/
Теги: военная техника бронетехника
Год: 1984
Текст
Бесплатно
Б ронЕТАНКоедя
1'ехн И КА
л 'JP t
МИНИСТЕРСТВО ОБОРОНЫ СССР
ГЛАВНОЕ БРОНЕТАНКОВОЕ УПРАВЛЕНИЕ
КОНСТРУКЦИЯ
И РАСЧЕТ ТАНКОВ
И БМП
Перед пользованием Учебником внести следующие исправления:
Стра- ница Строка Напечатано Следует читать
128 1 снизу cos2 COS3
161 3 снизу 3-106 оборотов по формуле
163 11 снизу Е0Т ЕСТ
180 2 сверху (1+М (1+М
200 15 снизу коробка, передач, коробках передач,
223 5 сверху Юр Мд — <Од
<0р “Р
238 25 сверху остаточных остановочных
250 8 снизу «г «г
255 11 снизу ^тт ^гт
Зак. 5205 Изд. 14/9648
МОСКВА
ВОЕННОЕ ИЗДАТЕЛЬСТВО
1984
1
В написании Учебника принимали участие: кандидат технических наук, до-
цент полковник Чобиток В. А. — руководитель авторского коллектива (общая
редакция, разделы 1, 13 и часть разделов 3, 12, 14), кандидат технических
наук подполковник Данков Е. В. (раздел 2), полковник Брижинев Ю. Н. (часть
раздела 3), полковник запаса Шкареда Н. Ф. (раздел 4), полковник Доброс-
кок Г. Г. (часть раздела 5), майор Папян Б. П. (часть раздела 5), кандидат
технических наук, доцент полковник Шмугленко Н. А. (раздел 6), полковник
Кислов В. С. (разделы 7, 8), полковник Долганов А. А. (разделы 9, 10), пол-
ковник Саблин В. В. (раздел 11, часть раздела 14), кандидат технических наук
подполковник Васильев В. В. (часть раздела 12).
Учебник к изданию подготовили полковники Чобиток В. А., Брижи-
нев Ю. Н,- Долганов А. А., капитан Мирошник А. В.
Рецензент: доктор-технических наук, профессор полковник Байдин А. К.
2
ПРЕДИСЛОВИЕ
В Отчетном докладе ЦК КПСС XXVI съезду партии отмеча-
лось, что партия и государство ни на один день не упускали из
поля зрения вопросы укрепления оборонного могущества страны,
ее Вооруженных Сил. К этому нас обязывают международная об-
становка, стремление империалистических кругов к развертыва-
нию новой мировой войны с применением ядерного оружия.
Устойчивостью от ядерного оружия и способностью действо-
вать на зараженных участках местности, высокой подвижностью
и огневой мощью танков объясняется бурное развитие танкостро-
ения. Наращивание боевых свойств танков идет по пути разра-
ботки принципиально новых агрегатов, использования последних
достижений науки, техники и технологии. Все это требует от ин-
женера-танкиста высокой технической культуры и кругозора,
прочных знаний конструкций и расчета современных танков.
Именно такие знания должны стать базой для организации гра-
мотной эксплуатации и ремонта техники, для руководства техни-
ческой подготовкой подчиненных, освоения новых образцов, по-
ступающих на вооружение. Военный инженер-танкист должен ви-
деть перспективы развития, уметь оценивать боевые свойства оте-
чественной и зарубежной техники.
Эти знания и умения курсанты танковых инженерных училищ
получают в основном при изучении курса «Конструкция и расчет
танков и БМГ1», в соответствии с программой которого и написан
Учебник.
В учебнике изложены основные требования к компоновке тан-
ка, его броневой защите и конструкции отдельных агрегатов и
механизмов, рассмотрены конструктивные, технологические и неко-
торые эксплуатационные меры для выполнения этих требований,
Дана классификация и анализ конструкций с точки зрения выпол-
нения предъявленных к ним требований, приведены основные
проектные и поверочные расчеты, позволяющие оценить надеж-
ность и долговечность работы отдельных узлов и машины в це-
лом.
Учебник предназначен для курсантов и слушателей высших
танковых инженерных училищ, а также может быть использован
курсантами других военных училищ.
1* Зак. 5205
3
1. СОВРЕМЕННОЕ СОСТОЯНИЕ И ТЕНДЕНЦИИ
РАЗВИТИЯ БРОНЕТАНКОВОЙ ТЕХНИКИ
1.1. РАЗВИТИЕ ТАНКОВ ПОСЛЕ ВТОРОЙ МИРОВОЙ ВОИНЫ
В последние годы практически все тяжелое вооружение су-
хопутных войск переведено на бронетанковую основу. Это объяс-
няется тем, что успешное решение задач современного боя воз-
можно только при тесном взаимодействии различных родов войск,
боевые машины которых должны обладать одинаковым уровнем
защиты от оружия массового поражения (ОМП) и подвижностью.
Бронетанковое вооружение сухопутных войск включает сегодня
танки различного назначения, бронетранспортеры и боевые ма-
шины пехоты, истребители танков, боевые машины артиллерии,
ПВО и др.
Основным видом этих машин являются танки, а их шасси ис-
пользуются, как правило, в качестве базы для остальных машин.
При этом решаются вопросы унификации деталей, узлов и агре-
гатов и в целом шасси всех видов бронетанкового вооружения.
Это позволяет снизить затраты на оснащение армии, обучение
личного состава, облегчить эксплуатацию, ремонт и снабжение
войск бронетанковым имуществом.
В дальнейшем закономерности развития шасси бронетанковой
техники будут рассматриваться главным образом на примерах
танков и боевых машин пехоты.
Зарекомендовав себя в качестве основной ударной силы сухо-
путных войск на полях сражений второй мировой войны, танки
в послевоенный период развивались в условиях, характеризую-
щихся необходимостью ведения боевых действий как с примене-
нием ядерного оружия, так и без него, высокими темпами про-
движения войск при большой глубине операций, наличием на во-
оружении армий большого количества противотанковых средств,
в том числе ПТУР, авиации и танков. Все это привело к тому, что
в танкостроении широко используются новейшие достижения в
различных областях науки, техники и технологии. Современный
танк стал качественно новой машиной, способной вести боевые
действия в различных погодно климатических условиях, на раз-
личной местности, днем и ночью
4
В развитии послевоенного танкостроения прослеживаются три
периода, каждый из которых характеризуется своим поколением
танков.
Производство танков первого поколения охватывает период с
1945 по 1960 г. В это время танкостроители широко использовали
опыт танкостроения второй мировой войны. Выпускались легкие
(АМХ-13 — Франция, М41 — США), средние (М46, 47, 48 — США,
«Центурион» — Великобритания) и тяжелые (М103 — США, «Кон-
керор» — Великобритания) танки. Они 'не в полной мере отвеча-
ли требованиям, которые стали предъявляться к ним в связи с по-
явлением ОМП. Так, средние танки не обладали необходи-
мой защищенностью и огневой мощью, а тяжелые — подвиж-
ностью.
В большинстве стран выделяется один тип танка, который на-
зывают основным танком. Это боевая машина многоцелево-
го назначения, способная вести боевые действия под прямым ар-
тиллерийским огнем и воздействием ПТУР противника, сочетаю
щая высокую огневую мощь, защищенность и подвижность. В
этом типе танков удачно сочетаются подвижность и приспособ-
ленность к массовому производству средних танков с высоким
уровнем защиты и огневой мощи тяжелых танков.
Производство танков второго поколения (1960—1980) харак-
терно наличием двух типов танков — легких («Шеридан» —
США, «Скорпион» — Великобритания) и основных (М60 и его
модификации — США, «Чифтен» — Великобритания, «Лео-
пард-1»— ФРГ, АМХ-30 — Франция, Strv-103 — Швеция).
В отличие от других объектов бронетанковой техники основ-
ной танк может использоваться в различных видах боя и против
разнообразных средств противника. Его конструкция отличается
наличием специальной защиты от оружия массового поражения.
Для разных стран в этот период характерно отсутствие единства
взглядов на ранжировку боевых свойств основных танков: огне-
вой мощи, защищенности и подвижности. Легкие танки в основ-
ном используются для целей разведки, охранения, решают задачи
взаимодействия с морскими и воздушными десантами. Танки, от-
личающиеся от основных частными параметрами, называются
специальными (командирские, огнеметные, усиления). В этот пе-
риод на вооружении армий появляется новый тип бронетанковой
техники — боевые машины пехоты и воздушно-десантных войск
(БМП и БМД). В число государств, производящих танки, вошли
в последние годы Швейцария (Pz-61, Pz-68), Италия («Лев»),
Индия («Виджаянта»), Япония (танк «74»), Китай (Т-59, Т-62,
Т-60), Израиль («Меркава»).
Примерно с 1980 г. начинается производство танков третьего
поколения, к которым относятся «Леопард-2» (ФРГ, начало про-
изводства 1979 г.) и Ml «Абрамс» (США, начало производства
1980 г.).. Характерными особенностями танков третьего поколения
являются гармоничное сочетание основных боевых свойств и даль-
нейшее повышение их уровня.
5
1.2. СОВРЕМЕННЫЕ ЗАРУБЕЖНЫЕ ТАНКИ
1.2.1. Основные танки
Основу танкового парка капиталистических государств состав-
ляют танки второго поколения, боевые и технические характери-
стики которых приведены в табл. 1. Характерными особенностя-
ми конструкции этих танков, кроме танка Strv-ЮЗ, являются ус-
тановка вооружения во вращающейся башне, кормовое располо-
жение моторно-трансмиссионного отделения, экипаж — четыре че-
ловека, из них три человека— в башне (командир и наводчик
справа, а заряжающий слева от пушки), применение в силовой
установке дизельных мпоготопливных двигателей. На всех танках,
кроме английского танка «Чифтен», установлена 105-мм нарезная
английская пушка, имеющая в качестве основного бронепоража-
ющего средства бронебойные подкалиберные снаряды с отделяю-
щимся поддоном. При начальной скорости 1475 м/с этот снаряд
на дистанции 1000 м пробивает по нормали броню толщиной
около 300 мм. На танке АМХ-30 установлена французская нарез-
ная 105-мм пушка, основное бронепоражающее средство кото-
рой — кумулятивные снаряды. Все танки имеют боекомплект око-
ло 60 выстрелов.
Основной танк США выпускали в модификациях М60 (1960 г.),
М60А1 (1962 г.) и М60АЗ (1978 г.). Его отличает более высокий
по сравнению с другими танками уровень защиты, который обес-
печивается литым броневым корпусом и башней, имеющими боль-
шие толщины и высокую степень дифференцирования. В боекомп-
лект танка входят подкалиберные с отделяющимся поддоном, ку-
мулятивные оперенные, бронебойно-фугасные с пластичным ВВ
и дымовые снаряды, снаряженные белым фосфором, которые при-
меняются для поражения объектов противника и маскировки.
Дизельный двигатель воздушного охлаждения составляет с гид-
ромеханической трансмиссией моноблок, который установлен в
изолированном от боевого отделения отсеке, заливаемом заборт-
ной водой при подводном вождении. В ходовой части применя-
ются гусеницы с резинометаллическим шарниром (РМШ) с обре-
зиненной опорной поверхностью и беговой дорожкой, катки с на-
ружной резиновой массивной шиной, система подрессоривания
торсионная с гидравлическими амортизаторами. В конструкции
танка для уменьшения его массы широко используются алюмини-
евые сплавы (опорные и поддерживающие катки, направляющие
колеса, топливные баки и снарядные боеукладки), вынос части
оборудования из забронированного объема (воздухоочистители).
Танк недостаточно подвижен и большой по габаритам. Так, высо-
та его с командирской башенкой 3,25 м. Переход к выпуску тан-
ка М60АЗ предусматривает комплекс мероприятий, обеспечива-
ющих повышение огневой мощи, защиты и, главным образом,
подвижности танка. При капитальном ремонте М60А1 доводится
до уровня М60АЗ
6
Танки «Леопард-1» (ФРГ) и АМХ-30 (Франция) отличаются
от танка М60А1 меньшими габаритами, массой, более высоким
уровнем подвижности, менее надежной защитой. Корпуса этих
танков сварные, башни на танках «Леопард-1 (-1А2)» и АМХ-30—
литые, на танке «Леопард-1АЗ (-1А4)» — сварные. Механик-води-
тель в танке «Леопард-1» смещен к правому борту, поэтому ос-
новная боеукладка из 42 пушечных выстрелов, размещенная в от-
делении управления слева, оказывается непосредственно перед за-
ряжающим. Водитель танка АМХ-30 располагается у левого бор-
та машины. Оба танка имеют меньшие габариты, ма танке «Лео-
пард-1» отсутствует командирская башенка.
На танке «Леопард-1» установлены многотопливный четырех-
тактный дизель воздушного охлаждения, гидромеханическая
трансмиссия, электрогидравлические приводы управления, тор-
сионная подвеска с гидравлическими амортизаторами (по пять на
борт), опорные катки с алюминиевыми дисками и наружными
резиновыми шинами, гусеницы с РМШ со съемными резиновы-
ми подушками. Воздушный тракт жидкостной системы охлажде-
ния двигателя изолирован от внутреннего объема танка и при
подводном вождении заливается водой, а вентилятор отключа-
ется.
Особенностью конструкции танка АМХ-30 является применение
люка выброса стреляных гильз в левой стенке башни, планетар-
ной механической трансмиссии, опорных катков из магниевого
сплава, гусениц с открытым металлическим шарниром (ОМШ)
со съемными резиновыми асфальтоходными подушками.
Английский танк «Чифтен» (рис. 1) отличается самым высо-
ким уровнем защиты и огневой мощи и недостаточной подвижно-
стью. На танке установлена 120-мм нарезная пушка раздельно-
картузного заряжания, которое облегчается применением электро-
механического досылателя. Боекомплект пушки составляют бро-
небойно-подкалиберные и бронебойно-фугасные снаряды с плас-
тичным взрывчатым веществом. Для повышения точности стрель-
бы на танках применяется крупнокалиберный пристрелочный спа-
ренный с пушкой пулемет. Высокий уровень защиты достигнут
благодаря применению толстых броневых листов, расположенных
под большими углами, размещению боеприпасов в специальных
пеналах. Для придания лобовому листу наклона 70° и снижения
высоты корпуса механик-водитель в танке располагается полу-
лежа. По бортам машины установлены 13-мм броневые фальш-
борты, улучшающие противокумулятивную защиту. На танке ус-
тановлены двухтактный двухвальный многотопливный двигатель
и планетарная двухпоточная трансмиссия. Малая удельная мощ-
ность (1,0 кВт/кН), применение в ходовой части блокированной
пружиной подвески с малым количеством амортизаторов (два на
борт) и гусениц с ОМШ не обеспечивают достаточную подвиж-
ность танка. В целом конструкция танка отражает господство-
вавший в Великобритании подход к ранжировке боевых свойств,
7
Параметры Основные
второго
М60А1, 1962 г. « Леопард-! А4», 1971 г. АМХ-63, 1967 г.
Общие Боевая масса, т Экипаж, чел. Габариты LxBXH, м Удельное давление, кПа 49,7 4 6.95Х Х3,63х Х2,750 80 42,4 4 6,94X3,37X2,4 87 36 4 6,6X3, IX 2,3 76
Вооружение Пушка Калибр пушки Система управления ог- нем * Боекомплект, шт. Бранепробиваемость сна- рядов при 60°, мм: подкали бер ного (D = 2 км) кумулятивного Число и калибр пуле- метов Нарезная 105 С, Д, В 63 120 200 7,62+12,7 Нарезная 105 С, Д 60 120 200 2X7,62 Нарезная 105 Д 50 200 7,62+12,7
Брониро- вание Лоб башни, мм Нос корпуса, мм Борт корпуса, мм 206 200 90—45 200—1130 140 46—35 140 150 50—35
Подвижность Двигатель: тип, мощность, кВт удельная мощность, кВт/кН Максимальная скорость, км/ч Запас хода по шоссе, км Глубина преодолеваемо- го брода, м: без подготовки с частичной подго- товкой с ОПВТ Дизель, 550 1,13 48 500 1,2 2,6 5 Дизель, 610 1.47 64 600 1,2 2,25 4 Дизель, 530 1,5 65 600 1,3 2,2 4
* Д — дальномер, С — стабилизатор, В — баллистический вычислитель, АЗ-1
8
Таблица 1
танкн
поколения третьего поколения
«Чифтен МК-5», №3г. Strv-ЮЗВ, 1969 г. PZ-68A2, 1975 г. Ml,1980 г. «Леопард-2» 1979 г.
54,8 4 7.51Х3.6Х Х2,55 90 39 3 8,4X3,4x1,9 97 39,7 4 6,9ХЗ,14Х Х2,5 87 53,4 4 7,92X3,65X2,375 87 55.2 4 7,45X3,7X2,48 84
Нарезная 120 с, д 64 130 2X7,62+ + 12,7 Нарезная 105 Д, АЗ 50 120 3X7,62 Нарезная 105 С, Д 56 120 2X7,5 Нарезная Гладкоствольная 120 С, Д, В 42 180 220 2X7,62
гладкоство льн ая 105 100 с, д, в 55 50 150/180 200/220 2x7,62+12,7
300 295 38—50 250 Стальное литье Комбинированное многослойное типа «Чобхэм»
Дизель, 595 1,10 48 500 1,1 5 Дизель+ГТД 176+360 1,4 50 390 1,5 Плавает с плавсредством Дизель, 515 1 32 60 350 1,1 ГТД, 1100 2,1 70 450 1,2 2,36 Дизель, 1100 2,04 68 500—550 0,8 2,25
автомат заряжания.
9
Рис. 1. Английский основной танк «Чифтен»:
1 — 120-мм нарезная пушка; 2 — 7,62-мм спаренный пулемет; 3 — 12,7-мм при-
стрелочный пулемет; 4 — лазерный прицел-дальномер наводчика; 5 — 7,62-мм
зенитный пулемет; 6 — командирская башенка; 7 — двухтактный дизель;
8 — механическая трансмиссия; 9 — гусеница с открытым шарниром и
съемными башмаками; 10— блокированная подвеска; 11—место командира
танка; 12 — место наводчика; 13 — место механика-водителя
где предпочтение отдавалось огневой мощи и защите в ущерб
подвижности.
В конструкции других танков следует отметить применение ли-
тых корпусов и тарельчатых пружин в качестве упругих элемен-
тов подвесок (на швейцарских танках Pz-61, Pz-68) и пневмати-
ческой подвески (на японском танке «74»),
На шведском танке Strv-ЮЗВ (рис. 2) 105-мм пушка установ-
лена в корпусе. Моторно-трансмиссионное отделение (МТО)
расположено в носовой части, отделения управления и боевое —
в кормовой. На танке применен автомат заряжания, экипаж сок-
ращен до трех человек. Наведение вооружения по горизонтали
осуществляется поворотом всего корпуса гидрообъемными меха-
Рис. 2. Основной танк Швеции Strv-ЮЗВ:
1 — сварной корпус; 2 — 105-мм пушка; 3 — 7,62-мм зенитный пулемет;
4 — командирская башенка; 5—автомат заряжания, боекомплект; 6— топ-
ливный бак; 7 — пневматическая рессора; 8 — гусеница с открытым метал-
лическим шарниром; 9 — место механика-водителя; 10 — балансир подвес-
ки; 11 — моторно-трансмисснонное отделение; 12— ведущее колесо
10
низмами поворота, а по вертикали — регулируемой пневматиче-
ской подвеской. Управлять движением танка и наведением пушки
могут командир и наводчик, а радист ориентирован на корму ма-
шины и управляет танком при движении задним ходом. Силовая
установка включает двухтактный дизельный (176 кВт) и газо-
турбинный (360 кВт) двигатели. Последний включается в работу
в наиболее тяжелых режимах движения. Безбашенная конструк-
ция танка при массе 39 т, высоте машины 1,9 м, переднем распо-
ложении МТО позволила добиться высокого уровня защиты. При
регулировании клиренса высота машины уменьшается до 1,5 м.
Основной недостаток танка — невозможность ведения прицельно-
го огня на ходу танка.
На базе танка М60А1 в США выпущены танки усиления
М60А2, имеющие в качестве основного вооружения короткостволь-
ную нарезную 152-мм пушку умеренной баллистики, которая мо-
жет вести огонь обычными осколочно-фугасными снарядами и ис-
пользоваться для пуска (через ствол) управляемых по ПК лучу
реактивных снарядов «Шиллейла».
1.2.2. Легкие тан-ки и боевые машины пехоты
Легкий танк США «Шеридан», плавающий с помощью гиб-
кого полиуретанового пояса, закрепляемого по периметру корпу-
са, авиатранспортабельный, парашютно-десантируемый. Основ-
ное вооружение — стабилизированная 152-мм пушка, как на
М60А2. На танке установлены 15-мм спаренный пристрелочный
пулемет, спаренный 7,62-мм и автономный турельный 12,7-мм пу-
леметы. Противопульное бронирование обеспечено броневым, сва-
ренным из алюминиевых листов, корпусом и стальной сварной
башней. В качестве водоходного движителя используются гусени-
цы, возможность реверсивного движения которых обеспечивает
хорошую поворотливость на плаву.
Французский легкий танк АМХ-51 (АМХ-13) вооружен 75-мм
нарезной, а машины более позднего выпуска 90-мм гладкостволь-
ной пушкой, 7,5-мм спаренным пулеметом, четырьмя управляемы-
ми по проводам ПТУР SS-11. Моторно-трансмиссионное отделение
и отделение управления размещены впереди, боевое отделение —
сзади. Башня танка состоит из нижней, вращающейся на шари-
ковой опоре части и верхней части, качающейся относительно
нижней на цапфах. Верхняя часть служит люлькой пушки и ба-
зой для крепления двух барабанов механизированной боеукладки
снарядов, сидений командира и наводчика. Применение качаю-
щейся башни упростило конструкцию механизма автоматического
заряжания (АЗ) пушки и позволило на серийном танке устано-
вить его. Бронирование танка противопульное, достаточно надеж-
ное за счет малых габаритов танка.
