Козлов А.Г., Талу К.А. - Конструкция и расчёт танков (1053681), страница 33
Текст из файла (страница 33)
3. Расчет валов. Расчет валов проводктся двумя методами: по первому методу определяют необходимые размеры сечений вала, по второму, зада- Юй виясь ризмерахпс (из конструктивных соображений), находят запасы прочности, Валы коробок передач рассчитываются на прочность и иа лопустимые деформации под нагрузкой. Расче|иый момент принимается равным подведенному от лвигате.ш максимальному крутящему моменту М = — Л1,ю„с'. В случае применения механизма поворота с рекуперацией мощности ~лавный вал (ведомый) должен дополнительно рассчитываться иа максимальный момент, соответствуюший силе тяги по сцеплению забегающей гусеницы с грунтом.
Валы коробок передач нагружаются усилиями, действующими и полихсах зацепления шестерен, и крутяишм моментом. Пренебргая трением, усилия, нагружаюшис валы, можно определить по моменту гИв, приложеннохн к шестерне (фиг. 10?). Фиг, 1О?. Схема сиги хействуюгиих в иохюсах зацеп- ления шсстсреи Цилиндрическая шестерня с прямым зубом создает тольксв радиальную нагрузку на вал (фиг. 10?, а).
Окружное усилие в р Р 2Мр сиз -"съ ;распирающее усилие с> — Р 1>» к, Косозубая цилиндрическая шес>ерпя нагружает Вал окруж>иыи усилием (фнг. 107, б) 2М„соз р Р— х>л„ .распирающим усилием !и а .ч>севой силой 2М„ л» а .вг распира|ощей силой а также осевую силу >и изгибающий момепг Я = Р!цисозт, А =-Р!раз>пл л>сз М„, =- А — ' 2 Перенося усилия Р н Я иа оси валов шестерен, получим моменты, изгибающие валы в двух плоскостях.
11а валу может Г>ыть не"сколько шестерен (цилиндрических и конических), по усилиям которых можно определить реакции опор и изгибающие моменты, .действующие на вал. Для вала, установленпшо иа >г»1л опорах, задачи опреде,п>п>ч реакций опор и напряжений вала независимо от числа распочоженных па ием нагружеи|ых шсстсрсп рсн|а|отся достаточно просто.
Нужно лишь проверить напря>ксш>я и деформации на каждой пз передач и найти наиболыппс, опасны.с значения. В танковых коробках передач час~о используются валы на трех опорах. В зтих случаях для определения реакций опор нсдос>а|очно обычных уравнений статики. Задача решается с помощью теорс»ы о трех моментах из курса Сопротивление материалов». 1".сть и Г>плес простоя метод — находя> прогиб ва.>а под третьей оп,>роя предположении. что опора отсу>стпует.. По исаич>п|е иром|ба опре.деляют нагрузку, устраияюп|у>> этот про>пГ>.
т. с. реакцию >р;г>,ей опоры. Далее, используя уравнения с>атаки. иа>п>дят реакции |ш .204 >о!ко лп изгибающим моментолг осевой силы М„,=А 2 соя й Прямозубая коническая шестерня (фнг. 107, а), часто устанавливаемая иа консольном конце пала, создает раднальну>о магрузку окружной силой двух дрП их опорах.
Таким способом определяют реакции от квжд ио из сил, действующих иа иал, и суммируют их. Различные варианты нагружения трехопорных валов усилияин. зацепления цилиндрических и конических шестерен можно свестги к комбинации из трех основных случаев (фиг, 108) а) Фиг. 108. Различные случаи нагругненил трехопориых валов коробок перелач Рах (1з — аз — хз) бЕЛ (58» 11айдем пропзб двухопорного вала под действяем приложенной нагрузки Р в месте средней опоры, приравнивая х =- 1,: Ра1, (1з — а' — 1,') 6Е11 Предполагая, что на вал действует только одна реакция С со стороны средней опоры, и полагая Р = С, а = 1ы х = 1„по уравнению (58), найдем прогиб у, рвухопорного вала под силой С С 1,'1.,' 8Е11 20Ъ На фпг. 108, а показан вал, нагруженный силой Р в одиом,пролете.
