Кристи М.К. - Танки - основы теории и расчёта (1066295), страница 57
Текст из файла (страница 57)
Разрывающую силу Р распределяем пропорционально ддмиам /чхс/ков-пролетов, тогда напряжение изгиба при пальце диаметром г1 ' ' г /ш Г Р1 н /И=-- — — — наибольший изгибающий момент на пролете 1. 12 Напряжение изгиба 8Р1 о =~— Зхлэ ' н данном случае за допусКаемое напряжение Следует принимать прел /екучести материала. Палец изготовляется из лучшей стали, полвер/./ /си термической обработке для того, чащобы уменьшить размеры ./Рннра и облегчить всю цепь. С этэй целью в гусеничных цепях: шых танков применяют многоушковый шзрнир, так как изгибающий ' „ мент при -малом 1 будет небольшим. Трение в шарнирах Трака должно вести к более быстрому износу пальца, а не ушка, поэтому материал пальца должен быть более мягким,,' //и материал ушка трака.
Шарнир должен работать без смазки (всухую), так как смазка песком, от которого оградить шарниры цепи невозможно, будет спо«/бствовать более быстрому истиранию пальцев. Потери на трение при перегибах гусеничной цепи определяются ьспериментально. 11(аг гусеничной цепи и шаг ведущего колеса — расстояние между пверстиями для зацепления при цевочном зацеплении и расстояние ь/ежду гребнями при гребневом зацеплении †определя профиль и шаг зуба и расположение роликов-цевок ведущего колеса, причем шаг испи и шаг зуба или цевки ведущего колеса не должны быть одинаковы.
Ссли обозначим через 1 в шаг зацепления цепи, а через 1 в шаг зацеления ведущего колеса по хорде, отнесенной к окружности осей шарниров цепи, то для удовлетворительного зацепления должно соблюдаться еравенство Разница этих размеров у разных конструкций колеблется в пределах б1=1 — 1= 0,011 до 0,05 1. Вследствие этого в зацеплении участвует только передняя цевка или ~ребень цепи. Цевка каждого следующего звена отстает от зуба ведуцего колеса на постепенно увеличивающийся зазор (фиг. 80 и 81). Между цевкой звена и зубчатым колесом при цевочном зацеплении чри выходе из зацепления на некотором участке получается относительное скольжение, и следующая девка вступает в зацепление с некоторым гларом.
При входе же звена иа колесо цевка свободно, без соприконозения с зубом, ложится между зубьями ведущего колеса. Наличие .кольжения при выходе из зацепления заставляет обе поверхности делать ~остаточно твердыми. В гребневом заиеплении, в отличие от цевочного, и при выходе 351 гребня грана из зацеплепая с цевкой колеса скольженн» на поверхно.; стях зацепления нет, поэтому как цевки колеса, так и гребни траков: могут быть изготовлены из мягкого материала.
Профиль гребня тракз при гребневом зацеплении и зуба ведущего колеса при цевочном зацеплении вычерчиваются по способу обвертываю-' щей кривой..В обоих видах зацеплени» известным элементом зацепле-. ния являются обычно цилиндрический профиль цевки при цевочном зацеплении и цилиндрический профиль ценки ведущего колеса при,, гребневом зацеплении. 2. Расчет ведущего колеса Профиль зуба ведущего колеса при цевочном зацеплении должен быть подобран так, чтобы при выходе из зацепления крайнего рабочего;„ зуба гусеничная цепь плавно проскользнула по ведущей зубчатке, и' следующий зуб без удара вступил в зацепление. В связи с этим, некоторое время после начала поворота звена цепи относительно зубчатки,' точка пересечения линии давления с профилем зуба перемещается к вер-' шине зуба и тем дальше, чем меньше изношена нли вытячута цепь.
С увеличением шага цепи процесс смены рабочих зубьев происходит. быстрее, и вершины зубьев вообще не участвуют в зацеплении, а слу.жат только для направления цейи при наматывании,ее на ведущую. зубчатку. Нагрузка на ведущий зуб вследствие наличия трения намотанной на ведущую зубчатку части цепи значительно меньше окружного усилия. Форма ножки зуба в большинстве очерчивается по окружности: с большим радиусом.
Расчет зуба ведущего колеса ведется на изгиб в опасном сечении,, полагая, что окружное усилие Р действует только на один зуб одного" венца и приложено к вершине зуба. Из,условий сопротивления изгибу получают условное напряжение, материала Ми, ЗРЛ 1Г Ььч где а — высота зуба от вершины до опасного сечения, з — толщина зуба в опасном сечении, Ь вЂ”,ширина зуба. При этом величину е можно допускать до 2500 — 3000 кг,7с»7. Расчет гребня трака прн цевочном зацеплении произвохится анало- гичным способом. Случаи поломки зубьев илн гребней чрезвычайно редки. Болты, крепящие венец к основанию ведущего колеса, рассчитываются ' обычными способами. Расчет оси ведущего колеса производится при нормальных условиях работы танка, На ось ведущего колеса 1независимо от ее расположения), будут действовать следующие усилия (фнг.
