Буров - Конструктор и расчёт танков (1066281), страница 46
Текст из файла (страница 46)
(,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 скоростц зубьев шестерни, Коэффициенты формы профиля зубьев у прелстанлсны номограммой на рис. 118. Поверочные расчеты зубьев наиболее напряженных (наимень- ших) шестерен коробок передач отечественных танков показывают, 'что изгибные напряжения, подсчитанные по формуле (67), не пре- восходят 4500 кгсгсм'.
Для определения модуля т шестерен проек- тируемых коробок передач формулу (67) можно преобразовать, за- менив Ь = )т М где р— ы Р 2ЛХр Ьй соз «анги,й соз а контакта, лгс см; Е = 2,1 1О' кгс с,на — мо- иа етиннцу длины г1га юа 1Ф зс ас Рис Н8 Номограмма дая определения кояффициеита формы а~ба д руль упр1 гости первого рода материала шестерен; р„ив р,оа т зш и г,аа приведенный радиус кривизны р, и оа 2 г,— контактирующихся рабочих поверхностей зубьев двух шесте- 258 лг:, — 'зщх - (ыднус кривизны эвоэьчентцой поверхпорс" стн и ба ~ - той шестерни.
Подставляя найденные значения в формулу (69) и вычисляя постоянный коэффициент для угла зацепления э = 20' 8.2,1.10г,) О,-11' ~~ 8'21'1( =2140 полтччм рабочуюрасчегнуюформулу эш 40' г а; =-ЫФ4~ 1,~ ~,г'гь" ) гте г, -- ч,шло зуб ев рзссчнтываечои шестерни. к которой нри о лен ра четиыи чомснг М„= М, г т,; з, число з~ бьев сопчл ьепион шесгерни, .+" — для пары шестерен ьиешнего зим ~,ения, „— дэя папы шестерен внутренне~о зацепления Осэальные обозначения имеют прежний смысл Подсчитанные по этой формуле контактные напря,кения смятня зубьев наиболее напрял.снных шестерен коробок передач отечественных танков ие препон ходят 20 000 лгс/см' Валы коробок передач должны быть прочными, обладать высокой л.есткостью при нагруженни крутящими и изгибающими моментами, обеспечивать надежное крепление шестерен, зубчаток и м>фт Для получения достаточной прочности валы танковых коробок передач изготавливают из вышеуказанных выссколегированбых цсментпр)емых с~алей или высокоуглеродистых хрочистых типа 15Х и хронокрезшистых типа 38ХС сталей, подвергающихся соотншствэющей термической обработке Для повышения прочности и ьесткости валов )вслнчнваюг их диаметры, для средних и тяжелых танков оин достигают 70 — 90 мм, во избежание большой концентрации честных напряжений не допускают резких изменений сечений по алине вала, всемерно сокращают расстояние между опорами, причеияя вместо двухопорных трехопориые валы Наибольший пролет имеют двухопорные валы коробки передач танков ИС-З, он составляет 485 мэи Надежная передача крутящего момента от валов к шестерням, з) бчатьам и муфтам обеспечивается с помощью шлицев, неподвижные детали закрепляются на валах концевыми гайкамн Для установки на валах свободно сидящих шестерен чаще всего испотьз)ют игольчатые подшипники, принудительная смазка которых обычно осуществляется через осевое и радиальные сверления вала Прочность и жесткость вала проверяются по максимальному крутящему моменту М„=М„~ть подведенному от двигателя, и максимальномэ изгибающему моменту от действия сил в полюсах зацепления шестерен Цилиндрическая прямозубая шестерня (рпс 119,а) создает только радиальную нагрузку вала окружное 2М Р=~ — и распирающее Я = Р(пэ )силин Эти поперечные силы ивов 17 25'4 вызывают в теле вала небольшие касательные напряжения, которыми пренебрегают, н значительно ббльшие нормальные напряжения изгиба.
Цилиндрическая косов!бак шестерня !рнс. 119, б1 ссыдаст радиальную и '2М 'соа Р осевую нзгрузки вала: окр1жпое усилие Р =- — с —, распираюшую силу сг = Р— и осевую силу Л = РР, 'х Коническая пркнозубая шестерни !иа соз р (рнс. 119, в) также создает радиальн!ю н осеную нагрузки нала: окружное усилие Р—, расппрзкнцую силу О = Р!па сота и осевую силу 2Мв А =- шсл = Р!Иа а!п о. Осевые силы не тотько с.кннают нли растягивают валы, чеы можно пренебречь, но, главное, вызывают продольный изгиб залов нз нлече раннои радиусу начальной окру,кностн шестерни.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
