15.2. ВЕДУЩЕЕ КОЛЕСО И ПРОФИЛИРОВАНИЕ ЗАЦЕПЛЕНИЯ

Ведущее колесо (звездочка) может либо передавать касательную силу гусеничной цепи, когда трактор движется активно, либо воспринимать увлекающую силу от гусеничной цепи, когда трактор тормозится при движении с горы или на повороте.

Прн активном движении трактора на гусеничную цепь действуют силы: натяжение Т гусеницы; окружное (касательное) усилие Рз иа ведущем колесе; сила трения в шарнирах и зацеплении (коэффициент трения р, = 0,2-0,3, для пары высокомарганцевой и углеродистой литых сталей j.i 0,22).

При движении трактора на набегающую (ведущую) ветвь гусеничной цепи действует сила Рз -f Г, а на сбегающую - сила Т. Окружное усилие можно выразить через силу натяжения цепи. Тогда на ведущей ветви будет сила {А + 1) Т, где А = PJT = ,0 12.

Местоположение ведущего колеса выбирают из условия минимальной затраты мощности на самопередвижение. В зависимости от положения ведущего колеса изменяются затраты мощности на трение в шарнирах, на вращение направляющего колеса и на укладку звена передним катком.

Потери на трение в шарнирах:

при заднем ведущем колесе

КЧа + Рз) -

Рш = 1А

/г L

2i>

-f (-f з + Рз+Рл) (Тс+Тц)

при переднем ведущем колесе dn

Рш=1-7- Рз-Рл) -2?

-f (h-f s-f РзЧ- Рл) (Гс + Г )

где Ne - мощность двигателя; п . , - к. п. д. силовой передачи; Тс, Гц - натИ жение гусеницы, статическое и от центробежной силы; трп, %< Рз> Рл - углы,.-! рад (см. рис. 15.1).

Потери на вращение направляющего колеса:

при заднем ведущем колесе

при переднем ведущем колесе

где /п - коэффициент трения качения обода колеса по гусенице, /л - 0,01 . -Г0,02; ил, гТ- коэффищ.ент и радиус трения в подшипниках оеса

Потери иа уклада звеиа гусеницы под передним катком прн заднем ведущем колесе

PvK==

~ гг к(1-созя)п)

где gr и Ол - вес звена гусеницы и направляющего колеса соответственно; 2 - число звеньев в ветви от заднего поддерживающего ролика до переднего опорного катка; AS - удлинение передней ветви цепи при укладке звена передним катком:

AS= 1,(1 -Ai+/ l+fef-2jfeiCos>3n )

[здесь ki - число звеньев передней ветви (до направляющего колеса) ].

При переднем расположении ведущего колеса Ру; 0.

Исследованием, проведенным проф. М. И. Медведевым, установлено, что суммарные потери Р = Рщ + Рл + Рук при заднем расположении ведущего колеса при определенной скорости, зависящей от конструктивных параметров , и режима работы трактора, начинают превышать потери при переднем расположении (рис. 15.2) и к. п. д. гусеницы iir снижается быстрее. Для скорости

4-7-5,5 м/с более выгодным является заднее расположение ведущего колеса. С уменьшением тягового усилия предел оптимальной скорости уменьшается. Для машин, работающих нормально без тягового усилия, а с грузом на платформе (погрузчиков, транспортеров), предел выгодной скорости снижается до 2-2,5 м/с. Если усилие Рз Тс, предпочтительнее переднее расположение ведущего колеса [24].

Зацепление гусеницы с ведущим колесом классифицируют по трем признакам: 1) соотношению шага гусеницы и шага колеса; 2) формам зацепляющихся поверхностей; 3) расположению зацепления относитапьно шарниров гусеницы.

По соотношению шага гусеницы и шага колеса /з различают следующие три случая.

1. /г < /3. В Зацеплении находится один верхний зуб [1 ]. При выходе зуба из зацепления цепь проскальзывает по колесу на величину /3-/г и второй зуб вступает в зацепление с ударом. Увеличенные потери в зацеплении из-за проскальзывания цепи по колесу, ударный вход в зацепление, вызывающий износ деталей, увлечение сбегающей ветви цепи зубом, приводящее к увеличенной вибрации сбегающей ветви, а в некоторых конструкциях к необходимости установки специальных выбивных упоров, заставили отказаться от применения зацепления такого типа.

