Чобиток В.А. - Конструкция и расчёт танков и БМП (учебник), страница 9

Так как ~ш, = ~о+ ~~, а ~о = ческои деформации при зан ото ая аботает в пределах адиус той части сечения торсиона, которая ра отает алла ВУЮ СООСНУЮ ПОДВЕСКУ. В случае принятия решения об установке стержневой подвески проектировочный расчет на этОм закзнчиВЯется. Для трубчато- стержневой подвески расчет продолжается. ПО услоВиям компОновки задаемся длинОЙ стержневого тОрсио" ня 1Т с тогда угол Закрутки его Следовательно, для получения общего угла перемещения балансира ф~ необходимо, чтОбы трубчатыЙ торсион закрутился на угол Л кр мент сопротивления сечения трубы И~~.,р — — —.

В то же время ~8 Где й,р.„, Ш,р.,— соответственно наружный и внутренний диаметры трубы торсиона. Величиной Штр ~ 3адаемся из условия сбОрки трубчато стержне ного торсиона: о аналитического решения уравнения ИскомОе значение Ш,„. „получаем по пересечению кривой и. тр.н и прямои бар.,рддр.. + Ы,р., Необходимая дл на трубчатого тор сиона 2.

Коэф определяют из ус- В Выполненных конструкциях Йд = 3 — 5, Ру п,~ — максимальная упруГая сила. 3. Нлошадь поршня определяется из услоВия сохранения давл8. ний в рессоре при максимальном ходе В допустимых пределах: 4. Внутренняя длина рабочего цилиндра «и = Йд — ДЛИНа ПОРШНЯ, ПРИМЕРНО РаВНаЯ ЕГО ДиаМЕТРУ; Л = (0,02 — О,ОЗ) м — запас хода поршня, исключающий еГО Удары в торцы рабочего цилиндра.

5. Минимальный объем газа ~рис. 131) в пневморессоре получа- фициентй динамичнО- где ро — давление Газа В рессоре при статическом положениБ ка.таад., Л$'„= — ' 5 — объем, описываемый поршнем при его перемещении от статического положения до верхнего ограничителя ходя; Лн, ЖБ, Лр — наружный и внутренний радиусы лопасти, радиус рычаГа; Ь ширина лопасти амортизатора.

Давление в рабочей полости амортизатора линеиным. Лля этого иевки траков предельно изношенной гусе ницы изображаются на максимальном рабОчем радиусе = К + ~. Проводится построение по пунктам 4, 5. ПОдученный лом ЯныЙ профиль АЛ С Заменяются лекальнОЙ криВОи. 10.

Строится симметОичная часть профиля зуба при ПРОВерка прочности Зуба по напряжениям иЗГиба В плОскОсти Основания ПРОВОДИТСЯ ПРИ ДОПУЩЕНИЯХ, ЧТО НЯ зубья ОДНОГО ведуЩего колеса ДейстВует н2ибольшая необходимая при пОБОротах И ООЕСПЕЧЕНН2Я ПО СИЕПЛЕНИЮ СИЛ2 ТЯГИ Р=Ш ~ Д.с ~~Г. Д Дд (Лв — ЧИСЛО ВЕНЦОВ) ПЕРЕД2ЕТСЯ ОДНИМ зубом, как в специальном Зацеплении, и приложено к вершине зуба (рис. 137) .

Эти допущения Заведомо увеличивают Запас прочности, при этОм получаем 500— ДОЛЖНЫ ПРЕВЫШ2ТЬ ~ „=0,42 Е=2,06 10'" МПа — модуль упругости первого рода для стали. В выполненных конструкциях а„~~ ~2,5 — 5) ° 10' МПа. 14.1.2. Гусеницы Гусеницей называется 32мкнутая цепь из шарнирно соединенных звеньев — траков. Она служит для распределения силы веса открытым металлическим шарниром ~ОМШ), с уплотненным металлическим шарниром (УМШ), с резинометаллическим шарниром ~РМШ), с подшипниками в шарнирах; го способу изготовления траков: с литыми ~Т-62), штампованными (ИС-З), сварными (БМП-1) траками; по способу ф иксации пальцев: с плавающим и закрепленным В олном из соединяемых траков пальцем. Г у с е н и ц ы с ОМШ просты в изготовлении и эксплуатации, хорошо приспособлены к массовому производству, имеют малую относительную массу (7 — 9% массы машины), но повышенный износ шарниров, большие потери на высоких скоростях движения и малый пробег до полного износа (1500 — 2500 км).

Гусениц ы с УМШ ~ЗСУ-23К4) имеют более высокийсрок СЛуЖбЫ, НО боЛЕЕ СЛОЖНЫ В ПроИЗВОДСТВЕ, ЗатруднЕИЫ ИХ Сборка и разборка. В г у с е н и ц а х с РМШ применение резиновых колец между проушинами траков и пальцами устраняет трение скольжения В шарнирах и заменяет еГО трением внутри резиновых колец. Резиновые кольца подвергаются скручиванию при перегибе траков на Гусеничном Обводе и смятию От растяГивающих Гусеницу усилий.

Различают гусеницы с РМШ последовательного, как на Т-62 (рис. 138), и параллельного, как на БМП-1, типа. При относительном пОВороте траков на УГОЛ ~ каждый из шарниров В гусени- тообразной ф ормы с развитыми грунтозацепами. Изготовление це последовательного тип2 ЗакручиВается на уГОл —, а В Гусенипараллельного типа — на полный угол ~, чем обуслОвливается более высокий уровень касательных напряжений в РМШ па- раллельнОГО типа.

