Машины инженерного вооружения. В 3 ч. Ч. 1. Общая характеристика машин инженерного вооружения, средства инженерной разведки, устройства минно-взрывных заграждений и преодоления заграждений

Вал двигателя и вал насосного колеса гидродинамической передачи могут соединяться непосредственно, если их параметры удовлетворяют условиям совместной работы. Если это требование не соблюдается, то между двигателем и гидродинамической передачей устанавливается редуктор, который может быть либо повышающим (ТМК-2), либо понижающим.

Если между двигателем и гидродинамической передачей установлен промежуточный редуктор и имеется отбор мощности на привод вспомогательных механизмов, например гидронасосов компрессора и т. д., то вначале необходимо привести характеристику двигателя к валу насосного колеса гидродинамической передачи с учетом данного отбора мощности и наличия редуктора.

Учитывая, что на привод вспомогательных механизмов при любой частоте вращения коленчатого вала расходуется крутящий момент Тв.м, определяют крутящий момент на насосном колесе

Тн Тд Тв.м ир р,

где Тд – свободный крутящий момент двигателя; up – передаточное число редуктора;

ηp – КПД редуктора.

Соответственно частоту вращения насосного колеса и мощность определяют по формулам

пн ипд ;

р

Рн = (Р – Рв.м)ηp.

Затем строят выходную механическую характеристику системы «двигатель–гидротрансформатор», для чего применяют метод, основанный на равенстве коэффициентов крутящего момента двигателя λд, приведенного к валу насосного колеса трансформатора, и крутящего момента насосного колеса λн. Сущность этой методики заключается в следующем: если, с одной стороны, определить приведенные к валу насосного колеса параметры двигателя Тд, пд, а с

61

другой – параметры гидротрансформатора uгт, Кг и ηгт при равных значениях λд и λн, то между ними можно установить зависимости, необходимые для построения указанной характеристики системы «двигатель–гидротрансформатор». Исходными данными для построения характеристики являются:

приведенная к насосному колесу гидротрансформатора внешняя скоростная характеристика двигателя;

внешняя безразмерная характеристика трансформатора; активныйдиаметр турбины D иудельный весрабочей жидкостиγж. Для построения выходной механической характеристики необ-

ходимо:

на приведенную характеристику двигателя Pд = f(nд) и Тд = f(nд) нанести кривую λд (рис. 1.19, а), выполнив расчеты по формуле

д Тд / жпд2 Dт5 ;

разместить внешнюю безразмерную характеристику гидротрансформатора (см. рис. 1.19), соблюдая равенство масштабов шкал коэффициентов λд и λн (рис. 1.19, б);

построить зависимость Тт = f(пт) на примере одной точки. Для этого необходимо задаться некоторой частотой вращения коленчатого вала двигателя пд i (отрезок оа1). Из точки а1 восстановить перпендикуляр, через точку а2 провести горизонталь до пересечения с кривой λд, а через полученную точку а4 – вертикаль. Величины отрезков оа5 и а5а6 будут определять значения uгт и Ктi , соответствующие работе двигателя при частоте вращения nдi. Тогда

nтi = uгтi; nдi = (оа5)(оа1) = оа8;

Tтi = Ктi; Tдi = (а5а6)(а1а3) = оа10.

Найденные значения птi и Ттi отложить на соответствующих осях строящегося графика выходной характеристики системы (рис. 1.19, в),

азатем определить положение одной из точек ап с координатами Ттi

иптi, через которую пройдет искомая кривая.

62

Рп.с ,

Ро

где Рп.с – мощность сил полезных сопротивлений на выходе трансмиссии;

Ро – общая мощность на входе трансмиссии.

В машинах инженерного вооружения поток мощности разветвляется, как правило, на ходовую часть и рабочее оборудование, поэтому КПД определяется по формуле

где Рр.о иРх.ч – мощностина приводрабочегооргана и ходовойчасти; ηр.о и ηх.ч – КПД трансмиссии рабочего органа и ходовой части. Ходовая часть машин инженерного вооружения состоит из

движителя и подвески.

