НАМИ Выпуск № 56 [№ 56]

Table of contents :
Инж. Альперович И. Г., Расчет экономики и динамики автомобиля с гидромуфтой......Page 4
Инжк. Лапидус В. И., Основы метода расчета одноступенчатых гидротрансформаторов......Page 40
Канд. техн. наук, Прокофьев В. Н., Применение объемных гидропередач к автомобилю......Page 65

Citation preview

МИНИСТЕРСТВО АВТОМОБИЛЬНОЙ И ТРАКТОРНОЙ ПРОМЫШЛЕННОСТИ СССР

ГОСУДАРСТВЕНН ЫЙ ОРДЕНА Т РУДОВОГО КРАСНОГО ЗНАМЕНИ Н АУЧ Н О-И ССЛЕДОВАТЕЛЬСКИ Й А ВТОМОБИЛЬНЫЙ И АВТОМ ОТОРНЫЙ И НСТ ИТУТ «Н А М И»

ВЫПУСК 56

ИССЛЕДОВАНИЕ АВТОМОБИЛЬНЫХ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ ПЕРЕДАЧ

ГОСУДАРСТ ВЕН Н ОЕ Н А У Ч Н О-ТЕ Х Н ИЧЕСКОЕ ИЗД"'1.ТF.ЛЬСТВО МАШ ИНОСТ Р О ИТЕЛЬНО Й ЛИТЕРАТУI'Ы М о с к в а 1949

С ОДЕ РЖА Н И Е Инж. Альперовuq И. Г., Расчет э кономию� и динамики автомоби,1я с гидро. муфтой . . . . . . . . Инж. Лапидус В. И., Основы метода расчета одноступенчатых гидро•

•

•

•

т рансформаторов

.

.

•

•

•

.

.

.

•

.

•

.

•

•

•

•

•

•

.

.

.

.

•

.

.

.

•

.

•

•

•

.

•

•

.

•

•

•

•

.

•

•

Кан д. техн. наук. Прокофьев В. Н., П рименение объемных гидропередач . . . . к автомобил ю •

•

.

•

•

•

•

•

.

.

.

•

.

.

.

.

.

.

•

•

•

•

•

3 39

64

РЕ ДАКЦИ О Н НАЯ К ОЛЛЕГ ИЯ : -

Дир�ктор НАМИ кан;�. техн. наук А. В. ОСИПЯ Н ответственный редактор, инж. Я . Г . ЗИЛЬ БЕРБЕРГ - с екретарь р едкол л егии. ЧЛЕ НЫ РЕД К ОЛ ЛЕГИИ: Проф., д-р т ехн. нау1( Н. Р. БРИЛ И Н Г , проф" д-р техн. наук Б . Я. ГИНЦ­ БУРГ, п ро ф., д-р техн. наук Г. Г. КАЛИШ, д-р техн. наук И. С. МЕЗИН . проф. М. М. ХРУ Щ О В, кандидаты техн. наук Н . Н . БРЫЗ Г ОВ, И. С . КОЗЛ ОВСКИ Й, И. И. ЛЫТК И Н , я.· М. П ЕВЗН ЕР и К . С. РАМАЙЯ.

Гла вная редакция литератур ы по автотрактор ной промышденности Главный редакт о р инж. В. В. БРОНШ

Ин ж. АЛЬПЕРОВИЧ И. Г. Р АСЧЕТ ЭКОНОМИКИ И ДИНАМИКИ АВТОМОБИЛЯ С ГИД Р ОМУФ ТОЙ

В статье приводится методика расчета э ко­ номики и динамики автомобиля с гидромуфтой . Исходными данными для расчет а я вляются х а­ рактеристики двигателя и гидромуфты, полу чен­ ные экспериментальным путем. В к ачестве примера рассчит ы вается эконо­ м ика и динамика автомобиля ,М:>сквич" с гидро­ муфтой, построенной в НАМИ. даны метС' дика испытаний этого автомобиля и результаты э кс­ периментального определения э кономики и ди­ н ам и к и. Совпадение расчетных и э кспериментальных данны х позволяет рекомендовать предложенную методику расчета для построения экономи ческой характеристики и кривых разгона вновь проек­ тируемых автомобилей с гидромуфтой. РАСЧЕТ ЭКОНОМИКИ АВТОМОБИЛЯ, СНАБЖЕННОГО ГИДРОМУФТОЙ, ПРИ ДВИЖЕ Н И И С У СТ А Н О ВИВШЕЙСЯ СКОРОСТЬЮ