По вопросу о необходимости иметь на вооружении армий бо-
евые машины пехоты за рубежом долгое время не было единства
взглядов. В США считали, что бронетранспортеры МПЗ, имев-
11
шиеся на вооружении, отвечают требованиям современного боя.
Однако исследования, проведенные там специалистами, показали,
что боевая эффективность и живучесть мотопехоты на БМП вы-
ше, чем на БТР. Поэтому в США было начато производство
БМП М2. Масса машины 21,3 т. Моторно-трансмиссионное отде-
ление и отделение управления размещены спереди, десантное от-
деление— в корме машины. В двухместной башне размещены
25-мм автоматическая пушка, спаренный 7,62-мм пулемет и сдво-
енная установка ПТУР «Тоу». Боекомплект: 900 выстрелов, 2200
патронов, 7 ПТУР «Тоу». Корпус сварной из плит алюминиевого
сплава. Разнесенное многослойное бронирование защищает от ос-
колков 155-мм пушки и 14,5-мм пуль. Дизельный двигатель с
турбонаддувом мощностью 368 кВт, автоматическая гидромеха-
ническая трансмиссия с гидрообъемным механизмом поворота,
трубчато-стержневая подвеска с гидравлическими амортизатора-
ми, стальная гусеница с резиновыми подушками обеспечивают
максимальную скорость 66 км/ч, разгон до 48 км/ч за 19 с. За-
пас хода БМП 480 км. Скорость на плаву 7,2 км/ч.
С 1969 г. на вооружении бундесвера находится БМП «Мар-
дер», предназначенная для действий в боевых порядках танков
«Леопард-1». При массе 28,2 т БМП «Мардер» обеспечивает за-
щиту пехотному отделению (10 человек) от ружейно-пулеметного
огня, малокалиберных автоматических пушек и осколков снаря-
дов. Основное вооружение — 20-мм автоматическая пушка со спа-
ренным пулеметом — размещено над двухместной башней и при
углах наведения по вертикали от —17 до +70° используется для
поражения наземных и воздушных целей. Второй пулемет смонти-
рован над малой башенкой в кормовой части БМП. Четыре бор-
товые амбразуры служат для ведения огня стрелками из легкого
оружия. Моторно-трансмиссионное отделение расположено впе-
реди, десантное — в задней части машины для удобства входа и
выхода солдат через кормовые двери. Высокая подвижность
БМП обеспечивается достаточно большой удельной мощностью,
применением гидромеханической трансмиссии с бесступенчатыми
гидрообъемными механизмами поворота. Водные преграды БМП
преодолевают с помощью гусениц и специальных эластичных по-
плавков, устанавливаемых по бортам за 10 мин.
Французская БМП АМХ-10Р, на базе которой разработано
семейство боевых гусеничных и колесных машин, имеет массу
14 т. В ней размещается 11 человек. Большая кормовая дверь с
электрическим приводом используется как аппарель для посадки
и высадки десанта, загрузки и выгрузки грузов. В ней имеются
двери для выхода экипажа в боевых условиях. В малых кормовых
дверях размещены амбразуры, а в крыше десантного отделения—
два люка, через которые десант может вести огонь. С помощью
перископических смотровых приборов (три у механика-водителя,
семь в башне, семь в десантном отделении) обеспечивается на-
дежный круговой обзор. Вооружение, состоящее из 20-мм пушки
и спаренного с ней пулемета калибра 7,62 мм, позволяет вести
12
борьбу с легкобронированными машинами на дальностях до
1000 м и с воздушными целями. Корпус, сваренный из листов
алюминиевого сплава, и литая башня обеспечивают защиту от
огня крупнокалиберных пулеметов, а фильтровентиляционная
установка — от ОМП. Водные преграды преодолеваются вплавь
с помощью водометов и гусениц. На машине установлена пнев-
матическая регулируемая система подрессоривания.
1.3. ТЕНДЕНЦИИ РАЗВИТИЯ БРОНЕТАНКОВОЙ ТЕХНИКИ
Тенденции развития танков проявляются в конструкции танков
второго и наиболее полно воплощены в конструкции танков треть-
его поколения Ml «Абрамс» (рис. 3), «Леопард-2» (рис. 4),
АМХ-32, имеющих повышенный уровень огневой мощи, защиты,
подвижности и надежности танка.
Рис. 3. Основной танк США Ml «Абрамс»:
1— 105-мм пушка; 2 — сварная башня комбинированного бронирования;
3 — 12,7-мм пулемет командира; 4— лазерный дальномер; 5 — командирская
башенка; 6 — бронированная перегородка; 7 — боеукладка на 44 выстрела;
8— газотурбинный двигатель; 9— гидромеханическая трансмиссия; 10 —
обрезиненная гусеница с резинометаллическим шарниром; 11 — место коман-
дира танка; 12 — место заряжающего; 13 — место наводчика орудия;
14 — место механика-водителя; 15 — комбинированное бронирование корпуса
Танки предназначены для борьбы главным образом с танками
противника. Поэтому совершенство их вооружения определяется
возможностью поражения противника, которая зависит от вероят-
ности попадания, пробития брони и поражения жизненно важ-
ных частей танка (вооружение, двигатель, трансмиссия, боекомп-
лект и т. д.) и экипажа противника.
Для перспективных танков и танков третьего поколения во-
прос об основном вооружении решается в пользу пушечного во-
оружения, так как исследования, выполненные в ряде стран, по-
казали, что на Европейском театре военных действий наиболее
вероятные дистанции ведения огневого боя не превышают 2000 м.
А на таких дистанциях пушечное вооружение эффективнее и де-
шевле ракетного.
13
14
Для повышения вероятности попадания танк снабжается си-
стемой управления огнем (СУО), включающей дневные и ночные
прицелы, дальномеры, баллистические вычислители, стабилизато-
ры вооружения, тепловизионные прицелы, системы дублирования
управления огнем от командира танка, теплозащитные кожухи
пушки или зеркальный датчик ввода в баллистический вычисли-
тель поправок на искривление канала ствола. Совершенствованию
СУО, упрощению пользования ими уделяется постоянное внима-
ние. В общей стоимости опытного танка ХМ803 стоимость СУО
составляет, по данным зарубежной печати, 43%, Ml—28%.
Повышение вероятности пробития брони достигается увеличе-
нием калибра вооружения, переходом к гладкоствольным пуш-
кам, обеспечивающим более высокие начальные скорости броне-
бойпо-подкалиберным снарядом и максимальную бронепробива-
емость кумулятивным снарядом. Так, на танках третьего поколе-
ния устанавливается гладкоствольная 120-мм пушка. Основное
бронепоражающее средство французской 120-мм пушки — кумуля-
тивный снаряд, а западногерманской — бронебойно-подкалибер-
ный снаряд с отделяющимся .поддоном и стабилизированный в по- *
лете оперением. На перспективных танках Великобритании пла-
нируется установка 120-мм нарезной пушки с улучшенными ха-
рактеристиками.
Совершенствуются существующие и разрабатываются новые
типы снарядов. Для 105-мм пушки в США разработаны броне-
бойно-подкалиберные снаряды ХМ735 с карбид-вольфрамовым
сердечником с отделяющимся поддоном, стабилизированные опере-
нием, и ХМ774 с сердечником из обедненного урана, применение
которых приближает огневую мощь 105-мм пушки к 120-мм пуш-
ке. В зарубежных источниках сообщается о разработке кумуля-
тивных снарядов «тандем» с двумя последовательно работающи-
ми кумулятивными зарядами, что снижает эффективность исполь-
зования противокумулятивных экранов, и принципиально новой —
магнитной пушки, в которой разгон снаряда до высокой скорости
производится мощным магнитным полем. В связи с увеличением
калибра боекомплект танков третьего поколения снизился до 40
выстрелов. Поэтому для высвобождения части боекомплекта ос-
новного вооружения при борьбе с легкобронированными целями
на АМХ-32 устанавливается спаренная 20-мм автоматическая
пушка с боекомплектом 440 выстрелов. При раздельных от ос-
новного вооружения углах наведения по вертикали от —8 до
+40° пушка может использоваться для борьбы с воздушными
целями.
Наибольшим заброневым действием обладают бропебойно-под-
калиберные снаряды, которые на большинстве танков остаются
в качестве основного бронепоражающего средства. В ряде стран,
по сообщениям иностранной печати, ведутся разработки управля-
емых снарядов, запускаемых через канал ствола пушки.
В противоборстве между вооружением и защитой для повы-
шения защищенности стремятся уменьшить вероятность попадания
15
в танк, пробития его брони и поражения жизненно важных орга-
нов танка.
Вероятность попадания в танк снижается путем уменьшения
высоты и силуэта машины, применением деформирующей окраски,
дымовых мортир, термодымовой аппаратуры, повышением динами-
ки танка. Танк Ml третьего поколения на 0,375 м ниже танка
М60А1 второго поколения. В целях уменьшения вероятности по-
падания прорабатываются компоновки безбашенных и башен-
ных танков с экипажем из трех человек и с автоматом за-
ряжания.
Стойкость броневой защиты повышается путем увеличения
толщин и углов наклона броневых листов, применения многослой-
ного комбинированного и разнесенного бронирования, установки
противокумулятивных экранов, уменьшения площади ослабленных
проекций и большего дифференцирования бронирования. На тан-
ках третьего поколения Ml, «Леопард-2» и «Челленджер» приме-
нены многослойная броня типа «Чобхэм» и силовые экраны.
Эффект заброневого действия снарядов уменьшается за счет
размещения экипажа, боеприпасов и топлива в изолированных
забронированных отсеках. На танках «Чифтен МК-5» снаряды
размещаются в специальных пеналах с водяной рубашкой. Основ-
ной боекомплект к пушке на танке Ml находится в нише башни
и отделен от боевого отделения броневыми шторками. Начинают
широко применяться топливные баки, конструкция которых обес-
печивает быстрое самозатягивание пробоин. Автоматическая си-
стема ППО танка Ml (аналогичные системы имеются на других
танках) обнаруживает очаг пожара размером до 40 см На рас-
стоянии до 1,7 м за 1,5—6,0 мс и ликвидирует его за 150 мс, т. е.
до взрыва боеприпасов.
Повышение подвижности танков достигается увеличением их
энерговооруженности, разработкой совершенных трансмиссий, при-
водов управления и агрегатов ходовой части. Считается, что
удельная мощность современного танка должна быть 1,8—
2,2 кВт/кН. Это достигается на танке Ml установкой ГТД, а на
танке «Леопард-2» — дизеля мощностью 1100 кВт. Основной не-
достаток ГТД — высокие удельные расходы топлива. Так, в ходе
сравнительных испытаний запас хода на одной заправке составил
457 км для танка «Леопард-2» (1298 л) и 336 км для танка Ml
(1650 л). Однако высокая габаритная мощность ГТД, отсутствие
в силовой установке ряда систем, необходимых поршневому дви-
гателю, высокий коэффициент приспособляемости, пониженный
уровень шумов и вибраций, облегченный пуск в условиях низких
температур и имеющиеся резервы повышения экономичности де-
лают ГТД перспективными для установки на танк.
На танках «Леопард-2» и Ml устанавливаются гидромехани-
ческие трансмиссии с гидрообъемными механизмами поворота, что
обеспечивает высокий уровень использования мощности двигате-
ля, автоматизацию управления и, как следствие, высокие сред-
ние скорости.
16
В гусеничном движителе используются обрезиненные или со
съемными резиновыми подушками гусеницы с резинометалличе-
ским шарниром, опорные катки из легких сплавов с наружной
амортизацией. Большое внимание уделяется созданию совершен-
ных систем подрессоривания, позволяющих использовать мощ-
ность двигателя при движении по неровностям местности. Если
на танке Ml применены трубчато-стержневые подвески с гидрав-
лическими лопастными амортизаторами, а на танке «Лео-
пард-2» — торсионные с фрикционными амортизаторами, то для
танка МВТ-80 (ФРГ) разрабатывается гидропневматическая под-
веска.
Большой прогресс достигнут в повышении надежности и упро-
щении эксплуатации бронетанковой техники. Так, если срок служ-
бы дизеля на танке М60А1 составляет 6,8 тыс. км, то для ГТД—
19—29 тыс. км; среднее время устранения неисправностей танков
Ml—1,4 ч, а М60А1—2,0 ч; вероятность устранения неисправно-
стей танка Ml составляет 96,5%, а танка М60А1—89%. Трудо-
емкости операций в человеко-часах по замене агрегатов состав-
ляют на танках Ml и М60А1 соответственно: силовой установ-
ки— 4,1 и 8,0; стартера —1 и 10; бортового редуктора — 7,7 и И;
гусениц в сборе — 4,5 и 9; трансмиссии—16,3 и 20; уплотнения
маски пушки — 8,4 и 24—48 чел.-ч. При этом комплект инструмен-
тов, включающий на танке М60А1 214 наименований, сократился
до 85 наименований. На танках стали применяться встроенные и
переносные диагностические приборы.
Боевые свойства бронетанковой техники постоянно улучшаются
путем введения конструктивных изменений как в процессе ее про-
изводства, так и при нахождении на вооружении. Модернизация
танков, находящихся на вооружении, проводится непосредствен-
но в войсках или при капитальном ремонте. В США с 1978 по
1981 г. производились танки М60АЗ и модернизация парка танков
М60А1 до уровня танков М60АЗ. На танки М60АЗ устанавлива-
лись лазерный дальномер, тепловизионные прицелы, электрон-
ные баллистические вычислители, низкосилуэтная командирская
башенка, дизель мощностью 660 кВт, ГМТ с гидрообъемным ме-
ханизмом поворота и трубчато-стержневая подвеска.
В ФРГ с 1971 г. выпускались танки «Леопард-1А1 (-1А2, -1АЗ
и -1А4)». представляющие варианты поэтапной модернизации
танка «Леопард-1». На танках «Леопард-1 Al (-1А2)» введены
электрогидравлический стабилизатор, теплозащитный кожух ство-
ла, усилена броневая защита. На танках «Леопард-1 АЗ (-1А4)»
введены более совершенная СУО и бесподсветочные ночные при-
боры.
Практически одновременно с принятием на вооружение танков
третьего поколения намечена программа их поэтапной модерниза-
ции. По данным зарубежной печати, для танка Ml намечено три
этапа модернизации. В 1983 г. планировалось усовершенствовать
защиту от ОМП путем введения герметизации обитаемых отделе-
ний, установки сигнализатора химического нападения, центро-
бежного фильтра воздуха, покраски, облегчающей дезактивацию,
а также установить вспомогательный силовой агрегат. Этапом
модернизации 1984 г. предусматривается усиление броневой за-
щиты, усовершенствование рабочих мест командира (установка
прибора считывания информации о дальности цели, тепловизора
и курсоуказателей) и механика-водителя (установка тепловизора
и курсоуказателя), усовершенствование защиты от О МП путем
постановки герметизирующих прокладок. С 1986 г. предусматри-
вается устанавливать на танк новый лазерный дальномер, систе-
му автоматической выверки прицела, малогабаритную антенну,
усовершенствованное устройство корректировки стрельбы по дви-
жущейся цели, повысить защиту от ОМП за счет создания избы-
точного давления внутри танка, усилить защиту крыши башни и
корпуса.
Таким образом, модернизация бронетанковой техники является
важнейшим способом длительного поддержания боевых свойств
танков на уровне предъявляемых требований. Поэтому в конст-
рукции танков должны предусматриваться резервы для последу-
ющей модернизации, которая, как правило, связана с увеличени-
ем массы.
Унификация бронетанковой техники идет как по линии приме-
нения унифицированных узлов и агрегатов, так и по линии
сокращения числа базовых машин для техники и вооружения
различных родов войск. Так, за рубежом достигнута унификация
вооружения и узлов СУО. Если на танках второго поколения
установлена 105-мм нарезная пушка, то на танках третьего
поколения — 120-мм гладкоствольная. Унифицированы снаряды,
что облегчает снабжение боеприпасами. На базе танка «Лео-
пард-1» созданы мостоукладчик «Бибер», саперный танк «Пионир-
панцер», ремонтно-эвакуационная машина «Стандарт», самоход-
ная зенитная установка «Гепард», самоходное орудие 155/CGT.
18
2, КОМПОНОВКА ТАНКА
Компоновка танка — это функционально обусловленное разме-
щение комплекса вооружения, экипажа, моторно-трансмиссионной
установки, элементов броневой и биологической защиты, ходовой
части, систем танка и вспомогательного оборудования.
Различают общую и частную компоновки. Общая компоновка
принципиально определяет число и взаимное расположение отде-
лений танка, конструкцию корпуса и башни, что в конечном сче-
те формирует вид машины. Частная компоновка уточняет устрой-
ство отделений и частей машины. В процессе проектирования тан-
ка наиболее важным этапом, во многом предопределяющим ус-
пех проекта, является выбор общей компоновки.
2.1. ОБЩАЯ КОМПОНОВКА ТАНКА
Главной задачей общей компоновки является получение наи-
более высоких показателей боевых свойств танка при заданных
массе и габаритах. Основное компоновочное средство для реше-
ния этой задачи состоит в уменьшении внутреннего заброниро-
ванного объема танка при условии выполнения требований, предъ-
являемых к общей компоновке. Высвободившийся при этом ре-
зерв массы обычно используется для повышения уровня основных
боевых свойств танка. Вследствие этого величину забронирован-
ного внутреннего объема танка можно считать показателем совер-
шенства компоновки танка. В табл. 2 в качестве примера дап-
Таблица 2
Танк Масса т, т Внутренний объем V, м3 Коэффициент защиты m[V Калибр вооружения, мм
Т-72 41 11,8 3,46 125
Ml 53,4 19,7 2,71 105
«Леопа|рд-2» 55,2 19,4 2,85 120
«Чифтен МК-5» 54,8 21,8 2,49 120
АМХ-30 36 16,55 2,18 105
2*
19
него вывода представлены соответствующие показатели основных
современных танков.
2.1.1. Основные конструктивные пути для решения
главной задачи компоновки
Выбор наилучшей схемы обще"* компоновки. Основными приз-
наками наилучшей схемы общей компоновки являются минималь-
ные неиспользуемые внутренние объемы, кратчайший путь пере-
дачи энергии от двигателя к движителям, минимальные объемы
газовых и жидкостных трактов.
Рациональное соотношение размеров и оптимальная форма
(корпуса по-разному влияет на массу танка. Так, уменьшение внут-
ренний объем и степень защиты. Учитывая, что современные тан-
ки имеют дифференцированную броневую защиту, когда защища-
ющие толщины броневых листов носовой части, бортов и кормы
корпуса распределяются в соотношении 2,5: 1 :0,5, а крыша и
днище имеют толщину в среднем до 30 мм, изменение размеров
корпуса по-разному влияет на массу танка. Так, уменьшение внут-
реннего объема корпуса за счет уменьшения на величину А длины,
ширины и высоты корпуса влечет за собой уменьшение его массы,
находящихся в соотношении 1:3:7, что подтверждается соотно-
дШением площадей сечений корпуса танка на рис. 5. Поэтому наиме-
нее тяжелым для заданного объема будет низкий и узкий корпус.
Однако уменьшение высоты корпуса танка ограничивается рядом
факторов, основными из которых являются удобство размещения
водителя в носовой части корпуса, высота двигателя и агрегатов
в кормовой части корпуса. Ширина корпуса танка определяется
шириной корпуса в свету Вс, которая для удобства размещения
в
Рис. 5. Схематичные сечения корпуса плоскостями:
а-поперечной вертикальной; б-продольной вертикальной; в - горизонтальной
20
членов экипажа, башенной опоры необходимого диаметра, мощ-
ной силовой установки и остального внутреннего оборудования
выбирается максимально возможной:
ВС = 5О-2(6Г+ 8 + 6), (1)
где Bq — общая габаритная ширина танка, ограниченная возмож-
ностью перевозок по железным дорогам, морским транс-
портом или погрузки в самолет авиатранспортабельных
машин, мм;
Ьг — Ширина гусеницы, мм;
б —зазор между гусеницей и бортом, мм;
b — толщина бортового листа брони, мм.
Сокращение численности экипажа. Члены экипажа на совре-
менных танках занимают примерно следующие объемы: командир
танка — 0,35 м3, наводчик — 0,5 м3, механик-водитель — 0,8 м3, за-
ряжающий— до 1 м3 при высоте рабочего места 1,6 м. Автомати-
зация процесса заряжания оружия позволяет исключить из соста-
ва экипажа заряжающего и снять ограничение на сокращение
высоты боевого отделения.
Выбор компактного и малогабаритного вооружения, двигате-
ля, агрегатов, механизмов, приборов и аппаратуры танка. В совре-
менном танкостроении широко применяются танковые пушки с
концентрическими противооткатными устройствами, малым ради-
усом обметания и коротким откатом. Сгорающие или частично
сгорающие гильзы, а также механизмы выброса стреляных гильз
уменьшают загазованность боевого отделения, улучшая условия
работы экипажа.
Топливные баки сложной пространственной конфигурации поз-
воляют в максимальной степени сократить неиспользуемые объ-
емы. Перспективным считается использование газотурбинных дви-
гателей с высокой габаритной мощностью. Большие преимущест-
ва в части уменьшения занимаемого объема дают эжекционные
системы охлаждения, создание единых силовых блоков, объединя-
ющих двигатель и основные агрегаты трансмиссии, переход от
механических приводов управления к гидравлическим и электри-
ческим, использование в системах подрессоривания пневматиче-
ских рессор, объединяющих в себе функции упругого элемента и
амортизатора.
Плотная компоновка. Она достигается предельным сокращени-
ем объемов рабочих мест членов экипажа, обеспечивающих их
нормальное функционирование, размещением всего оборудования
танка с минимальными зазорами, сокращением числа агрегатов
трансмиссии и соединяющих их зубчатых муфт.
Вынос некоторых элементов из забронированного объема.
Это — надбашенное размещение пушки (БМП «Мардер», ФРГ),
наружное расположение воздухоочистителей (М60, США), части
топливных и масляных баков, ящиков с ЗИП, монтаж снаружи
подвесок, перенос бортовых редукторов внутрь ведущих колес,
21
размещение дымовых гранат на наружной поверхности баш-
ни и т. д.
