормоза гусеничных машин. М., Машгиз, 1965, 240 с.
17.	Идельчик И. Е. Гидравлические сопротивления. М.—Л., Госэнергоиздат,
1954, 315 с.
18.	Кочкарев А. Я. Гидродинамические передачи. Л. «Машиностроение».
1971, 336 с.
277
19.	Крымский А. Н., Малаховский В. Э., Плужников А. И. Сравнительный
анализ трансмиссий с объемными гидропередачами для гусеничного трактора класса
3 т. Сборник «Объемные гидропередачи для тракторов», М., ОНТИ—НАТИ, 1964,
с. 48-66.
20.	Крейслер А. А., Крымский А. Н. Объемные гидромеханические передачи
с двумя дифференциалами. М., ОНТИ—НАТИ, 1959, 54 с.
21.	Крымский А. Н. Разгон и объемные постоянные гидромеханические пере-
дачи с внешним разделением потока мощности. Сборник «Объемные гидропередачи
для тракторов», ОНТИ—НАТИ, 1964, с. 25—47.
22.	Ксеневич И. П., Козлов Е. Н., Солонский А. С. Унифицированная ко-
робка с переключением передачи на ходу для семейства универсально-пропашных
тракторов класса 1,4—2 Т.—«Тракторы и сельхозмашины», 1973, № 6, с. 1—3.
23.	Кутняков Г. И. и др. Особенности трансмиссий современных зарубежных
сельхозтракторов. М., ЦНИИТЭИТракторосельхозмаш, 1972, 99 с.
24.	Гидравлические системы тракторных коробок передач с переключением
под нагрузкой. Авт.: Львовский К. Я., Малинский И. М., Прудников Л. Ф., Со-
лонский А. С., Щельцын Н. А. М., ЦНИИТЭИТракторосельхозмаш, 1973, 63 с.
25.	Крейнес М. А., Розовский М. С. Зубчатые механизмы. М., МГУ 1965,
333 с.
26.	Кристи М. К., Красненьков В. И. Новые механизмы трансмиссий. М.,
«Машиностроение», 1967, 216 с.
27.	Кирдяшев Ю. Н. Многопоточные передачи дифференциального типа. Л.,
«Машиностроение», 1969, 176 с.
28.	Крымский А. Н. Изучение неравномерности вращения высокомоментных
радиально-плунжерных гидродвигателей со звездообразными направляющими.
Сборник «Исследование гидропередач и элементы расчета», вып. XXII, М., ВНИИ-
стройдормаш, 1958, с. 66—86.
29.	Лаптев Ю. Н. Автотракторные одноступенчатые гидродинамические транс-
форматоры. М., Машгиз, 1963, 219 с.
30.	Львовский К. Я-, Кутняков Г. И., Александрова И. А. Перспективы при-
менения на высокоскоростных тракторах механизма для переключения передач
на ходу. Сборник «Научные труды. Повышение рабочих скоростей машинно-трак-
торных агрегатов». М., «Колос», 1973, с. 149—160.
31.	Львовский К. Я- О разгоне трактора с увеличителем крутящего момента. —
«Тракторы и сельхозмашины», 1967, № 4, с. 9—12.
32.	Львовский К* Я. Применение фрикционных муфт для переключения пере-
дач^без остановки трактора. Сборник «Фрикционные узлы тракторов», М., Труды
НАТИ, вып. 181, 1965, с. 28—57.
33.	Малаховский В. Э. Тракторные муфты сцепления постоянно замкнутого
типа. Труды НАТИ, выпуск 115, М., Машгиз, 1960, с. 40—122.
34.	Лысов А. М. Моделирование работы фрикционных муфт тракторных транс-
миссий’на^аналоговых вычислительных машинах. Труды НАТИ, вып. 217, 1972,
с. 3—11.
35.	Мазалов Н. Д., Трусов С. М. Гидромеханические коробки передач. М.,
«Машиностроение», 1971, 294 с.
36.	Малаховский В. Э. Зарубежные увеличители крутящего момента. — «Трак-
торы и сельхозмашины», 1968, № 7, с. 38—40.
37.	Мининзон В. И.,^ Фрумкис И. В. Результаты'экспериментального иссле-
дования колесных тракторов с объемными гидротрансмиссиями. — Сборник «Гидро-
привод и гидроавтоматика в машиностроении», М., «Машиностроение», 1966, с. 289—
296.
