Буров С.С. - Конструкция и расчёт танков (1053675), страница 61
Текст из файла (страница 61)
2,92; а =-4 для й < 4,5 и и = 3 для )с<11.0. 3) Для того чтобы а сателлитов водила, уже сцепленных с сол.нечной шестерней, без упнрання торцев зубьев допустили надевание на ннх эпнцикла, должно выполняться условие возможности Заз сборки планетарного механизма: сумма чисел зубьев солнечной и эпнциклпческой шестерни должна быть кратна числу сателлпзов и + а< (93) где ; — любое целое число (для присоединенного ряда ' числу сателлитов а должна быть кратна сумма чисел зубьев солнечных шестерен г„+ г„= ат).
4) Условие соосности эпициклического планетарного ряда вытекает нз геометрического соотношения т<' )с + 2)т, (см. рнс. 151). Переходя к пропорциональным числам зубьев, получим г' — х ,г' =- г + 2г, нлн =.„= (94) Варьируя целым числом",, стремятся уменьшить г до 12 — 15.
Затем подсчитывают число зубьев эпнцнкла г'=-Аг н сателлита (94) и окончательно проверяют выполнение четырех перечисленных условий. При й < 3 меньшей шестерней оказывается сателлит. Его число зубьев находят из совместного решения уравнений (94) н (95). а1 й — 1 й+1 2 (95) и также стремятся свести его к лшнимуму (12 — 15). Число зубьев 2 солнечной шестерни будет = = г„", эпнцикла — г'=гй. й — 1 Особенности прочностных расчетов деталей ПКП. Основой прочностного расчета деталей планетарного ряда служит наибольший (расчетный) момент солнечной шестерни М, выявленный табличным методом (см.
рис. 139) в результате силового анализа схемы. * Длн сборки планетарных трехзвеннннов с относнтельныы вращением иенгральных шестеРен в одном направлении разность нх чисел зубьев должна быть ьратна числу сателлитов о. Для того чтобы сателлит имел целое число зубьев, солнечная и эпнцнклическая шестерни должны иметь обе четное илн обе нечетное число зубьев.
К подбору чисел зубьев для присоединенного рядн (см. рнс. 129, а) условие соосиостн =, + гз.. =- гч + ги.. предьявляется лишь в том случае, если осп всех сателлитов для упрощения изготовления размещаются на одинаковом радиусе водила. Практически подбор чисел зубьев начинается с наименьшей шс' <терни планетарного ряда. Прн й зз 3 в первую очередь определяют число зубьев солнечной шестерни, подставляя г'=-йг в формулу (93) и разрешая ее относительно г, г = — '-. (95) Ач- г !. Зубья солнечной шестерни, сателлита и эпицикла, а в присоединсниых рядах зубья двух солнечных шестерен и сателлитов иагру- .И л зются примерно равныци окружными усилиями Р = —, иод 7с' деиствием которых в них возникают разные изгибные напряжения.
Наибольшими при равном модуле зубьев и ширине шестерни оии оудут в шестерне с наименьшим числом зубьев и, следовательно, с наименьшим коэффициентом формы зуба р (см. рис. 118). Для эпициклических планетарных рядов с й 3 необходимо проверить напряжения в зубьях наименьшей шестерни — солнечной; зубья сагеллита и эпицикла будут менее напряженными. Для этого использ)ется формула (67), но учитывается передача момента параллельно а зубьями солнечной шестерни 0.64 М (97) ).аьпР=чст Коэффициент ). характеризует неравномерность распределения ьючеита чежду а сателлитапи и в практических расчетах прииимаетси равным 0,75 (~ — 0,75). Для распространенных в бронетанковой технике эпициклических планетарных рядов с й (3 меньшей шестерней будет сателлит, в зубьях которого возникают наибольшие изгнбныс напряжения. Они определяются по известному уравнению Р прочности: = — — .
Окружное усилие Р на зубе сателлита у,Ь„(Ь, ' 2М равно (см. рис, 142) усилию на зубе солнечной шестерни р — —, хашг шаг зубьев ( =- -,. т. После подстановки этих величин в уравнение прочности получаем формулу 0,64 М (!В) ьаЬ„ш'-ау„й. з+ а„. з„.— бхуиИ г ХнбпгЧ. а'=, (80) Она отличается от формулы (70) учетом числа сателлитов а и коэффициента Х = 0,75 неравномерности распределения момента зз! озличаюшуюся от предшествующей лишь коэффициентом формы зуба у,, который нужно вычислять или брать из таблиц или номограмм (см. рнс.
118) для числа зубьев сателлита. Л1 п а представляют расчетный момент и число зубьев солнечной шестерни. Ширина сателлита Ь, чаще всего равна ширине солнечной шестерни Ь. Наибольшие контактные напряжения смятия в полюсе внешнего зацепления эпицпклического ряда подсчитываются по формуле чежл сателлнтамп. Данные о допустимых изгибных и контактных напра ксииях приведены в гл, Ъ П. 2.
Оси сателлитов в цельноковаиых водилах и прп надежном креплении опорного кольца к водилу (см. рис. 1Зб,а, б, в) рассчигываются, как двухопориые балки на изгиб от силы Р„,, действующей в средней плоскости сателлита, если он установлен на одном подшипнике, 4М ' (т 2 Р„, = ) (2РР+ Р~~ = 1 ' ( — + ~ — агам ~ (,хаша ~, д 6 где — — масса сателлита, подшипников и части оси сател- гл лита, кгг с' зг; Я, = — (в+ г') — радиус размещения осей 4 :атсллитов,м; м„— угловая скорость вращения водила, под,'с.
