Буров С.С. - Конструкция и расчёт танков (1053675), страница 46
Текст из файла (страница 46)
1. В двухвальных коробках передач (см. рис. 106,б, в) смен- ные шестерни основных ва,чов (промежуточного и ведомого) реалит', зуют полный диапазон коробки передач т(„= —.. Меньшей ше(л стерней промежуточного вала (ель рис.! 16, б) является ведущая ше- стерня первой передачи с радиусом ать,и, меньшей шестерней ве- домого вала — ведомая шестерня высшей ступени )7,„. Для со- кращения поперечных габаритных размеров коробки передач Л, В и Н эти радиусы должны быть равными )сы,н=й,и .
Ввиду атараллельиостп промежуточного и ведомого валов будут равными и большие их шестерни Яьн~=-(«тыны, Почлепное деление второ- го равенства на первое дает Йа«! )т вине 1 — = — или / ==-— Иьин )тььгь тм Для связи формулы сокращения размеров двухвальной короб- 1 ки переда ! с ее диапазоном подставим тм == — в формулу диа- 1, т, назона тта = — и получим См 1 ( =)'с(, и ! 1 а т (65) Выбор другого значения крайних передаточных чисел сменных шестерен приводит к росту габаритных размеров, и в частности ширины д, коробки передач (рис. 117, а). С учетом практической поправки ()С,„м=«г(а ~) получим « — ! й — — + )г «с(а е.
Подстввлин /м —, получим квадратное л !) г(л — «г(» О. Положительный корень нвтнетсн ответом — ! Гр~ — ! -' й -- — + ( —, ) +.г(а Пренеорсган первым допускаем ничтожную ошиоку и окончательно (н= и нне лает гм ( — («вЂ” 1 уравнение г', — (~(« — !) л на поставленный вопрос слагаемым под корнем « — ! ! "Ин з исаи )(гацаг = ' Йа,аг, то Условие наРаллельности нанон аапншетсн так ')г» и ' )гащ~ -= «)Са н+ )(анни или Й „„„= ))аь! — Рьнн ( — 1).
Почвенное деле. По найденному наивыгоднейшему передаточному числу 1~ сменных шестерен и известному общему передаточному числу коробки определяется оптимальное передаточное число )а.к постоянной пе-. редачи гк~ и.ч Ц Рис. 117. Заанснмость относите,~ьиой ширины коробки иередач от неличины иередаточного числа крайник сменныл шестерен: а — длн диукнальной коробки передач; б — длн третнальной (обычной нлн компактной) коробка передач )т ччи Авмю й, ьшн Камл 01 = —, гы 'и и использование известного понятия рабочего диапазона с!кр ——— дают математическое выражение условия сокращения поперечных размеров трехвальной коробки передач — 1 (66) — к.р ~,рг— Выбор другого значения крайних передаточных чисел сменных ше- стерен приводит к росту габаритных размеров, и в частности ши- 2о'3 2.
В трехвальных коробках передач (см. рпс. !09, а, б) сменные. шестерни основных промежуточного и ведомого валов создают лишь. 'и рабочий диапазон с)н.р — —., так как первая передача обеспечигт вается шестернями дополнительного вала. Для сокращения межосевого расстояния Л (см. рис. ! !б,г) основных валов и ширины В коробки передач меньшая шестерня промежуточного вала гс,а и, должна быть равной меньшей шестерне йг,гиа ведомого вала Ямки=- .=Й,„). Из условия параллельности основных валов вытекает равенство ббльших шестерен гтт„ми = Й„н, . Почленное деление двух этих уравнений рины В, коробки передач (рис. 117, 6). С учетом поправки Яв „ = = нй„п) найдем 7, = — — ')7 вс(„р.
ьа' Оптимальное значение передаточного числа хнж постоянной передачи будет ! вп )и В беэвальной коробке передач (см. рнс. 1!2,б) сменные шестерни верхней и ннжисн осев создают простые передачи от четвертой по восьмую, за исключением шестой, которая вместе с первыми тремя передачами является сложной.