38.	Нарбут А. Н. Гидротрансформаторы. М., «Машиностроение», 1966, 216 с.
39.	Расчет и конструирование гусеничных машин. Авт.: Носов Н. А., Талы-
шев В. Д., Волков Ю. П., Харченко А. П. Л., «Машиностроение», 1972, 559 с.
40.	Прокофьев В. Н. Основы теории гидромеханических передач. М., Машгиз,
1957, 429 с.
41.	Прокофьев В. Н. Гидравлические передачи колесных и гусеничных машин
М., Воениздат, 1960, 298 с.
42.	Прокофьев В. Н. Определение расхода в круге циркуляции гидродинами-
ческих трансформаторов. Труды НАМИ, вып. 52, М., Машгиз, 1948, 21 с.
278
’43	. Прокофьев В. Н. Выбор оптимальной схемы объемной гидротрансмиссии
универсального сельскохозяйственного трактора. — «Механизация и электрифи-
кация социалистического сельского хозяйства», 1965, № 1, с. 11—14.
44.	Прокофьев В. Н. Основы функциональной взаимозаменяемости передач. —
Сборник «Взаимозаменяемость и технические измерения в машиностроении», вып. 4,
М., Машгиз, 1964, с. 217—250.
45.	Плужников А. И. Анализ объемных гидромеханических передач' с внутрен-
ним разделением потока мощности. Сборник «Объемные гидропередачи для тракто-
ров», М., ОНТИ—НАТИ, 1964, с. 3—24.
46.	Плужников А. И. Новый метод профилирования направляющей радиально-
плунжерных гидромоторов многократного действия. Сборник «Исследования в об-
ласти металлорежущих станков», вып. 4, М., Машгиз, 1961, с. 102—120.
47.	Влияние гидрообъемной трансмиссии на тяговые свойства самоходного
шасси. Серебряков И. Н., Крылов И. А., Адольф В. А., Панасенко С. М.—«Трак-
торы и сельхозмашины». 1968, № 8, с. 10—12.
48.	Солонский А. С. Исследование динамики разгона и путей улучшения разгон-
ных качеств скоростных колесных тракторов. Дис. на соиск. учен, степени канд.
техн. наук. Минск, 1966* 196 с.
49.	Тарнопольский В. М. Гидродинамические и гидромеханические передачи
зарубежных строительных и дорожных машин. М., НИИстройкоммунмаш, 1965,
129 с.
50.	Трепененков И. И. О продольной устойчивости колесных тракторов.—«Трак-
торы и сельхозмашины», 1958, № 3, с. 1—4.
51.	Трактор Т-150К. Инструкция по эксплуатации. Под ред. Б. П. Кошубы
и И. А. Коваля. Харьков, «Прапор», 1971, 304 с.
52.	Трактор Т-150. Инструкция по эксплуатации. Харьков, «Прапор», 1971,
276 с.
53.	Трактор «Кировец» К-700. М., «Колос», 1964, 183 с.
54.	Фрумкис И. В., Мининзон В. И. Исследование тракторного тягового со-
ставного гидромотора. — «Тракторы и сельхозмашины», 1963, № 8, с. 9—12.
55.	Черпак Ф. А. Одноступенчатые комплексные гидротрансформаторы. —
Сборник «Автоматизация режимов тракторных трансмиссий», М., ЦИНТИАМ,
1963, 29—51 с.
56.	Черпак Ф. А. Доводка одноступенчатых гидротрансформаторов. — Сборник
«Автоматизация режимов тракторных трансмиссий», М., ЦИНТИАМ, 1963, 51—
57 с.
57.	Чиликин М. Г., Корытин А. М., Прокофьев В. Н. Силовой электрогидро-
привод. М., Госэнергоиздат, 1955, 216 с.
58.	ГОСТ 17069—71. Передачи гидродинамические. Методы стендовых испы-
таний. Комитет стандартов, мер и измерительных приборов при Совете Министров
СССР, 12 с.
59.	Черпак Ф. А., Розеноер М. Г., Молчанов В. М. Тенденции развития и осо-
бенности конструкции тракторных гидродинамических передач. М., ЦНИТЭИтрак-
торосельхозмаш. 1970, 108 с.