108). 1. Максимальная сила тяги на гусенице, ограничиваемая сцеплением, . Р=0,4О, которая будет приложена на каком-то плече д и'будет изгибать ось М„, = 0,4 ЬО. 352 2. Ось скручивается крутящим моментом от той же силы, приложенной на й — радиусе окружности шзрниров ведущего колеса М,л — — 0,4 О/~'. Результирующий момент будет: м,=~/ и„',+м',; момент сопротивления изгибу Р; тогда напряжение Г 1 Остальные детали ведущего колеса, болты, шарики нли роники подшипника и т.
д. рассчитываются, исходя из этих же усилий, обычными способами. Бортовая передача состоит '1 иг. 108. Схема ведущего колеса. 1 как уже сказано выше, из двух нли из большего количества шестерен. Расчет зубьев ведется обычными способами с обычными допускаемыми напряжениями, как и для 7убьев других передач танка. 3. Расчет ленивца скакивання ее, излишне= провнсание, большая игра в шарнирах и шум. 11ля каждого отдельного танка натяжение цепи может быть различным, правильное натяжение цепи пока всецело зависит от опытности водителя.
Прн заднем расположении ленивца ось его нагружается нагяженнем двух ветвей цепи 1фиг. 109), равнодействующая которых Фиг. 109. Схема ленивца. Р=2Гсоз —. 2 ' Расчетным натяжением цепей будет Р = 2,4 О. В сечении заделки ~ги в корпус танка действует изгибающий момент И„,.=Р а, А~ и — расстояние от оси симметрии ленивца до сечения заделки. ВАММ. Тян«и. 177М135 З77З Весь расчет ленивца сводится, в основном, к расчету его оси, как наиболее опасного в конструктивном отношении места. Запасы прочно.
7тн обода и др. деталей берут заведомо вполне достаточными. Ось ленивца имеет переменную нагрузку, которая зависит от предваоительного натяжения цепи и постоянно меняющихся условий дви7кення. Слишком сильно натянутая цепь вызывает большие потери мощности на се перематыванне, быстрый износ ушков траков и пальцев. При слабо натянутой цепи возникает опасность со- 4.
Натяжное приспособление 5. Расчет г1одвески Расчет жесткой подвески 6-~ '— а — --) с1а ! Фнг. 110. Схема полужесткой подвески. = г созэ,'. б В 1К3 = гл, (4) (г) Р, = 0 сова,'„сов 3„, 355 Напряжение изгиба Д4,з а= — — . Ф' Допускаемое напряжение должно быть не меньше '1, предела теку чести материала. При расчете натяжного приспособления следует исходить из тех же: условий при которых работает ленивец.
В зависимости от конструкпии" У приспособления, эта сила будет воздействовать на отдельные детали натяжного приспособления (сжатие штанги и смятие резьбы, изгиб зуба'1 и злшелки, смятие насечки в приспособлении тагшз Кристи и т. д.). Так как все катки жесткой подвески связаны непосредственно с кор-1 пусом танка то при расчете подвески можно принимать весь танк, как ' У одно тело, и рассматривать, как статически опредеяимую систему. Лля расчета принимают, что весь вес корпуса, в том числе и катков, опи- '! рвется только на три точки, т.
е. на три катка. Таким образом на:„. один из катков придется грубо '! веса машины,, но, учитывая необходимость некоторого запаса прочности на динамическую нагрузку и пере- ' грузку отдельных точек опоры при движении на небольшой подъем с боковым креном, каждый каток рассчитывают на /а веса машины. ' 2~ Самый расчет, очевидно, . сводится к решению простой статической, задачи и к расчету на прочность деталей подвески (обода, катка, оси: катка, подшипников, кронштейнов и т.
д.). Расчет полужесткой подвески Нагрузка, благодаря поперечному балансиру, на правую и левую гусеницы распределяется поровну. Распределение же нагрузки по опорным каткам статически неопределенно. Наибольшая возможная нормальная к грунту нагрузка на передний каток где и' — предельный угол уклона по продольной устойчивости трактора.
ж Согласно теории устойчивости предельная величина этого угла может быть определена из соотношения (фиг. 110). Š— а л где х. †дли'опорной поверхности, а †расстоян центра тяжести до задней крайней точки опорной . поверхности, й — высота центра тяжести. Зая Наибольшая возможная боковая нагрузка на реборды катков (фиг. 110). 5 =бз1пй (3) ~ле 3 — предельный по устойчивости угол бокового крена. Предельная величина 3 определится из формулы: ~ле  — расстояние между серединами гусениц. При наличии же олновременно предельного полъема и предельного ~ 1кового крена, на аадний каток будет действовать нормальная к грунту ,нрузка, величина которой может быть определена по формуле: И2 44» = и, (7) ь + е — иь тк а»ь Ррь» = 2 г соз а,„ 270»!7»'» » »ив иа.» (14) / — е Рь = Рм (8) Расчет свечной подвески при бортовых фрикционах »г .»3 .»4 ' 270чпг, » д и» (10)" при двойном диференциале 270Ч7»!» Ра= !'т е» 0,0бггп о» =,.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
