Для определения к. п. д. применяют три метода испытаний: отдельно каждого агрегата, входящего в трансмиссию, трансмиссии в целом на специальном стенде и всей машины на стенде с беговыми барабанами. Испытания каждого агрегата отдельно или одного какого-либо агрегата трансмиссии производятся в случае отработки агрегата, разработанного по новому принципу, или в случае его недостаточной надежности или износостойкости. Такие испытания производятся на специальных стендах, обычно состоящих из балансирных электродвигателей и приспособлений, которые позволяют установить агрегат, загрузить его и определить мощность на входе и выходе. Аналогичные стенды применяют и для испытаний трансмиссии в целом. Вал балансирного электродвигателя с весовым устройством соединен с валом блока насосов. От блока насосов идут трубки к гидромоторам, закрепленным на конечных передачах. Сравнительно небольшое число оборотов ведущих колес (300— 400 в минуту) при максимальной скорости позволяет при передаче небольших мощностей применять в качестве поглощающего устройства простые механические тормозы, которые, как показывает практика, работают довольно устойчиво.
Чтобы создать поворачивающую пару сил, направление приложения усилия Р на отстающей гусенице должно изменяться на обратное. Это достигается тем, что подача насоса отстающей гусеницы уменьшается, что приводит к уменьшению числа оборотов ее гидромотора. Так как машина имеет определенную скорость, поддерживаемую забегающей гусеницей, то благодаря взаимодействию отстающей гусеницы с грунтом и движению ее со скоростью, превышающей скорость, обеспечиваемую гидромотором, на гидромотор начинает передаваться мощность N1 от отстающей гусеницы. Так как объемная гидравлическая передача обратима, то эта мощность от гидромотора потоком жидкости передается насосу, который будет работать в режиме гидромотора, и далее через приводные шестерни на насос забегающей гусеницы. Следовательно, при таком механизме поворота вся мощность (за вычетом потерь), подводимая к отстающей гусенице от грунта, передается на забегающую гусеницу, и не расходуется в тормозе. По пути к забегающей гусенице часть мощности Л, теряется в ходовой части, конечной передаче, объемной гидропередаче отстающей гусеницы, шестеренном приводе блока насосов, в объемной гидропередаче забегающей гусеницы, а также в ее конечной передаче и ходовой части. Эти потери обычно учитываются коэффициентом полезного действия входящих агрегатов и передач. Обозначим коэффициенты полезного действия: х\х, ч— ходовой части; ч]Кл я — конечной передачи; объемной гидропередачи; шестеренного редуктора блока насосов.
Характер протекания и величины к. п. д. экспериментальной трансмиссиипри таком режиме ее работы в зависимости от числа оборотов двигателя, тягового усилия и скорости движения. Как и в ранее рассмотренных графиках, к. п. д. ухудшается с увеличением числа оборотов вследствие роста гидравлических потерь. При определенной постоянной мощности с увеличением тягового усилия (давления) к. п. д. снача-124 ней характеристике оптимальное давление в гидросистеме примерно одинаково для любой мощности, взятой по внешней характеристике, и составляет 85—90 кГ/см2. Из этого следует, что при проектировании трансмиссии с применением аксиальных агрегатов типа ПР и ПМ необходимо принимать размер гидроагрегатов и их числа оборотов такими, чтобы оптимальные давление и число оборотов соответствовали дорожным условиям, которые наиболее характерны для проектируемой машины. Например, при проектировании машины, предназначенной для работы на целине, пашне, стерне и в других условиях, при /=0,1 -=-0,15 требуется, чтобы при движении в этих наиболее характерных для данной"машины условиях, давление в гидросистеме составляло 70—100 кГ/см2.
Общий к. п. д. трансмиссии, в который как составная часть входит объемный к. п. д., также зависит от числа оборотов приводного двигателя, давления в гидросистеме, величины подачи и других факторов. При полной подаче насосов и переменном числе оборотов двигателя общий к. п. д. указанной экспериментальной трансмиссии на агрегатах ПР и ПМ в зависимости от крутящего момента на колесах. Общин к. п. д. уменьшается с увеличением числа оборотов и увеличивается с увеличением нагрузки (давления). Уменьшение общего к. п. д. с увеличением числа оборотов объясняется увеличением гидравлических потерь. Рост к. п.д. с увеличением нагрузки обусловливается снижением отношения потерь на вращение гидропривода к полезной нагрузке трансмиссии. Это показывает, что при проектировании трансмиссии с использованием агрегатов типа ПР и ИМ. необходимо обеспечивать число оборотов насосов не более 2000—2500 в минуту и принимать минимальное давление не ниже 25—30 кГ/см2. Особенностью бесступенчатой трансмиссии, в том числе и объемной гидравлической, является возможность движения в различных дорожных условиях с использованием постоянной мощности ла растет, а затем падает. Такое протекание кривой к. п. д. характерно для различных мощностей. Наиболее выгодные значения к. п. д. относятся к давлению от 50 до 150 кГ/см2, а наивысшее его значение—-к давлению 85—90 кГ/см2 при всех числах оборотов. Из рассмотрения графиков можно сделать вывод, что у регулируемого гидропривода имеется оптимальный режим работы, который определяется давлением в гидросистеме и числами оборотов гидроагрегатов.
Кривая, соответствующая нулевой подаче, показывает затраты мощности на вращение только насосов и привода насоса подпитки; при этом жидкость, подаваемая насосом подпитки, полностью сливается через сливной клапан в картер блока насосов. Важными характеристиками объемного гидропривода являются объемный к. п. д. и скольжение, которые влияют на кинематические параметры (передаточное число) трансмиссии. Полезный расход гидромотора меньше теоретического на величину утечек жидкости через зазоры в его рабочих парах. Для аксиальных агрегатов при холостом ходе и разной величине подачи объемный к. п. д. примерно одинаков, и составляет 0,92—0,93 (для всей трансмиссии, включающей насос и гидромоторы). С увеличением давления объемный к. п. д. резко изменяется в зависимости от подачи насосов и давления.
При моделировании включения ФС целесообразно рассматривать две модели: для расчета продольных колебаний дисков ФС и для расчета угловых колебаний дисков ФС, элементов
Подставляя ряд значений скорости в диапазоне от приведенное выше выражение, определяют значения Рк, соответствующие этим значениям скорости. По подсчитанным значениям
В карбюраторных двигателях по мере прикрытия дроссельной заслонки крутящий момент все более резко падает при увеличении угловой скорости коленчатого вала. Такое протекание