Уравнение упругой линии при отсутствии средней опоры будет Ра (!'х — х') У =- 6Е!! (60) :Полагая х=1, и решая э~о уравнение совместно с (а), найдем Р (1.— 1') (61) 21,! ' 'В третьем случае-вал нагружен моментом (фиг. 108,а) — ураншеш!е упругой линии при отсутствии третьей опоры будет У Ргх (Р— Зат — х') (62) 6Е!! Полагая к=1, и решая э!о уравнение с (а), находим С =- Рг (1з 3а" 1 г! 21 !а' Определив реакции средних опор от различных нагрузок, дей«гвуюших па вал, находим пх гсомстри !сск)чо сумму.
Рсякпнп Л и В крайних опор находят по уравнениям статики, по известной ре-акции С средней опоры н известной нагрузке. Располагая суммарными реакциями опор, находят изгибающий момен Л4„, в опасном сечении. Вал рассчитывается по изгибающему Л„. и крутящему М„р моментам по третьей теории прочности по формуле У!(4„', + Л4„-'„ 1Р (64) а ле (Р' — момент сопротивления изгибу; для круглого сплошного вала )Р'= О,Ы'; г! — диаметр вала; для шлнцованных валов берегся диаметр впадин. На существующих танках суммарные напряжения валов .обычно ие превышают а, = 3000 —:4000 кг!слР. Валы коробок передач рассчитываются также на прогиб и угол закручивания. Прогиб вала под суммарной нагрузкой определяется пз )равнения упругой линии по приведенной выше методике.
Рекомендуется допускать прогибы валов не более 0,2 чм. дса Так как в действительносги перемещение вала в месте средчаей опоры отсутствует, дяа найденных прогиба у„п у, равны друг другу. Приравнивая их, находим С= 21,1,' Второй случай нагруи'ения †нагруз иа консоли (фиг. 106, 6). :т'равнение упругой липни при отсу~станк трем ей опоры ииее~ вид У~од закручивания сплошного вала (постояиного сечения) опре- деляется по формуле (65) И, где Л4„— крутящий момент, передаваемый валом, кгс,и; л — длина вяла слп л.'~..., ., э У вЂ” полярный момент инерции вала, см; г 3 гл' — модуль упругости материала второго рода, кг,'си .
,Для шлицованиых валов, несущих на себе скользящие каретки или шестерни. принято считать допустимым угол закручивания 0,25' на метр длины вала. Валы с неподвижно закрепленными деталями, применяемые в современных коробках передач, имеют углы закрут- ки, доходящие до 2' на метр длины. Расчет шлицевых соединений. В танковых коробках передач применяются прямобочные шлице- пые соединения с ценгрированием по внутреннему или. наружному диаме1ру шлнцев. Размеры шлнцев выбираются в соответствии с диаметром вала; расчет шлицев производится на смятие и срез. Расчет на смятие шлицев всех форм профилей (прямобочных, тра- пецсидальных, треугольных и эзолыгентных) производится по фор- з~уле 8М„, см — (0з (г)1 ° - Ысю где М„в — крутящий момент, кгслг; Е~ — наружный диаметр шлицев вала, см; И вЂ” внутренний диаметр шлицев, см; 1 — длина шлнца, см; х — число шлнцев; 1.
— коэффициент, учитывшощий неравномерное распределение нагрузки между шлицами; обычно принимается 1.=0,75, Рекомендуется не превышать следующих значений [а),„: для подвижных шлицевых соединений (а),„= 1000 —:1500 кг/см', для неподвижных шлнцевых соединений (л)„„= 2000 . 2500 кг/слгт. Проверка на срез производится по формуле 4М„р (гл+ 0)Й аг, где Ь вЂ” ширина шлица у основания„см.
