оча рідина повертається у всмоктувальну порожнину насоса.
При роботі ГОП в сталому режимі насос підживлення, постійно подаючи робочу рідину в магістраль низького тиску, здійснює заповнення її витоків, а інша рідина через переливний клапан 17 постійно скидається в корпус гідромотора 22. Витоку робочої рідини, що утворилися в результаті негерметичності системи, накопичуючись в корпусі гідромотора з'єднуються з рідиною, що скидається переливним клапаном і по дренажній магістралі 21 надходять в корпус гидронасоса, де з'єднуючись з витоками гидронасоса проходять через охолоджувач 15 в резервуар 14, забезпечуючи необхідний температурний режим системи. Для оберігання гідравлічної системи від перевантажень служать головні запобіжні клапана 18. Поділ магістралей низького і високого тиску і з'єднання магістралі низького тиску з переливним клапаном 17 здійснюється шунтувальним клапаном 16. Ущільнення вхідного вала насоса і мотора здійснюється за допомогою торцевого ущільнення 27.
Облік втрат в гідроприводі.
Основні втрати в ГОП пов'язані з перетворенням механічної енергії ланок базового механізму в енергію потоку робочої рідини гідромашини, і навпаки. У гідромашинах є втрати, викликані тертям сполучених поверхонь взаємодіючих деталей (механічні втрати), втрати потоків рідини в каналах гідромашин (гідравлічні втрати) і об'ємні втрати, пов'язані з витоками в корпус або Перетечкі в порожнині низького тиску. Об'ємні втрати мають кінематичні характеристики (швидкість, витрата) і повідомляють передачі статичну податливість, коли кінематичні характеристики виявляються залежними від навантаження.
Найбільш поширеним способом обліку об'ємних і механічних втрат є представлення їх у формі ККД:
? про - об'ємні;
? м - механічні;
? =? про ·? м - загальний.
У таблиці 3.1 представлена ??залежність ККД об'ємного гідроприводу від тиску в напірній магістралі при U гоп=1; n н=250 хв - 1.
Таблиця 3.1 Залежність ККД об'ємного гідроприводу
Р, МПа51015202530354042? про 0,980,9750,9650,940,9250,90,870,850,82? м 0,240,580,70,7650,810,840,860,8750,89? гоп 0,230,570,680,720,750,7550,750,7450,735
Потужність:
. 3 Розрахунок передавальних чисел коробки передач
Для визначення кінематичного і силового передавальних чисел спільно вирішуємо рівняння кінематики триланкових диференціальних механізмів входять до складу КП.
До 1=5,5 - характеристика перших планетарного ряду.
До 2=2 - характеристика другого планетарного ряду.
n а1, n а2 - частота обертання сонячної шестірні відповідно, першого і другого планетарних рядів.
n c1, n c2 - частота обертання епіциклічних шестерні відповідно, першого і другого планетарних рядів.
n в1, n в2 - частота обертання водила відповідно, першого і другого планетарних рядів.
Силове передавальне число виходить з кінематичного передавального числа шляхом множення на ККД механізмів, що беруть участь у передачі крутного моменту:
Швидкість руху тягача:
передавальне число гомпи;
передавальне число обраного діапазону;
передавальне число кінцевої передачі;
радіус ведучого колеса;
Таблиця 3.2 - Значення основних показників трансмісії.
V,км/ч11-1,02-0,560,55-220,52-2-1,420,71-110,254-4,66-3,490,75-70,110-12,7-9,690,762-30??000-0,1-101410,980,782-0,25-56,04,780,84-0,5-23,332,710,817-1-12,01,680,8410?00,670,650,9532
. 3.1 Підбір чисел зубів планетарних рядів
Приймаються число сателітів, з умови урівноваження сил в зачепленні n с=3.
Вибираємо число зубів сонячного колеса za=16 при Н gt; 52 HRC.
Визначаємо число зубів сателіта за формулою:
Перевіряємо виконання умови сусідства за формулою:
Визначаємо число зубів z з корончатого колеса з умови
співвісності за формулою:
Умова збирання:
Результати розрахунків наведені в таблиці 3.3:
Таблиця 3.3 - Значення za, zc, n с,?, zg.
z a z g z c n с? До 1=5,5163586334К 2=2331869334
. 3.2 Визначення основних розмірів планетарної передачі
Вибираємо для зубчастих коліс сталь 40ХН, після поверхневого гарту з нагріванням ТВЧ, твердість 45 ... 63 HRC; ...