Применение легких металлических и полимерных материалов.
По материалам зарубежной печати, броня «Чобхэм», использу-
емая на танках третьего поколения, при данном уровне броневой
защиты позволяет получить значительный выигрыш в массе. Бро-
невой корпус американского танка «Шеридан», изготовленный из
алюминиевого сплава, по оценкам западных специалистов, при
равной пулестойкостн оказался легче стального на 5—7% и пре-
восходит его по жесткости и противорадиационной защите. Весь-
ма перспективными являются изготовление опорных и поддер-
живающих катков из алюминиевого и магниевого сплавов, заме-
на стальных траков титановыми, выполнение опор башни из алю-
миниевого сплава, а тел качения из пластмассы.
2.1.2. Требования к общей компоновке и
основные пути их выполнения
Установка наиболее мощного вооружения и обеспечение эф-
фективности его использования. Это требование при проектирова-
нии танка является исходным и выполняется в основном при ком-
поновке боевого отделения путем его размещения в средней ча-
сти танка, обоснованным выбором объема боевого отделения и
применением опор большого диаметра.
Размещение боевого отделения в средней части танка обеспе-
чивает равные углы снижения оружия при стрельбе в сторону
носа и кормы, лучшие условия для обеспечения кругового обзо-
ра, более равномерное распределение нагрузки от тяжелой башни
по длине опорной поверхности и лучшую проходимость, уменьше-
ние вредного влияния на членов экипажа, находящихся в боевом
отделении, продольно-угловых колебаний машины.
Объем боевого отделения в корпусе и башне танка должен
обеспечивать удобное размещение членов экипажа, установку
мощного вооружения с обслуживающими его системами и прибо-
рами и размещение достаточного боекомплекта. Объем боевого
отделения основных современных танков находится в пределах
6—10 м3, что составляет 50—60% всего внутреннего заброниро-
ванного объема. Это достигается предельным уплотнением компо-
новки других отделений и выносом в них части боекомплекта
танка.
Применение опоры башни большого диаметра обеспечивает
установку в башню мощной артиллерийской системы. С этой
целью предельно увеличивают ширину корпуса в свету. Если это-
го недостаточно, используют надгусеничную нишу (Т-34, ИС-3,
«Чифтен», «Леопард») или местные уширения корпуса под баш-
ней (Т-62, Т-72).
Надежная защита танка от средств массового поражения. Она
достигается соответствующим расчетом и конструкцией броневых
22
деталей корпуса и башни и рациональными общекомпоновочны-
ми решениями, применением системы специальной защиты.
Применение дифференцированного кругового
бронирования в соответствии с плотностью снарядных попа-
даний в различные броневые детали корпуса и башни значитель-
но снижает вероятность пробития броневой защиты при постоян-
ной массе, отпущенной на бронирование, а следовательно, и ве-
роятность поражения танка. При этом толщина деталей броневой
защиты, наименее подверженных обстрелу, не должна снижать
прочность и жесткость корпуса.
Уменьшение размеров танка, и особенно его высо-
ты и площади фронтальной проекции, затрудняет обнаружение
машины на поле боя за счет лучшего использования защитных
свойств местности, значительно снижает вероятность попаданий
и делает танк более устойчивым от опрокидывания ударной вол-
ной ядерного взрыва. Важным конструктивным мероприятием в
этом направлении является применение подвесок, позволяющих
регулировать величину клиренса, а следовательно, и общую вы-
соту силуэта машины.
Увеличение снарядостойкости корпуса и
б а ш н и за счет увеличения углов встречи снаряда с броней на
наиболее вероятных направлениях обстрела повышает вероятность
рикошетирования снаряда и нарушает формирование кумулятив-
ной струи, исключает возможность заклинивания снаряда между
корпусом и башней. Отсутствие в наиболее ответственных броне-
вых деталях отверстий, лючков и люков, значительно ослабляю-
щих броневую защиту, тоже способствует повышению снарядо-
стойкости.
В целях обеспечения противоку му л я ти в н о й
стойкости на современных танках нашли широкое применение
противокумулятивные экраны, использование разнесенной брони,
включение в состав брони различных пламегасящих наполните-
лей, использование комбинированной брони. В зарубежной печа-
ти в последние годы появились сообщения о разработке систем
активной защиты, принцип действия которых основан на разру-
шении снарядов, имеющих относительно малые скорости полета
на траектории, или принуждении их к преждевременному сраба-
тыванию.
Обеспечение защищенности ходовой части и ее
противоминной стойкости достигается уменьшением
высоты гусеничного обвода, расположением узлов подвески бли-
же к днищу машины, что позволяет использовать защитные свой-
ства микрорельефа местности, и размещением некоторых узлов
подвесок внутри броневого корпуса. Увеличение противоминной
стойкости обеспечивается прочностью гусениц, применением РМШ
последовательного типа и использованием местных утолщений дни-
ща танка, как правило, у расположения механика-водителя. Пре-
дусматривается возможность оборудования танка противоминны-
ми тралами.
23
Надежная бактериологическая (биологическая) з а щ и-
т а достигается использованием подбоев и надбоев, в качестве
которых применяются водородосодержащне материалы, материа-
лы с большим содержанием свинца, нанесением различных по-
крытий, способствующих повышению кратности ослабления про-
никающей радиации. На современных танках устанавливаются си-
стемы коллективной защиты, обеспечивающие защиту экипажа от
избыточного давления во фронте ударной волны, радиоактивной
пыли при преодолении участков заражения за счет герметизации
корпуса и создания в обитаемом объеме подпора очищенного
воздуха.
Обеспечение противопожарной защиты до-
стигается размещением топлива, масла и боекомплекта
в наиболее защищенных зонах танка, изготовлением топливных
и масляных баков из самозатягивающихся пластмасс, обеспече-
нием условий направленного подрыва боекомплекта, исключающе-
го поражение экипажа, установкой эффективного автоматического
противопожарного оборудования, изоляцией отделений танка от
моторно-трансмиссионного отделения герметичной огнестойкой
перегородкой, применением пожаробезопасных конструкционных
материалов, не выделяющих токсичные продукты при разложении
нагревом.
Использование маскировочных средств, вклю-
чающих деформирующую окраску, дымовые гранаты, шашки и
снаряды, термодымовую аппаратуру, теплорассеиватели, затруд-
няющие обнаружение танка тепловизионными приборами наблю-
дения, навесного встроенного оборудования для самоокапывания,
снижает вероятность обнаружения танка.
Высокая подвижность танка. Она обеспечивается при тяговом
расчете машины и в процессе компоновки моторно-трансмиссион-
ного отделения, отделения управления и ходовой части. Обще-
компоновочными мероприятиями, способствующими выполнению
этого требования, являются установка мощного и экономичного
двигателя, обеспечивающего достаточное значение удельной мощ-
ности и в совокупности с трансмиссией и ходовой частью высокие
показатели быстроходности и допускающего продолжительную
работу на различных сортах топлива, использование совершенной
трансмиссии, повышающей коэффициент использования мощности,
динамичность и поворотливость танка, размещение в заброниро-
ванном объеме достаточного возимого запаса топлива, обеспечива-
ющего требуемые показатели запаса хода.
В целях улучшения проходимости и увеличения ширины пре-
одолеваемого рва снижают высоту расположения центра масс,
совмещая его проекцию с центром опорных поверхностей гусениц.
Для уменьшения вредного влияния продольно-угловых колебаний
корпуса танка на членов экипажа разносят массу на нос и корму
танка, что способствует увеличению момента инерции относитель-
но поперечной оси, проходящей через центр масс. Обеспечивают
24
танку возможность преодоления водных преград по дну или с по-
мощью навесных плавсредств.
Установка приборов ночного видения и тепловизионных прибо-
ров обеспечивает возможность боевого использования танка ночью
и в условиях ограниченной видимости. Ограничение габаритной
ширины (В0^3414 мм) допускает беспрепятственное транспорти-
рование танка по всем железным дорогам СССР. В целях умень-
шения потерь в гусеничном движителе и увеличения пробега (по
гусеницам) используют движители с рациональной формой обвода
и износостойкую конструкцию гусениц. Повышению подвижности
танка способствует и увеличение межремонтного пробега и про-
бега между техническими обслуживаниями.
Нормальные условия обитаемости членов экипажа. Сохранение
работоспособности членов экипажа в течение длительного времени
пребывания в танке достигается таким размещением приборов и
органов управления, при котором обеспечиваются удобство и
легкость управления машиной, вооружением и аппаратурой, воз-
можность общения, взаимопомощи и взаимозаменяемости членов
экипажа.
Системы управления движением и огнем машины должны быть
дублированными; приборы прицеливания и наблюдения должны
иметь достаточную кратность увеличения и необходимое поле зре-
ния, особенно для командира. Необходимо обеспечить минималь-
ный уровень шумов и вибраций; изоляцию экипажа от тепло- и
газовыделяющих агрегатов вооружения, силовой установки и
трансмиссии; вентиляцию обитаемых отделений с кондициониро-
ванием воздуха; удобный вход и выход из танка и возможность
аварийного выхода всего экипажа; удобство пользования личны-
ми вещами и снаряжением; возможность хранения необходимых
запасов продовольствия, воды и приготовления горячей пищи;
удобное положение тела в походном и боевом состояниях, а так-
же возможность произвольно менять позу и поочередно отдыхать
лежа; надежную внешнюю и внутреннюю связь.
К компоновке танка, так же как и к любому его агрегату, уз-
лу и механизму, кроме того, предъявляются следующие обще-
конструкторские требования: технологичность конструкции, при-
способленность ее к серийному производству, широкая стандарти-
зация и унификация деталей, узлов и агрегатов, дешевизна изго-
товления; минимальные масса и габаритные размеры; высокая
надежность работы в течение длительного периода боевого функ-
ционирования и в условиях эксплуатации; минимальная трудоем-
кость и большая периодичность регламентного обслуживания;
Удобство монтажа и демонтажа в полевых условиях с использо-
ванием войсковых ремонтных средств.
2.2. КЛАССИФИКАЦИЯ И СРАВНИТЕЛЬНАЯ ОЦЕНКА
ОБЩИХ КОМПОНОВОК ТАНКОВ
Общие компоновки танков классифицируются по трем основ-
ным признакам:
25
по принципу установки вооружения — на компоновки с враща-
ющейся башней, без башни (в корпусе), в поворачивающейся
башне;
по условию размещения экипажа — на компоновки с экипажем
в корпусе и башне, всего экипажа в корпусе, всего экипажа
в башне;
по размещению двигателя и трансмиссии — с кормовым разме-
щением двигателя и носовым—трансмиссии, с кормовым или но-
совым размещением двигателя и трансмиссии.
Установка вооружения во вращающейся на
360° башне является традиционной, так как обеспечивает мак-
симальную эффективность использования вооружения независимо
от положения корпуса машины, что особенно важно при ведении
боя на труднопроходимой местности, при преодолении ограничен-
ных проходов и при ведении огня с места, когда танк не спосо-
бен двигаться. Основными недостатками этой компоновки явля-
ются сложность установки вооружения и самой башни, большая
материалоемкость конструкции, что значительно повышает массу
танка, значительная высота силуэта машины, сложность обеспе-
чения механизации и автоматизации процесса заряжания. Такая
компоновка реализована на большинстве советских и зарубеж-
ных танков: Т-72 (рис. 6), Ml (США), «Леопард-2» (ФРГ),
«Чифтен МК.-5» (Англия), АМХ-32 (Франция).
Рис. 6. Компоновка основного танка Т-72:
1 — основное вооружение; 2 — смотровой прибор водителя; 3 — сидеиье во-
дителя; 4 — прицел наводчика; 5 — осветитель; 6 — зенитный пулемет; 7 —
досылатель; 8 — двигатель; 9— гитара; 10— вентилятор системы охлажде-
ния; 11 — ъерушле. колесо; 12 — гусеница с резииометаллическим шарниром;
13 — опорный каток; 14 — конвейер механизма заряжания; 15 — вращающее-
ся контактное устройство; 16 — упругий элемент подвески; 17 — направляю-
щее колесо
Безбашенная компоновка рождена опытом успешно-
го боевого применения самоходно-артиллерийских установок
(САУ), анализом эффективности использования танкового воору-
жения в боевых ситуациях, показавшим, что 90% выстрелов про-
изводится в направлении движения в секторе ±45°, и стремлени-
26
ем предельно уменьшить высоту силуэта и массу машины. При
этой компоновке, реализованной на шведском танке Strv-ЮЗВ,
достигнуты предельно низкий силуэт, высокий уровень защищен-
ности, относительно простая конструкция корпуса, отсутствие не-
обходимости установки тяжелых и сложных опор башни и пушки
за счет жесткого закрепления пушки в корпусе, простота конст-
рукции механизма заряжания, обеспечение хороших условий оби-
таемости экипажа. Основными недостатками являются невозмож-
ность ведения прицельного огня с ходу и при неисправном двига-
теле, ходовой части и трансмиссии, ограниченная возможность ве-
дения огня в стесненных дорожных условиях и на труднопроходи-
мой местности.
Установка вооружения в башне поворачи-
вающейся с сектором обстрела 180—200° позволяет обеспе-
чить машине достоинства предыдущих двух компоновок и частич-
но уменьшить присущие им недостатки.
Компоновка танка с размещением экипажа
в корпусе и башне является наиболее рациональной с
точки зрения выполнения функциональных обязанностей членов
экипажа. Командир танка размещается в башне, имея наилучшие
условия кругового наблюдения за полем боя, наводчик и заря-
жающий — в башне у обслуживаемого ими оружия. Водитель,
размещенный в носовой части корпуса, имеет наилучший обзор
в направлении движения, не зависящий от положения вращающей-
ся башни относительно танка. Недостатки компоновки заключа-
ются в больших размерах и массе башни, в которой необходимо
разместить и надежно защитить двух-трех членов экипажа и во-
оружение, и в значительной высоте корпуса танка, обеспечиваю-
щей удобное размещение механика-водителя. Общая высота танка
Н, определяемая выражением
^о = 4л + ^к+1^б. (2)
при этом получается не менее 2,4—2,5 м, так как для обеспече-
ния удовлетворительной проходимости клиренс /1КЛ должен быть
460—500 мм, высота корпуса Н* для нормальной посадки водите-
ля — не менее 1100 мм, а высота башни //g, обеспечивающей уста-
новку мощного пушечного вооружения,— 800—900 мм. Размеще-
ние экипажа в корпусе и башне увеличивает суммарный объем
обитаемых отделений, затрудняет биологическую защиту экипажа
и приводит к изолированности механика-водителя от остальных
членов экипажа. Отказ от заряжающего путем установки меха-
низма заряжания позволяет несколько снизить высоту башни
(рис. 7), что дает некоторый выигрыш в уменьшении высоты си-
луэта й снижении массы башни. Возможность использования по-
лулежачей посадки механика-водителя («Чифтен») или наличие
местного углубления в днище корпуса под сиденьем механика-во-
дителя (Ml) позволяют снизить высоту корпуса до 700 мм. На-
личие местных углублений в днище несколько ухудшает проходи-
27
Рис. 7. Сравнительная площадь силуэта современных танков:
a —Ml; б —М60А1; в — «Леопард-2»; г — Т-72; д — «Чифтен»; е — АМХ-30; ж —
Strv- 103В; з — «Меркава»
мость танка. Использование же пневматической подвески дает
возможность автоматически изменять величину клиренса в зави-
симости от дорожных условий и боевой обстановки и повышать
при этом проходимость.
Весь экипаж в корпусе — такая компоновка харак-
терна для безбашенных танков (рис. 2). Экономия массы при
этом достигает 7—10 т за счет отказа от тяжелой башни, что
позволяет значительно повысить защищенность танка за счет ис-
пользования высвободившейся массы на усиление бронирования
корпуса. Повышению защищенности и облегчению возможности
бактериологической (биологической) защиты экипажа способст-
вуют также значительное уменьшение высоты силуэта и совмест-
ное размещение экипажа. Однако безбашенные танки не получи-
ли широкого распространения ввиду присущих им существенных
недостатков.
Компоновка с размещением экипажа в корпусе может приме-
няться в танках с уменьшенными размерами башни, защищающей
лишь казенную часть пушки, установленной на вращающейся
платформе. При этом частично сохраняются преимущества, при-
сущие безбашенным танкам, с исключением таких их существен-
ных недостатков, как невозможность ведения прицельного огня
с ходу и при неисправных ходовой части и МТО. Однако недо-
статками такого варианта являются невозможность обеспечения
кругового обзора командиру танка без наличия сложных специ-
альных смотровых приборов и сложность обеспечения дистанци-
онного управления башенным вооружением.
Весь экипаж в башне — эта компоновка реализована
на опытном образце танка МВТ-70 (рис. 8) совместной разработ-
ки ФРГ и США. Перемещение водителя из корпуса в башню
28
Рис. 8. Компоновка опытного танка МВТ-70:
1— основное вооружение; 2— фильтровентиляционная установка; 3— смот-
ровой прибор водителя; 4 — прицел командира; 5 — боеукладка; 6 — меха-
низм заряжания; 7 — моторно-трансмиссионный блок; 8 — выпускные трубы
двигателя; 9— короб горячего воздуха; 10— броневая решетка воздухоот-
вода; 11 — ведущее колесо; 12 — гусеница с резинометаллическим шарни-
ром; 13 — узел подвески; 14 — топливный бак; 15 — опорный каток; 16 — ос-
новной топливный бак; 17 — направляющее колесо
позволило уменьшить высоту корпуса и танка в целом. Улучша-
ются условия обзора водителю, а при размещении его в- кабине,
вращающейся относительно башни, обеспечивается возможность
удобного наблюдения за дорогой при движении танка задним
ходом практически с любой скоростью. Совместное размещение
экипажа в башне облегчает его защиту, взаимозаменяемость чле-
нов экипажа, создает хорошие условия обитаемости. Недостатки
данной компоновки состоят в громоздкости башни, что требует
применения мощных исполнительных механизмов, сложности при-
водов управления, связывающих водителя, размещенного в башне,
с двигателем и трансмиссией, установленными в корпусе. Пере-
мещение водителя с башней затрудняет вождение танка в ограни-
ченных проходах вследствие постоянно меняющейся ориентации
водителя относительно корпуса танка. Кроме того, в некоторых
положениях башни имеет место перекрытие поля зрения механи-
ка-водителя командирской башенкой и вооружением.
Компоновка с кормовым размещением дви-
гателя и трансмиссии издавна является характерной для
советских танков, а в послевоенные годы этой схеме компоновки
отдают предпочтение и за рубежом. Непосредственная связь дви-
гателя с трансмиссией позволяет предельно уменьшить высоту
силуэта корпуса танка, так как отпадает необходимость в нали-
чии передаточных устройств, связывающих двигатель и трансмис-
сию, обеспечивается возможность придания корпусу танка раци-
ональной снарядостойкой формы и нормальных условий обита-
емости экипажу танка. Повышается защищенность агрегатов си-
ловой установки и трансмиссии, что значительно снижает уязви-
мость танка. Основными недостатками, присущими данной схеме
компоновки, считаются сложность приводов управления, смещение
29
башни вперед, что отрицательно сказывается на равномерности
распределения нагрузки на опорную поверхность и приводит
к удлинению корпуса танка.
Однако поперечная установка двигателя в танках Т-62 и Т-72
(рис. 6) и применение компактных агрегатов позволили значитель-
но сократить длину машины и сместить башню назад при увели-
чении диаметра ее погона и установке более мощного вооруже-
ния и выполнить люк механика-водителя в менее ответственной
броневой детали.
Компоновка с кормовым размещением дви-
гателя и носовым размещением трансмиссии
широко применялась на американских и немецких танках («Ше-
ридан», «Пантера») периода второй мировой войны ввиду не-
которых ее преимуществ. Совмещение отделения управления с
трансмиссионным сокращало общее число изолированных отделе-
ний в корпусе танка, что способствовало сокращению общей дли-
ны корпуса танка и установке простых приводов управления
трансмиссией. Центральное размещение тяжелой башни позволи-
ло более равномерно распределить массу по опорной поверхности
танка. Основной недостаток состоял в значительном увеличении
высоты силуэта корпуса танка вследствие наличия карданного
вала, соединяющего двигатель с трансмиссией. Возникла слож-
ность придания корпусу танка рациональной снарядостойкой
формы, ухудшались условия работы экипажа и затруднились
монтаж и демонтаж агрегатов трансмиссии. Существовали опре-
деленные трудности в обеспечении охлаждения агрегатов транс-
миссии. Это привело к отказу от такой схемы компоновки.
Компоновка с носовым размещением двига-
теля и трансмиссии характерна для машин специального
назначения, для которых обеспечение максимальной защищенно-
сти МТО и исключение вредного влияния тепловой радиации и
выхлопных газов уступают место другим решающим условиям.
При данной схеме компоновки вся средняя и кормовая часть ма-
шины остается свободной для размещения мощного вооружения
с расчетом (122-мм БМА— СССР, швейцарский опытный танк)
или емкого десантного отделения (БМП, танк «Меркава»), Не-
достатки этой схемы компоновки состоят в смещении сиденья ме-
ханика-водителя от продольной оси машины, в увеличении уязви-
мости агрегатов МТО и ведущих колес от огня противника.
2.3. ЧАСТНЫЕ КОМПОНОВКИ ТАНКА
Компоновка боевого отделения подчинена интересам размеще-
ния выбранного комплекса вооружения и обеспечения максималь-
ной эффективности его использования. К ней предъявляются сле-
дующие требования.
Обеспечение возможности установки выб-
ранного комплекса вооружения во вновь разрабаты-
ваемую) или в ранее разработанную конструкцию танка.
