Носов Н.А. - Расчёт и конструирование гусеничных машин (1066314), страница 101
Текст из файла (страница 101)
Для нормальной работы многошагового 507 зацепления необходим такой профиль зуба, который обеспечивал бы равновесное положение цевки в любой точке профиля при различных соотношениях усилий на набегающей и сбегающей ветвях гусениц и сил трения в контакте. Трудности решения этой задачи очевидны.
Поэтому применяемые в настоящее время улучшенные зацепления гусениц с изнашивающимся шарниром только еще приближаются к многошаговому зацеплению в точном смысле этого определения. Износ зубьев ведущего колеса и шарнира гусеничных цепей, а также потери на трение как в зацеплении, так и в шарнире зависят от способа передачи усилия от ведущего колеса к гусенице. Возможны три способа передачи тягового усилия: тянущий, толкающий и пальцевый.
Последний применяется в гусеницах с РМШ, в которых отсутствует износ. При т я н у щ е м способе передачи усилия (зуб тянет трак за цевку, расположенную в передней части трака) имеет место значительное трение в зацеплении и износ зубьев ведущего колеса, однако нагрузка на шарнир и его износ меньше. При толкающем способе, когда зуб толкает распо-' ложенный впереди трак в его торец, значительно меньше трение и износ в зацепления и несколько больше нагрузка и износ в шарнирах траков. В целом толкающий способ передачи тягового усилия выгоднее тянущего и получает все большее распространение.
Расчет ведущего колеса. Расчет производится в следующем порядке. Задавшись величиной шага г,, = 1, (он выбирается минимальным на основе конструктивной проработки траков); из известной формулы 01 = 006 5.4'"д ба находят число зубьев ведущего колеса г„ зк — 0 06п (ХП1.20) Здесь П1 и 1 „1 — скорость машины и передаточное число трансмиссии на 1-й йередаче; аа — частота вращения двигателя. Затем определяется центральный угол зацепления 360' 55 Угол р для быстроходных машин колеблется в пределах 25 — 28'. Диаметр начальной окружности колеса 0 р Гав а (Х П1.21) 5!П вЂ” 51П— 2 г„ Далее строится профиль зуба. Рассмотрим построение его при нормальном зацеплении.
При этом необходимо учитывать основное требование: обеспечение динамического равновесного состояния цевки в контакте с зубом в любой точке его профиля (рис. 606 Х1П.10). При выполнении этого требования и при условии г, = = 1,,„будут обеспечены свободный вход и выход цевок из зацепления, безударность передачи усилия на зуб, распределение нагрузки между всеми зубьями, минимум скольжения цевки по зубу под нагрузкой. На начальной окружности на расстоянии 1, друг от друга (рис. ХП1.10) наносятся центры цевок и вычерчиваются окружности радиусом г = (1,1 —:1,2) гл, изображающие цевки и определяющие профиль ножки зуба.
В применяемых конструкциях гусениц радиусы цевок гц — — (0,13 —:0,17) 1,. Центры цевок О, и О, соединяются с центром колеса О, затем от линии 0,0, откладывается ~а угол давления О, определяемый по векторной сумме сил, действующих на цевку. Обычно 0 = 40 —:60 . При В определении угла 0 коэффициент трения в зацеплениях при наличии абра- В зива принимается равным )ь = 0,35 —: —:0,4, угол трения при этом составляет 0,19 — 0,22 рад. После этого проводится отрезок О,АВ до пересечения с линией 00,.
Через точку В проводится вспомогательная окруж- р ф Рис. ХИ!.1О. Схема построения Ом» необходимая для вычерйи ~р~ф~~~ арба недтпсето „олеся вания профиля остальных зубьев. при нормальном зацеплении При постоянном шаге гусеницы (с РМШ) профиль зуба будет прямой линией АЕ, перпендикулярной к прямой АВ. В случае постепенного увеличения шага гусеницы по мере износа шарнира профиль зуба при многошаговом нормальном зацеплении будет криволинейным (кривая АЕ'). Задаваясь допустимой величиной износа Лт', = (10 †: 1беАе) 1„ проводят графическое построение профиля зуба с учетом обеспечения равновесия цевки в каждой точке профиля.
Высота зуба и диаметр окружности выступов В„определяются допустимым увеличением шага г,. Расчет прочности зубьев производится по напряжениям изгиба и контактным напряжениям. Расчетное усилие из условия максимального сцепления гусеницы с грунтом и передачи всего усилия одним зубом при двух зубчатых венцах Р ~'ац 0,65о ~р 2 2 Проверка осуществляется по максимальному моменту двигателя, приведенному к ведущему колесу, на первой передаче. Рассматривается худший случай нагружения — усилие приложено к вершине зуба. Силы трения в зацеплении не учитываются, усилие Рр принимается направленным по касательной к окружности О, (рис.
ХП1.11). 500 Напряжения от изгиба зуба в опасном сечении, находящемся в его основании, определяются по формуле М„б~~~ (Х1П.2З) Величины а, 6, Ь обозначены на рис. Х П1.11. Допускаемые напряжения [о)„= 500 —:600 МПа. Контактные напряжения в месте контакта цевки с зубом о, = 0,421~ Рр ~Е'Ев(~~'ч) (ХП1,24) ЬсозВ (Ез+ Ев)дгч ' где 1ч — радиус кривизны зуба в точке контакта; Е, и Е, — модули упругости материалов цевки и зуба; если Е, = Е„то Рис. Х1!1.1!. Схема расчета зуба иа изгиб Рис.