2. /р > /з- Это соотношение свойственно при удлинении цепи в результате изнашивания. В зацеплении находится один нижний зуб, при входе следующего зуба в зацепление цепь подается вперед на величину 1т-h, укладываясь по неправильному многоугольнику. Пределом удлинения шага /[. является наскакивание поверхности зацепления цепи на верхушку входящего в зацепление зуба.

3. = /3. В зацеплении находятся т зубьев. Принимают, что силы распрет Деляются по зубьям по геометрической прогрессии: ,

= ?, где

ТтАх - Рз + 2 ; - Т; = Тв;

В современных конструкциях принимают 1т = U с переходом иа работу при /р > /з после вытяжки цепи.

По форме зацепляющихся поверхностей различают, зацепление: цевочное,

Зубовое и гребневое.

Цевочное зацепление образуется цевкой, расположенной на оси шарнира звена и зубом на ведущем колесе. Между шарнирами цевку обычно не располагают, так как при этом положение звена неустойчиво и увеличивается Скольжение цевки. Цевочное зацепление подразделяют на тянущее (внутреннее, Цевками вперед) и толкающее (внешнее, цевками назад). При тянущем зацеплении

30v,km/4

Рис. 15.2. Зависимость потерь в гусеничном движителе от расположе-; ния ведущего колеса: / -- переднее ведущее колесо; 2 - заднее ведущее колесо

Рис. 15.3. Цевочное зацепление:

а - тянущее (внутреннее); б - толкающее (внешнее)

(рис. 15.3, а) и /г = h цевка при входе в зацепление скользит позубу под действием усилия Рз + Т. Выход из зацепления происходит без скольжения, цевка отходит от зуба. Звено в шарнире при входе и выходе из зацепления поворачивается, преодолевая момент трения \).ГпТ. При толкающем зацеплении (рис. 15.3, б) звено предварительно укладывается на ведущее колесо, а затем цевка входит без скольжения в зацепление с зубом. Выходя из зацепления, цевка проворачивается со скольжением по зубу при усилии Т. Звено в шарнире при входе в зацепление поворачивается, преодолевая момент трения (Т + з)- Работа сил трения в шарнирах при тянущем зацеплении несколько меньше (табл. 15.3),

15.3. Работа сил трения прн разных вариантах зацепления ведущего колеса с гусеницей (по опытам д-ра техн. наук М. И. Медведева)

чем при толкающем. Поэтому для гусениц, которые выходя из строя из-за износа шарниров, предпочтительно применять тянущее зацепление. Гусеницы с большим запасом на износ шарниров, например, гусеницы тракторов Т-74 и ДТ-75, имеют толкающее зацепление, суммарная работа сил трения которого, особенно при Ir = I3, меньше, чем тянущего.

Конструктивно цевкой служит при составных звеньях втулка шарнира, при литых звеньях расположенный у шарнира прилив.

Рис. 15.4. Профилирование цевоч> ного зацепления:

а - с цилиндрическими цевками; б - с удлиненными цевками; в - с поверхностным контактом цевоК

Радиус цевки:

для составного звена

ц =втулкн = (1,5-ь 1,6) г ;

для литого звена

Гц = 2/-П + 5ц,

где.5ц -запас на износ цевки: обычно принимают 10-15 мм [при тянущем зацеплении, когда износ цевки направлен противоположно износу шарнира, можно брать 5ц = 0; для облегчения литого звена цевке часто придают удлиненную форму, закругляя рабочую часть радиусом Гц. р = (0,6-ь0,7) Гц с центром на луче, проведенном под углом ф к плоскости звена].

Нормальное цевочное зацепление профилируют в следующем порядке.

1. Выбирают число звеньев т, укладывающихся на ведущее колесо, и число зубьев ведущего колеса. Для сельскохозяйственных тракторов 3= 1014, 2з - 3 или 2з = 2тз (тогда при износе одного ряда зубьев цепь переставляют в следующий ряд и долговечность работы колеса увеличивается). Чтобы зубья двойного ряда работали поочередно, число их должно быть нечетным. При этом число облегающих колесо звеньев т будет дробным.

Определяют центральный угол Р = ЗбО/Из и диаметр окружности шарниров начальной окружности) D3 = 2гз. Строят диаметр окружности шарниров и аносят многоугольник облегающих звеньев (рис. 15.4).