30
Возможность установки выбранной пушки в башню проекти-
руемого танка объективно определяется соотношением основных
размеров башни: Dc—диаметр башни в свету; he — высота баш-
ни; h— высота расположения цапф орудия; b — расстояние от
цапф до оси вращения башни; /?п—радиус обметания пушки;
Lot — длина отката; гл — радиус люльки; hK — высота казенника;
£б — длина выстрела; Lr — длина гильзы (рис. 9). Для критиче-
ского угла возвышения <рк просвет А между торцом казенника и
сечением шариковой опоры определяется из большого заштрихо-
ванного треугольника выражением
(3)
Для безопасной стрельбы просвет А должен быть заведомо
больше максимально допустимой длины отката (А>ЛОТ), для
безопасного экстрактирования — больше длины гильзы (A>Lr),
для автоматического заряжания — больше длины выстрела (А>
>LB) при унитарном заряжании, а при раздельном заряжании—
больше длины гильзы (A>Lr)- Для увеличения просвета А пред-
почитают пушки с меньшим радиусом обметания /?п, но уравно-
вешенные относительно оси цапф, без чего затруднена стабилиза-
ция оружия в вертикальной плоскости; увеличивают вынос цапф
31
при сохранении необходимого сектора углов вертикального наве-
дения пушки и диаметр опоры в свету Dc.
Надежная защита и герметизация минимальной
по размерам амбразуры башни, удобство монтажа и демонтажа
артиллерийской системы и вспомогательного вооружения (спарен-
ный и зенитный пулеметы).
Обеспечение высокой маневренности огня,
которая определяется большими скоростями наведения вооруже-
ния в вертикальной и горизонтальной плоскостях, достаточными
углами наведения, быстродействием установленного механизма за-
ряжания, наличием дублированного управления вооружением у
командира, совершенством средств связи, применением автомати-
зированных систем управления огнем, количеством и совершенст-
вом приборов прицеливания и наблюдения, удобством размеще-
ния членов экипажа.
Для получения высоких угловых скоростей наведения воору-
жения в танке устанавливают исполнительные механизмы, пита-
ющиеся от мощных источников электроэнергии, применяют эф-
фективные, с высоким КПД подъемный и поворотный механизмы,
предусматривают стопоры пушки и башни, разгружающие меха-
низмы в исходном положении вооружения, снижают неуравнове-
шенность башни относительно оси вращения. Установленное в
башне вооружение имеет круговой обстрел в горизонтальной плос-
кости и ограниченные углы наведения в вертикальной. Макси-
мальный угол наведения пушки в вертикальной плоскости <рто
обычно ограничивается упором люльки в погон опоры. Из тре-
угольника оас находим
tg?m
1 ь г л
/г /гоп
cosom
^оп гл
ь-*
2
(4)
Скорострельность пушечного огня из танка определяется сте-
пенью автоматизации процесса заряжания и конструкцией вы-
стрела (унитарное, раздельно-гильзовое или картузное заряжа-
ние). При ручном способе заряжания пушки в целях повышения
скорострельности заряжающему выделяют большой объем и обес-
печивают достаточную высоту (1650 мм) и ширину (500 мм) ра-
бочего места, устанавливают легкосъемное сиденье и вращаю-
щийся вместе с башней полик. Рационально размещают первую
очередь боекомплекта, с тем чтобы сократить путь переносимого
заряжающим выстрела. При механизированном заряжании, обес-
печивающем повышение скорострельности, компоновка боевого
отделения зависит от выбранного типа механизма заряжания и
конструкции механизированной боеукладки. По взаимному поло-
жению орудия, механизированной боеукладки и траектории вы-
стрела при заряжании различают три типа механизма заряжа-
ния.
32
Механизмы первого типа (рис. 10) характеризуются
жесткой связью механизированной укладки с люлькой пушки и
Рис. 10. Схемы механизмов автоматического заряжания танковых
пушек:
а — первого типа (с качающейся боеу кладкой); б — разновидность меха*
низма первого типа (установленного в качающейся башне танка АМХ-13);
в — второго типа (с выведением выстрела к пушке); г—третьего типа (с
выведением пушки на угол заряжания)
постоянной траекторией выстрела при любом угле наведения.
Этот тип механизма заряжания, реализованный на французском
легком танке АМХ-13 с качающейся башней, сравнительно прост,
дает высокую скорострельность, но имеет малую вместимость ка-
чающихся механизированных боеукладок, снижает плотность ком-
поновки и нарушает уравновешенность пушки по мере расхода
выстрелов.
Механизмы второго типа характеризуются жесткой
связью механизированной боеукладки с корпусом или башней и
выведением выстрела на угол заряжания при любом угле возвы-
шения пушки. Этот тип механизма заряжания на серийных ма-
шинах не реализован, так как требует наличия большого про-
света А и отличается большой сложностью.
Механизм третьего типа характеризуется жесткой
связью механизированной боеукладки с корпусом или башней и
выведением орудия на линию заряжания. Данный механизм за-
ряжания не требует большого просвета А, сравнительно прост,
улучшает плотность компоновки, обеспечивает большую вмести-
мость механизированной боеукладки. Основными недостатками
этого типа механизма заряжания являются снижение скорострель-
ности из-за необходимости приведения пушки к углу заряжания
и наличие устройств, обеспечивающих приведение пушки. Ком-
3 Зак. 5205
33
поновка боевого отделения с механизмом заряжания третьего ти-
па зависит от конструкции и расположения боеукладки. При
установке боеукладки магазинного или конвейерного типа в раз-
витой нише башни танка МВТ-70 (рис. 8), в боевом отделении
остается достаточно места для размещения наводчика, командира
и водителя. При использовании боеукладки конвейерного типа с
выстрелами, расположенными горизонтально под вращающимся
поликом башни, объем для размещения членов экипажа сокраща-
ется, поэтому слева и справа от пушки удается разместить толь-
ко по одному человеку, как на танке Т-72 (рис. 6). Количество и
совершенство приборов прицеливания и наблюдения и применение
автоматизированных систем управления огнем обеспечивают точ-
ность огня из танка. С этой целью устанавливают наиболее со-
вершенные дневные и ночные прицелы (возможна установка ком-
бинированных прицелов), применяют механические или электрон-
ные баллистические вычислители, лазерные дальномеры и т. д.
Большое значение придается размещению достаточного боекомп-
лекта. Практически для размещения наибольшего числа выстре-
лов используют все свободные объемы обитаемых отделений, что
затрудняет выполнение требования о размещении боекомплекта
в местах непоражаемых и удобных для ручного заряжания. Ре-
альный путь увеличения боекомплекта пушки состоит в повыше-
нии плотности компоновки. Характерным примером этого являет-
ся наличие баков-стеллажей и переход к механизированному за-
ряжанию с исключением заряжающего.
Компоновка отделения управления направлена на обеспечение
удобств работы и хорошей обзорности водителю при наиболее
снарядостойкой форме носовой части корпуса и его малой вы-
соте.
Совершенство приводов управления оказывает большое влия-
ние на компоновку отделения управления. Простые механические
приводы управления, имеющие большие ходы органов управления
и требующие больших усилий-от механика-водителя, занимают
большой объем. Применение сервоприводов и автоматики с ма-
лыми ходами органов управления позволяет значительно умень-
шить объем и сократить число органов управления агрегатами
трансмиссии до трех (тормоз, кулиса, штурвал — М60А1) и даже
до двух (тормоз, рычаг переключения передач и поворота — М46)
вместо пяти (тормоз, сцепление, кулиса, два рычага поворота).
Вход и выход водителя из танка осуществляются через люк на
подбашенном листе корпуса; запасной люк в днище в отделении
управления используется для выхода экипажа из танка под огнем
противника. Наблюдение за местностью в боевой обстановке во-
дитель ведет через перископические смотровые приборы, при этом
вертикальный угол обзора должен быть не менее 20°, непросмат-
риваемое пространство — не более 8 м и горизонтальный угол об-
зора должен обеспечивать видимость обеих гусениц. Предпочти-
тельной считается центральная посадка механика-водителя, об-
легчающая ему ориентирование. В походном положении водитель
34
имеет возможность наблюдать за местностью непосредственно
через открытый люк. Для защиты водителя от пыли, дождя и
грязи предусматривается легкосъемный защитный колпак. На-
блюдение за местностью ночью на современных танках обеспечи-
вается постановкой приборов ночного видения, могущих работать
как в активном, так и в пассивном режиме. Смотровые приборы
механика-водителя снабжаются устройствами для промывки их
защитных стекол от пыли и грязи и электроподогревом против
оледенения и запотевания.
Компоновка моторно-трансмиссионного отделения подчинена
интересам достижения максимальной плотности компоновки дви-
гателя, трансмиссии и их систем в целях предельного уменьшения
объема МТО, но при обеспечении надежной защиты, удобства об-
служивания и проведения монтажно-демонтажных работ. Чем со-
вершеннее конструкция силовой установки и трансмиссии, тем
меньше их объемы, число агрегатов и соединительных устройств
(муфт и валов), тем плотнее компоновка и меньше объем
МТО.
Основными конструктивными мерами сокращения объема МТО
являются поперечное размещение двигателя (Т-62, Т-72), сокра-
щение числа агрегатов трансмиссии за счет объединения в общем
блоке (БМП-1) или за счет совмещения их функций (Т-72),
объединение двигателя и трансмиссии в общий блок (БМП-1,
М60А2), применение более компактной эжекционной системы
охлаждения, сокращение длины воздушных тракте^, сокращение
объемов, занимаемых трубопроводами, за счет использования по-
лостей. и сверлений в агрегатах, вынос части элементов из забро-
нированного объема (наружные топливные баки Т-62 и Т-72, воз-
духоочиститель М60А1), применение сервоприводов управления
двигателем и трансмиссией, применение топливных баков со слож-
ной пространственной конфигурацией и размещением внутри них
механизмов. Каждая из названных мер имеет свои достоинства и
недостатки, например, поперечное размещение двигателя (Т-62,
Т-72) позволило сократить длину МТО, но заставило ввести но-
вый агрегат— гитару; для монтажа, демонтажа и обслуживания
МТО броневые листы крыши делают съемными, предусматривают
люки, лючки и отверстия в крыше и днище танка, что является
сложной компоновочной задачей.
Компоновка ходовой части направлена на достижение высокой
подвижности машины при условии защиты от поражении наибо-
лее ответственных узлов ходовой части и обеспечения удобства ее
обслуживания и ремонта. Основными оценочными параметрами
подвижности являются быстроходность и проходимость.
Для повышения быстроходности необходимо
уменьшать потери в ходовой части. С этой целью выбирают кон-
струкцию гусеницы с малым износом шарниров и минимальными
потерями, придают гусеничному обводу рациональную форму за
счет использования поддерживающих катков.
3*
25
Для увеличения проходимости, определяемой ве-
личиной среднего удельного давления на грунт:
= (5)
которое не должно для основных танков превышать 80 кПа, уве-
личивают ширину гусениц Ьт и длину опорной поверхности L, до-
биваются равномерного распределения нагрузки G между гусе-
ницами и по длине одной гусеницы путем совмещения проекции
центра масс танка с геометрическим центром опорной поверхно-
сти, в допустимых пределах увеличивают клиренс танка или ис-
пользуют пневматическую подвеску с регулируемым клиренсом.
Для преодоления эскарпов и вертикальных стенок поднимают ось
направляющего колеса до 0,8—1,0 м над грунтом, не допускают,
чтобы нос корпуса выступал перед наклонной ветвью гусеницы
и направляющим колесом. Для улучшения характеристик плав-
ности хода полный ход опорных катков увеличивают до 300 мм
и более, используют рессоры с прогрессивными характеристиками,
имеющими на малых ходах опорных катков незначительную
жесткость, возрастающую на больших ходах, устанавливают мощ-
ные амортизаторы.
Поворотливость гусеничных машин зависит от отноше-
ния -g- . Чем меньше это отношение, тем лучше поворотливость
танка в тяжелых условиях. Для современных танков -^- = 1,6—
— 1,8.
2.4. ЭРГОНОМИЧЕСКИЕ ТРЕБОВАНИЯ
К РАЗМЕЩЕНИЮ ЭКИПАЖА В ТАНКЕ
Одной из основных задач при проектировании танка является
повышение эффективности боевой работы экипажа. Путь решения
этой задачи — рациональное .построение рабочих мест, оптимиза-
ция деятельности операторов, выбор оптимального уровня авто-
матизации систем управления, улучшение параметров рабочей
среды обитаемых отделений. Известно, что иногда в результате
недостаточного учета инженерно-психологических факторов при
создании и эксплуатации средств вооружения и военной техники
эффективность их реализуется на 50—70 % -
При проектировании рабочих мест членов экипажа большое
внимание уделяется их пространственной организации, призван-
ной оптимизировать зону профессиональной деятельности, обеспе-
чить рабочую зону в соответствии со спецификой выполняемых
операций. Причем необходимо учитывать, что, чем дальше центр
масс от точки опоры тела, тем сильнее напряжение мышц и тем
быстрее наступает утомление. Необходимо обеспечить требуемую
досягаемость и обзорность, а также условия для кратковремен-
ного и длительного отдыха.
Следующим этапом при проектировании рабочих мест являет-
ся группировка органов управления и средств отображения ин-
36
формации в функциональные группы в соответствии с их назна-
чением, частотой и последовательностью использования, разме-
щение средств аварийной и критической сигнализации в оптималь-
ной зоне обзора оператора и выдача ее активным способом,
минимально необходимое количество органов управления и инди-
каторов, правильное взаимное расположение органов управления
и соответствующих им индикаторов, минимальные размеры инди-
каторов, обеспечивающие надежное считывание информации.
Большое внимание при проектировании рабочих мест членов эки-
пажа уделяется ходам органов управления и прилагаемым усили-
ям. Ход органов управления, приводящихся в действие от ноги,
не должен превышать 150 мм, а от руки — 300 мм, при этом уси-
лие, прилагаемое на педали, не должно превышать 300 Н, а на
рычаги— 130 Н.
2.5. ОСОБЕННОСТИ КОМПОНОВКИ ОБЪЕКТОВ БТТ
СПЕЦИАЛЬНОГО НАЗНАЧЕНИЯ
Под объектами БТТ специального назначения понимаются бое-
вые и вспомогательные машины, .предназначенные для выполне-
ния специальных задач как на поле боя, так и в непосредствен-
ной близости от него.
Эти машины в соответствии с назначением должны обладать
специальными тактико-техническими свойствами, отличными от
основного танка, что и предопределяет специфику их компо-
новки.
Особенности компоновки боевых машин артилле-
рии обусловливаются их боевым предназначением и устанавли-
ваемым вооружением. Пушечные и гаубичные боевые машины в
большинстве случаев создаются на базе серийных танков без суще-
ственных изменений МТО и ходовой части. Для установки мощной
артиллерийской системы часто отказываются от кругового обстре-
ла и вращающуюся башню заменяют неподвижной боевой руб-
кой.
Отделение управления .при этом объединяется с боевым в еди-
ное обитаемое отделение и внутренний забронированный объем
машины оказывается разделенны|м на две части: обитаемую и мо-
торно-трансмиссионную. Монтаж на носовом листе длинностволь-
ных пушек приводит к чрезмерному увеличению общей длины
машины и перегрузке передних опорных катков. Для устранения
этого недостатка может быть использован вариант компоновки с
кормовым расположением обитаемого отделения. Кормовое рас-
положение обитаемого отделения позволяет сократить общую дли-
ну машины и уменьшает вылет ствола пушки за пределы корпуса.
Установка на артиллерийские боевые машины длинноствольных
пушек приводит к необходимости крепления орудия специальным
стопором во время движения во избежание поломок подъемного
механизма, что обусловливает невозможность ведения огня с ходу.
Учитывая большие величины калибров пушечного вооружения на
37
этих машинах, как правило, применяется раздельное заряжание
с использованием переменных зарядов. Для перекомплектовки за-
рядов в боевом отделении необходимо предусматривать дополни-
тельные объемы. При конструировании артиллерийских боевых
машин необходимо учитыв.ать возможность непрерывного попол-
нения боекомплекта во время стрельбы и подачи снарядов с грун-
та, кроме того, должна быть предусмотрена возможность поста-
новки на корпусе опорных устройств, ограничивающих перемеще-
ние и колебания корпуса при выстреле.
Все современные артиллерийские боевые машины выполняют-
ся по башенной схеме. В такой компоновке МТО расположено в
передней части корпуса, рядом с ним размещается отделение уп-
равления и далее — боевое отделение во вращающейся башне с
установленным в ней на цапфах орудием. Башня, защищающая
расчет, казенную часть орудия, боекомплект, прицельные приспо-
собления и другие механизмы боевого отделения, установлена на
шаровом погоне. В кормовой части корпуса размещается допол-
нительный боекомплект. Такая схема компоновки артиллерийских
боевых машин обладает преимуществами компоновок танков с
вращающейся башней.
Боевые машины пехоты обычно создаются на стрелковое от-
деление. Особенность их компоновки определяется
необходимостью эффективного использования огня стрелкового
оружия и обеспечением быстрого спешивания и посадки десантной
группы. Противоречивость этих требований состоит в том, что для
эффективного ведения огня стрелки должны размещаться в пе-
редней части корпуса, а быстрый и безопасный вход и выход
удобнее всего производить через двери в кормовой части корпуса.
Это вынуждает конструктора отдавать предпочтение одному из
требований в ущерб другому. При компоновке БМП большое вни-
мание уделяется вопросам обитаемости. Основное вооружение
БМП предназначено для поражения живой силы и легкоброниро-
ванных целей и обычно включает автоматическую пушку калибра
20—30 мм, спаренные с ней пулеметы и автономный гранатомет.
Для обеспечения возможности успешного ведения противоборства
с основными танками на БМП могут дополнительно устанавли-
ваться ПТУР.
БМП обычно имеет противоснарядное от малокалиберных пу-
шек («Мардер») или противопульное (БМП-1) бронирование. Не-
достаточная защищенность при этом частично компенсируется вы-
сокой подвижностью. Как правило, БМП выполняются плаваю-
щими и авиатранспортабельными.
Конструктивной особенностью плавающих
танков является сочетание достаточно эффективного вооруже-
ния с высокой подвижностью, и прежде всего со способностью
преодолевать водные преграды с илистыми берегами. Они должны
обладать достаточными мореходными качествами и способностью
вести эффективный огонь с воды. Плавучесть с запасом не менее
20% обеспечивается водоизмещением корпуса, поэтому плаваю-
38
щие танки обычно имеют небольшую массу (15—16 т), противо-
пульное бронирование и большие размеры силуэта. Мореходные
качества обеспечиваются объемом и формой корпуса, низким раз-
мещением центра масс, двигателем и движителем. Корпус обычно
имеет надгусеничные ниши и высокую верхнюю часть. Водоход-
ным движителем могут быть гребные гусеницы (БМП-1), водоме-
ты (ПТ-76), гребные винты. При использовании водометов или
гребных винтов, находящихся в кормовой части корпуса танка,
наиболее целесообразной оказывается компоновка с кормовым
расположением МТО. Гребные гусеницы могут .применяться и при
кормовом, и при носовом .расположении МТО, но они, как правило,
обладают небольшой тягой.
Конструкция корпуса плавающих танков должна предусматри-
вать герметизацию внутреннего объема, применение непотопляе-
мых легких материалов для его заполнения, установку несколь-
ких мощных водооткачивающих насосов, укомплектование танка
индивидуальными надувными спасательными жилетами, буем и
багром. Компоновка боевого отделения характеризуется сокращен-
ным до двух человек экипажем и размещением менее мощного,
чем в основных танках, вооружения. При компоновке предпочтение
отдается эжекционной системе охлаждения, способной нормально
работать при попадании воды в воздухопритоки, воздухоотводы
•и на радиаторы. Предусматривается надежная защита двигателя
от попадания в него воды. Компоновка ходовой части .плавающих
танков с гребными гусеницами характеризуется наличием гидро-
динамических кожухов и решеток.
Особенностями компоновки вспомогательных объ-
ектов БТТ специального назначения, создаваемых на базе ос-
новных танков, являются размещение специального оборудования
(лебедки, полиспаста, подъемно-кранового оборудования, станко-
инструментального хозяйства и т. п.) и необходимость осуществ-
ления отбора мощности на указанное оборудование.
39
3. ЗАЩИТА ТАНКА
Защита танка—боевое свойство, характеризующее способ-
ность защищать экипаж, вооружение и внутреннее оборудование
танка от современных средств поражения. Она включает броне-
вую и специальную защиту, противопожарное оборудование и
средства маскировки.
Броневая защита предназначена для защиты от бронепоража-
ющих средств и обеспечивается броневым корпусом, башней и
противокумулятивной защитой.
Специальная защита предназначена для защиты от проникаю-
щей радиации, ударной волны и светового излучения ядерного
взрыва, заражения отравляющими, радиоактивными веществами
и бактериальными (биологическими) средствами. Она кроме
броневого корпуса и башни включает систему герметизации, уп-
лотнения подвижных узлов, люков, амбразур, смотровых приборов,
вентиляционных и выхлопных отверстий, фильтровентиляционную
установку, надбой, подбой, специальные шторки, защищающие
оптику и глаза членов экипажа от светового излучения.
Противопожарное оборудование (ППО) предназначено для
быстрой локализации и ликвидации возникающих очагов пожара.
Оно включает автоматические и полуавтоматические системы
ПГЮ, а также переносные огнетушители. Причинами возникнове-
ния пожара в танке могут быть пробитие брони, приводящее
к возгоранию топлива, масла и другого оборудования, проникно-
вение внутрь танка зажигательных веществ, а также технические
неисправности систем двигателя и электрооборудования. Система
ППО имеет сеть датчиков, сигнализирующих об очагах пожара, и
распылителей, подающих к ним огнегасящую смесь. Конструктив-
но система ППО обычно объединяется с системой специальной
защиты.
Средства маскировки снижают вероятность обнаружения тан-
ка, а следовательно, и вероятность его поражения. К ним относят-
ся защитная окраска корпуса и башни, термодымовая аппаратура
и дымовые гранатометы, навесное бульдозерное оборудование.
К средствам защиты танка относятся также навесные противомин-
ные тралы.