При установке сателлита иа двух подшипниках изгиб будет Г аызываться двумя силамп —, приложенными к оси в средней 2 30м„ плоскости подшипников. Для тихоходных передач —" = и„- 1000 оо/мич центробежной силой Р, можно пренебречь. При отсутствии жесткой связи опорного кольца с водилом, помимо осей сателлитов (см. рис.
135,а), оси должны иметь развитую заделку в теле водила и рассчитываться, как консольные балки иа изгиб от силы Е„, или двух сил — ' —" при наличии двух под- шппнпков сателлитов. 3. Подшипники сателлитов подбираются на необходимую долговечность й по приведенной радиальной нагрузке О„, и приведенному относительному числу оборотов п„„аналогично подшипникам простых коробок передач (72) С = 9ир (лпрй) ' М~1 з,м / и 'в '3,33 а,Щ " 1 где а; — доля времени работы подшипника на Ртой передаче (за единицу принимается время работы на всех передачах даже, если данный 'планетарный ряд нагружен не на всех передачах ПКП); — — — отношение относительного числа оборотов подшипниплр ка на ~'-той передаче (см. табл. рис.
139) к произвольно выбранному приведенному числу оборотов п„р, ф — радиальная нагрузка рас- ззз считываемого подшипника на 1-той передаче, определяемая с учетом сил, создаваемых зацеплением шестерен, и центробежной силы. ГЛАВА 1Х. МЕХАНИЗМЫ ПОВОРОТА ТАНКОВ Поворот различных колесных машин обычно достигается поворотом управляемых колес. Некоторые легкие гусеничные машины поворачиваются за счет изменения формы гусеничного движителя в плане. В сочлененных гусеничных машинах для поворота изменяют взаимное положение их секций. Эти способы неприемлемы для современных основных танков из-за чрезмерного усложнения гусеничного движителя и невозможности коутых поворотов вокруг центра опорной площади машины нли хотя бы вокруг центра опорной ветви отстающей гусеницы.
Для поворота танка необходимо частично или полностью затормозить отстающую гусеницу, а для преодоления большого сопротивления повороту танка увеличить силу тяги забегающей гусеницы. Эти задачи выполняет специальный агрегат трансмиссии гусеничных машин — механизм поворота. Он служит для принудительного изменения скоростей гусениц за счет создания различных по величине и направлению сил забегающей и отстакы щей гусениц. 5 1. Требования, предъявляемые к механизмам поворота танков, н пути выполнения этих требований Механизмы поворота должны удовлетворять следующим основным требованиям. Обеспечение хорошей управляемости танком.
В соответствии е воздействием водителя на орган управления радиус ' поворота должен плавно изменяться от бесконечности до ширины колеи (желательно до половины ширины колеи). При неизменном положении органа управязения радиус поворота должен оставаться постоянным даже при изменяющемся сопротивлении повороту. Для выполнения этого требования: 1) Применяют новые механизмы поворота с плавным рвгулированием расчетного радиуса ** поворота с помощью непрерывных (бесступенчатых) гидрообъемиых или фрикциоииых передач.
2) В механизмах поворота со ступенчатыми шестеренчатымп передачами предусматривают несколько расчетных радиусов, величину которых назначают близкой к наиболее употребляемым радиусам поворота танков в эксплуатации. 3) Для плавного регулирования текущих радиусов поворота предпочитают фрикционные устройства механизма поворота с небольшим серводействием, работающие в масле, со стабильным коэффициентом трения и * Радиусом поворота счнтаем расстоннне от центра поворота танка до центра его забегающей гусеннцы. ** Расчетным называется кннематнческн определенный передаточным чпсзоы меканязма поворота и не сопровождаюпгнйся тормозными потерямн радпус понорота танка.
336 хорошим теплоотводом. 4) Во всем диапазоне текущие радиусы стремятся регулировать изменением пробуксовки лишь одного фрнкционного элемента, так как переход с одного фрикционного элемента на другой опасен временным нарушением управляемости.
5) Наконец управляемость танка зависит от схемы и конструкции привода управления механизмом поворота. Высокая экономичность механизма поворота, повышающая средние скорости движения танка и долговечность его фрнкционных устройств: потери мощности двигателя в буксующих фрикционных элементах должны быть минимальны, а к.п.д.
кинематическнх цепей механизма максимальным. Этому требованию в значительной мере удовлетворяют новые гидрообъемные механизмы поворота, работающие вообще без тормозных потерь и при условии высокого к. п.д. гидрообъемной передачи повышающие средние скорости движения танка. Выполнению требования экономичности обычными фрикционно-шестеренчатыми механизмами поворота способствуют: 1) выбор схем с рекуперацией !передачей мощности с отстающей гусеницы к забегающей); 2) увеличение числа расчетных радиусов и назначение их величин близкими к наиболее употребляемым радиусам поворота танков в эксплуатации; 3) применение двухпоточных механизмов передач и поворота с переменными расчетными радиусами, возрастающими с переходом на высшие ступени коробки передач; 4) использование механизмов поворота с двумя степенями свободы, создающих необходимые для поворота силы тяги и торможения без помощи тормозов, а за счет разложения сил в планетарном ряду.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