2. Определяют силы натяжения на сбегающей Гс = Т и набегающей Гн - = (Л + 1) Т ветвях цепи. Коэффициент А находится в пределах

Атгх -

Лтп1п -

X(Ph+/G)

на низшей рабочей передаче;

- на холостом ходу трактора.

Коэффициент передачи крутящего момента % принимают равным 0,5 при прямолинейном движении и 0,5-0,75 при повороте, в зависимости от типа механизма поворота.

Находят показатели геометрической прогрессии распределения спл по зубьям:

= Т/-

(15.1) (15.2)

rain

Показатель корня (характеризующий число зубьев, передающих усилие) равен

т = О.бШз - 2.

Определяют углы зацепления: для прямолинейного участка зуба

trrfi ?1 sin Р .

*S = 1-91 cos

для впадины зуба

?2 sin р

1 - i?2 COS Р

(15.3)

tl5.4)

3. Находят параметры профиля зуба из условия получения его толщины S, оставляющей зазор, который исключает заклинивание вытянувшейся на Д,/г цепи обратной стороной зуба. Вытяжку Дг берут равной 2-3о/о для обработанных шарниров и 6-9% для необработанных, имеющих запас на износ. Центральный угол зазора

tgY = 2Artg--.

Угол заострения зуба i) = 2 (б + у) и угол впадины а = г) Ч---- .

4. Проводят из центра шарнира (любого) внутрь два луча под углом 90 - - (01 4- 0,5р) и 90 - (02 -f 0,5р) к прямой, соединяющей центр шарнира с осью колеса. Наносят между лучами дугу радиусом Гц. В точке пересечения луча 0i с дугой восстанавливают перпендикуляр к лучу, определяющий прямолинейный участок зуба.

Делят угол р/2 между соседними шарнирами (считая за соседний место под шарнир при увеличенном числе зубьев колеса) пополам. Строят угол у, вершиной которого является ось колеса, а образующим лучом прямая, проходящая через ось колеса и вершину зуба. Обращенная к цевке сторона угла у является осью симметрии профиля зуба. Продолжают прямолинейный участок зуба до пересечения с осью симметрии и из точки пересечения строят симметрично вторую

половину зуба. Вершину зуба закругляют радиусом Яз = Юн по радиусу шарниров изношенной цепи:

15 мм или срезают

(1 + Ар) lr р 2

2 sin

Проводят радиус окружности впадин Гв = Гз - Гц. о - (1-ь2) мм. Радиус основания цевки Гц. о = Гц, а при удлиненной цевке Гц. = V р -f (г - Гц р) sin ф. Принимают угол Ф = Oj -f 0,5р при толкающем зацеплении и ф = при тянущем. Соединяют окружность впадин с зубом радиусом /?в = (1,1-ь 1,3) Гц р.

С це.тью снижения износа зуба и цевки А. М. Черяпиным предложено цевочное зацепление с контактом по поверхности (рис. 15.4, в). Для профилирования этого зацепления строят многоугольник облегающих колесо звеньев с радиусом шарниров Гд. Определяют угол зацепления Oj. А. М. Черяпин предлагает принимать Bi = 28-ь32°при Из = 12-14 и = 25-280при з = 10-11. Наносят вспомогательную окружность центров профильных дуг зубьев с радиусом ;?с = = Гз ctg ф.

Опреде.чяют размеры цевки, приняв за радиус цевки Гц радиус окружности, касательной к профильной дуге цевки, и размеры Гц. о = Гц; 1ц = (0,30-0,35) r . Проводят окружности впадин радиусом Гп и шарниров при предельной

вытяжке цепи г. Радиусом профильной дуги зуба и цевки R =---г

cos ф ч

касательно к окружности цевки очерчивают в пределах - г профиль зуба. Вершину зуба скругляют радиусом ;?з = 1520 мм, а основание - радиусом Rb = 8н- 10 ММ.

Данные для построения зубьев различных типов приведены в табл. 15.4.

15.4. Данные для построения цевочного зацепления (см. рис. 15.4)

При звеньях с упругими шарнирами для уменьшения угла р число облегающих звеньев т увеличивают до 20. Натяжение цепи с упругими шарнирами значительно больше натяжения цепи с металлическими шарнирами [24 , и угол зацепления увеличивается. При упругих шарнирах предпочтительно применять цевкн Поверхностным контактом.