40
3.1. ТРЕБОВАНИЯ К ЗАЩИТЕ
И ОСНОВНЫЕ ПУТИ ИХ ВЫПОЛНЕНИЯ
Защита танка призвана обеспечить надежную защищенность
экипажа, вооружения и внутреннего оборудования от различных
бронепоражающих средств и ОМЛ. Требования к уровню защиты
танка определяются его целевым назначением. Наиболее высокие
требования предъявляются к защите основного танка. Защищен-
ность от бронепоражающих средств, ОМП и огнесмесей обеспечи-
вается в основном одними и теми же мероприятиями. Это поз-
воляет предъявить к защите танка следующие основные требо-
вания:
прочность и жесткость корпусных конструкций;
-максимальная степень ослабления потоков нейтронов и у-лу-
чей;
герметичность обитаемых объемов;
надежная противопожарная защита;
возможность надежной маскировки танка на местности.
Кроме этих специальных требований к защите танка предъ-
являются важнейшие общеконструкторские требования: минималь-
ная масса; ремонтопригодность, технологичность и минимальная
стоимость.
Прочность и жескость корпусных конструкций, исключающие
их .разрушение, значительные упругие и остаточные деформации,
приводящие к нарушению взаимодействия агрегатов при воздей-
ствии снарядов и ударной волны ядерного взрыва, силы сопро-
тивления откату, ударов при движении по местности и тарана,
достигаются:
применением высокопрочных броневых сталей с оптимальным
сочетанием твердости и вязкости, обеспечиваемых технологически-
ми средствами (легированием, термообработкой, упрочнением при
прокате и др.). Характеристики броневых сталей приведены
в табл. 3;
Таблица 3
Броня Механические свойства Назначение
Т вердость йотп мм Предел прочности ав, МПа Ударная вязкость Н-м ан- — см-
Высокой твердо- сти (катаная) 2,7—3,1 1600 40—70 Противопуль- на я
Средней твердо- сти (катаная, ли- тая) 3,3—3,7 1000 80—140 Противосна- рядная основная
Низкой твердо- сти (катаная, ли- тая) 3,7—4,2 700 до 180 Противосна- рядная конструк- ционная
41
увеличением толщины брони наиболее нагруженных деталей в
целях повышения прочности и жесткости этих деталей и всего
корпуса. Толщина броневых деталей определяется расчетом и
проверяется опытным путем;
обеспечением целости броневых деталей, особенно носовых, ло-
бовых, бортовых, не ослабленных люками, отверстиями и свар-
ными швами. Для этого добиваются максимального сокращения
площадей проекций броневых деталей, ослабленных различными
отверстиями, люками, совмещают отверстия для прицела и амб-
разуру пулемета, выносят выходные отверстия приборов управ-
ления огнем и наблюдения с лобовых частей башни на крышу,
люка механика-водителя и его смотровых приборов на подбашен-
ный лист;
применением конструктивной брони, представляющей сложную
многослойную (или комбинированную защиту. Варьируя материа-
лами и толщинами слоев, добиваются наилучшего защищающего
эффекта от различных снарядов. При этом решается задача улуч-
шения защиты от нейтронов и у-лучей;
обеспечением равнопрочности всех участков поверхности бро-
ни, ослабленных различными отверстиями (амбразурой, люками,
приборами наблюдения, воздухе- и газоходами, горловинами, ввар-
ными узлами), путем утолщения зоны отверстия;
увеличением жесткости за счет ребер, гофр, рам, балок, стоек,
использования жесткости перегородок, фундаментов и картеров
внутреннего оборудования, реданов. Ребра жесткости (рис. 11)
могут быть штампованными, гнутыми, приварными, литыми;
приданием элементам бронирования возможно больших углов
наклона (60° и более), способствующих рикошетированию снаря-
дов и нарушению формирования кумулятивной струи за счет де-
формации головки кумулятивной выемки снаряда;
уменьшением размеров танка и особенно его высоты, что сни-
жает вероятность обнаружения <и попадания, а также улучшает
устойчивость при действии ударной волны. Для танка с высотой
2 м даже незначительное (на 10 мм) уменьшение высоты его си-
луэта дает существенный выигрыш в уменьшении вероятности по-
падания за счет экранирующего эффекта местности.
Максимальная степень ослабления потоков нейтронов и у-лу-
чей достигается подбором материалов, обладающих наилучшими
поглощающими характеристиками, увеличением толщины защи-
щающих слоев, применением подбоев (надбоев) и рациональным
расположением топливных и масляных баков.
Герметичность забронированных объемов, исключающая про-
никновение радиоактивных веществ, бактериальных (биологиче-
ских) средств, зажигательных веществ, радиоактивной пыли и из-
быточного давления ударной волны, достигается:
герметичным исполнением корпуса и башни с непроницаемы-
ми сварными швами;
применением уплотняющих устройств в подвижных и неподвиж-
ных соединениях деталей (опоры башни, амбразуры орудия, ва-
42
Рис. 11. Средства увеличения жесткости корпусных конструкций:
1 — гнутая часть днища (редан); 2 —ребра жесткости; 3 — поперечная балка;
4 — вварные кронштейны; 5 — штампованные желоба
лов и осей трансмиссии и ходовой части, приборов наблюдения,
отверстий для электрокабелей и трубопроводов, а также съемных
броневых деталей). Уплотнение подвижных частей осуществляет-
ся эластичными чехлами, специальными самоподжимными манже-
тами или регулируемыми устройствами типа «лента», «шланг»
и др. Для уплотнения люков и других часто используемых от-
верстий применяются эластичные шнуры, обрезиненные планки,
прокладки. Уплотнение постоянно закрепленных неподвижных де-
талей обеспечивается резиновыми кольцами, прокладками, мас-
тикой;
применением герметизирующих устройств для нормально от-
крытых отверстий воздухо- и газоходов, прицелов, шахт приборов
наблюдения в виде герметично закрывающихся клапанов, засло-
нок, кранов, створок, снабженных различными приводами
(рис. 12);
применением фильтровентиляционных установок (ФВУ), обес-
печивающих экипаж очищенным воздухом и создающих воздуш-
ный подпор, препятствующий проникновению наружного воздуха
внутрь обитаемых объемов. Герметизирующие устройства и их
исполнительные механизмы функционально объединяются в авто-
матическую систему коллективной защиты, обычно объединенную
с системой пожаротушения;
оборудованием воздухопритоков и створок люков специаль-
ными стоками против затекания отравленных жидкостей и горю-
чих смесей.
43
1
Рис. 12. Защитные и герметизирующие устройства воздухо- и газоходов:
1— козырек; 2 — решетка; 3 — планка; 4 — жалюзи; 5 — заслонка; 6 — клапан; 7 —
колпак
Надежная противопожарная защита обеспечивается: пожаро-
безопасным исполнением электрооборудования, топливной и газо-
вой аппаратуры, исключающим возможность возникновения по-
жара; термоизоляцией огнеопасного оборудования (особенно на-
ружного) асбестом, экранированием, охлаждением; применением
автоматической быстродействующей системы пожаротушения; раз-
мещением боекомплекта и топлива в зонах, наименее подвержен-
ных поражению огнем противника, и оборудованием их необхо-
димым количеством термодатчиков и распылителей системы по-
жаротушения.
Возможность надежной маскировки танка на местности обес-
печивается комплексом мероприятий, включающим: минимальные
размеры силуэта танка (особенно высоты); защитную камуфли-
рующую окраску, искажающую форму и содержащую противора-
диолокационные компоненты; светомаскировочные устройства ви-
димого света, инфракрасные и бесподсветочные приборы ночного
видения; глушители и теплорассеиватели выхлопных газоходов;
бездымные пороха и пламегасители орудий; фальшборты, умень-
шающие пылевое облако; радиостанции с управляемым радиусом
действия и остронаправленными антенными устройствами; дымо-
вые шашки, гранатометы и системы термодымовой аппаратуры.
Минимальная масса бронирования и защитных устройств до-
стигается:
44
всемерным уменьшением забронированного объема и защищаю-
щих толщин при сохранении нормальных условий обитаемости и
заданного уровня защиты. Реальным путем достижения этого тре-
бования является уменьшение площади наружной поверхности
бронирования за счет приближения наиболее массивных передних
частей танка к форме эллипсоида (рис. 13). Так, «корабельная:»
е
г
Рис. 13. Формы носовой части корпуса:
а — с вертикальными броневыми деталями; б — «корабельная»;
б — клиновая; г — полуэллиптическая
•носовая часть танка ИС-3 со скошенными углами по сравнению
с простой .клиновой формой танка Т-62 при равных забронирован-
ном объеме и защите дает экономию стали около 0,8 т. Уменьше-
нию забронированных объемов способствует применение в конст-
рукции легких и малогабаритных агрегатов моторно-трансмиссион-
ной группы, систем, приборов и т. п. Важными направлениями яв-
ляются повышение плотности компоновки забронированных объе-
мов и вынос из них узлов, агрегатов, баков и т. п. частей систем
танка, не имеющих в бою жизненно важного значения;
дифференцированием бронирования по высоте и периметру с
учетом распределения плотности снарядных попаданий, позволяю-
щим либо несколыко ослабить бронирование зон, попадание в ко-
торые мало вероятно, что дает существенное уменьшение массы
броневого материала, либо за счет этого выигрыша усилить за-
щиту зон, наиболее подверженных обстрелу. Наибольшее умень-
шение массы достигается дифференцированием бронирования при
литейном способе производства броневых узлов. Применение на
танках Т-62, Т-72 >и других реданов (наклонная боковая часть
днища) позволило уменьшить высоту борта и дало выигрыш в
массе около 1,8 т;
применением легких броневых материалов на основе алюми-
ния, магния, титана, пластмасс для замены стали, что позволяет
при равной стойкости уменьшить массу корпуса и башни до 5%.
Увеличивающаяся при этом жесткость делает применение этих ма-
45
териалов особенно предпочтительным как для противопульной,
так и для противоснарядной защиты.
Высокая ремонтопригодность защиты достигается обеспечени-
ем удобного доступа к узлам систем защиты, применением агре-
гатного метода восстановления поврежденных узлов защиты, быст-
ротой демонтажа оборудования, затрудняющего доступ к местам
ремонта, возможностью широкого использования подвижных элек-
трогазосварочных установок, сокращением номенклатуры приспо-
соблений и инструмента.
Технологичность конструкции защиты определяет в значитель-
ной мере стоимость танка и возможность его массового производ-
ства и достигается широким использованием недифицитных кон-
струкционных материалов, станочного парка неспециализирован-
ных заводов, доступной для быстрого освоения технологии про-
изводства брони и большей части номенклатуры деталей и сбо-
рочных единиц. Для дорогого корпусного производства важное
значение имеют простота форм броневых деталей с минимальны-
ми потерями металла при раскрое, уменьшение количества фасон-
ных броневых деталей, сокращение объема досварочных операций
по подгонке и разделке кромок, а также возможность широкого
использования сварочных автоматов. Правильное определение схе-
мы базирования агрегатов позволяет сократить объем механиче-
ской обработки по корпусу и башне, уменьшить количество цент-
ровочных операций.
3.2. БРОНЕВАЯ ЗАЩИТА ТАНКА
3.2.1. Современные бронепоражающие средства и способы
защиты от них бронированных объектов
Средствами поражения бронеобъектов являются бронебойные
снаряды ствольной и реактивной артиллерии, танков, авиации (в
том числе артиллерийские мины и авиабомбы), противотанковые
средства пехоты (ручные и винтовочные гранаты, реактивные гра-
натометы), инженерные мины, зажигательные вещества и пули.
Действие их основано на разрушении защиты и поражении экипа-
жа и жизненно важных узлов танка. По принципу действия эти
средства делятся на кинетические, фугасные, кумулятивные, зажи-
гательные. Наиболее распространенными и опасными для танка
являются кинетические и кумулятивные снаряды (в том числе
гранаты, ракеты, мины, бомбы).
Действие кинетических снарядов основано на механическом
разрушении брони за счет запаса кинетической энергии, приобре-
тенной при выстреле и сохраненной к моменту встречи с прегра-
дой. Наиболее распространенными из кинетических снарядов яв-
ляются подкалиберные снаряды, имеющие втрое меньшие, чем У
калиберных, диаметр и массу сердечника и поэтому обладающие
46
( 1
I
более высокой начальной скоростью, поперечной нагрузкой
(Шг-S \ - •> „ I Е mctf- \
—— I и удельной кинетической энергией е — — = ~^— , ха-
Sc / \ Sc 2SC /
растеризующими их разрушающее действие (здесь тс— масса
сердечника, g— ускорение свободного падения, Sc — площадь по-
перечного сечения сердечника). Эти параметры даже при оди-
наковой скорости встречи у подкалиберных снарядов в 1,5 раза
выше, чем у калиберных. С учетом же более высокой полетной
скорости, обусловленной в 10 раз меньшим сопротивлением воз-
духа (после отделения поддона), их удельная кинетическая энер-
гия выше, чем у калиберных в 4—5 раз. У стреловидных снарядов
необходимая поперечная нагрузка достигается за счет увеличения
длины до 13—15 dc (диаметров сердечника), что позволяет эко-
номить дефицитные вольфрам и уран. Кроме того, длинные сна-
ряды менее склонны к рикошету. Недостатками кинетических сна-
рядов являются ограниченная бронебойность (2—3 калибра) и
ухудшение ее с увеличением дальности и с падением скорости
снаряда.
Бронебойно-фугасные снаряды с пластическим ВВ характери-
зуются эффектом «растекания» пластического ВВ по поверхности
брони с последующим подрывом его донным взрывателем, что
приводит к отколу брони с тыльной ее поверхности и к поражению
танка. Действие бронебойно-фугасных снарядов практически не
зависит от скорости и угла встречи с бронированным объектом,
они относительно просты по конструкции. Недостатки состоят в
низкой эффективности при стрельбе по экранированной, много-
слойной и составной броне и броне с подбоем, в малой вероятно-
сти поражения быстродвижущихся целей на реальных дальностях
из-за невысокой начальной скорости.
Действие кумулятивных снарядов основано на использовании
энергии направленного взрыва. При донном подрыве заряда ВВ
в фокусе его конусообразной выемки образуется кумулятивная
струя с давлением до 10 ГПа и скоростью 12—15 км/с, проби-
вающая броню за счет высокой концентрации энергии на единицу
поверхности. Кумулятивные снаряды получили широкое распрост-
ранение в виде гранат, снарядов ствольной и реактивной артил-
лерии, ракет, противоднищевых и противобортных инженерных
мин, бомб и т. п. Основным их достоинством является высокая
бронебойность (до 4 калибров), не зависящая от скорости встре-
чи, а наиболее весомыми недостатками — значительное снижение
эффективности при подрыве на некотором удалении от брони, при
пробивании конструктивной брони, а также резкое снижение эф-
фективности после деформации кумулятивной воронки при ударе
о преграду. Первый недостаток обусловлен разрывом струи вслед-
ствие различия скоростей составляющих ее частиц, второй — осо-
бенностями прохождения струи через толщу брони на границе
сред, искривлением и дроблением струи, сопровождаемым резкой
потерей энергии, а третий — нарушением геометрии выемки и
разрушением струи в процессе ее образования.
47
Пробитие брони может привести к поражению экипажа и сис-
тем танка, пожару и взрыву боекомплекта. Однако танк может
быть поражен и при отсутствии сквозного пробития брони вслед-
ствие контузии экипажа, поражения его микроосколками брони
при растрескивании ее тыльного слоя и вторичными осколками,
повреждения приборов электрооборудования, оптики, агрегатов от
сотрясения, деформации и разрушения корпусов либо нарушения
взаимодействия узлов. Разнообразие физических принципов, ле-
жащих в основе воздействия рассмотренных бронепоражающих
средств на бронированные объекты, привело к появлению новых
принципов бронирования, так как дальнейшее увеличение толщин
монолитной брони в целях повышения уровня защищенности при
ограниченной массе танка стало невозможным. Поэтому на тан-
ках третьего поколения применяются разнесенное, многослойное,
комбинированное бронирование и экранирование.
При разнесенном бронировании вместо монолитной
толстой брони на пути снаряда ставятся две броневые преграды
такой же суммарной толщины. Если в монолитной броне кине-
тический снаряд проходит как единое сжатое тело и пробивает
ее, то при разнесенном бронировании снаряд в первой преграде
теряет часть кинетической энергии, сжимается этой преградой,
а покинув ее, в силу упругих свойств стремится разжаться и ко
второй преграде подходит с невысокой скоростью и нарушенной
внутренней структурой. О вторую преграду снаряд разбивается.
Разнесенное бронирование эффективно и против бронебойно-фу-
гасных и кумулятивных снарядов. Отколы брони, появляющиеся
с внутренней стороны наружной броневой плиты при воздействии
бронебойно-фугасных снарядов, задерживаются внутренней броне-
вой преградой.
Многослойное комбинированное бронирование
применяется для повышения противокумулятивной защиты при
ограниченной массе. Применение в многослойном бронировании
легких материалов основано на том, что защищающие от кумуля-
тивной струи толщины bi и Ь2 различных материалов связаны с
их плотностью pi и р2 соотношением
— — I / JjL
Ь-2 И Р1 ‘
Если от кумулятивного снаряда защищает стальная преграда
толщиной 6i(pt = 7,8 т/м3), то толщина эквивалентной алюминие-
вой преграды Ьг(р2=2,7 т/м3) будет
Ь^ЬД/ -^=1,7^.
Г Рз
Масса стальной преграды, имеющей площадь S и толщину bi,
будет №ст = 5Ь1р1, а масса алюминиевой преграды тал=
48
= Sb2p2 = 1,7 Sb}p2. При равной противокумулятивной стой-
кости
тст I у
тял l,7Sbtf2
Таким образом, применение легких материалов для противоку-
мулятивной защиты обеспечивает выигрыш в массе, но требует
более толстых броневых деталей. Комбинация стальной, алюми-
ниевой брони, пластических масс, керамических вставок, как в
броне типа «Чобхэм», обеспечивает высокую стойкость одновре-
менно против действия бронебойно-подкалиберных, кумулятивных
и бронебойно-фугасных снарядов при меньшей по сравнению с мо-
нолитной броней массе.
Постановка вдоль бортов машины экранов повышает
противокумулятивную защиту, а толстые экраны, как на танках
Ml и «Леопард-2» (рис. 4), называемые силовыми экранами,
вместе с основной броней корпуса составляют разнесенное бро-
нирование, повышают защищенность от подкалиберных и броне-
бойно-фугасных снарядов.
3.2.2. Классификация корпусов и башен
По степени бронирования корпуса и башни подразделяются
на противопульные и противоснарядные. Противопульное
бронирование обеспечивает защиту фронтальной проекции
машины (в секторе курсовых углов ±30°) от бронебойных круп-
нокалиберных пуль, а круговую защиту — от пуль наиболее рас-
пространенного калибра 7,62 мм. Такие корпуса и башни приме-
няются на легких машинах, обладающих плавучестью и авиа-
транспортабельностью. ^Противопульные корпуса, обладающие не-
достаточными прочностью и жесткостью, не выдерживают, как
правило, избыточного давления ударной волны более 0,10—-
0,15 МПа, что накладывает значительные ограничения на исполь-
зование этих машин в условиях применения ОМП.
Противоснарядиое бронирование основных танков
обеспечивает надежную защиту фронтальной проекции от снаря-
дов однотипных танков и тактических противотанковых средств.
Значительная толщина брони обеспечивает хорошую прочность и
жесткость при действии ударной волны и ослабление потока у-лу-
чей. Высокая плотность танка (2,5—3,0 т/м3) характеризует хоро-
шую устойчивость от сноса и опрокидывания (легкие плавающие
танки с плотностью 0,7-—0,8 т/м3 не могут противостоять скоро-
стному напору ударной волны).
По способу изготовления корпуса и башни делятся на цельно-
литые и сварные (сборные) из катаных и литых деталей. Литей-
ный способ позволяет придать корпусу и башне наиболее рацио-
нальную форму, обеспечить высокие прочность и жесткость при
4 Зак. 5205 49
минимальной материалоемкости за счет рационального дифферен-
цирования толщин. Он уменьшает объем сварки, повышает эконо-
мичность производства по сравнению с производством сварных
корпусов, связанным со значительными потерями металла при вы-
резке заготовок из листа, подгонке, разделке кромок, сварке, с
использованием уникального прокатного, гибочного, правильного
и сварочного оборудования. Вместе с тем литые конструкции из-за
структуры металла имеют несколько меньшую (на 5—7%) сна-
рядостойкость, а само литейное производство корпусов и башен
требует больших производственных площадей и мощного подъем-
но-транспортного оборудования, что затрудняет организацию
крупносерийного производства танков.
С учетом особенностей конструкции разнесенного и комбини-
рованного бронирования корпуса и башни третьего поколения из-
готавливаются преимущественно сваркой.
Корпуса и башни классифицируются также по формам се-
чения.
Башни могут быть цилиндрические, конические
(БМП-1), призматические («Леопард-2»), пирамидаль-
ные (Т-34, КВ, Ml «Абрамс»), полусферические (Т-54,
ИС-3, Т-72, «Шеридан»). Первые четыре формы образуются свар-
кой, последняя — литьем. Широкое применение в последнее время
сварных башен из катаной брони обусловлено ее повышенной
снарядостойкостью и возможностью выполнения комбинированно-
го бронирования для лучшей защищенности от комплекса поража-
ющих факторов. Для более равномерного распределения нагрузки
на опору и увеличения объема боевого отделения в задней части
башни часто размещают различные ниши, что несколько увели-
чивает высоту и массу башни, ухудшает уязвимость от огня про-
тивника, увеличивает момент инерции башни и снижает момент
ее неуравновешенности, а также усложняет организацию воздуш-
ного потока для охлаждения МТО, расположенного в кормовой
части корпуса.
По форме носовая часть корпуса (рис. 13) может быть с вер-
тикальной стенкой, клиновая, полуэллиптическая, корабельная.
Вертикальная стенка применялась на танках КВ и T-VI
«Тигр». Клиновая форма (Т-72, Ml) отличается простотой и
позволяет обеспечить высокую снарядостойкость при оптимальной
материалоемкости. Полуэллиптическая форма (М60А1)
достигается литьем или сваркой из гнутых катаных деталей. Она
является наиболее выгодной с точки зрения материалоемкости,
прочности и жесткости. Корабельная форма (ИС-3, БМД-1)
является переходной от клиновой к полуэллиптической и харак-
теризуется большими углами встречи при наиболее вероятном
фронтальном обстреле за счет подворота боковых деталей, мень-
шей материалоемкостью, большей жесткостью, обеспечивает удоб-
ное центральное размещение водителя. Недостатками являются
сложность производства, значительная площадь уязвимых свар-
50
ных швов, массивность развитых кронштейнов направляющих ко-
лес ДЛЯ «охвата» носа гусеницами.
