Талу К.А., Козлов А.Г. - Конструкция и расчёт танков (1066317), страница 32
Текст из файла (страница 32)
Число иагружеиий, характер иасрузкп, точиос|ь изс иаслсш я шестерен учитываются ири дстальиом поверочном расчете по методу курса деталей машин, а здесь они уч~стываются косвшию, назначением определенных допустимых напряжений изпсба.
Для высококачествеииых массриалоя шестерен коробок передач отечествеииых танков напряжение изгиба для шес~срсп низших передан ие превосходит 5000 ссг'слс'-', а для высших передач ссследствие иримсисиия о;ишакошио мьд1.~я и .0.шс~ я ис бо «с !200 х3слс'. По формуле (55) определяется модуль ведущей шестерни ииз. шей передачи, а по нему — размеры нары шестерен. Затем определяются модули и размеры остальных иар шестерен.
В большинстве выиолисииых коробок передач применяется о;цш модуль для всех шглиндрических шестерен, хомс для умсиьшеиия габасистисс коробки передач целесообразно задава~ь раз,ишныс моду,ш в соответствии с нагрузкой на ту или сибю пару шестерен. Замечания о расчете косозубчатых и конических шестерен. Цилиндрические шестерни с косым зубом расс ипываются по аналогичной формуле / 0,64 Мр соз,'с р у„о„нг.
[р[,, где т„— иормальный модуль зацеилеиия, сп„= — сл, сох,'."; т,— торцовый модуль зацепления; 3 — угол наклона зубьев к оси шестерни; 'г„— отношение ширины шестерни к нормальному модулю ' (= 10); у„— коэ<!>фициент формы профиля, который берется из тех в же таблиц для числа зубьев г« = — — — или подсчисоз' р тывается по формуле !у2 1,!5соз 3, 4,5сс>з р У«= ю + 3 з' Й< — поправка па коэффициент перекрытия. Пряиозубые конические шестерни рассчитываются. по формулс 0,64 Мр с уезд где т,— модуль зацепления в среднем сечении зуба; у — коэффициент формы профиля, определяемый нз тех я же таблиц лля числа зубьев а'= — илн подсчисозй >ываеэ<ый по формуле 1,!5 сов и +' 4,5соз'<1 у =0172 $ вэ и — половина угла при вершние начального конуса; >„— отношение длины зуба к модулю в среднем сечении назначается с таким расчетом, чтобы отношение длины зуба к длине конусного расстояния было бы не более одной трети; !'<--<юирзш,.< на коэффициент перекрытия (йр = 1,15+ 1.2)- Расчет зубьег> шестерен на износ.
11рсждсвремегшый износ зубьев шестерен проявляется в виде прогрессируя>щего выкрашивания металла с рабочей поверхности зуба. Это выкрашиваиие является результатом усталости металла под действием напряжений поверхностного слоя. Сопротивлсиве выкрашпваиию оценивается величинами наибольших контактных нормальных и касательных напряжений в месте соприкосновения поверхностей зубьев. Иаксих<альное напря>кение сл<ятня в месте контакта определяется по формуле Герца — Беляева / У.„„ .„=0,4!5)У Р вЂ” "" <1.-)„, где р= й в — нагрузка на едппицу длины контактной лисов я иии (уле><ьная контактная нагрузка, кг<с.и); Р— окружное уси,'зие, кг! 2Мр Р= — — "; <>4 = — М«,«,„! !кгсм).
— р — ««1«» 20! Здесь Л1, „,„, — максимальный крутяигий момент двигателя, кгсл; г — передаточное число ог двигателя к вату рассчитываемой шестсрии -.,; т — модуль зубьев, сяи г, — число зубьев рассчитываемой шестерни; к, — поправка иа коэффициент перекрытия; в предварительных расчетах можно принимать й — — 1,15 —: — 1,20; к — угол зацепления: Ь вЂ” длина зуба, сли 2Е,Е, Е„„= — приведенный модуль упругости, кг,'с.и"-; Е,+Е, Е, и Е, — модули упругости материалов шестерен; К„„— приведенный радиус кривизны; гч Кг К:1- Рг ша р = — з!п« вЂ” радиус кривизны зуба в точке касания.
2 Знак плюс берется в случае, когда центры кривизны расположе- ны по разные стороны от общей образующей; знак минус — когда они расположены по одну сторону. После подставки всех величии для 20-градусиого заисилсиия и модуля упругости 1 рода для обеих шестерен, равного Е ==.— 2,2 !О', получается такая расчетная формула: где г' — передаточное число от двигателя до шестерни вн Знак «+» берется для наружного, а « — » для внутреннего зацепления прямозубых цилиндрических гиестерен. На основании опьппых данных по работе шестерен можно рекомендовать следующие максимальныс контактные напряжения тмития: а„.
„,,„13000 —: 19000 кг!сгг'. Причем нижний предел напряжений допускается для высших передач, а верхний — для низших. Касательные напряжения, по которым иногда судят об износоустси!чивоши шестерен, отличаются от найденных максимальных напряжений смятня лишь численным коэффициентом. При окончательной отработке конструкции коробки передач производится полный расчет шестерен иа износ с учетом с1атичсскпх и динамических нагрузок по данным курса деталей машин.
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.
![](https://s.studizba.com/z.php?f=/templates/si/i/noavatar.png&w=100&h=100&t=1"){kind=avatar}