."хля сокращения межосевого расстояния Л н высоты Н коробки передач (сч рнс. 1(б,е) меньшая !нестерня 7(ввг! нижней оси должна быть равна меньшей ш стерне Рв». верхней осн 7снш! -" У(в» и, следовательно, )снв», = )свмн. !1очленнае деленна второго выражения из первое 72»»! Вн!»н !т Рн!н! 'св» 71 !Н и использование отношения этих передаточных чисел как членов геометрической прогрессии 7 г!т — =.Ч =-. ~7 с(,' (чш условие сокрапшння размеров безвальной коробки передач 7 Г ! !т р в' ЛП 7 дают»атематическое Подбор числа зубьев всех шестерен завершает кинематический расчет коробки передач и оказывается неразрывно связанным с последующими прочностными расчетами валов и зубьев шестерен. Для повышения прочности конструкции число зубьев меньших шестерен Рнв! „. и гс,»„выбирают наименьшим, свободным от подрезания.
При заданных ограниченных радиусах шестерен это позволит увеличить ыодулып зубьев, повысить их прочность, Минимальное по условию отсутствия подрезания число зубьев г !„зависит от передаточного отношения пары шестерен и относительной высоты Н," .зуба й,=- — '. Для 20-градусного зацепления зубьев эвольвентного профиля этн числа приведены в табл. 15. для зубьев нор»ал! ной высоты йн = 1 и высота зуба Н = Н„+Н„=- 1 ==- 1,2т -1- т = 2,'2т; танковые 7пестерни обычно имеют укороченные зубья (йв = 0,8), поэтому Н = Н„-- Н, т+ 0,8т = 1,Зт (гле Н, Н„и Н, — полная высота зсба, высота но кки и высота головки).
гбз Т а б.ч н ц а ! б* 4 — а 9 и 1более ! . ь Г ! в . г Передаточное отношение 3гз 1,0 $ !2 ~ !г 13 13 !2 10 «,=-о,б в в1 3в 14 й,=. (,о 10 Данные заблнпы дла й,=о,з по!считаны по известной нз курса «Теории механизмов н машин» формуле 2йв !+ 1 Н . (21-1-1)мп-'в ч!пв» 21+ 1 дзп стандзртного угла зацеплении а = 20' с округлением поллчепных дробных значений до блнжайп~его большего цело~о числа.
Наплгеньшие шестерни коробок передач отечественных танков имеют число зубьев, равное 12, при передаточных отношениях до 3-: — 3,5. Второстепенные шестерни заднего хода выполнялись н с числом зубьев 11 при большел! передаточном отношении 3,9. Нодрезка основания зубьев малой шестерни исключалась высотной коррекцией зацепления путем некоторого удаления режущего инструмента от заготовки меньшей шестерни и равного приближения инструмента к заготовке большей шестерни.
!1ри подборе чисел зубьев остальных шестерен выполняются три основных условия, тесно связанных между собой: !) получение ранее определенных передаточных чисел; 2) обеспечение параллельеюсти валов; 3) создание примерно равнопрочных шестерен коробки передач. Передаточные числа коробки передач искажаются нз-за округлении числа л)бьеа шестерен до ближайшего целого значение, однако отаосительнаа оншбка Д в зиачеинн передаточного числа обычно не превышает 2вй ~вмй = — о 100% .
й длп параллельности валов должны быть одинаковыми суммы чисел зубьев пар шестерен одинакового модуля, установленных иа этих валах лвщ~ р лвм1 = зввт/ + звмг = ° Прн различных модулих должны быть равными межосевые расстоннии всех пар шестерен параллельиыл валов щ! (зв~ш ! звмт) — (Звщу + Заму) = у 2 Лли более точной реализации передаточных чисел зацепление иногда коррегируют путем однозначного смещении режущего инструмента прн обработке зубьев обеих шестерен, Это позволяет дла лвух пар шестерен одинакового модули иметь отличагощнеси на однн-два зуба суммы чисел зубьев, не нарушая условия параллельности их валов. дли получении равнопрочной и компактной конструк2бб ции целесообразно варьировать шириной и модулем сченных шестерен основных валов.
Окружное усилие в полюсе зацепления шестерен высшей передачи в тГ~„ (примерно втрое) меньше окружного угнлия, деистпуюшего на зубья шестерен первой ступени. Очевидно, что без перенапряжения зубьев высших шестерен пх модуль и ширину можно значительно уменьшить по сравнепикз с шестернями нерпой передачи. Уменьшение модуля прп постоянном радиусе приводит к увеличению числа зубьев, что снижает неравномерность передачи момента зубчатым зацеплением, увеличивает перекрьпие и звачевие коэффицвента формы зуба Шестерни второй и третьей ступени могут иметь модуль н шприву прочежуточного значения.
Поэтому в коробке передач (без чрезмерного усложяепня производства и ремонта) целесообразно применять два-трп значения модуля зубьев и различную ширину венцов шестерен, которые обеспечивают равиопрочность шестерен и паилэчшсю компоновку тзлов коробки передач. К подбору чисел зубьев шестерен компактной трехвальной коробки передач (см.