При определении расчетным путем расхода топлива автомобилем, снабженным гидромуфтой, в обычную методику расчета должны быть внесены существенные изменения. Исходными данными для расчета являются: 1. Характеристики крутящего момента и часовых расходов топлива двигателем в функции его числа оборотов при различном открытии дросселя (фиг. 1 ) полученные испытанием двигателя на стенде ( одина­ ковыми цифрами 1-11 обозначены кривые, соответствующие одному и тому же открытию дросселя). 2. Характеристика момента гидромуфты (фиг. 2) Л f(s), получен­ н ая экспериментальным путем. м Здесь Л= � - коэфициент момента гидромуфты, .иин2(м·о52, 1 5 n1 т. е. Л выражает момент, передаваемый гидрQмуфтой при числе оборо­ тов, удельном весе рабочей жидкости и расчетном диаметре, равных п-п' единице·, s -1 -'- скольжение· n1 М2 передаваемый гидромуфтой момент без учета вентиляцион­ ных потерь, в та.и; ,

=

·

=

�

•

-

*

3

п1 - число п; - число

оборотов двигателя в минуту; оборотов первичного вала коробки передач в минуту ; 1- удельный вес рабочей жидкости, в кг/м3; D расчетный внешний Н г---.-----,--.,.--� цн диаметр гидромуф ­ 51--�-Ь�""""'�с----+-��j__�� ты , в .м. 3. Момент сопротивления дви­ жению автомобиля по горизон­ тальной дороге Мс, приведенный к карданному валу в функции числа оборотов карданного вала п2• Эту кривую (фиг. 1 ) легко построить, зная максимальную скорость автомобиля vma.x и его вес под нагрузкой аа и задав­ шись коэфициентом сопротивления качению f". Кривая Мс построена приме. ­ к автомобилю "Мо­ о 3200 п об/мин. нительно Gт г----.-----т---�-- �-�� сквич" общим весом Qa = 1 140 KZ Ktf' для движения по горизонтальному участку шоссейной дороги с f"=0 , 0 1 9 при vmах = 90 к.11/час. -

о

81){)

fбОО

JZ(J() П 40./HV/I.

2400

Ф иг. !. Характеристики крутящего мJмента д в игателя и часовых рас­ ходов топлива при различном открытии дросселя.

о Фиг.

·

го

2.

бО

80

fJ;=t-S%

Характеристика момента гидромуфты.

При жесткой связи двигателя с карданным валом, исходя из макси­ мальной скорости, определяем максимальное число оборотов коленча­ того вала двигателя при полном открытии дросселя n2max

=

vmaxio· 1000 1 20 ·7t· rк

=

4065 обlмин, .

где i0 5, 14 передаточное отношение в заднем мосту автомобиля; радиус качения ведущего колеса. = 0,302 м Пересечение вертикали, соответствующей 4065 об/мин, с внешней характеристикой крутящего момента двигателя дает нам одну из точек кривой момента сопротивления Мс. =

Гк

-

-

4

a.Fv�)

(

Вторую точку искомой кривой получим из известного выражения М с= fкаа+ 1з

rк

· . --

�отю

В этом выражении а - коэфициент аэродинамического сопротивления; vа - скорость автомобиля в 101,jчас; F - лобовая площадь автомобиля; 'f/o - к. п. д. заднего моста. Если принять va =О и rк Mc= fкQa-.-= 1,35 lo 'IJo

КZ.М.

'f/o

= 0,95,

Зная начальную и конечную точки кривой Мс, строим всю кривую, являющуюся симметричной квадратичной параболой, проходящей через эти точки. При описанном способе нахождения кривой Мс по максимальной скорости автомобиля к. п. д. заднего моста учитывается самим спо­ собом построения характеристики. При отсутствии экспериментальных данных о максимальной скорости а1помобиля кривая Мс может быть построена, исходя из заданных а и F. Пользуясь кривыми на фиг. 1 и 2, можно построить экономическую характеристику автомобиля Q=f (va) , где Q - расход топлива в л на 100 к.м пути. Все расчеты и построения производятся для установивш ихся режи­ мов движения автомобиля на прямой передаче ( п�= п2). Решение этой задачи нужно начать с определения числа оборотов коленчатого вала двигателя в функции скорости автомобиля или числа оборотов турбинного колеса гидромуфты с учетом проскальзывания . Поскольку 1

(1)

и

(2) можем написать Мг

=

М

Л

(

1

n2 ),

s

)2. "( . D"'

г = 1 s)2 ··с· D-", _ ( п� ---

(3)

Пользуясь фиг. 1 и 2, можем рассчитать кривые с= f ( n ) и

� n2

-1- -·1· D 5 ( l -s)2

2

(4)

=! fs).