Основным является расчет на смятие, так как напряжения среза редко достигают опасных величин. 207 4. Определение работоспособности подшипников. Дчя расчета подшипников испопьзу)отса общеприн)ыые форм»- лы курса деталей ма)иин. Особсшюсть расчета подшипников танковых коробок передач закгпочается в выборе расчетных услощш: чиста часов работы на разны» передача»; прняслсн)щ разлцчнь;! режимов нагрузки иа отдельных передачах к одной приведенной нагрузке н приведенному числу оборотов. При расчете долговечности подшипников в качестве расчетного режима работы двигателя пнибо ис це.)есообрл гно прини»пиь режи.! максимальной мощности.
Приведенная нагрузка определяется по формуле км где Я! — нагрузка в кг на данной передаче, под действием которой подшипник работает в течение /)! часов при и, об/ыин; Я,— нагрузка на следующей передаче, /!) — часы ргботы на ней при и, об/мин; 9,„— нагрузка иа высшей передаче, /)„,— часы работы на ней при и„, об/мин; необходимая долговечность полшипиш»а Ь /)! + /!) ' ! /)т1 к)9»я~) /))п)о гоби!!ниро!Олин!с)ы!Ости работы в )ечсипе ),оторои дсйс псе! соотвс!с)п) к)щая нагрузка; /)! Аа й. /! /! Ь я л» и » 'ЮН )!»»р и! .
. и! пп!» и» р Дчя ориентировочной р,)збнгкп рабгпы пямгс)упсичатой короб- ки передач (и! = 5) и! ра»лиши)х псргаяча» можно ружп!)дстго- ваться следа)ощими ла)шыми: работа иа первой передаче 5'11), работа на второй передаче 10 в 15$), работа на третьей псрсдачс 20 — 25~/), работа па! четвер)ой передаче 35 — 30»У!), работа на пятой псрслачс 30 — 25'ж. Первые пнфры для машин с большой величиной удельной мощности '! анка.
2ов 1)„р„..., р„— о) ношение числа оборотов поди)ппипка прп данной на) рузке и произвольно выбранному числу об )ротоп и„„, припитщсмому за приведенное; Коэффициент работоспособности определяется по формуле г> (и й)олй > (67) где Л вЂ” общее число часов работы подшипника (ориентировочноно — 500); к,— коэффициент, учитывающий, какое кольцо врашаетси (берется по каталогу); lса — коэффициент, учитывающий влияние характера нагрузки (берется по каталогу).
По найденному коэффициенту работоспособности С по каталогу подбирается необходимый подшипник и размеры его переносятси на чертеж. Подшипники, воспринимающие и осевую нагрузку, рассчитываются по формуле С=Ядр+/лАкя) (»„,й)сайА, (88) причем приведенная осевая нагрузка А„, подсчитывается тем же способом, ьа. и приведенная радиальная нагрузка Я„,, ьч — коэффициент, характеризующий способность подшипника к восприятию осевой нагрузки (берется по каталогу). Подбор уплотнений. Важное значение в эксплуатации имеет надежная работа уплотнений коробок передач, обеспечивающая большой срок службы шестерен и подшипников, предохраняющая трансмнссиоиное отделение от загрязнения и облегчающая уход за коробкой передач.
Для шого должны быть правильно подобраны конструкции уплотнений в зависимости о> сорта и температуры масла и относ1пельной окружной скорости поиерхносмк по которой работает уплотнение. Разгруз'а упло>пений о> избыточного давления достигается сообщением картера коробки с атмосферой, установкой в наиболее высокой точке кар>сра сапуна. Прн выборе уплотнений можно руководствоваться табл.
13. Однако ие всегда один какой-либо тип уплотнения обеспечивает надежное уплотнение. Поэтому в конструкциях можно встретить применение комбинации из различных типов уплотнений (фиг. 109). Уплотнение (фпг. 109, п) состоит из пружянных колец! и масло- отражательной шайбы 2. Уптспнение (фиг. 109, б) вктючает войлочный сальник 1, пружинные кочьца 2, маслосгонную резьбу 3 и шайбу 4. 5. Расчет синхронизаторов. Спнхроннзаторы применяются в простых коробках передач с постоянным зацеплением шестерен. Оии обеспечивают (за счет трения) предварительное выравнивание угловых скоростей соединяемых пар муфт и шестерен и тем самым безударное включение передач.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
