Буров С.С. - Конструкция и расчёт танков, страница 102

Нормальное зацепление с постоянным рабочим радиусом ведущего колеса и постоянным шагом (одношаговое) применяется для гусениц с резнно-металлическим шарниром, не подверженных абразивному износу н сохраняющих примерно постоянный шаг (см. рнс. 240,д,е). 4) Для гусениц наших средних танков с открытым металлическим шарниром применяется нор м ил ьн ое зацепление с переменным рабочим радиусом колеса о н, следовательно (173), переменным его шагом (многошаговое). Увеличивая угол давления З, до 40' и выше, конструкторы добиваются равновесного положения цевки в любой точке профиля зуба. Чем больше изношена гусеница, больше ее шаг, тем на большем рабочем радиусе р располагаются цевки траков (см.

рис. 240,з), обеспечивая условия нормального зацепления и с новой (см рис, 240,ж) и с изношенной гусеницами'. 3. По способу передачи усилия к гусенице цевочное зацепление может быть тянущим, толкающим н пальцевым (см. рис. 238), !) При тянущем способе трак на ведущем колесе располагается цевкой вперед по ходу и при перематыванни гусеницы зуб тянет трак за впереди расположенную цепку. Такой способ передачи усилия применяется иа наших легких и тяжелых танках со специальным зацеплением. Поворот цевки входящего на колесо нового 360 трака на угол т — град происходит со скольжением цевки по Хв.ч окружности впадин, а не по рабочему профилю зуба и под небольшим нормальным усилием.

2) Толкающий способ передачи усилия характеризуется расположением трака на ведущем колесе цевкой назад по ходу, когда зуб колеса толкает трак в цевку, находящуюся в задней по ходу части трака. Этот способ предпочтителен для нормального многошагового зацепления (наши средние танки), так как поворот цевки со скольжением по зубу на угол Т происходит на выходе трака с ведущего колеса, где силы взаимодействия цевки с зубом незначительны. 3) При пальцевом сносс о б е усилие передается через соединительные звенья, надетые на пальцы гусеницы. Такой способ применяется для гусениц с резинометаллическим шарниром, имеющих соединительные звенья, и характеризуется меньшим износом зубьев ведущих колес.

* Работа нормального многошагового зацепления несколько утрирована; равновесное положение цевки на профиле зуба обеспечивается лишь в некоторых пределах отношения усилий набегающего и сбегающего концов гусеницы, когда нк равнодействующая отклоняется от нормали к профилю не более чем на угол тре. ння. За этими пределамн невка ложится на окружность впадин, равенство шагов гусеницы и ведущего колеса нарушается и начинают проявляться недостатка специального заценлсния. 546 Требования к ведущим колесам н основные пути их выполнения.

Ведущие колеса должны удовлетворять следующим требованиям. 1. Надежное зацепление ведущего колеса с гусеницей в различных режимах работы и при различной допустимой степени износа гусеницы. Для выполнения этого требования: 1) выбирают лучший вид и тип зацепления, свободный от «выпучивания» гусеницы на колесе; 2) профилируют достаточно высокие зубья ведущего колеса, исключающие спадание гусеницы при поворотах. 2, Длительный срок службы зубчатых венцов и высокий к.п.д. зацепления ведущего колеса с гусеницей. Выполнению этого требования способствуют; 1) применение нормального зацепления с толкающим способом передачи усилия; 2) профилирование зацепления с безударной передачей усилия, свободным входом и выходом цевок с ведущего колеса н минимальным их скольжением под нагрузкой; 3) увеличение площади н приведенного радиуса кривизны йвр контакта зуба с цевкой. Приведенный радиус кривизны )гзг„ , ая Я,+ г„ (! 74) характеризует кривизну обоих контактирующихся элементов: зуба Ла ведущего колеса и цевки г„трака; «+» для выпуклой части зуба, « — » для вогнутой.

Чем больше этот приведенный радиус, тем меньше контактные напряжения смятия деталей; 4) использование симметричного профиля зубьев, допускающего взаимную замену левого и правого колес для увеличения их общего срока работы; 5) применение съемных зубчатых венцов для их замены при сохранении старой ступицы ведущего колеса; б) применение для изготовления зубчатых венцов прочных, износоустойчивых и самоупрочняющихся материалов типа марганцевой стали Г!ЗЛ; 7) наплавка зубьев ведущих колес сверхтвердыми материалами сормайт, металлокерамические композиции и др. 3.

Самоочистка ведущих колес с двумя зубчатыми венцами * от грязи, песка, льда и снега во избежание чрезмерного растяжения и обрыва гусеницы нли повреждения натяжного механизма с ленивцем. Для выполнения этого требования: 1) в наружном диске ведущего колеса предусматривают окна для выхода грязи (танк Т-54) нли 2) устанавливают на борту танка специальные кронштейныгрязеочистителн ведущего колеса 1танки ПТ.76, ИС-З). Расчет ведущего колеса.

Ограничимся лишь специфическими расчетами зубьев ведущего колеса, так как другие части колеса рассчитываются общеизвестными методами. 1. Основу проектного расчета составляет профилирование зубьев ведущего колеса (рнс. 241), обеспечивающее безударную передачу усилия от колеса к гусенице, свободный вход и выход элементов ' Ведущие колеса с одннм зубчатым венцом сейчас не прнменяются даже на легкнх танках. 35» б47 гусеницы из зацепления, минимум их скольжения по колесу под нагрузкой и наименьшие контактные напряжения в зацеплении.

