Носов Н.А. - Расчёт и конструирование гусеничных машин (1066314), страница 102
Текст из файла (страница 102)
Из вышеизложенного вытекает и требование к механизму натяжения: а) легкое и удобное натяжение гусеницы усилиями одного члена экипажа; б) плавное регулирование положения оси направляющего колеса, минимальные интервалы между его фиксированными положениями; в) обеспечение хода направляющего колеса в пределах, достаточных для удаления из гусеницы не менее одного трака; г) изменение натяжения гусеницы на ходу машины в зависимости от изменяющихся условий движения. Последнее требование при использовании описанных типов механизмов натяжения не может быть выполнено, хотя оно является очень важным, так как проходимость гусеничной машины находится в определенной зависимости от силы предварительного натяжения гусениц. Так, при движении по хорошим дорогам с большой скоростью величина натяжения должна гарантировать неспадание гусениц и в то же время не быть слишком большой во избежание чрезмерного износа шарниров и увеличения потерь мощности в движителе.
Прн движении по грязи из-за ее налипания на гусеницах и ведущих и направляющих колесах гусеницу «распирает», натяжение ее возрастает. Для того чтобы это натяжение при движении машины не превзошло допустимых пределов, предварительное натяжение гусениц должно быть уменьшено. Максимальное натяжение гусениц должно быть обеспечено при движении машины по топким грунтам с целью предельно возмож. ного выравнивания удельных давлений под гусеницами, что будет 33 Н. А.
Косов 513 способствовать повышению проходимости. Увеличение потерь мощности и износ шарниров в этом случае существенного значения не имеют. Регулирование натяжения гусениц на ходу машины может быть обеспечено с помощью гидравлического механизма натяжения. Гидравлический цилиндр может устанавливаться в кривошипной схеме (рис.
Х1П.15, в) вместо винтовой стяжки. Гидравлический цилиндр должен иметь гидрозамок, отсекающий определенное количество жидкости в цилиндре как под поршнем, так и над ним и тем фиксирующий положение поршня, кривошипа, оси направляющего колеса и, следовательно, натяжение гусеницы. Рис. Х11!.16. Схема гусеничного движителя с механизмом компенсации натяжения гусениц: Π— иодвижнме оси; ° — неподвижные оси Управление приводом перекачки жидкости в гидроцилиндре из полости над поршнем в полость под поршнем и наоборот должно осуществляться водителем на ходу машины.
Подавлению жидкости в цилиндре водитель может судить об истинной величине натяжения гусениц в каждый момент времени. Компенсационные механизмы, восстанавливающие натяжение гусениц (в основном их передних и задних наклонных ветвей), нашли применение на некоторых быстроходных гусеничных машинах (рис. ХП!.16). Натяжение ослабляется вследствие значительного поджатия передних или задних опорных катков при переезде через препятствие или при значительных амплитудах продольных угловых колебаний, когда необходимая длина гусеничного обвода резко уменьшается. Восстановление длины гусеничного обвода до необходимой величины производится здесь соответствующим перемещением осей направляющего и ведущего колес (поворотом кривошипа, на котором они установлены) в сторону от центра машины. Это перемещение осей осуществляется с помощью рычажного привода, соединяющего крайние катки с ведущим или направляющими колесами.
Роль кривошнпа для ведущего колеса выполняет в этом случае картер несоосной бортовой передачи, поворот которого осуществляется относительно оси ведущей шестерни. Механизмы компенсации натяжения гусениц снижают динамические нагрузки 614 в гусеничном движителе и трансмиссии, повышают плавность хода и уменьшают вероятность сбрасывания гусениц. Однако они значительно усложняют конструкцию ходовой части машины, увеличивают ее вес и габариты и поэтому применяются сравнительно редко. Расчет механизма натяжения гусениц. При носовом расположении ведущего колеса расчет производится по максимальной силе тяги по сцеплению с грунтом при движении задним ходом на горизонтальной площадке: Рр = 0,56~р.
При кормовом расположении направляющего колеса, нагруженного силой тяги на передачах переднего хода, расчет произ- Рис. Х!11.17. К расчету механизма натяжения: а — схема сил; б — к определению радиуса кривошипа водится по максимальной силе тяги по сцеплению на косогоре с углом р = 30'. Р = — 0,656ср. Усилие, действующее на ось направляющего колеса, определяется по схеме на рис. ХП1.17, а Я Рр —— 2Р з1п —. срб (ХП1.29) По этому усилию рассчитываются на прочность кривошип, винтовая стяжка, гидравлический цилиндр и винтовой механизм натяжения, воспринимающие при движении машины полную величину силы Йр.