(5)

l В. Н. П р о к о ф ь е в, Автомобильные rидропередачи , Машrиз,

Н148.

5

S7. n,oб/'1/JH 1000 об/мин] производился подсчет количества засечек os и оп, на длине ленты, соответствующей 1 сек . , и резуЛ1ьтат умножался на 1 2 0 (для определения п1) или на 60 (для опре­ деления п 1 - n2 и n2) . Определение скольжения производилось по формуле -

На прямой передаче ( i = 1 )

S=

2 оп,

,- .

-

Os

Ре зул ьтат ы исп ы тани й

Записи разгона предшествовало оп ределение максимальной скорости автомобиля для проверки его технического состояния. Замер максимальной установившейся скорости происходил на расстоянии 1 км и дал результаты, приведенные в табл. 7. Таблица

7

О п ределение максимальной скорости автомоб иля

1

Направление движения

От Москвы К Москве

.

.

.

•

.

.

.

.

·

Средние величины .

1J

В ремя прохо . жденвя км в �.

Ск оро сть н KAtlчac

Чис ло о бор о­ тов двигатедя в минуту

0,686 0,672

87,6 89,4

3950 4030

l ,7 1 1 ,63

88,5

3990

1 ,67

С кольжение В О/о

Разгон на прямой передаче без переключения и разгон с I и II пе­ редач с последующим переключением замерялись при температуре воз­ духа плюс 6 -+- плюс 8° С. Результаты испытаний представлены точками и штрихпунктирными кривыми на фиг. 1 6 . Так как при этих испытаниях число оборотов карданного вала не­ посредственно не записывалось, при разгоне на I и I I передачах п2 трудно поддавалос ь расшифровке. Удалось расшифровать лишь ограни­ ченное число точек п2 в самом начале разгона на этих передачах . Фиг. 1 6 подтверждает совпадение расчетных и экспериментальных данных. Отклонения лежат в пределах точности замеров . Совпадение расчетных и экспериментальных характеристик свидетельствует о воз­ можности принятых юпущений . Для более детального исследования разгона автомобиля опыты были· повторены при температуре воздуха минус 8° С. Записывался разгон на 1, II и Ш передачах без переключения передач . Результаты замеров представлены точками и пунктирными кривыми на фиг. 1 5. В этом. •

35

случае отклонения экспериментальных кривых от расчетных получились большими, чем в первом случае, что объясняется, в первую очередь, повышенным сопротивлением качению автомобиля вследствие более КПД"/

S% 100

о

90

---

- -- _

80 70 бО so

_,,

зо

\ \ \ \

о

1

1

- 20

1

1

JO

60

з

-,/Z

\

·'

р

Расчетные кри!Jые Эксперинентальные криtlые

so

'

20 fO

fO

Обозначения ·

\· �

\

:

\.

_ �.._,,_ -

8

fб

70 80

.

�

'"°- -о-

21/

- -1.:: - -,_

JZ

llO

-о-

��

- · -

55 tсек

Фиг. 20. Скольжения пр и разгоне без переключения передач: l - 1 передача; 2

- 11

передача ; З

- Ill передача.

"'

fOO

низкой температуры воздуха ( загустевание смазки) и, возможно, не­ сколько изменившимся техническим состоянием двигателя. Отклонения однозначны , вполне закономерны и состав;тяют по скорости автомобиля до 1 2°/ 0 в сторону уменьшения экспериментальной скорости против расчетной при разгоне за то же время. 36

На фиг . 20 и 21 построены расчетные и эксперю1ентальные харак­ теристики скольжения и к. п. д. гидромуфты при разгоне на полном дросселе без переключения передач и с переключением . 5'А: fOO 90 80 70 бО 50

i

1

\\!

!

i

fO

о

i

---

о

•

•

1

t\ 1 1

\

1 1

Разгон

с

I переооч11

Разгон соЛпереdочи Разгон с Ш переtJочи

1 t

\

с

1Л переiJс:чи

1

1

i

1 1 1 \ \ \ �

\

\ '

\

\> '

\

..__

20

...__

JO

1 .1

r 50 бО 70

\

8Q

'

\ �\.