Нормальные же напряжения В резиновых Втулках Гусениц с параллельным шарнирОм, наоборот, меньше, так как В каждом иЗ соединяемых тракОВ резиновые Втулки, Воспринимающие растяГиВающие усилия, занимают пОчти Всю ширину трака. Для уменьшения касательных напряжений В резине при сборке траки Относительно друГ друГа устанавливаются пОд некоторым углом Оо в сторону их перегиба при прохождении по обводу, увеличивают диаметр направляющих и ведущих колес. Запас хода по гусенице с РМШ составляет у современных танков более 8000 км, причем Он ОГраничивается уже износом не шарниров, а цеВок.

УпруГость Гусениц с РМШ снижает динамическую наГруженность трансмиссии и ходовой Части, улучшает проходимость ПО мягким грунтам. Гусеницы с РМШ сложны в производстве, имеют большую Относительную массу (до 10% ), склОннОсть к сбросу на бОльших скоростях дВижения. Надевание гусеницы и Замена поВрежденных деталей Затруднены. Гусеницы с и Одши пникам и качения В шарнирах отличаются повышенным ресурсом (15000 — 20 ООО км), но слож- НЫ ПО УСТРОЙСТВУ И ДороГИ В ПроИЗВОДСТВЕ.

Применение литья позВоляет получить траки сложнОЙ скеле- Рис. 139. Расчетная схема гусеницы с открытым металлическим шар- ниром (юй которые не должны превышать 80 Мпа. Износостойкость гусениц О6еспечиВяется, если с1ждние удельные давления пяльца нз про- УШИНЫ не превышают 50 МПа. П чицз трзк2 ряссчитыВяется ня прочность кяк двухопорная 62лкя, Опирающаяся ня Грунт концами трякя при приложении десятикра*ной статическоЙ нагрузки нз каток В Центр трака. Из-за сложности сеЧения ПЛИЦЫ расчет носит приближенный характер, надежность КОНСТруКЦИИ ПровЕряЕтся ЭкспЕриМЕНтаЛьНО. Р 3 с ч е т Г у с е н и ц ы с РМШ.

Резиновые кольца шарни- роВ испытыВают напряжения, обусловленные их запрессовкОЙ В ПРОУШИНЫ ТР ЯКОВ, НЯГРУЖЕНИЕМ ТРЗКОВ РЯСТЯГИВЯЮЩИМИ УСИЛИЯ- ми и Относительным поВоротом траков. При существующих сте- Й(1 пенях запрессовки у = — ' = 1,5 — 1,7 (Йо, Й вЂ” соответственно тол- коэффициент динамичности «безопасности) Ка — — 2 — 3, коэффициент„учитывающий более тяжелый режим работы подшипников при вращении наружной обоймы, К = 1,4.

Нижняя граница коэффициента безопасности соответствует каткам с наружной резино- ВОЙ шинОЙ, Верхняя — цельнометаллическим. Частота Вращения подшипника на 1-й передаче ми, подсчитанные по формуле «198), 220 МПа. ГДЕ И вЂ” ЧИСЛО РЕЗИНОВЫХ КОЛЕЦ ОДНОГО катКа, НЕ ДОЛЖНО ПРЕВышать 1ОО КПа. ОснОВными Видами разрушений резиноВОГО массива шин яВля" ются нарушение механической прочности, усталостные разрушения и тепловые р23рушения.

Оценка механ и ч ес кой и р О чности резиноВОЙ шины «рис. 141, в) производится по условному удельному давлению где п — число шин в катке. Устал Ост н а я и р очи О с т ь шины Оценивается коэффициентом напрЯженности работы шин, представлянэпыму сОбОЙ произведение условнОГО уделького давления н2 среднюю скорость движения по шоссе. Допускаемь~е значения этих параметров Приведены В табл. 18.

О тепловой и а и р я же н ности шины судят по установившимся температурам наиболее нагретой центральной зоны шины при длительном движении со средней скоростью о «км~ч) по ШОССЕ: с — коэффициент, характеризующиЙ теплоотдачу От резиново- Возможное изменение длины гусеничного обвода при регулировании клиренса определяется с учетом изменения длин переднего ~Л и заднего Л, наклонных участков обвода (рис.

144): Ь=Ь„+~ Л,= Рис. 144. Схема для определения изменения длины гусеничного обвода при регулировании клиренса При перемещении ленивца на расстояние К из точки 1 в точку 2 (рис. 143) Верхняя и нижнЯЯ Ветви гусениц вытя~нутся на 1 Я Асов —, т. е. Л = 2А сов — . Отсюда необходимое перемещение ле- 2 ' 2 При силовом расчете Определяется момент М на оси кривошипа, необходимый для нормал~ного натяжВНИЯ гусеницы, выбирают тип механизма натяжениЯ и передаточное числО и~~ Облегчающей передачи. Момент М определяется для наиболее тяжелого случая, кОгда радиус криВошипа перпендикулярен биссектрисе угла я фис.

143). Равнодействующая Р сил предварительного натяжения Т задаваемого из условия обеспечения неспадания, приложенная к оси Рвщ — усилие ня кон~це Рукоятки ключа, которОе превышать ЗОО Н; Л~кд — радиус рукоятки ключа, Выбираемый по услОВиям ком" ПОНОВКИ; ~м — КПД Облегчающего устрОЙства. рочностнОЙ расчет предусматриВает Выявльние наиболе оп ого режима работы, определение наибольших действующих сил, пОдсчет напряжений и зяпасов прОчности. При задне сположении ведущих колес натяжной механизм нагружен большим усилием при ПОВОРОте на Заднем ходе ~на гориз нта ьном участке, когда сила тяги ограничена по сцеплению НЕ ДОЛЖНО та к Ворот на косогоре при Движении задним ходом мала- ВЕРОЯТЕН.