По форме поперечного сечения различают корпуса без ниш,
с нишами над гусеницами, с нишами внутри гусеничного обвода,
с местным уширением под башней (рис. 14). Первые образуются
Рис. 14. Формы поперечного сечения корпуса танка:
а — с вертикальными бортами и местными уширениями под башней
(Т-54); б —с наклонными бортами («Центурион»); в — с гнутыми бор-
~ тами (ИС-3); г — с неглубокими нишами внутри гусеничного обвода
и над гусеницами (М60); д — с развитыми надгусеиичными ниша-
ми (Т-34); е — с нишами внутри гусеничного обвода («Черчилль»)
наиболее простым соединением днища и крыши вертикальным или
наклонным бортом, отличаются высокой технологичностью, а мо-
нолитность борта обеспечивает высокую снарядостойкость, воз-
можность применения энергоемкой подвески и опорных катков
большого диаметра. Недостатками являются сложность дифферен-
цирования защиты по высоте и длине борта, изготовленного из
катаного листа, сложность размещения башенной опоры большо-
го диаметра. Ниши над гусеницами увеличивают объем корпуса
и улучшают снарядостойкость верхнего, наиболее подверженного
обстрелу, пояса за счет дифференцирования брони, благоприятен
вуют применению башенной опоры большого диаметра, значи-
тельно увеличивают забронированный объем, что особенно важно
для плавающих машин. Вместе с тем они сложнее в производстве,
увеличивают высоту и утяжеляют корпус, препятствуют увеличе-
нию ходов опорных катков большого диаметра. Ниши внутри гу-
сеничного обвода увеличивают объем корпуса, его жесткость, до-»
пускают дифференцирование бронирования по высоте и не уве-
личивают массу танка. Недостатком является трудность обеспече-
ния пространства, необходимого для размещения узлов ходовой
части и, главное, для обеспечения требуемого динамического хода
катков. Литой корпус М60А1 имеет неглубокие ниши внутри и над
гусеничным обводом, дифференцирование защиты по высоте и
Длине борта. Местные уширения под башней могут применяться
в любых конструкциях для размещения погона большого диа-
4*
51
метра, но это значительно увеличивает высоту корпуса и танка
в целом.
3.2.3. Конструкция узлов защиты
Амбразура орудия для обеспечения наилучшей защиты долж-
на иметь минимальные размеры площади проема, надежное бро-
нирование при экстремальных углах наведения и надежное уп-
лотнение. Размеры амбразуры зависят от размеров орудия и спо-
соба его монтажа (рис. 15). Наилучшая снарядостойкость амбра-
в
Рис. 15. Способы монтажа орудия:
G отсутствует верхняя перемычка амбразуры (ИС-3); б, в — периметр амбразуры
замкнут (М60А1, Т-62); г — отсутствует нижняя перемычка амбразуры (Т-10)
зуры обеспечивается при замкнутом ее периметре, что может быть
достигнуто при монтаже орудия через амбразуру «назад», либо
«вперед» при поднятой задней части башни. В последнем случае
проем амбразуры минимален, ио процесс демонтажа сложен и
трудоемок. Другие способы установки (рис. 15, с, а) не обеспе-
чивают требуемых прочности и жесткости амбразуры из-за от-
сутствия перемычки периметра.
Конструкция опоры орудия в зависимости от способа его на-
ведения в горизонтальной плоскости может быть качающейся или
карданной. Первые имеют одну степень свободы и применяются в
поворотных башнях. Вторые имеют две степени свободы и при-
меняются в безбашенных танках и САУ. Опора конструктивно
выполняется в приварной или съемной рамке либо в теле бро-
невого массива башни. Последнее позволяет существенно увели-
чить снарядостойкость лобовой части банши при меньшей массе.
52
Карданные опоры занимают значительный объем, что затрудняет
решение задачи обеспечения ее надежной защиты.
Обеспечение надежной защиты танка от попадания в заброни-
рованные объемы ОВ, БРВ, БС, зажигательных веществ, пуль,
осколков, свинцовых брызг, от затекания избыточного давления
ударной волны достигается конструкцией броневой защиты всех
отверстий, уплотняющих и герметизирующих устройств. При этом
особое внимание уделяется защите наиболее крупных отверстий
(люков, воздушных и газовых ходов).
Люки членов экипажа обычно выполняются круглой или
овальной формы, открываются наружу и имеют уплотняющие ре-
зиновые прокладки. Конструкция шарнирных устройств люков
должна обеспечивать их надежное крепление, легкость открыва-
ния и закрывания, неуязвимость.
Воздухо- и газоходы защищаются броневыми козырьками, кол-
паками, планками, решетками, сетками и герметизируются клапа-
нами, створками жалюзи, заслонками (рис. 12).
3.2.4. Расчет броневой защиты
При разработке броневой защиты танка прежде всего рассчи-
тывается снарядостойкость корпуса и башни против массовых
бронебойных снарядов кинетического действия. Этот расчет до-
полняется расчетом противокумулятивной защиты. Броневая за-
щита корпуса и башни ют кинетических снарядов оценивается по
опытным графикам снарядостойкости или приближенно опреде-
ляется аналитически.
Определение снарядостойкости брони по опытным графикам
является наиболее достоверным. График представляет собой за-
висимость безопасной скорости снаряда vc от угла встречи а и
толщины преграды Ь. Он строится для наиболее распространенной
катаной брони средней твердости отдельно для каждого типа и
калибра снаряда
(рис. 16). Броневая пли-
та обстреливается одно-
типными снарядами под
различными, постепенно
увеличивающимися уг-
лами с постепенно возра-
стающими скоростями
встречи. Возрастание
скорости снаряда при
сокращении дальности
имитируется увеличени-
ем навески пороха. Ско-
рость встречи снаряда,
при которой еще не воз-
никают некондиционные
Рис. 16. Условный опытный график
зависимости снарядостойкости брони
от угла обстрела:
1 — 61 = 150 мм; 2 — 62=100 мм; 3 —
6з=50 мм
53
поражения (пробитие, сквозные трещины, отколы), называется
скоростью предела кондиционных поражений ппкп- Наибольшей
безопасной скоростью встречи считается vc = 0,97 пкп, которая
наносится на график. Набор точек образует кривую, характеризу-
ющую закон поражения брони в зависимости от угла встречи.
Процесс построения опытных графиков дорог и трудоемок, но ре-
зультаты позволяют достоверно оценить характеристики новых
образцов брони и снарядов, а также решить важные практические
конструкторские задачи.
1-я задача сводится к определению безопасного удаления тан-
ка от орудия, обстреливающего его под углом 6, при этом
толщина брони и углы наклона броневых деталей известны. Угол
встречи а (рис. 17) определяется из трех прямоугольных треуголь-
ников, полученных в результате проецирования произвольной точ-
ки С нормали N на продольную ось танка (точка В) и на на-
правление обстрела (точка Л). Угол АОС есть искомый угол
встречи а, угол СОВ — угол наклона детали 0, угол АОВ— курсо-
вой угол обстрела 6. Из рассмотрения треугольников АОС, АОВ
и ВОС следует, что АО = СО cos а и в то же время АО =
= СО cos р cos 6, откуда cos a=cos р cos б или
a = arccos (cos ₽ cos В).
Для носовых деталей корпуса ИС-3 с углом подворота у угол
встречи будет
а = arccos [cos р cos (В — у)].
Для вертикальной части борта
а = 90 - В.
Для наклонной части борта с углом наклона р к вертикали
а = arccos (cos р sin В).
Для решения задачи из точки на оси абсцисс с найденным сц
(рис. 16) восстанавливается перпендикуляр до кривой, соответ-
ствующей толщине bi и типу снаряда. Ордината дает наиболее
безопасную скорость <?с,. Безопасная дальность Dc при получен-
ной скорости определяется по таблицам стрельбы данной
пушки.
2-я задача позволяет определить потребную толщину брони
для проектируемого танка при заданных углах наклона броневых
деталей и безопасном удалении. По таблице стрельбы определяет-
ся скорость снаряда, пролетевшего Dc метров. Найденная ско-
рость откладывается на оси ординат, и находится толщина брони.
3-я задача позволяет определить требуемые углы наклона бро-
невых деталей заданной толщины Ь3 при дальности Ос-
Как и в предыдущем случае, определенную по таблицам стрель-
бы скорость встречи оСз откладывают на оси ординат и проводят
'54
к
и — клиновый нос; б — «корабельный»
нос; в — вертикальный и наклонный ли-
сты борта
55
горизонталь до пересечения с кривой снарядостойкости брони тол-
щиной Ь3. Точка пересечения проецируется на ось абсцисс, и на-
ходится требуемый угол наклона брони а3 = р.
Расчет снарядостойкости монолитной брони сводится к прибли-
женному определению наибольшей безопасной скорости снаряда
vc и наименьшей безопасной дальности обстрела Dc снарядами
противника при ограниченной информации об их баллистических
и бронебойных свойствах. Известными считаются калибр орудия
d и диаметр сердечника dc, масса снаряда т и сердечника тс,
начальная скорость f0 и баллистический коэффициент С.
Сложный кратковременный процесс взаимодействия снаряда
с броней не поддается точному математическому описанию. Полу-
эмпирические формулы первоначально получаются для простого
случая нормального удара (а = 0).
При воздействии на броневую защиту снарядов кинетического
действия поражения брони могут иметь характер прокола, выби-
вания (среза) пробки, пролома, сквозной трещины, откола с тыль-
ной стороны. Все зависит от vc и соотношения толщины прегра-
ды Ьо и калибра снаряда d, dc. Снаряды малого калибра (J < b0)
прокалывают броню, а снаряды соизмеримого калибра d ~ b0 вы-
зывают и прокол, и срез.
Среднее по величине усилие прокола пропорционально пределу
прочности ов при сжатии броневой стали:
р ___а
•^пр-—°в 4 •
а среднее по толщине плиты усилие /?Ср для выбивания пробки
зависит от предела прочности ггв при срезе броневой стали и сред-
ней площади среза nd :
Rcp = ^d^.
Меньшее из двух усилий определяет вид поражения: при
Яир</?ср—прокол; при 7?Ср<^пр — выбивание пробки.
Наибольшая безопасная скорость встречи подкалиберного сна-
ряда с броней определяется по условию полного расходования
кинетической энерпии сердечника на работу силы /?цр на пу-
ти Ьо\
----- = ов—- *о.
2^ в 4
откуда
= (6)
где dc — диаметр сердечника;
56
Рс — сила веса сердечника;
k — коэффициент снарядостойкости брони, зависящий от ме-
ханических свойств броневой стали и качества снаряда.
Так как при обстреле калиберными снарядами вероятными яв-
ляются и црокол, и образование пробки, принимается, что во
время пробивания брони действует постоянная сила
R = \ Rпр/?ср .
а кинетическая энергия снаряда расходуется на совершение си-
лой R работы на пути Ъо’.
Pv2 Г----Г---------- 1 / ’'2d3£3
= ь0 RnpRCp = У <звтв | - >
откуда
где d — калибр снаряда;
Р— сила веса снаряда;
k — коэффициент снарядостойкости брони.
В формулах (6) и (7) коэффициенты k имеют разные величи-
ны и, как правило, определяются опытным путем. Чем выше k,
тем лучше броня и хуже (в пределах данного типа) снаряд.
При косом ударе (а=#0) в основе решения лежит допущение
о соответствии толщины наклонной брони эквивалентной толщине
нормальной брони b = b0cosa. На взаимодействие снаряда с нак-
лонной броней и на его траекторию внутри преграды влияет тип
снаряда.
Остроголовые калиберные и короткие подкалиберные снаряды
(рис. 18), врезаясь в броню, встречают сопротивление в виде
большой нормальной реакции RN и незначительной тангенциаль-
ной Ri. Равнодействующая этих сил R создает момент относи-
тельно центра масс снаряда, денормализующий его, удлиняющий
его путь в преграде и затрудняющий пробитие брони. Тупоголовые
снаряды врезаются в броню кромкой притупления и встречают
сопротивление в виде большой тангенциальной реакции и мень-
шей нормальной. Момент равнодействующей R относительно цент-
ра масс снаряда доворачивает его к нормали, сокращая путь в
преграде и облегчая пробитие. Таким образом, чем длиннее сна-
ряд, тем больше плечо р, тем больше нормализующий момент и
тем эффективнее снаряд. Вследствие этого длинные стреловидные
снаряды особенно эффективны при больших углах встречи.
В практических расчетах различие в бронебойности рассмот-
ренных снарядов учитывается опытным показателем степени п
в формуле b = b0 cos" а.
57
Рис. 18. Действие кинетических снарядов по наклонной броне:
а — остроголового калиберного; б — тупоголового подкалиберного; в — стреловидно-
го подкалиберного
При постоянной толщине броневой детали ее эквивалентная
толщина Ьо тем меньше, чем больше угол встречи а и показатель
степени п.
При доворачивании действительный путь снаряда в преграде
укорачивается, поэтому, чем меньше показатель степени п, тем
короче путь снаряда в преграде и тем выше его эффектив-
ность.
Для определения наибольшей безопасной скорости косого уда-
ра снаряда vc в формулы (6) и (7) вводится величина эквива-
лентной толщины брони Ьо, и для подкалиберных снарядов по-
лучаем
а для калиберных
Расчет многослойной комбинированной брони основан на оп-
ределении эквивалентной толщины Ьо монолитной стальной бро-
ни средней твердости. Для этого необходимо знать относительную
эквивалентную по снарядостойкости толщину v, материала по от-
58
ношению к катаной
броне средней твердо-
сти. Так, для литой
брони средней твердо-
сти v = 1,07, т. е. для
эквивалентной замены
катаной брони толщи-
ной 100 мм литая де-
таль должна иметь
толщину 107 мм. Если
в комбинированной
броне (рис. 19) ис-
пользуются слои раз-
личных материалов
толщиной bi и относи-
тельные толщины при
воздействии подкали-
берных снарядов v'i,
кумулятивных — v"i, то
эквивалентная тол-
щина монолитной пли-
ты при действии под-
калиберных снарядов
Рис. 19. Схема многослойной комбини-
рованной защиты;
а — угол встречи снаряда с броней; &1, &2, Ьз,
bk — толщина слоев различных материалов^
^71’ ^Т< — толщина слоев половинно-
го ослабления у-лучей; » ^пг 9 ^Пз ’ ^пл
толщина слоев половинного ослабления по ней-
тронам
ъ’— Ьу +.4 + Л+,Л, (10)
v2 '3 v4
а кумулятивных снарядов
'>"=». +4+ 4 + 4- ап
v2 Чз
В дальнейшем снарядостойкость комбинированной брони про-
тив снарядов кинетического действия подсчитывается по форму-
лам (8) и (9) с учетом значений Ь'.
Защищенность от заданного калибра кумулятивных снарядов
оценивается путем сопоставления наибольшей бронепробиваемо-
сти ут при подрыве снаряда от удара в броню с приведенной
толщиной эквивалентной броневой преграды
ь"
i>0 =---- -
COS а
При ут<Ь0" броня кумулятивным снарядом не пробивается.
Приближенное определение наименьшей безопасной дальности
обстрела Dc снарядами кинетического действия при отсутствии
таблиц стрельбы основано на использовании найденной наиболь-
шей безопасной скорости встречи vc по графику функции f(v)
(рис. 20) и баллистической формуле (метод Сиаччи)
/(^с)—/foo)
(12)
59
где f(vc) и f(u0)—функ-
ции от найденной наиболь-
шей безопасной скорости
встречи vc и известной на-
чальной скорости снаряда
Vo, определенные по графи-
ку; С — баллистический ко-
эффициент, характеризую-
щий интенсивность потери
скорости снарядом на тра-
ектории. Чем больше С, тем
быстрее тормозится снаряд
в воздухе. Коэффициент С
для подкалиберных снаря-
дов равен 0,76—0,8, а для
калиберных— 1,2—1,3.
Этот метод позволяет
определить дальность пора-
жения брони, что является
важной практической зада-
чей, а также при известной
начальной скорости снаря-
да— его скорость в точке
встречи
/Ю=/(®о) +\CD.
Расчетный метод определения снарядостойкости защиты усту-
пает экспериментальному по достоверности, требует непрерывного
накопления статистических значений коэффициентов k и п для
различных снарядов, но удобен для качественного анализа слож-
ных зависимостей, позволяет оценивать бронебойные свойства сна-
рядов при отсутствии достаточной информации о них, не требует
сложных и дорогих полигонных испытаний всех новых броневых
материалов.
Расчет противокумул ятивных экранов. Приме-
нение экранов основано на подрыве кумулятивной боевой части
на возможно большем удалении от основной брони (рис. 21), при
этом энергия струи, преодолевая расстояние х, частично рассеи-
вается. Вследствие высокой чувствительности взрывателей экран
должен обладать прочностью, достаточной лишь для крепления
его на танке. Эффективность экрана зависит от его удаления хэ,
угла обстрела и стойкости кумулятивной струи. Эксперименталь-
ные зависимости бронепробиваемости кумулятивной струи от про-
ходимого ею расстояния в воздухе х для приемлемых значений
х3^3 м выражены показательной функцией
/ V2 \
у = ут (.0,81 е • 2 + 0,19/ ,
60
где ут — наибольшая бронепробиваемость при ударе в броню;
kc — коэффициент интенсивности распада кумулятивной
струи.
Определение величины удаления
экрана х3 при известных ут и kc сна-
ряда и толщине b брони производит-
ся подстановкой в исходное уравне-
хэ Ь
ние величин х =-------и у =-----, от-
COS a COS а
куда получается
хэ = cos а
- In
0,81
b
-------— 0,19
Ут COS а
Серьезным
экрана является
что удается
силовых экранов из броневых листов
значительной толщины. Общим недо-
статком экранирования является
практическая невозможность защиты
ими фронтальной и тыльной проекций
из-за резкого ухудшения обзорности
и подвижности.
Определение потребной
основной брони при
ном удалении экрана хэ, угле
бойности ут и коэффициенте
формуле
недостатком легкого
низкая живучесть,
устранить применением
Рис. 21. Расчетная схе-
ма противокумулятивно-
го экрана
толщины
задан-
обстрела
распада
а, максимальной броне-
струи kc проводится по
b = ym cos До,81 e 2сОб!а +0,19/.
3.2.5. Расчет днища танка на действие взрывной волны
противотанковой мины
Широкое применение противотанковых мин делает необходи-
мым расчет противоминной стойкости днища. Поражающее дейст-
вие противотанковых фугасных мин выражается в разрушении
ходовой части, деформации днища, нарушающей взаимную цент-
ровку агрегатов и делающей невозможной их дальнейшую рабо-
ту, разрыве днища и нарушении связей в корпусе.
Давление, действующее при взрыве мины на днище (рис. 22),
зависит от величины заряда, его физико-химических свойств, глу-
бины заложения мины, расстояния от мины до рассматриваемого
места днища танка, потери энергии на разрушение деталей ходо-
61
Рис. 22. Расчетная схе-
ма определения противо-
минной стойкости дни-
ща танка
вой части, разбрасывание грунта и т. д. Точно учесть все эти фак-
торы невозможно. Поэтому для расчета давления при близком
подрыве мины от днища (расстояние от центра взрыва не более
3 м) можно пользоваться приближенной формулой
„0,87
р = 6Оф-!^(1 +1 COS 6),
где т—масса заряда взрывчатого вещества, кг;
г—расстояние от центра взрыва, м;
0 — угол встречи взрывной волны с днищем, град;
ф — коэффициент, учитывающий глубину заложения мины в
грунт и потерю энергии мины на взаимодействие с грун-
том и гусеницей (фй?0,5).
Рассматривая днище как пластину (мембрану), получим, что
напряжение в днище танка
3 Г . .л
о = 0,423 |/ •
где Е — модуль упругости первого рода (для стали Е=2 1011 Па);
h — толщина брони днища, м;
а— радиус пластины (мембраны) в пределах ребер жестко-
сти и бортов (при отсутствии на плоском днище ребер
жесткости радиус а равен половине ширины корпуса), м.
Полученные напряжения не должны превышать предела теку-
чести стали. Для снижения напряжения днищу придают корыто-
образную форму, снабжают его ребрами жесткости. Агрегаты
МТО и их постаменты должны быть малочувствительны к дефор-
мации днища. При незначительной толщине днища и достаточной
толщине бортов целесообразно крепить их к бортам машины.
3.3. СПЕЦИАЛЬНАЯ ЗАЩИТА ТАНКА
3.3.1. Поражающие факторы ОМП и способы защиты
от них бронированных объектов
Оружие массового поражения (ядерное, химическое и бакте-
риологическое) имеет различную природу и принципы воздейст-
62
вця на человека и технику, но его главное общее свойство — по-
ражать личный состав (экипаж) без нанесения существенного
ущерба технике.
Ядерное оружие (ЯО), включающее также термоядерное, нейт-
ронное оружие и боевые .радиоактивные вещества (БРВ), имею-
щие общую физическую природу, может быть применено в виде
ракет, бомб, артснарядов и фугасов. Применение ЯО сопровож-
дается мощным ядерным взрывом (кроме БРВ), характеризую-
щимся, как известно, рядом последовательно действующих пора-
жающих факторов.
Проникающая радиация — прямолинейный поток нейт-
ронов и у-лучей — характеризуется исключительно высокой спо-
собностью проникать сквозь толщу любых материалов. Нейтроны
и у-лучи ионизируют клетки живых тканей, нарушают работу
электронных приборов, вызывают потемнение оптики. Проникаю-
щая способность нейтронов и у-лучей различна и оценивается
толщиной слоев половинного ослабления потоков (табл. 4).