1"'---

8

"

Jl(сnерииентальные точки при ро.Jгоне со ЛnepetJoчu Jксперииентопыfь/е точки п;щ разгоне

!

�

1

fO

Обозначения

�

\:>

20

i

---

1

за

1 _ __

\\

км о

'·

�

v

• 24

1

"

J2

1./8

•

90

56 tсек.

Фиг. 21. Скольжения при разгоне с переключением передач.

totP

К. п. д. быстро достигает высоких значений, особенно при разгоне на 1 и 11 передачах. При разгоне на полном дросселе с переключением передач, начиная с 1 передачи , средний расчетный к. п. д. гидромуфты за разгон в течение 1 мин. достигает 96,6°/0• 37

выводы

Проведенными расчетом и испытаниями установлено: 1. Совпадение расчетных данных с экспериментальными позво­ ляет рекомендовать разработанный метод расчета для построения эко­ номической характеристики и кривых разгона автомобиля с гидромуф­ той при наличии экспериментальных характ�истик двигателя и гидро муфты. 2. При применении на автомобиле " Москвич" экспериментальной гидромуфи.1, построенной в НАМИ, расчетное увеличение расходов топлива при движении с установившейся скоростью составляет на раз­ ных режимах движения от 3 до 5°/0, что подтверждается результатами "Экспериментов. 3 . В начальный период разгона в течение примерно полсекунды, счи­ тая с момента нажатия на педаль акселератора, автомобиль с гидро­ муфтой практически стоит на месте, а разгоняется только двигатель. 4. П осле того как двигатель разогнался, число оборотов коленча­ того вала некоторое время остается примерно постоянным, а затем начинает постепенно возрастать. При этом ускорение автомобиля !'!рак ­ тически постоянно, пока число оборотов коленчатого вала не достиг­ нет величины несколько меньшей, чем соответствующая максимальному крутящему моменту. 5. После этого ускорение автомобиля начинает уменьшаться. Уско­ рение· коленчатого вала отстает от ускорения первичного вала коробки передач, в результате чего разность между числами оборотов коленча­ того вала и первичного вала постепенно уменьшается, стремясь к про­ скальзыванию, соответствующему установившейся максимальной ско ­ рости автомобиля. 6. На данном автомобиле разгон с переключением, начиная с I пе­ редачи, не дает преимуществ по сравнению с разгоном, начинающимся со II передачи. Поэтому пользование 1 передачей при разгоне на гори­ зонтальной дороге с гладким покрытием нерационально. 7. Динамика разгона на прямой передаче значительно ниже динамики разгона с переключением передач. Поэтому езда на малолитражном автомобиле с гидромуфтой без переключения передач в условиях ин­ тенсивного городского движения может затормозить движение у пере­ крестков в тех случаях, когда прток легковых автомобилей отделен от грузовых, автобусов и троллейбусов. Это подтверждается эксплоа­ тацией автомобиля " Москвич" с гидромуфтой в городских условиях. 8. Средний к. п. д. гидромуфты при разгоне до максимальной ско­ рости с переключением передач достигает больших величин : 9 6,6°/0при разгоне с 1 передачи и 95° / 0 при разгоне со 11 передачи . Средний к. п. д . при разгоне с переключением передач до ско­ рости в 50°/0 от максимальной составляет 94°/0• Из этих цифр, однако, нельзя сделать непосредственного вывода об увеличении расхода топлива, соответствующем этим в:оличинам к. п. д. -

Инж. ЛА ПИ Д УС В. И ОСН ОВ Ы МЕТОДА Р АСЧЕТА ОДНО СТУ П ЕНЧАТЫХ ГИ ДР О ТРАНСФ О РМАТ О Р ОВ

В статье wзложены основы метода расчета rидротрансформаторов по предварительно задан­ ной в виде пря мой внешней характеристике, сформулированы у словия совпадения реальной характеристики и заданной прямой, а также оп­ ределено условие .неп розрачности" rидротранс­ форматора. ВВЕДЕНИЕ

