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.