Детали мехайизма, нагружаемые только при натяжении гусеницы, например червячная передача механизма типа, представленного на рис. Х1П.15, б, рассчитываются на величину предварительного натяжения гусеницы Р . Из теории гусеничного движителя известно, что натяжение гусеницы от силы собственного веса определяется по формуле лр— (ХШ.30) где у — вес единицы длины гусеницы (погонный вес); 1 — длина пролета (расстояние между соседними поддерживающими катками или, при их отсутствии, между ведущим и направляющим колесами); 1 — стрела провисания гусеницы; при среднем натяжении 7 = 0,02 —:0,03 м.
В этом случае )с„р также определяется по формуле (ХП1.29). ЗЗ* 515 Передаточное число механизма натяжения 1„определяется из соотношения моментов на кривошипе от силы предварительного натяжения гусеницы и силы Р„прикладываемой человеком (водителем) на соответствующем рычаге 1, Рпрп са5— 2 1п Ра!рпт где г — радиус кривошипа; р — угол наклона нижней ветви гусеницы; ч — к. п. д, механизма. Величину силы Р, принимают равной 150 — 200 Н (15 — 20 кГ). Радиус кривошипа определяется по допустимому удлинению гусеницы при эксплуатации И. Как уже выше указывалось, эта величина должна быть не меньше шага гусеницы: И ) 1,. Перемещение оси направляющего колеса в зависимости от угла его поворота и составляет (рис. ХП1.17, б) з = 2г з!п — .
а 2 ' (ХП1.32) Так как угол охвата направляющего колеса гусеницей близок к 180', можно принимать И = 255, тогда радиус кривошипа г) 451п— 2 При 45 = 180' !г г=— 4 (ХП1.33) ф 6. ОПОРНЫЕ И ПОДДЕРЖИВАЮЩИЕ КАТКИ Основные требования. К опорным каткам быстроходных гусеничных машин предъявляются следующие основные требования: а) прочность и длительная работоспособность в тяжелых условиях эксплуатации, способность амортизировать удары, снижать динамические нагрузки на гусеничный движитель; б) минимальный вес (вес лучших катков с резиновой шиной составляет 7% от величины статической нагрузки на каток; вес катков с внутренней амортизацией достигает 5% от статической нагрузки); в) подшипниковый узел должен обеспечивать заданную долговечность в условиях работы с большими боковыми усилиями (при повороте машины) и иметь надежные уплотнения, предохраняющие как от вытекания смазки из него, так и от проникновения снаружи пыли, грязи и влаги; шб Для движителя, имеющего гусеницы с РМШ, удлинение которых в процессе эксплуатации незначительно, можно принимать мень- шие значения г.
г) обеспечение возможности движения машины (с малыми скоростями) при разрушении резиновой шины. Эти требования обеспечиваются выбором типа опорного катка и степенью совершенства его конструкции. Типы опорных катков. Опорные катки современных гусеничных машин можно разделить на следующие три типа; 1) с наружной резиновой шиной (рис. Х1П.18, а); 2) с внутренней амортизацией (рис. ХП1.18, б); 3) жесткие цельнометаллические (рис.
ХП!.18, в). Каток каждого из этих 'трех типов может быть одинарным, двойным и тройным. Наиболее рациональный тип катка — двойной; по сравнению с одинарным он обеспечивает хорошую устойчивость гусеницы на опорной поверхности и меньшие удельные нагрузки на обод катка.
Тройные катки применяются редко, при очень больших нагрузках на каток (тяжелые машины). Одинарные катки применяются на машинах легкого типа, когда мала нагрузка, приходящаяся на один каток. Вес гусеницы при этом несколько возрастает, так как на каждом траке требуются два направляющих гребня. В зависимости от диаметра опорные катки разделяются на две группы: !) малого диаметра (500 †6 мм); они не полностью вписываются в гусеничный обвод и требуют установки поддерживающих катков; 2) большого диаметра (700 — 800 мм), прн которых поддерживающие катки не требуются. Лучшим типом опорного катка для быстроходных гусеничных машин является каток с наружной р е з и н о в о й ш и н о й (рнс.
Х П!.18, а). Резиновые шины снижают динамические нагрузки на гусеницу и каток, повышая этим срок службы гусеницы и подшипников опорного катка, а также предохраняя от разрушения и сам каток. Особенно проявляется это их преимущество при движении с большими скоростями по твердым каменистым грунтам и булыжнику. Кроме того, снижается шум при движении машины. Однако условия работы резиновых шин достаточно тяжелые. При качении опорного катка участки шины попеременно то сжимаются, то разжимаются, в резине из-за большого внутреннего трения при ее деформации выделяется значительное количество тепла, что приводит к расслаиванию шины или отслаиванию ее от обода катка. На температуру нагрева шины влияют три группы факторов.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