Таблица 4
Материал Плотность Р, т/м3 Толщина слоя половинного ослабления, см
нейтронов 7-лучей
Вода 1 4-6 14—20
Полиэтилен 0,92 4—6 15—25
Дизельное топливо 0,87 4—6 15—25
Сталь 7,8 8—12 2—3
Свинец 11,3 10—20 1,4—2
Грунт 1,6 11—14 10—13
Бетон 2,3 9-12 6—11
Древесина 0,7 12—15 15—20
Из табл. 4 видно, что нейтроны легче проникают сквозь плот-
ные материалы и хорошо задерживаются легкими водородосодер-
жащими веществами, а у-лучи — наоборот.
Световое излучение вызывает обычно временное ос-
лепление членов экипажа и воспламенение легкогорючих мате-
риалов снаружи танка.
Ударная волна действует скоростным напором воздуш-
ного фронта и избыточным давлением во фронте. Давление ско-
ростного напора способно опрокинуть танк, сорвать и повредить
63
наружное оборудование. Избыточное давление во фронте волны,
перемещающейся со сверхзвуковой скоростью, мгновенно обжи-
мает танк со всех сторон, деформируя его корпус (особенно тон-
кие крышу и днище), что приводит к разрушению близко распо-
ложенных к ним агрегатов, креплений люков, пробок и т. п. Кро-
ме того, избыточное давление может проникнуть в обитаемые
объемы через неплотности и поразить экипаж.
Защита от у-лучей обеспечивается броневыми деталями кор*
пуса (башни), расположением металлоемких узлов и агрегатов
вокруг мест обитания членов экипажа и размещением на днище
машины свинцовых ковриков. Для защиты от потока нейтронов
используются водородосодержащие вещества (например, полиэти-
лен), размещаемые снаружи перед броней (надбой) или за бро-
ней внутри (подбой) танка. Предпочтение следует отдавать над-
бою, так как наведенный после поглощения нейтронов поток
у-лучей поглощается броней танка. Но надежность надбоя из-за
возможности его разрушения ружейно-пулеметным огнем, оскол-
ками, снарядами, возгорания от огнесмесей низка. Поэтому на
танках чаще применяются подбои.
Защищенность от потока нейтронов повышается при исполь-
зовании в многослойном комбинированном бронировании пласти-
ческих масс, размещении топливных и масляных баков по пери-
метру обитаемых отделений. Защита от «затекания» ударной вол-
ны в обитаемое отделение, попадания туда радиоактивной пыли,
боевых радиоактивных и отравляющих веществ и бактериальных
(биологических) средств обеспечивается герметичным корпусом,
уплотняющими устройствами, созданием в обитаемом отделении
избыточного давления (подпора). Часть уплотняющих устройств
смонтирована в танке постоянно, а некоторые закрываются на вре-
мя действия факторов взрыва или при движении по местности
с зонами заражения. Очистка воздуха, поступающего внутрь ма-
шины, создание в ней избыточного давления достигаются при-
менением фильтровентиляционных установок.
Уплотнения герметизации и ФВУ могут включаться автомати-
чески по сигналам, поступающим от прибора радиационной и хи-
мической разведки (ПРХР), а также вручную по команде. Од-
новременно с включением уплотняющих устройств и ФВУ сра-
батывает механизм остановки двигателя (МОД).
64
3.3.2. Расчет противорадиационной защиты
Расчет противорадиационной защиты на стадии разработки
машины предусматривает определение защищающих толщин бро-
невых материалов для обеспечения требуемого уровня противора-
диационной защиты, характеризуемой коэффициентами ослабле-
ния дозы облучения нейтронами Кослп и у-лучами ДОслт- Пове-
рочный расчет противорадиационной защиты предусматривает оп-
ределение коэффициентов ослабления ДОЗЫ Коси п и Кослу .
I
При облучении многослойной преграды под углом а=/=0
(рис. 19) коэффициент ослабления дозы определяется по фор-
мулам:
—L_ ------J +
'» "Ч (13)
/Coc.n = ^=2C°SB^ni dn* dna’, (14)
где Косл v. Коса n — коэффициенты ослабления у-лучей, нейтронов;
Do у, Don — доза облучения снаружи танка;
Ьу, Dn — доза облучения внутри танка;
bi — толщина защищающих слоев, см;
dT/ > dni — толщина слоев половинного ослабления, см.
Доза проникающей радиации в танке суммируется из дозы
у-излучения и дозы нейтронов
Г) __ I Don
у । i ""'
4>сл 7 4>сл n
и зависит от свойств и особенностей защиты, курсового угла об-
лучения, высоты взрыва, его вида, дальности и мощности.
3.3.3. Расчет защиты против действия ударной волны
Фронт ударной волны представляет собой перемещающийся
по поверхности земли относительно тонкий сферический слой,
внутри которого давление Дрф значительно превышает нормаль-
ное атмосферное и является мощным поражающим фактором.
Ввиду огромной скорости движения фронта ударной волны, пре-
вышающей скорость звука, образуется давление скоростного на-
пора Дрск. При подходе фронта к танку на его вертикальные по-
верхности, обращенные к эпицентру, действует суммарное давле-
ние Др2 = Дрф + Дрск.
Прочность вертикальных деталей корпуса и башни оказывает-
ся достаточной, чтобы выдержать это давление, но давление Дрск
может вызвать смещение танка по грунту, его опрокидывание,
срыв наружного оборудования (надгусеничные полки, баки
и т. д.). На горизонтальные поверхности действует Дрф, причем
ввиду относительно малых размеров этих поверхностей и огром-
ной скорости фронта ударной волны, нагружение поверхностей
корпуса танка имеет ударный характер. Например, волна с избы-
точным давлением Дрф = 294 кПа (3 ат) и скоростью £>ф =
= 635 м/с, проходя над танком от борта к борту, нагрузит крышу
шириной b = 2 м избыточным давлением в течение отрезка вре-
мени = =0,00315 с.
Рф 63э
5 Зак. 5205
65
Для более мелких деталей (крышки люков, клапаны, створки
жалюзи) это время будет на порядок меньше. Ударный характер
нагружения деталей обязывает применять динамические методы
расчета, учитывающие влияние сил инерции и колебательных про-
цессов. Необходимые для расчета величины Др$ и |ДрСк зависят от
мощности и характера взрыва, состояния атмосферы, удаления от
эпицентра взрыва и определяются по специальным справочникам.
При ударном приложении нагрузки к упругой детали ее дина-
мическая деформация /д и динамическое напряжение од больше
статических деформаций /Ст и напряжения ост под действием рав-
номерно распределенной статической нагрузки Др$:
Уд = if СТ-1 ° А == Ец.аст>
где KR — коэффициент динамичности.
Прочностной расчет деталей, нагруженных Д/?ф, производится
в такой последовательности.
Составляется схема нагружения (рис. 23).
Рис. 23. Расчетные схемы определения стойкости корпусных дета-
лей против действия ударной волны ядерного взрыва:
а — десантный люк; б — створка жалюзи; в — крыша или днище
Определяется время возрастания нагрузки
Для рассматриваемой схемы закрепления детали по справоч-
никам берется формула, по которой определяется период собст-
венных колебаний. Для крыши силового отделения получим
Т = 2,21£2
а2
а2.+ Ь2
1 /~ Т(1 — Н3)
V gEh2 '
где ц = 0,3 — коэффициент Пуассона;
у— плотность материала;
Е — модуль упругости первого рода.
66
Определяется коэффициент динамичности
Определяется статическое напряжение под действием равно-
мерно распределенной нагрузки Для рассматриваемого при-
мера
°ст
0,75
I Ь \з
1 + 1-6(т)
Л 63
‘'•у-
С учетом коэффициента динамичности определяются макси-
мальные напряжения в детали од = Кдост- Деталь сохраняет свою
работоспособность, если од < аст.
Определяются прогиб fCi детали под действием равномерно
распределенной нагрузки Дрф и ее динамический прогиб fR = KpfCT
Если между броневой деталью и расположенным за ней агрегатом
зазор ё меньше fR, под действием удара может произойти выход
агрегата из строя.
3.3.4. Расчет фильтровентиляционной установки
С включением ФВУ в работу за время тп в обитаемом отделе-
нии должно быть создано давление подпора Дрп- Величина тп мо-
жет задаваться с учетом того, что давление Дрп должно быть
обеспечено к моменту подхода к танку фронта ударной волны.
Пусть площадь неплотностей, через которые идет утечка воз-
духа, Зн. Вследствие небольшой величины Дрп изменением плот-
ности рв воздуха при его утечке под действием разности давлений
в танке и вне его можно пренебречь, тогда уравнение расхода воз-
духа через неплотности запишется в виде
Qpacx
Рв
где Дрп — давление подпора;
ц — коэффициент расхода воздуха через имеющиеся неплот-
ности (ц = 0,6 — 0,65).
Дифференциальное уравнение изменения количества воздуха
в боевом отделении запишется в виде
dQ=(Q„p— 'Qpaat)cfc,
гДе Qnp — производительность ФВУ.
5*
67
Из уравнения состояния газа получим
dp RT dQ
dx V dx
(15)
где p, T, V—соответственно давление, абсолютная температура и
объем воздуха в обитаемом отделении;
R — универсальная газовая постоянная.
Из уравнений (14) и (15) получим
-^ = ^(Qnp-Qpacx).
d.'i I
(16)
Примем, что ФВУ практически мгновенно достигает своей но-
-минальной производительности и изменением температуры возду-
ха в процессе его истечения из обитаемого отделения можно пре-
небречь. Уравнение (16) развернем, помня, что Дрп
(ро — давление вне танка), и запишем в виде
— Ро
dp __ RT
dx V
(17)
Р
Интегрирование выражения (17) дает довольно громоздкий ре-
зультат, по которому анализ различных факторов на работу систе-
мы защиты затруднен. Приняв допущение о линейной зависимо-
сти Др от времени при 0 < т < тп, т. е. Др = ~-т, которое не
вносит существенной ошибки в конечный результат, но
решение, будем иметь
упрощает
Проинтегрировав левую часть полученного уравнения в преде-
лах от Ро до ро + Дрп> а вправую от 6 до тп, получим
дР,=^(<г.р-^л/ £).
Полученное равенство позволяет определять время, необходи
мое на создание в обитаемом отделении подпора Дрп при извест-
ной производительности ФВУ (использовании готовой конструк-
ции):
68
а при заданном времени создания избыточного давления тп—по-
требную производительность ФВУ
<2пр = ~~ +4 1/. (19)
*П RT 3 F Рв
Из формулы (18) следует, что время достижения требуемого
избыточного давления сокращается с повышением плотности ком-
поновки (уменьшение V) и улучшением качества уплотнений
(уменьшение SH). При практических расчетах в целях создания
запаса Qnp можно применять р, = 1.
3.4. МЕТОДЫ ОЦЕНКИ ЗАЩИТЫ
3.4.1. Оценка броневой защиты
Определение снарядостойкости по опытным графикам и расчет
по методу Сиаччи позволяют с различной степенью точности
определить снарядостойкость отдельных плоских броневых дета-
лей, но не позволяют оценить уровень броневой защиты танка
в целом. Эта задача решается с помощью тактической диаграм-
мы снарядостойкости или более совершенного вероятностного ме-
тода оценки защиты.
Тактическая диаграмма снарядостойкости есть совокупность
замкнутых кривых, построенных для основных броневых деталей
танка, ограничивающих опасные зоны размещения противотан-
кового средства на местности, обстреливающего танк конкретным
типом снаряда.
Диаграмма строится на основании известных характеристик
снаряда (типа, калибра, массы, начальной скорости и баллистиче-
ского коэффициента) и брони (нормальной толщины bi, углов на-
клона Рг, подворота уг- и способа изготовления).
Для броневой детали, обстреливаемой определенным снарядом
при курсовых углах обстрела 6i = 0°; 20°; 30°; 40° и т. д., по мето-
ду Сиаччи или с использованием опытных кривых определяются
наибольшие безопасные дальности обстрела Д-. На лучах, прово-
димых к рассматриваемой детали под углом 6j, откладываются
в масштабе величины Di. Концы полученных отрезков соединяют-
ся плавной кривой.
Зоны внутри образовавшихся лепестков диаграммы являются
опасными для данной детали против данного типа снаряда
(рис. 24). Аналогично строятся диаграммы для других броневых
Деталей и снарядов. Достоинством тактической диаграммы снаря-
достойкости является наглядность, облегчающая решение некото-
рых вопросов боевого применения танка. Так, хорошо видимые
опасные и безопасные дальности для различных противотанковых
средств противника позволяют выработать рекомендации по так-
тике ведения боя.
69
Рис. 24. Примерная тактическая диаграмма снарядостойкости
Недостатки диаграммы заключаются в игнорировании площа-
дей обстреливаемых деталей и вероятности обстрела танка с раз-
личных направлений и дальностей. Например, два танка с равны-
ми толщинами и углами наклона брони, но с различными разме-
рами этих броневых деталей по диаграмме окажутся равноценны-
ми. Диаграмма не учитывает также вероятности обнаружения,
попадания, экранирующего эффекта местности, что исключает
возможность оценки дифференцированного бронирования. Нако-
нец, она не позволяет оценить стойкость литых выпуклых корпу-
сов и башен, близлежащие точки которых имеют разные углы на-
клона и толщину.
Вероятностный метод оценки защиты. При этом методе оценки
определяется вероятность поражения танка противотанковым
средством конкретного типа с учетом высоты силуэта танка, пло-
щадей проекций защищающих поверхностей, дальности обстрела,
рассеивания снарядов, высоты экрана от микрорельефа местности,
вероятности обстрела танка с различных направлений и ряда дру-
гих параметров.
Основным количественным критерием оценки защиты является
обобщенная вероятность М (W) поражения танка первым выстре-
лом — математическое ожидание отношения числа снарядов, пора-
зивших броню, к общему числу выстрелов по танку при неограни-
ченном увеличении этого числа. Чем меньше вероятность, тем на-
дежнее защита. Обобщенная вероятность поражения складывается
70
из обобщенной вероятности поражения отдельных участков защи-
ты М (1Уг) при обстреле танка с различных направлений одной
полуокружности от 0 до 180°:
k
i=l
где Wi — вероятность поражения i-ro участка, равная произведе-
нию вероятности попадания Р, и условной вероятности
поражения Ri при условии попадания;
k— число участков.
Чем больше дальность, тем больше рассеивание снарядов, вы-
ше экран местности, меньше вероятность попадания. Чем меньше
высота танка, тем меньше М (№).
Количество и площади рассматриваемых участков зависят от
конструкции и формы корпуса и башни. В сварных конструкциях
количество участков выбирается по числу равнопрочных плоских
элементов защиты. Литые конструкции сложной формы заменя-
ются многогранником с условно равнопрочными по всей площади
гранями (10 граней). Чем мельче участки, тем точнее расчет. Ве-
роятность попадания в каждый участок вычисляется математиче-
скими методами теории стрельбы для различных углов обстре-
ла б. Общая вероятность попадания в танк Р будет наименьшей
при фронтальном обстреле (б 0 и 180°), а наибольшая — при ко-
сом обстреле (б 60 и 120°), что обусловлено диагональным уве-
личением площади силуэта. Условная вероятность поражения Ri
определяется из соотношения скорости встречи v и наибольшей
безопасной скорости ос: при v vc Ri = 1 (поражение); при v <
< ос Rt = 0 (непоражение).
Условная вероятность поражения Ri зависит от дальности D,
а дальность обнаружения определяет законы распределения даль-
ности первого выстрела F(D), высоты экрана местности F
курсовых углов обстрела F (бс). Чем больше дальность обнаруже-
ния, тем выше вероятность первого выстрела с большей дальности.
На малых дальностях более вероятны низкие экраны, а на боль-
ших — высокие.. Чем больше дальность, тем более вероятен фрон-
тальный обстрел (малые курсовые углы), и наоборот, но вероят-
ность тыльного обстрела для всех дальностей практически равна
нулю.
Закон распределения дальности первого выстрела определя-
ется топографическим обследованием местности конкретного
ТВД, в результате чего определяется вероятность обнаружения
танка на различных дальностях. Затем этот закон корректируется
в сторону увеличения вероятности обнаружения на дальностях до
2 км за счет уменьшения вероятности больших дальностей, когда
подкалиберный снаряд менее эффективен. По западногерманским
данным, вероятность ведения танкового боя на дальности менее
1400 м весьма высока и составляет около 0,6, что вполне согласу-
ется с интегральным графиком распределения.
71
Практический расчет обобщенной вероятности поражения тан-
ка вследствие его громоздкости производится с использованием
ЭВМ.
3.4.2. Оценка противоатомной защиты
Подобно броневой защите, противоатомная защита танка мо-
жет быть оценена по диаграммам защищенности от нейтронов и
у-лучей для каждого из членов экипажа с учетом того, что поток
этот может быть любого направления. Такая диаграмма, постро-
енная в полярных координатах, где длина отрезка, соединяющего
точку в пространстве с местом расположения члена экипажа, со-
ответствует кратности ослабления при облучении с этого направ-
ления, позволяет в полной мере сравнить защищенность рабочих
мест членов экипажа разных танков. Так, если диаграмма перво-
го танка полностью перекрывается в пространстве диаграммой
второго танка, то защищенность второго танка выше. При этом
в отличие от тактической диаграммы снарядостойкости такая диа-
грамма дает объективную сравнительную оценку защиты от нейт-
ронного потока и у-лучей, так как для обеих машин вероятность
облучения с различных направлений одинакова, а на тех дально-
стях взрыва, где экипаж и машина не будут поражены ударной
волной, ни экранирующее влияние местности, ни различия в вы-
соте машины роли не играют.
Диаграммы защищенности от нейтронов и у-лучей строятся
в трехмерном пространстве, что затрудняет пользование ими,
в отличие от тактической диаграммы снарядостойкости, которая
строится на плоскости. Поэтому можно пользоваться обобщенны-
ми величинами кратности ослабления. Для определения такого
показателя для мест расположения каждого из членов экипажа
берется диаграмма защищенности и учитывается вероятность
облучения с различных направлений.
72
4. ОПОРЫ, СТОПОРЫ И МЕХАНИЗМЫ ПОВОРОТА
БАШЕН
Танковые башни устанавливаются на подбашенных листах
корпуса с помощью специальных опор — подшипников качения.
Для фиксации положений башни используются стопоры Поворот
башни осуществляется механизмами поворота башен (М.ПБ).
4.1. ОПОРЫ ТАНКОВЫХ БАШЕН
Башенной опорой называется специальный подшипник
качения большого диаметра, соединяющий башню с корпусом
танка. Опора предназначена для облегчения вращения башни и
для надежного удержания ее на корпусе танка при действии на
башню внешних сил и опрокидывающих моментов. Башенная опо-
ра (рис. 25) состоит из неподвижного погона 8, закрепленного на
Рис. 25. Сечение опоры башни танка
Т-55:
1 — подвижный погон; 2 — днище башни;
3 — сепаратор; 4 — шарик; 5 — уплотни-
тельная прокладка; 6 — наружное уплот-
нение; 7 — подбашенный лист корпуса;
3 — неподвижный погон; 9 — пробка за-
грузочного отверстия для шариков; Ю —
войлочное внутреннее уплотнение
подбашенном листе 7 корпуса, подвижного погона 7, несущего на
себе башню, набора тел качения (шариков 4 или роликов), сепа-
раторов 3 или пружин и уплотнений 5, 6, 10 опоры.
73
4.1.1. Требования к опорам танковых башен и основные пути
их выполнения
Опоры танковых башен должны обладать высокой прочностью,
минимальным сопротивлением вращению башни, минимальным
радиальным люфтом, компактностью, надежными внутренними и
наружными уплотнениями.
Высокая прочность опоры обеспечивает восприятие массы баш-
ни и ее надежное удержание от срыва с корпуса под действием
сил сопротивления откату, удара в башню снаряда, ударной вол-
ны ядерного взрыва, а также при преодолении различных препят-
ствий. Для выполнения этого требования беговым дорожкам по-
гонов придают специальную форму (тора — для шариковых опор,
двух усеченных конусов — для роликовых опор), обеспечивающую
восприятие вертикальных сил обоих направлений и надежное удер-
жание башни от опрокидывания, срыва с корпуса; повышают
прочность основных деталей опоры (погонов, тел качения), увели-
чивая число и диаметр шариков, размеры сечения погонов, приме-
няя высококачественные материалы (сталь 45ХНМ—для пого-
нов, ШХ-15 — для шариков) и их соответствующую термообработ-
ку; предпочитают опоры с охватывающим подвижным погоном,
труднее поддающиеся раскрытию при действии горизонтальной
силы и опрокидывающего момента этой силы; усиливают винто-
вое соединение неподвижного погона с подбашенным листом кор-
пуса и подвижного — с днищем башни.
Минимальное сопротивление вращению башни достигается:
применением опор с чистым качением шариков или роликов по
беговым дорожкам при действии на башню как вертикальных, так
и горизонтальных сил; достаточными зазорами между телами ка-
чения и погонами, исключающими заклинивание опоры при допу-
стимых деформациях и короблениях броневых листов и погонов;
использованием разрезных сепараторов; термической обработкой
беговых дорожек погонов до высокой твердости (7?с 50); при-
менением бесконтактных или иных уплотнений опоры, не вызыва-
ющих значительных сопротивлений при вращении башни.
Минимальный радиальный люфт подвижного погона относи-
тельно неподвижного достигается: точностью изготовления дета-
лей опоры, применением селективных методов сборки; примене-
нием разъемных неподвижных погонов, состоящих из двух полу-
колец, прокладками между которыми можно регулировать ради-
альный люфт.
Компактность опоры характеризуется минимальными габарит-
ными размерами ее сечения, обеспечивающими при заданном
диаметре D опоры наибольший диаметр в свету Dc, а значит,
больше места в боевом отделении и получение наибольшего угла
возвышения пушки (рис. 9). Это достигается в основном примене-
нием опор с охватывающим шарики неподвижным погоном, так
как при этом вся опора размещается в корпусе танка, почти не
занимая дефицитного объема в башне (рис. 26,6).