Движитель – это механизм, с помощью которого машина опирается на поверхность, а крутящий момент, передаваемый от двигателя, реализуется в нем в силу тяги, позволяя машине преодолевать различные естественные и искусственные препятствия и сопротивления, возникающие на рабочем органе.

Машины инженерного вооружения имеют гусеничный или колесный движитель. Кроме того, для преодоления водных преград на машинах устанавливают винтовые движители. Движители машин должны обеспечивать высокую проходимость по местности, иметь длительный срок службы, высокий КПД и коэффициент сцепления.

Наибольшее влияние на проходимость оказывает среднее удельное давление, которое определяется по формулам:

для гусеничного движителя

qcp = G/(2lb);

колесного движителя

qcp = G/S,

где G – сила тяжести машины;

64

l – длина опорной поверхности гусеницы; b – ширина гусеницы;

S – площадь контакта колеса с поверхностью.

Кроме того, на проходимость машины с гусеничным движителем влияют количество и диаметр опорных катков, а также тип шарнира гусениц. Чем больше опорных катков, тем равномернее распределяется удельное давление по длине гусеницы. Применение гусеницы с резинометаллическими шарнирами позволяет увеличить проходимость за счет уменьшения прогиба траков между опорными катками по сравнению с гусеницами, имеющими открытые металлические шарниры. Колесные движители для увеличения проходимости имеют, как правило, систему регулирования давления воздуха вколесах.

Увеличение длительности срока службы движителя достигается выбором наиболее рациональных типов узлов движителя, совершенствованием конструкции, внедрением в технологию производства новых способов механической и термической обработки, применением качественных материалов, выполнением правил по эксплуатации и др. Например, гусеничный движитель с открытым шарниром имеет запас хода 2,5–3 тыс. км, с закрытым – 6–8 тыс. км. Запас хода у колесного движителя составляет 40–60 тыс. км для автомобилей и 12–15 тыс. км для тягачей.

Основные потери мощности в гусеничном движителе – это расход энергии на трение в шарнирах траков и в зацеплении ведущих колес

сгусеницами. КПД гусеничного движителя меньше, чем у колесного,

исоставляет 0,8–0,85. При больших скоростях (50–60 км/ч) КПД уменьшается и может иметь величину 0,45–0,5. В общем случае КПД гусеничного движителя в зависимости от скорости машины определяется по формуле

ηгд = 0,95 – 0,005 .

На большинстве машин инженерного вооружения применен гусеничный движитель. Это обусловлено тем, что они имеют достаточно высокое значение коэффициента сцепления.

Гусеничные движители (рис. 1.20) включают в себя: ведущие колеса 1, гусеничные цепи 2, опорные катки 3, направляющие колеса 4 с механизмами натяжения и поддерживающие катки 5. По расположению ведущих колес гусеничные движители делятся на дви-

65

жители с кормовым (рис. 1.20. б, в) и носовым (рис. 1.20, а, г) расположением ведущих колес. Выбор той или иной схемы определяется компоновкой рабочего оборудования на машине и типом базовой машины.

Рис. 1.20. Схемы гусеничных движителей машин инженерного вооружения:

а– машин на базе АТ-Т; б и в – машин на базе танка; г – машин на базе МТ-Т;

1– ведущее колесо; 2 – гусеничная цепь; 3 – опорный каток; 4 – направляющее колесо; 5 – поддерживающий каток

Также колесный движитель широко применяется в инженерных машинах. Основными характеристиками колесных движителей (табл. 1.1) являются общее количество колес, количество ведущих колес, распределение нагрузок по осям.

66

Таблица 1.1

Характеристика колесных движителей машин инженерного вооружения

Машины инженерного вооружения в транспортном и рабочем режиме перемещаются за счет силы тяги. Преобразование крутящего момента (подводимого от двигателя трансмиссии к движителю) в силу тяги осуществляется гусеницами или шинами движителей в результате их взаимодействия с поверхностью.

