Козлов А.Г., Талу К.А. - Конструкция и расчёт танков (1053681), страница 32
Текст из файла (страница 32)
В большинстве случаев 1„равно едишще. Если же по общей компоновке тапка для передачи вращении от двигателя к коробке 197 Лабиринт до 4 1О >о 4-10 го 8 ц! 15 ло 15 до 1Π— 12 Торцевое до РО Паичсиоваиие уплотисш!й Г>езкоитактиые 1(озьцеаые канавки ! Отра нательные бурты кольцевые лаилали Млллоггоииаи резьба лшслоотра,категьиак и>абба Контактные Войлочное ьо.'!ьцо Во,>лочиое ьотыю (пот ,ки>шое) !.зчопод,л >чиос (ко,лакее! Салюпод личное (из спеииальиой резины) Сачьиод,личное арчиро.
ванное Прул,иииые кольца Зс!.изы ! птошииши Д л'»л' Л,' 'Гл>гас Таблица !й Рсломегнуемыс оьр)л иыс скорости лг сек от 15 и выше от 15 и в>иие от 10 и выше ог 15 и в.иие о! 1О и аыше передач необходим редуктор, то при использовании двигателей дизеля его целесообразно выполнять в виде )скоряющей передачи (г, < ) ), Далее определяют переда|очное число бортовой передачи, ползуясь зависимостью Юг кг, ~О к (Ы) гг1к Гкц Если выбрана однорядная бортовая передач а, то ее передаточное число га„иазначшот максимально по:— можным по условию размешеиня в танке для одной пары шестерен: га, = 5 ' 6,5 и находят передаточное число коробки на высшей ступени тг ю гГг,к гг у ., ц затем проверяют максимальное число оборотов ее ведомого.
вала п„к,к, =- - ..-4--- < (4000ч-5000), ~г Гкм которое пе должно превышать максимально допус1 иных чисел оборотов выбранных подшипников качения ведомого вала. Передаточное число коробки на первой передаче гк, определяется из условия преодоления наибольшего суммарного сопротивления движению: Л = 0,65 Используя выражение Л,.ъ пк,Г,4 й кчг, Як „сг н полагая у', =,у,„полу шм 0,65)г'к. О Гг) гЛ' га и г ~ и гг тгг, где Π— нес танка„кг; М,л — свободный крутяший момент двигателя в режиме мак- симальной мощности, лам; ч, — к.п.д.
танка на первой передаче (учигывающпй потери в трансмиссии и ходовой части). Из полученных данных опред ляется диапазон передач гк, (53) (5!) 198 ) = Гг )„Г'к к гГг гг.г г где га„— передаточное число бортовой передачи; )„„— переда~очное число механизма поворота при прямолинейном движении, огбычно равное елипипе плн'известное нз тягового расчега поворота танка. Тогда В зависимосзи от полученной величины диапазона выбирается та или иная кинематичеа ая схема коробки передач.
Для обеспечения диапазона в прсдетах семи применимы двухвальиыс коробки передач. При ббльшсм диапазоне целесообразнее применять трехвальныс коробки передач или коробки передач с разрезными валями. так как габариты дв1хвальиых коробок с большим диапазоном !иачительио во !Расти!от. По нз!е!ощип!ся передаточным числам и лииематической схеме коробки передач производят подбор чисел зубьев шестерен, удовлетворяя следующим требованиям: габарии!ые размеры коробки передач должны быть минимальными при числе зубьев наименьшей ц!сстерии ие менее 12; передаточное число пары шестерен ие должно превосходить 3; обороты шестерен под нагрузкой и вхолостую должны допускать использование стандартных подшипников качения.
2. Расчет шестерен. Зубья и!естереи~ танковых коробок передач подвергаются проч- постному расчету на изгиб и дополнительно рассчитываются на из. иос по ыаксихеальиых! напряжениям смятия. Прочиостиой расчет зубьев шсстерен. Располагая передаточными числами, чис.том зубьев шестерен, мох!еичох! на ведущем валу коробки передач и систсхюи зацепления, можно перейтн к определению модуля, необходимого для получения размеров шестерен при эскизном проектировании.
Для опрсделеиия модуля и! цилиндрической шестерни с прях|ыми зубьями воспользуемся формулой ' Рр уИФ где Р„ — расчетное окружное усилие иа зубьях шестерни, кг; Ь вЂ” длина зуба, сж; ( — шаг зацепления, сди у — коэффициент формы зуба (берется из таблиц или для укороченных зубьев А, = 0,8 гл подсчитывается по формуле у = 0,172 — ' + — '); 1,15 45 ар й, — поправка на коэффициент перекрытия.
В предварительных расчетах часто принимгиог А' = 1,15 1,20; г — число зубьев шестерни. Произнодя в форм1ле подстановку 2:Ир агл г' = нгл, д = опг, * Ынлово дон С. С., Детын машин, н !Н, нзд. Акадеинн БТВ, !95!. 199 после несложных преобразований иандем 0,64 М„ Зай-. И„ 155) где б — коэффициент относительной длины зуба, выбираемый в пределах м=б —:10; [р[., — допускаемое напряжение изгиба зуба, кг'слс', Мр — расчетный крутящий момент иа шестерне, «галс. Расчетная нагрузка ирн эскизном проектировании берется равной максимальной нагрузке, действующей продолжительное время: М = М,„,„с' [кгслс[, где М, „„— максимальный крутящий момент двигателя, кгсж; с — передаточное число от двигателя к валу рассчитываемой шестерни.