Х!11.12. Схема расчета болтов зубча. того вевца где гб — радиус расположения болтов. Необходимая сила трения в плоскости соединения Рввтрзт ~ Рр. б отсюда усилие затяга Р ) Р', Здесь р — коэффициент рв трения, для стальных поверхностей при сухом трении (х = 0,2; п — число болтов. 510 = Е. Знак плюс берется для зуба с выпуклым профилем, 2Е,Ев минус — с вогнутым. В оправдавших себя конструкциях о, = = 2500 —:3000 МПа.
Болты крепления зубчатых венцов к ступице ведущего колеса также рассчитываются по усилию Рр. Болтовое соединение работает в этих конструкциях на растяжение от силы, требующейся для создания силы трения в соединении, которая должна обеспечить передачу крутящего момента (рис. ХП1.12). Окружная сила на окружности расположения болтов р р гв.к 0,650 9 гв,к (Х П1.25) гб 2 гб ноа 2 С другой стороны, Р„= 4 [о[ю тогда диаметр болтов с[в) 1,13 [/Р ~ = 1,13 ~гг "'а .
(ХП1.26) Здесь допустимые напряжения растяжения [о) = 0,6т„где т,— предел текучести для материала, из которого йзготовлены болты. Расчет подшипников ведущего колеса производится так же, как в КП, в том числе разбивка работы на отдельных передачах у а 4 ЯЬ1 Рис. Х1Н.13. Схема нагруженив ' Рис. Х!11.14. Схема сил, ведущего колеса действующих на подщип- ники ведущего колеса во времени и определение коэффициентов свг и рг в формуле для приведенной нагрузки Д„р (см. гл. П1).
При этом за расчетную нагрузку принимается суммарная нагрузка от сил предварительного натяжения гусениц и тягового усилия от двигателя — разного на разных передачах (рис. ХП1.13) гсг Чв + (Я + (саг) (Х П1.27) где(;1в, — сила тяги на ведущем колесе на г-й передаче; ߄— сила предварительного натяжения гусеницы.
По величине Я, и схеме подшипникового узла (рис. ХП1.14) определяются приведенные нагрузки на каждый подшипник: Ь а ь, 1~.р.=(~. ь. (Х[1126) В 5. НАПРАВЛЯЮЩИЕ КОЛЕСА И НАТЯЖНЫЕ МЕХАНИЗМЫ Направляющие колеса. Направляющие колеса служат для направления движения верхней ветви гусеницы, а также (совместно с механизмом натяжения) для регулирования ее натяжения. В зависимости от конструкции гусениц ведущих колес и опорных катков направляющие колеса могут быть двойными или одинарными.
Одинарные направляющие колеса, применяемые иногда на легких машинах, соответствуют одновенцовым ведущим колесам и одинарным опорным каткам. Гусеничная цепь при этом должна иметь два направляющих гребня на каждом траке. 511 В движителях, имеющих опорные катки среднего диаметра (500 — 650 мм) и поддерживающие катки, направляющие колеса чаще всего выполняются взаимозаменяемыми с опорными катками. Специфически важным требованием, предъявляемым к направляющим колесам, является обеспечение самоочистки от грязи и снега и удаление с беговой дорожки гусеницы грязи, льда (скалывание его) и снега. Лучше всего это требование обеспечивается специальной конструкцией направляющего колеса с металлическим ободом, имеющим соответствующую форму.
Направляющие колеса с резиновой шиной снижают динамические на- о) Рис. Х111.15. Типы механизмов натяжения гусениц грузки в движителе и шум при движении машины, однако они в меньшей степени удовлетворяют требованию очистки гусеницы. Натяжные механизмы. Натяжные механизмы с механическим приводом, предназначенные для регулирования натяжения гусениц, выполняются двух типов: 1) винтовые — с поступательным перемещением оси направляющего колеса (рис.
ХП1.15, а); 2) кривошипные — с перемещением оси направляющего колеса по дуге окружности. При этом поворот кривошипа может осуществляться с помощью или червячной пары (рис. ХП1.15, б), или винтовой стяжки (рис. ХП1.15, в). Механизмы натяжения гусениц с гидравлическим приводом распространения пока не получили. Наибольшее применение нашли кривошипные механизмы натяжения вследствие простоты и надежности конструкции. Всем требованиям удовлетворяет.и наиболее простой из них — с винтовой стяжкой. Однако при опорных катках большого диаметра и расположении их близко к корпусу этот тип механизма применить невозможно. В этом случае используется червячный механизм натяжения (рис. ХП1.15, б).
Направляющее колесо устанавливается в соответствующее заданному натяжению гусеницы положение с помощью червячной пары 1. Фиксация этого положения производится с помощью гребенок 2 на кривошипе и корпусе машины, 512 так как, несмотря на самотормозящие свойства червячных передач, нельзя допустить передачу на них динамических нагрузок, воспринимаемых направляющим колесом при движении (особенно прн преодолении препятствий). Ввод и вывод гребенки кривошипа из зацепления с корпусом производится в одном механизме с помощью второй червячной пары 8 и винтового механизма 4.
Винтовые механизмы натяжения могут найти применение в основном в гусеничном движителе с задним расположением направляющих колес при несущем его положении (см. рис. ХП!.2, в). Изменение натяжения гусениц необходимо осуществлять в следую1цих случаях; а) при монтаже и демонтаже гусеницы; б) при необходимости увеличить натяжение гусеницы, упавшее вследствие износа шарниров (осуществляется периодически). в) при изъятии из гусеницы одного из траков, когда износ шарниров достиг такого предела, что дальнейшее ее натяжение становится невозможным, так как направляющее колесо достигло своего предельного положения; г) при замене траков из-за их разрушения; д) при изменении условий движения, требующих различного натяжения гусениц.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