Взаимодействие гусеничного (рис. 1.21) и колесного движителей с опорной поверхностью происходит следующим образом.

Рис. 1.21. Схема взаимодействия гусеничного движителя с грунтом

Ведущие колеса при вращении стремятся переместить нижнюю ветвь гусеничных цепей относительно грунта в сторону, обратную направлению движения машины. Но силы трения Fтр между опорными поверхностями гусениц и грунтом, а также силы зацепления

67

Fзац и грунтозацепов траков с грунтом, возникающие за счет прижатия гусеницы силой веса машины G, препятствуют перемещению гусениц относительно опорной поверхности.

Равнодействующая сил Fтр и Fзац, действующих со стороны грунта на гусеничную цепь, направлена в сторону движения машины и называется силой тяги машины Fт.

Сила тяги складывается:

из сил трения опорных поверхностей гусениц с грунтом:

т

Fтр 1 FNi ;

сил зацепления грунтозацепов траков с грунтом:

т

Fзац 1 Fзацi ,

где μ – коэффициент трения между опорной поверхностью трака и грунтом;

FNi – сила трения одного трака; Fзацi – упорная реакция одного трака.

Предельное значение силы тяги Fт называется силой тяги по

сцеплению Fт.сц.

Упорные реакции грунта приводят к его прессованию параллельно поверхности движения, в результате чего происходит некоторое перемещение траков в направлении, противоположном движению машины. Это явление вызывает буксование движителя, которое характеризуется коэффициентом буксования

Кб т д 1 д ,т т

где т – теоретическая скорость машины или относительная скорость гусеницы по отношению к корпусу машины;

д – действительная скорость поступательного движения машины.

68

Буксование обычно выражают в процентах. При полном (100 %) буксовании поступательная скорость машины равна нулю. В этом случае вся мощность, подводимая к движителю, будет затрачиваться на буксование. В других случаях (Кб < 100 %) мощность будет преобразовываться в тяговую мощность, в мощность на частичное буксование и на преодоление сил сопротивлений движению. Тяговые качества машины могут оцениваться величиной тягового КПД, который равен отношению тяговой мощности к мощности, подводимой к движителю.

Испытания показывают, что для данного грунта и конкретной ходовой части максимальное значение силы сцепления при определенном значении достигает коэффициента буксования движителя. С дальнейшим увеличением буксования сила сцепления уменьшается вследствие разрушения грунта. Зависимость силы тяги Fт по сцеплению от буксования движителя показана на рис. 1.22.

Рис. 1.22. Зависимость силы тяги по сцеплению от буксования движителя

Опытом подтверждено, что величина силы сцепления почти линейно зависит от нормальной реакции грунта:

Fт = φ FN,

где φ – коэффициент пропорциональности, определяемый опытным путем.

Максимальное значение коэффициента φmax = Fт.сц/FN для данного грунта называется коэффициентом сцепления. Значение φmax (табл. 1.2) в основном зависит от состояния поверхности (грунта), удельного давления и конструкции движителя.

69

Таблица 1.2

Значение коэффициента сцепления гусеничного движителя

Максимальное значение коэффициента сцепления для грунта, снега соответствует буксованию гусениц в пределах Кб = 40 %, ко-

лес Кб = 7–10 %.

Кроме понятия силы тяги Fт и силы тяги по сцеплению Fт.сц существует понятие силы тяги по двигателю Fт.д. Сила тяги по двигателю – это возможная сила, которую может создать двигатель на ведущем колесе при полной реализации его мощности и достаточных силах сцепления гусениц с опорной поверхностью и сопротивлений на движителе (машине).

Часть силы тяги затрачивается на преодоление силы сопротивления качению самого движителя Ff, т. е. на силу сопротивления качению опорных катков по беговой дорожке опорной ветви гусеницы. Обычно эта сила считается пропорциональной нормальной реакции грунта:

Ff = f FN,

а в случае движения по горизонтальному участку – пропорциональна силе веса машины:

70