Потерями эиергии иа пути от двигателя к коробке передач ирснебрегаем. Число иагружеиий, характер иасрузкп, точиос|ь изс иаслсш я шестерен учитываются ири дстальиом поверочном расчете по методу курса деталей машин, а здесь они уч~стываются косвшию, назначением определенных допустимых напряжений изпсба. Для высококачествеииых массриалоя шестерен коробок передач отечествеииых танков напряжение изгиба для шес~срсп низших передан ие превосходит 5000 ссг'слс'-', а для высших передач ссследствие иримсисиия о;ишакошио мьд1.~я и .0.шс~ я ис бо «с !200 х3слс'. По формуле (55) определяется модуль ведущей шестерни ииз. шей передачи, а по нему — размеры нары шестерен.
Затем определяются модули и размеры остальных иар шестерен. В большинстве выиолисииых коробок передач применяется о;цш модуль для всех шглиндрических шестерен, хомс для умсиьшеиия габасистисс коробки передач целесообразно задава~ь раз,ишныс моду,ш в соответствии с нагрузкой на ту или сибю пару шестерен. Замечания о расчете косозубчатых и конических шестерен. Цилиндрические шестерни с косым зубом расс ипываются по аналогичной формуле / 0,64 Мр соз,'с р у„о„нг.
[р[,, где т„— иормальный модуль зацеилеиия, сп„= — сл, сох,'."; т,— торцовый модуль зацепления; 3 — угол наклона зубьев к оси шестерни; 'г„— отношение ширины шестерни к нормальному модулю ' (= 10); у„— коэ<!>фициент формы профиля, который берется из тех в же таблиц для числа зубьев г« = — — — или подсчисоз' р тывается по формуле !у2 1,!5соз 3, 4,5сс>з р У«= ю + 3 з' Й< — поправка па коэффициент перекрытия. Пряиозубые конические шестерни рассчитываются. по формулс 0,64 Мр с уезд где т,— модуль зацепления в среднем сечении зуба; у — коэффициент формы профиля, определяемый нз тех я же таблиц лля числа зубьев а'= — илн подсчисозй >ываеэ<ый по формуле 1,!5 сов и +' 4,5соз'<1 у =0172 $ вэ и — половина угла при вершние начального конуса; >„— отношение длины зуба к модулю в среднем сечении назначается с таким расчетом, чтобы отношение длины зуба к длине конусного расстояния было бы не более одной трети; !'<--<юирзш,.< на коэффициент перекрытия (йр = 1,15+ 1.2)- Расчет зубьег> шестерен на износ.
11рсждсвремегшый износ зубьев шестерен проявляется в виде прогрессируя>щего выкрашивания металла с рабочей поверхности зуба. Это выкрашиваиие является результатом усталости металла под действием напряжений поверхностного слоя. Сопротивлсиве выкрашпваиию оценивается величинами наибольших контактных нормальных и касательных напряжений в месте соприкосновения поверхностей зубьев. Иаксих<альное напря>кение сл<ятня в месте контакта определяется по формуле Герца — Беляева / У.„„ .„=0,4!5)У Р вЂ” "" <1.-)„, где р= й в — нагрузка на едппицу длины контактной лисов я иии (уле><ьная контактная нагрузка, кг<с.и); Р— окружное уси,'зие, кг! 2Мр Р= — — "; <>4 = — М«,«,„! !кгсм). — р — ««1«» 20! Здесь Л1, „,„, — максимальный крутяигий момент двигателя, кгсл; г — передаточное число ог двигателя к вату рассчитываемой шестсрии -.,; т — модуль зубьев, сяи г, — число зубьев рассчитываемой шестерни; к, — поправка иа коэффициент перекрытия; в предварительных расчетах можно принимать й — — 1,15 —: — 1,20; к — угол зацепления: Ь вЂ” длина зуба, сли 2Е,Е, Е„„= — приведенный модуль упругости, кг,'с.и"-; Е,+Е, Е, и Е, — модули упругости материалов шестерен; К„„— приведенный радиус кривизны; гч Кг К:1- Рг ша р = — з!п« вЂ” радиус кривизны зуба в точке касания.
2 Знак плюс берется в случае, когда центры кривизны расположе- ны по разные стороны от общей образующей; знак минус — когда они расположены по одну сторону. После подставки всех величии для 20-градусиого заисилсиия и модуля упругости 1 рода для обеих шестерен, равного Е ==.— 2,2 !О', получается такая расчетная формула: где г' — передаточное число от двигателя до шестерни вн Знак «+» берется для наружного, а « — » для внутреннего зацепления прямозубых цилиндрических гиестерен.
На основании опьппых данных по работе шестерен можно рекомендовать следующие максимальныс контактные напряжения тмития: а„. „,,„13000 —: 19000 кг!сгг'. Причем нижний предел напряжений допускается для высших передач, а верхний — для низших. Касательные напряжения, по которым иногда судят об износоустси!чивоши шестерен, отличаются от найденных максимальных напряжений смятня лишь численным коэффициентом. При окончательной отработке конструкции коробки передач производится полный расчет шестерен иа износ с учетом с1атичсскпх и динамических нагрузок по данным курса деталей машин.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