Гидродинамические преобразователи крутящего момента - гидротранс­ ,форматоры или гидропередачи - в последнее десятилетие все более ши­ роко применяются в автомобилестроении в качестве автоматических трансмиссий. Для лучшего использования двигателя и получения хорошей дина­ мики устанавливаемый на автомобиль гидротрансформатор должен обла­ дать определенными преобразующими свойствами. Эти свойства принято выражать с помощью так называемой " внеш­ ней характеристики " - отношения трансформированного крутящего момента к подведенному моменту в функции кинематического передаточ­ ного числа гидропередачи. Пропорциональное изменение размеров гидротрансформатора при прочих равных условиях приводит к изменению потребляемой им мощ­ ности. Вследствие этого любой гидротрансформатор может быть при­ способлен к тому или иному автомобильному двигателю. Но гидротрансформаторы, спроектированные на основании пере­ счета по формулам подобия, естественно, не в состоянии удовлетро­ рить весьма разнообразные требования практики. Возникает необходимость в методе расчета гидропередач. Единственный опубликованный метод проф., доктора техн. наук А. П. Кудрявцева [1] содержит существенный недостаток � внешняя характеристика проектируемого гидротрансформатора задается только точкой на режиме его максимального к. п. д. Вся характеристика приближенно определяется просчетом уже спрофи­ лированной гидропередачи с помощью принятых в гидравлике эмпирl!­ ческих формул. 39

Метод проф. А . П . Кудрявцева является прю1енением способа рас­ чета по струйной теории обычных гидро�1ашин к машине более высо­ кого класса - гидротрансформатору. Для расчета гидропередач, работающих на стационарном режиме в области максимального к. п. д. (например, в судовых установках) , такой метод, возможно, достаточно удовлетворителен. Но при использовании гидротрансформатора в широком диапазоне передаточных чисел по·добный метод, безусловно, неприемлем. Так, например, при проектировании трансмиссии автомобиля, чтобы иметь предварительное суждение об его динамике. необходюю хотя бы с некоторым приближением задать внешнюю характеристику устанавливаемого на нем гидротрансформатора. В технической литературе отсутствуют указания на существован какого-либо способа расчета автомобильных гидропередач. Исследования отдельных авторов не выходят из рамок общего разбора свойств гидротрансформаторов и в основном содержат указания практи­ ческого характера по подбору гидропередач определенного типа для тех или иных условий . В настоящей работе изложен _VI етод расчета, позволяющий спроекти­ ровать гидропередачу с предварительно заданной внешней характери­ стикой. Излагаемый метод, будучи принципиально отличен от способа проф. А. П. Кудрявцева, не противоречит последнему и также применим для расчета стационарных гидротрансформаторов. О С Н О В НЫЕ ЗА В И С И МОСТИ

Одноступенчатый преобразователь крутящего момента представляет совокупность трех рабочих органов: насосного колеса, турбинного ко­ леса и реактора, расположенных в одном круге циркуляции (фиг. 1 ) . Рабочим телом, связывающим колеса, служит протекающая сквозь них жидкость. Момент количества движения подведенной к насосному колесу 1 ра­ бочей жидкости (фиг. 2): '

М1 =

(g Q) у

'

(

'

у

V 1!1 = ·-g Q

)

' d�

V1

'

т соs СХ1 та.м .

То же для рабочей жидкости, выходящей из насоса:

)

V1{1

=

(

\

__0_) !!;_ L

V1 COS

a;l 1CZJ1 ,

- средние абсолютные скорости в сечениях соответственно за и перед насосом в .м/сек; а1 и а� - углы между этими скоростями и направлением окружной скорости ; и d� - средние диаметры выхода и входа насоса в

v1

где

М� = (\ _]__ Q g

d1

и

v

;

g

м;

1 В да льнейшем для кр аткости слово " колесо• будем опускать.

40

/1 и z;

-

плечи соответствующих скоростей в

Q - расход через насос в -it3/ceк;

м:;

у - удельный вес рабочей жидкости в кг,',113; g - ускорение силы тяжести в ,и/сек2 . Закон моментов количества движения не зависит от вида диссипа­ тивной функции потока, т. е. не зависит от функции рассеивания энер­ гии потока. Поэтому крутящий момент на любом из колес гидропере­ дачи, независимо от характера течения жидкости внутри него. опреде­ лится лишь разностью моментов количества движения до и после ко­ леса. Так, для насоса:

М1 = М� - М; ,

или

c::i 1

�

ъ

,.....

�

1

lw'

'

(.,.)2

G.11

Фиг.

1

1 1

1.

Схема гидротрансформатора:

1 - насос; 2 - турбина ; 3 - реактор.

Фиг. 2. Движение жuдкостн у колеса нас оса.

(1 ) где

Напомним понятие о циркуляции скорости по замкнутому контуру. Циркуляцией скорости называют величину Г, аналогичную работе силы на криволинейном контуре S и выражаемую криволинейным инте­ гралом, т . е. Г= .V. ds = v cos а . ds ,

ф s

где

ф s

.

v - скорость частицы жидкости на контуре S; а - угол между скоростью v и касательной к контуру; ds - элемент пути.