60.	Черпак Ф. А., Малютин Ю. И., Спивак Г. В. Влияние прозрачности гидро-
трансформатора и коэффициента приспособляемости двигателя на величину возмож-
ного рассогласования их характеристик. Сборник. Применение вычислительной
техники при исследовании тракторов, Труды НАТИ. Вып. 201, М., ОНТИ—НАТИ,
1969, с. 68—80.
61.	Гидродинамические муфты для электродвигателей и двигателей внутреннего
сгорания. Каталог. 14 октобар крушевац. Югославия HS001. март 1971 г. 10 с.
62.	Oprecht U. Untersuchung von hydrodinamischen kupplungen. MTZ, 1955,
N 10.
63.	Three-Snage hydraulic torque converters. Bulletin N 135-G, Twin Disc
Clutch Company, 1969, p. 16.
64.	Twin Disc single-stage torque converters. Bulletin N 510-A, Twin Disc Clutch
Company, 1969, p. 8.
65.	Fluid couplings. Bulletin N 149, Twin Disc Clutch Company, 1969, p. 8.
66.	Trans verter. Clark equipment company.
67.	Allisson torqmatic drives. Catalog. Bulletin SA N 1056A.
ОГЛАВЛЕНИЕ
Предисловие ......................................................... 3
Раздел первый
ПЕРЕКЛЮЧЕНИЕ ПЕРЕДАЧ ПОД НАГРУЗКОЙ
В ТРАКТОРНЫХ ТРАНСМИССИЯХ
Глава I. Коробки передач с переключением под нагрузкой............... 5
Осн	овные схемы трансмиссий с переключением под нагрузкой ....	5
Уве	личители крутящего момента................................ 8
Многоступенчатые дополнительные коробки передач................ 29
Диапазонные коробки передач отечественных тракторов............ 38
Способы переключения передач под нагрузкой. Характеристики фрик-
ционных элементов.............................................. 57
Глава II. Процессы переключения передач под нагрузкой............... 61
Типовые узлы коробок передач................................... 61
Переключение с низшей передачи	на	высшую...................... 63
Особенности переключения передач при использовании планетарного
механизма...................................................... 76
Переключение с высшей передачи	на	низшую...................... 80
Использование муфты свободного хода при переключении под нагрузкой 89
Разгон тракторного агрегата . . . ............................. 90
Механизмы переключения передач под нагрузкой.................. 106
Раздел второй
ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ
Глава III. Типы и характеристики тракторных гидродинамических передач
Гидродинамические передачи.................................... 118
Система питания и рабочие жидкости гидродинамических передач ...	125
Основные требования к гидродинамическим передачам, применяемым
на тракторах различного назначения............................ 133
Глава IV. Унификация и типовые конструкции гидродинамических передач
Принципы унификации и типоразмерные ряды гидродинамических
передач............................................................ 144
Конструкции трех ступенчатых гидротрансформаторов............. 160
Конструкции одноступенчатых гидротрансформаторов.............. 166
Конструкции гидродинамических муфт............................ 186
Особенности конструкции и характеристик гидродинамических передач
различных размеров..............,............................. 189
Глава V. Некоторые вопросы расчета, доводки и стендовые испытания гид-
родинамических передач........................................ 193
Расчет одноступенчатых гидротрансформаторов	и гидромуфт ....	193
Экспериментальная доводка одноступенчатых гидротрансформаторов
с центростремительной турбиной ............................... 211
Стендовые испытания гидродинамических передач .............  .	218
Раздел третий
ГИДРООБЪЕМНЫЕ ПЕРЕДАЧИ
Глава VI. Использование гидрообъемной передачи в качестве прогрессивной
тракторной трансмиссии ....................................... 223
Выбор схемы тракторной объемной трансмиссии...................	225
Особенности тягового расчета трактора с гидрообъемной трансмиссией	240
Особенности процесса разгона трактора с гидрообъемной трансмиссией	250
Глава VII. Конструкции тракторных	гидрообъемных	трансмиссий.......	263
Схемы гидрообъемных	тракторных	трансмиссий................... 264
Насосы и гидромоторы.......................................... 270
Список литературы.................................................. 277