Рнс. 24!. Профилирование зубьев ведущего колеса нормального многошагового зацепления: ! — первый этап профилнровапяя; 2 — второй этап профилирования; 8 — третий этап и полученный профнлги 4 — расчет- иая схема зуба ведущего колеса Шаг гУсеницы го его пРедельно допхстимое пРиРаЩение атг = (0,1ч 0,1$) Гг нз-эа износа пальцев и проушин, радиус цевки га = (0,13ч-0,17) Г„н чисао зубьев ведущего колеса яез =13-ь 14 выбираются в результате анализа ранее выполненных конструкций, Для ноРмального миогошагового зацепления Г, „ = ф. Н» начальной окружности диаметром Гз ч Оз = (175) э!и— Лз.е (см.

Рнс, 241, !) на расстоянии гз„друг от друга наносятся центры цевок Оь Оз, Оз и т, д. и РадиУсом г=(1,! м 1,2) ге описываетсЯ пРофиль ножки зУба, сопрягающейся с окружностью впадин )У». В точке 01 от плоскости трака Оь Оз вниз откладывается угол давления йа - 40' (см. Рис, 241,2).

Перпендикулярно к полученяой стороне угла О~В строится исходный прямолинейный профиль зуба АЕ, а через точку В проводится вспомогательная окружность Овсе, облегчающая построение профилей остальных зубьев. Затем исходный прямолинейный профиль АЕ заменяется криволинейным ЯС с постоянным углом давления Фа аля всех текущих значений рабочего радиуса эацеплеииа р". Высота зуба й и ' Для этого достаточно изобразить цевки траха предельно изношенной гу- Оа сеиицы у вершины зубьев на максимальном рабочем радиусе рм = — +й,по- 2 стРонтк втоРой пРЯмолииейный пРофиль зУба с тем же Углом давлеииа вз и две полученные пересекюощиеся прямые заменить одной плавной лекальиой линией. 348 дИаМЕтр ОмружНОСтИ ГОЛОаОК 0г (СМ. рне.

24!,З) ЗаВИСят От ПрЕдЕЛЬНО дОПуетимой аеличниы Ыг прирапгення шага гусеннпы 180, 180 дтг —— Гв вт — Гв вщ,в = (()в + 2д) з1п — — (()в + 2г ч) а1п — , Зв в Лв.в бгг й = ' э- г„и )2„= 0„+ 2й. Лля обеспечения прочности 180 2 згп Лв в зуба толщина его а„по начальной окружности принимается не менее (ОД вЂ”.0,4)Гав и после этого строится симметричная часть профиля каждого зуба. 2. Прочность зуба проверяется по напряжениям изгиба в плоскости его основания под действием на зубья одного ведущего колеса наибольшей необходимой и обеспечиваемой сцеплением силы откуда В оправдавших себя конструкциях напряжения изгиба о находятся в пределах 5000 — 6000 кгс/смз. 3.

О долговечности работы зубьев ведущего колеса некоторое представление дает контактное напряжение о„ смятия зубьев цев. ками траков. Подставляя в формулу Герца-Беляева (69) погонную нагрузку р на единицу длины контакта зуба с цевкой Р Р= лвЬсозв, н приведенный радиус кривизны (174), получим РЕ И,+г„ а,йсозб, Я,г, (176) Р = 0 — "', (176) чг з где (г — вес танка; )в, — удельная расчетная сила тяги забегаюшей гусеницы (см.

рис. 162); ч,,, — к. п. д. гусеничного движителя, Зуб рассчитывается на изгиб, как консольная балка (см. Р рис. 241,4) с двумя допущениями: 1) усилие — на каждом из вв л, венцов ведущего колеса передается гусенице, как в специаль- Р ном зацепленн, только одним зубом; 2) окружное усилие — прнгзв ложено к вершине зуба (см. рис. 241,4). Оба допущения приводят к завышению подсчитанных напряжений и увеличению фактического запаса прочности, компенсируя в некоторой мере ослабляющее прочность влияние износа о = — = — кгс/смз.

М ба (177) гав, квдгзз где Ь, Р„гя — линейные размеры (см. рис. 241, 4); Е = = 2,1«10« кгс/смт — модуль упругости первого рода для стали, из которой изготовлены контактирующиеся детали; ив — число венцов одного ведущего колеса; за — угол давления; знак «+» для выпуклого, знак « — » для вогнутого профиля зуба. Для венцов из стали Г13Л с термообработкой рабочей поверхности зубьев на твердость примерно НГгС = 50 допустимы контактные напряжения 1«„) = 30000 кгс/см'. % 2, Гусеницы Гусеницей называется замкнутая цепь из шарнирно соединенных звеньев — траков.

Она служит для распределения веса танка на большую площадь опорной поверхности, для надежного сцепления с грунтом, необходимого для создания силы тяги, и для ее передачи корпусу танка. Гусеницы работают в тяжелых условиях непосредственного контакта с грунтом, подвергаются действию огромных растягивающих усилий, испытывают динамические нагрузки, толчки и удары о каменистый грунт и со стороны опорных катков, а также при огибании колес движителя.