В простейшем случае, когда контуром является окружность диа­ метра d1 , а величины сх = сх.1 и V =V1 постоянны, выражение для циркуля­ ции принимает вид:

где v1 - проекция скорости v1 на касательную к окружности . Для гидродинамических решеток со значительной длиной лопатки по сравнению с величиной шага между ними принято считать, что цир­ куляция входящего потока не влияет на циркуляцию выходящей жид­ кости. Колеса, составляющие гидротрансформатор, являются именно такими решетками [ 1 ] . В дальнейшем число лопаток в рабочих колесах предполагаем бес­ конечно большим. Поэтому циркуляция на выходе из колеса будет зависеть лишь от геометрии выходных элементов решетки, т. е. от наклона лопатки я диаметра выхода. Из треугольника скоростей (фиг. 2) получим выражение окружной составляющей абсолютной скорости на выходе из насоса : v1 = и 1 - vm 1 • ctg �1 J.t/ceк , 1где и1 окружная скорость на выходе в м/сеl{; �1 угол между относительной и окружной скоростью ; vm1 - меридианальная скорость на выходе в М/сек . Откуда

(2 )

-

-

(3) Для всех колес гидропередачи считаем величину расхода одной и той же, т. е. утечками между колесами пренебрегаем. Расход в круге циркуляции может быть выражен через меридианальную скорость: Q = 'ltd1 b1 · Vm1 •

rде

Ь1 - ширина канала на выходе из насоса в .м (фиг. 1 ) . Заменим и1 через d�"'1 , где (1)1 - угловая скорость насоса , а vm1

� Q через 'ltdibi и обозначим щ р через �1 , а 4 через /1. Тогда и з уравнения ( 3) получим выражение циркуляции з а насосом: (4) Г1 = 1td1v1 = 2 f1ro1 - � 1Q , 2

Т

rде fi и � 1 - постоянные коэфициенты, свойственные данной гидроди­ намической решетке. По аналогии циркуляции за турбиной 1 : Г2 = 1'd2V2 = 2 /2002 1

42

См.

сноску на стр. 40

-

fi2 Q ,

/

4' )

где

d_;

-

средний ди�метр выхода ; проекция абсолютной скорости выхода из турбины на окружную скорость; характерные коэфициенты; {2 и �2 w2 угловая скорость турбины . Uиркуляция з а реактором: v2

-

-

-

(4")

или

так как угловая скорость реактора равна нулю. При расположении реактора гидропередачи непосредстзенно перед насосом (фиг. 1 ) крутящий момент на последнем с помощью уравне­ ний ( 1 ), (3), (4") может быть определен по формуле: (5) 'У где р = g . Теорети ческий напор, создаваемый насосом : •

н

1

-

-

М1ш1 Q1

-

� 2 rc

.

(Г1 - Гз) g

.н .

( 6)

По аналогии крутящий момент на турбине: М2 =

.i>--���-'--.-у гол 9 между касательной к Фиг. 1 0. Суммарная эпюра напоров: внешней характеристике и осью DE для реальноll rидропередачи; АВ в с11учае абсцисс будет увеличиваться постоанноrо расхода в круге циркуляции. (фиг. 1 1 ) . При малых передаточных числах с увеличением i расход возрастает; знак величины станет "плюс " , поэтому при перемещении влево от режима А угол к 9 будет уменьшаться. Таким образом, только по внешнему виду харак­ теристики гидропередачи, без предварительного рас­ чета, можно судить о том , как меняется в зависимости от передаточного числа величина расхода. Экстремальный расход будет при значении пере­ даточного числа, для которого удовлетворяется уравнение:

�j

-

-

�j

tg f=1� = Ji

-

P�if� ••

м1

Q

. ( 1 7)

Внешняя характерисmка, подобная изображенным на фиг . 3 и 4, позволяет утвер­ ждать, что при перемеще­ нии в обе стороны от зна­ чения i, при котором спра­ ведливо уравнение ( 1 7) , ве­ личина циркулирующего рас­ Фиг. 1 1 . Внешняя характеристика rи.11.р опер�­ хода будет возрастать. дачи в случае уменьшею1я рас хода при отходе При постоянном расхо­ О Т точки А. де в круге циркуляции dГ = О) внешняя характеристика гидропередачи обращается (Q = const, dq в прямую линию. 54

Тогда

tg