рпс 1Ов,б) предъянляется еше одно условие наличие зазора о между головкамн зэбьев шестерен н а ' дополиигельиого и ведомого валов при нормальном эацсчленпн шестерен з и а 1 этих же валов Для одинаковых модулей и шестерен двух этих рядов полччим ч 2 — = а ~ л- а, — (а~ и аз -р 4Ф,) . лз $ 4. Конструкция и расчет узлов коробок передач Танковая коробка передач состоит из нескольких узлов: картера; валов с шестернями постоянного и сменного зацепления, с муфтами и синхронизаторами; механизма переключения передач и блока шестерен передачи заднего хода.
Детали коробки передач нагружаются крутящим моментом, подведенным от двигателя, и окружными усилиями, возникающими в полюсах зацепления шестерен, при трансформировании этого момента. Поэтому рассмотрение узлов коробок передач начнем с шестерен, на зубьях которых вознвкают большие усилия, изгибающие валы, нагружающие подшипники и стяжиые болты картера. Шестерни коробок передач должны удовлетворять таким требованиям, как достаточная прочность, высокая износоустойчивость, малые потери на трение в полюсах зацепления, минимальная неравномерность передачи крутящего момента и отсутствие чрезмерного шума при работе. Наибольшее распространение у нас имеют цельнокованные, цилиндрические, прямозубые шестерни с укороченными (й, = 0,8) зубьями эвольвентного профиля 20-градусного зацепления.
Они изготавливаются из высоколегированных цементируемых сталей типа 18ХНВА, 20ХН4А, 12Х2Н4А, 12ХНЗА с высокими показателями механических характеристик: предел прочности о, = 9000 —: —: 11000 кгс)смз, предел усталости при знакопеременном изгибе о 4=~4000 —: 6000 кгс/смз, удельная ударная вязкость при изгибе а„= 9 —: 12 агс ж!смз, относительное удлинение после разрыва оз = 12о)о, Твердость 1(ементированной и закаленной рабочей поверхности НРС = 56 —:60. Эвольвентные поверхности зубьев обычно подвергаются шлифовке и получают высокое качество ~ 6 илп ', 7. 256 Точность изготовления танковых цп.тинлрическнх шестерен характеризуется по ГОСТ 1643 — 56 восьмой степенью.
Прочность зубьев шестерен оценивается по нормальным напряжениям изгиба о, возникаюгцнм пол действием усилий в полюсах зацепления колес. Поверочный расчет прямозубой цилиндрической шестерни ведется по формуле, известной пз предшествуюшнх кур- сов гп = 1 гг 0 64й~йгМ~ си г) аул (о] (68) ° .л Относительной длиной зубьев ь придется задаваться по аналогии с выполненными конструкциями. Об износостойкости шестерен обычно судят по величине контактных напряжений смятия* рабочих поверхностей зубьев определяемых по формуле Герца-Беляева о„= 0,4181/ Р— рпр (69) * Контактные напряжения сдвига т, пропоршюнальны напряжениям смягия а„, т„= О,ае„, поэтому в равной мере могут служить длн опенки долговечности пгестерен.
17 †1! З57 0.64Ьгй Мр : =- -' — ' — - — '" кгс смт,) (67) Ьгггтгуй, где Мр — — М, гй — расчегиый момент, пгс сж; М„н — макси- мальный свобод!!ый крутящий момент двигателя, кгс слг; г', т! — пе- редаточное число и к. п. д. от двигателя до рассчитываемой шестерни; з, Ь, т — число, лчи та и модуль чубьсв, см; у — ко- эффициент формы профиля зуба, завися!и!и ог угл:! зацепле- ния а, высоты (Ь,) и числа зубьев шегтгрин; Ф, -- ш>правка на коэффициент перекрытия (колебле гся в нрелелпх 1,15 — 1,20, возрастая с увеличением числа зубьев); Ьг =- 1 —:1,3 — коэффи- циент концентрации напряжений по длине зуба, зависящии от Ь относительной длины зуба г) = —, жесткости вала, несущего гл шестерню, и от ее расположения относительно ближайшим опор вала; нт = 1г-1,4 — коэффициент динамичности, завнсяший от степени точности зацепления, тверлости поверхностного слоя и окружной скорости зубьев шестерни, Коэффициенты формы профиля зубьев у прелстанлсны номограммой на рис.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