74
Рис. 26. Башенные опоры:
а — с охватывающим шарики подвижным погоном; б — с охватывающим шарики
неподвижным погоном
Надежное внутреннее и наружное уплотнение должно исклю-
чить засорение беговых дорожек и вытекание смазки из опоры,
обеспечить герметизацию танка при подводном вождении, дейст-
вии ударной волны, движении на радиоактивно зараженной мест-
ности. Рациональной можно считать комбинацию внутреннего вой-
лочного уплотнения 10 (рис. 25) и наружного резинового уплот-
нения 6.
4.1.2. Классификация опор танковых башен
Опоры танковых башен классифицируются по форме тел ка-
чения и по взаимному расположению подвижного и неподвижного
погонов.
По форме тел качения опоры танковых башен подразделяются
на шариковые, роликовые и катковые. Наибольшее распростране-
ние на современных танках получили шариковые опоры с каса-
нием шарика с погонами в двух точках, с тороидальной формой
беговых дорожек подвижного и неподвижного погонов. Они обла-
дают высокой прочностью благодаря большому числу шариков,
воспринимающих нагрузки любого знака, и надежно удерживают
башню от срыва с корпуса. Роликовые и катковые опоры приме-
нялись на некоторых зарубежных танках во время второй миро-
вой войны.
75
По взаимному расположению подвижного и неподвижного по-
гонов (рис. 26) опоры танковых башен классифицируются на опо-
ры с охватывающим шарики подвижным погоном (танки Т-55,
ПТ-76, Т-34) и опоры с охватывающим шарики неподвижным по-
гоном (танки Т-62, Т-72, ИС-3). Первые характеризуются мень-
шей неравномерностью распределения суммарной нагрузки по ша-
рикам и при прочих условиях в большей мере препятствуют сры-
ву башни с корпуса (раскрытию опоры) в результате разрушения
шариков или чрезмерной деформации погонов. Если эта сила R
действует, например, вправо (рис. 26, а), ее момент относительно
поперечной оси стремится опрокинуть башню по ходу часовой
стрелки и опора раскрылась бы у левого опасного в этом отноше-
нии шарика. Этому препятствуют смещение башни вправо, зажа-
тие шарика между погонами и отсутствие между ними зазора, об-
легчающего раскрытие. Опоры с охватом шариков неподвижным
погоном характеризуются большей нагруженностью, большей ве-
роятностью раскрытия опоры. Однако эти опоры обеспечивают
больший диаметр в свету, больше места в боевом отделении, что
делает возможным установку артсистемы большего калибра, и
поэтому они применяются на основных танках.
4.1.3. Конструкция опор танковых башен
Опора башни танка Т-55 (рис. 25) — шариковая,
с охватывающим подвижным погоном, с касанием шариков в двух
точках. Диаметр опоры в свету Dc = 1816 мм. Преимуществом
этой опоры является более надежное удержание башни на кор-
пусе танка.
Опора башни танка Т-72 (рис. 27)—шариковая, с ка-
санием шариков с беговыми дорожками в двух точках, с непод-
вижным охватывающим погоном. Диаметр опоры в свету Dc =
— 1925 мм. Число шариков 162—175 шт. Диаметр шариков
31,75 мм. Масса опоры башни 410,6 кг.
Неподвижный погон 2 жестко крепится болтами к крыше 8
корпуса танка. Стык уплотнен резиновым кольцом 9. На непод-
вижном погоне нарезан зубчатый венец для МПБ с ручным при-
водом, привода командирской башенки и гребневого стопора баш-
ни. Соединение этих механизмов с зубчатым венцом осуществля-
ется через окна в подвижном погоне 5, который крепится к дни-
щу 4 башни 10 болтами с амортизаторами 6. На подвижном пого-
не башни нарезан зубчатый венец для гидравлического МПБ, ко-
торый закреплен в корпусе танка. Роль сепараторов в опорах
башни выполняют распорные пружины, размещенные между ша-
риками.
Между башней и неподвижным погоном установлено наружное
уплотнение /, включающее резиновую манжету, стянутую капро-
новым кольцом. Внутреннее уплотнение опоры башни состоит из
войлочной ленты.
76
Рис. 27. Сечение опоры башни танка Т-72:
1 — наружное уплотнение; 2 — неподвижный погон; 3 — шарик; 4 —.
днище башни; 5—подвижный погон; 6 — резиновые амортизаторы;
7 — внутреннее уплотнение; 8 — крыша корпуса; 9 — уплотнительное
кольцо; 10 — башня тайка
Наиболее нагруженными в этой опоре являются кормовые ша-
рики, которые воспринимают одновременно наибольшие горизон-
тальные и вертикальные усилия.
Аналогичные по конструкции опоры с разрезным неподвижным
погоном устанавливаются на БТР-60ПБ и западногерманском тан-
ке «Леопард-1» (рис. 28). В опоре танка «Леопард-1» неподвиж-
ный 4 (11) и подвижный 9 погоны изготовлены из алюминиевого
сплава, беговые дорожки 10 и шарики 8— из нержавеющей стали,
сепараторы 6 — из пластмассы. Все резьбовые отверстия в под-
вижном погоне и в верхнем кольце неподвижного погона усиле-
ны стальными резьбовыми вставками 7, 13 из проволоки специаль-
ного профиля. Уплотнение погона обеспечивается однокромочной
резиновой манжетой 5 с пружиной, трубчатым уплотнением 14
с пружиной, лабиринтом 2 с кольцом и трубчатым поясом 1, на-
дуваемым на время преодоления водных преград. При восприя-
тии опорой массы башни нагружены наружное нижнее и внут-
77
Рис. 28. Сечение опоры башни танка «Леопард-1»:
/ — трубчатый пояс; 2 — лабиринт с кольцом; 3 — башня танка;
4, И — неподвижный погон составной; 5 — однокромочная резиновая
манжета с пружиной; 6 — сепаратор нз пластмассы; 7, 13 — сталь-
ные резьбовые вставки из проволоки специального профиля; 8 — ша-
рики; 9 — подвижный погон; 10 — четыре беговые дорожки; 12 —
колыза подбашенного листа; 14 — трубчатое уплотнение с пружиной;
15 — подбашенный лист корпуса
реннее верхнее кольца. Усилия, стремящиеся сорвать башню, вос-
принимаются наружным верхним и внутренним нижним коль-
цами.
Отличительными особенностями опор данного типа являются
отсутствие осевого и радиальных люфтов, малая масса, надежное
уплотнение, а недостатком — сложность конструкции и изготов-
ления.
4.1.4. Расчет шариковой опоры
Основные детали опоры рассчитываются на работоспособность
и прочность при следующих допущениях:
ось канала ствола, центр массы башни и ось ее вращения ле-
жат в одной вертикальной плоскости;
танк размещен на горизонтальном участке местности;
78
распределение дополнительной вертикальной нагрузки шари-
ков подчиняется синусоидальному закону;
горизонтальные силы распределяются по шарикам так же, как
и в радиальных подшипниках качения.
Рассмотрим два режима нагружения башни. В первом режиме
(рис. 29, а) опора нагружена силой веса башни Gg и средней си-
лой сопротивления откату при выстреле R. В этом режиме опреде-
ляются контактные напряжения смятия опоры, характеризующие
ее работоспособность и долговечность. Проч-
ность опоры проверяется по второму режиму нагружения
(рис. 29, б) при действии на башню больших сил от скоростного
Рис. 29. Схема внешних сил, действующих
на башню, для расчета опор:
а — на работоспособность; б — на прочность
напора Арск и избыточного давления Дрф во фронте ударной вол-
ны ядерного взрыва. Принимаемое в расчет избыточное давление
должно быть не более допустимого для горизонтальных броневых
Деталей корпуса и башни.
79
Вертикальная нагрузка на башенную опору
где Dy — диаметр внешнего уплотнения башенной опоры;
g — степень снижения нагрузки из-за большой скорости
обтекания ударной волны.
Считается, что сила Z действует вдоль оси вращения башни.
Расчет является приближенным, дающим лишь сравнительные
результаты.
Суммарная вертикальная реакция No, являющаяся равнодей-
ствующей вертикальных составляющих сил, с которыми шарики
действуют на подвижный погон башни, определяется из уравне-
ния равновесия сил, приложенных к башне в проекциях на верти-
кальную ось oz. Для первого режима нагружения Л'о = +
+ Я sin ф, а для второго режима Лг0 = Ge + Z. Абсциссу р0 точки
приложения этой реакции находят из уравнения равновесия мо-
ментов относительно оси оу.
Для первого режима нагружения
_ Ggp + R sin tp-й — R cos w-h
Po — 7 , n '
G6 + Rsm у
Величина и знак p0 зависят от угла возвышения орудия. При
ро > 0 больше нагружены передние, а при р0 < 0—задние шари-
ки опоры.
Для второго режима нагружения
G6f — N2hx
Суммарная горизонтальная реакция Лг2 есть равнодействующая
горизонтальных составляющих реактивных сил шариков на под-
вижный погон. Для первого режима нагружения Nz = R coscp; для
второго режима нагружения Лг2 = Хб — т^х,
где
т^х — сила инерции башни; Хб = Сб^бДрск — горизонтальная
сила скоростного напора, действующая на башню.
Ускорение танка при действии скоростного напора
" ^б+^к—4>mmg
Л--1 j
т
где
фт — коэффициент сцепления гусениц с грунтом;
т—масса танка;
Хк = Ск5кДрск— горизонтальная сила скоростного напора, дей-
ствующая на корпус;
80
Ск, Сб — коэффициент лобового сопротивления корпуса и
башни;
SK, So —площадь корпуса и башни.
Для реальных машин-^-^ — ; — = м — 0,5 при об-
3 Хк CKSK
дуве с носа, а при обдуве с борта v = 0,2.
Тогда
М = Хб - т6 Х& + Х* = 1. ( Q + (2v _ х ।.
m3
Вертикальная нагрузка переднего qn и кормового qK шариков
для частного случая (р0 = 0) равна средней нагрузке равномер-
ного нагружения всех z шариков: <?п = qK = q . В случае
ро> 0 происходит некоторая перегрузка передних шариков и та-
кая же разгрузка задних (рис. 30):
Aq — Д^тах Sin ₽£ .
Рис. 30. Эпюра распределения сил, действующих на шарики башенной
опоры:
а — вертикальных; б — горизонтальных
Определим А^тах из условия равенства моментов, создаваемых
элементарными силами 1Д<7 и момента Лоро-
Момент, создаваемый силами, приходящимися на элементар-
ную дугу, определим из выражения
dM = t\q -у dp sin ₽ = Дqmax sin2 ₽ dp.
6 Зак. 5205
81
После интегрирования получим
2 ?
М = 4 )' dM = D2Xqm^ J sin-’
'о о
~D2 A
4
Записав равенство моментов A</maK = 7Vrtprt, получим ве-
личину наибольшей перегрузки Agmax = ^D" • Отс1°Да дополни-
тельная нагрузка на дуге, соответствующей одному шарику, со-
ставит А^ = А^тах= -4^— . Тогда на передний шарик дейст-
вует вертикальная нагрузка
q« = q +' ±q = —
z
4ро
D
соответственно на задний шарик
z \ D /
Наибольшая горизонтальная сила Р в опорах с охватывающим
подвижным погоном (рис. 26), нагружает передний шарик, а
в опорах с охватывающим неподвижным погоном — задний.
Горизонтальная сила на наиболее нагруженный шарик в 5 раз
больше средней нагрузки:
Р = 5-^-.
г
Результирующая нагрузка на шарик f—Р2 + q-. Величи-
на результирующей нагрузки f зависит от типа опоры и угла <р
возвышения пушки.
В опоре с охватывающим подвижным погоном наиболее нагру-
женным может оказаться передний шарик при максимальном
угле возвышения пушки либо кормовой—при максимальном
угле снижения В опоре с охватывающим неподвижным погоном
всегда наиболее нагруженным оказывается кормовой шарик при
максимальном угле снижения пушки.
Работоспособность и долговечность опоры оцениваются по
контактным напряжениям смятия погонов наиболее нагруженны-
ми шариками:
ок = 0,388
(20)
82
где
Г~1 о
£пр =----—приведенный модуль упругости;
Е] + Ё2
Ei — модуль упругости шариков;
£2 — модуль упругости погонов;
рпр = -кР|Ц — приведенный радиус кривизны;
Рй Рш
рк — радиус канавки погона;
рш— радиус шарика.
В выполненных конструкциях рк = (1,01—1,2) рш; стк
2500 МПа для погонов из легированной стали, закаленных до
HRC > 50.
Прочность опоры ориентировочно проверяется по условному
удельному давлению на шарик для второго режима нагружения:
= — < 10 МПа.
Я2
(21)
Превышение указанной нормы представляет опасность для
прочности шариков и особенно погонов опоры.
4.2. СТОПОРЫ ТАНКОВЫХ БАШЕН
Стопоры служат для исключения вращения башни, разгрузки
деталей механизма поворота башни от больших динамических
нагрузок в движении, а также для обеспечения мер безопасности
при транспортировании танков.
Конструкция стопора должна быть достаточно прочной, удоб-
ной для быстрого стопорения и расстопоривания башни, компакт-
ной и простой.
По принципу действия стопоры делятся на гребневые
(рис. 31,<2, в, г) и штыревые (б): по способу введения в зацеп-
ление— на винтовые (а, в), рычажные (г), с люфтовы-
бирающим устройством (в) и без него (а).
В корпусе 4 гребневого стопора, закрепленном в башне, пере-
мещается гребенка 3 с торцевыми зубьями, входящими при стопо-
рении башни в зацепление с зубьями неподвижного погона 1. Пе-
ремещение гребенки обычно обеспечивается винтом с резьбой, на
квадратной головке которого закрепляется маховичок или рукоят-
ка 5. Гребневые стопоры обеспечивают фиксацию башни в любом
положении, однако они вызывают дополнительные местные на-
грузки на зубья погона, что может привести к повреждению зубь-
ев неподвижного погона зубьями гребенки при длительных мар-
шах с неплотно затянутым стопором.
От этого недостатка свободен гребневой стопор с люфтовыби-
рающей пружиной (рис. 31, в). При стопорении башни вращени-
ем рукоятки 18 по ходу часовой стрелки с винта 17 свинчивают
гайку 15 настолько, чтобы между ней и пробкой 16, ввернутой
в гребенку 14, образовался зазор. Жесткая пружина 19 плотно
6*
83
Рис. 31. Стопоры танковых башен:
а — гребневый (без люфтовыбирающего устройства) стопор башни танка Т-72;
б — штыревой стопор башни танка Т-62; в — гребневый (с люфтовыбирающим
устройством) стопор башни танка Т-10; а —гребневый (рычажного типа) стопор
башни БМП-1- / — неподвижный погон; 2 — подвижный погон; 3 — гребенка сто-
пора; 4 —корпус стопора; 5 — рукоятка стопора 6 — винт стопора; 7 —пружинный
стопор; 8— днище башни; 9 — рукоятка стопора; 10 — корпус стопора; 11— под-
башенный лист корпуса; 12 — штырь; 13 — паз в штыре для стопора; 14 — гребен-
ка; 15 — гайка; 16— пробка; 17 — винт; 18 — рукоятка; 19 — пружина; 20 — корпус;
2/ — рукоятка стопора; 22 — вкладыш; 23 — вильчатый рычаг; 24 — пружина сто-
пора; 25 — гребенка стопора; 26 — серьга гребенки; 27 — ось рычага; 28 — рычаг
гребенки; 2S — ось гребенки; 30 —зуб гребенки
34
прижимает зубья гребенки 14 к зубьям неподвижного погона при
всевозможных (в пределах радиального люфта опоры) переме-
щениях башни. При отсутствии бокового зазора между зубьями
гребенки и погона исключается их взаимное динамическое воз-
действие при движении танка и снижается опасность наклепа
зубьев трудоемкого и дорогого в изготовлении неподвижного по-
гона. Недостатки стопора с люфтовыбирающей пружиной заклю-
чаются в сложности конструкции и значительных усилиях, необ-
ходимых для сжатия пружин при расстопоривании башни.
В корпусе 10 штыревого стопора, приваренном к днищу 8 баш-
ни, перемещается штырь 12, входящий или выходящий из отвер-
стия подбашенного листа 11 корпуса танка. Поднимается и опу-
скается штырь 12 рукояткой 9 стопора, а в крайних положениях
надежно удерживается пружинным стопором 7. Штыревой стопор
прост, удобен в работе, не представляет опасности для зубьев
неподвижного погона, но имеет ограниченное число (2—4) поло-
жений стопорения башни и требует значительных зазоров между
штырем и стенками отверстия корпуса во избежание заклинивания
штыря при возможных в пределах радиального люфта опоры пе-
ремещениях башни.
Стопор башни на прочность рассчитывается по наибольшему
моменту: Мпн, Мпр, МОб Инерционный момент Мин
(рис. 32,а), действующий на башню при поворотах танка, пропор-
ционален угловому ускорению <р и максимален в начале крутого
(/? = В) поворота танка с места на низшей передаче:
(pL
(22)
2Лд
GB2
где /б и /т — соответственно момент инерции башни относительно
оси ее вращения и момент инерции танка относи-
тельно центральной вертикальной оси;
Фт, р и f — соответственно наибольший коэффициент сцепления
гусениц с грунтом, коэффициент сопротивления по-
вороту при R = В и коэффициент сопротивления по-
ступательному движению.
Момент неуравновешенности башни Мнр создается составляю-
щей Go sin б силы веса башни, действующей вдоль склона при на-
хождении танка на косогоре (рис. 32,6), достигая наибольшего
значения на чистом крене с б = 30 4- 35°:
AfHp = G6sin8-p.
(23)
Момент Моб возникает от давления скоростного напора АрСк
(рис. 32, в) ударной волны ядерного взрыва на ствол пушки:
Моб = (b +:у) . (24)
85
Рис. 32. Расчетные режимы для проверки прочности стопора:
а — резкий крутой поворот танка; б — крен башни; в — действие скоростного нс
пора ударной волны на ствол пушки
ГДв
Сл — коэффициент лобового сопротивления при обдуве ударной
волной ствола пушки;
dn—наружный диаметр ствола пушки;
/ — длина ствола пушки, выступающей за цапфы.
Для гребневого стопора по найденному расчетному моменту
определяют окружное усилие, которое действует на зубья Р =
2Л'/Р
=-----, где т и Zn — модуль и число зубьев неподвижного пого-
mZn
на. По окружному усилию определяются изгибные и контактные
напряжения в зубьях.
Прочность штыревого стопора, размещенного в башне на ра-
диусе Дш, оценивается по напряжениям изгиба и среза от боковой
силы:
Р =---— .
Rm
4.3. МЕХАНИЗМЫ ПОВОРОТА БАШЕН (МПБ)
Механизмы поворота башен — это устройства, соединяющие
ротор электродвигателя (в механическом режиме) или рукоятку
с маховиком (в ручном режиме) с башней танка. Они предназна-
86
чены для наведения вооружения в цель в горизонтальной плоско-
сти с различными скоростями.
4.3.1. Требования к МПБ и основные пути их выполнения
Механизмы поворота башен должны обеспечить необходимые
угловые скорости вращения, быстрый разгон башни с места,
исключение самопроизвольных поворотов расстопоренной башни,
иметь сдающее звено и малый круговой люфт башни. Угловые
скорости вращения башни должны быть для быстрого переброса
огня-—25—30 град/с и для точного наведения оружия и слежения
за движущейся целью — 0,05—10 град/с.
Выполнение этого требования зависит от мощности устанав-
ливаемого электродвигателя, совершенства электрической схемы
или характеристик гидрообъемных передач, обеспечивающих ре-
гулирование скорости и реверсирование вращения башни, кинема-
тической схемы механического редуктора. Механизм поворота
башни должен иметь высокий КПД, особенно при вращении баш-
ни электродвигателем. Применение неэкономичных необратимых
червячных передач в моторном приводе с этой точки зрения явля-
ется нежелательным.
Быстрый разгон башни с места до максимальной
скорости за 1 —1,5 с и резкое торможение после переброса огня
с «перебегами» не более 3—5° достигаются применением мощных
электродвигателей с большим коэффициентом приспособляемости
(отношением пускового момента к номинальному), снижением
инерционности всей системы от ротора электродвигателя до баш-
ни включительно, применением электродинамического торможе-
ния башен в МПБ с электроприводом и гидравлического тормо-
жения с МПБ с гидроприводом, специальных тормозов и необра-
тимых червячных передач в ручных приводах.
Исключение самопроизвольных поворотов
расстопоренной башни под действием внешних момен-
тов (скатывающей составляющей силы веса башни, инерционных
сил при повороте танка и др.) достигается: в механизмах поворо-
та башен с электроприводом установкой необратимых червячных
передач в кинематической цепи ручного привода и специальных
дисковых тормозов с электромагнитным включением; в механиз-
мах поворота с гидроприводом за счет гидравлического торможе-
ния ротора гидромотора и связанной с ним башни, в ручных при-
водах — необратимыми червячными передачами, специальными
тормозами или стопорами.
Наличие сдающего звена предохраняет деталей МПБ
от поломок при действии на башню чрезмерно больших внешних
моментов, при косом ударе снаряда в башню, при скоростном на-
поре ударной волны, при задеваниях пушки за неподвижные пред-
меты во время движения танка и при разворотах. В качестве сда-
ющего звена в МПБ используется конусный или дисковый фрик-
87
цион с ограниченным моментом сил трения, в МПБ с гидроприво-
дом роль сдающего звена выполняет предохранительный клапан.
Круговой люфт башни для обеспечения точности
стрельбы не должен превышать 3 т. д. Для этого применяют спе-
циальные люфтовыбирающие устройства, исключающие большой
боковой зазор в зацеплении шестерен башенного редуктора (ко-
нечной шестерни МПБ и зубчатого венца неподвижного погона),
в моторном приводе отказываются от червячных передач, подвер-
женных значительному износу и приводящих к возрастанию за-
зоров в зацеплении, вызывающих увеличение кругового люфта
башни, сокращают число последовательно работающих пар ше-
стерен и повышают точность их изготовления для уменьшения
зазоров в зацеплении.
4.3.2. Классификация механизмов поворота башен
Механизмы поворота башен классифицируются:
по способу регулирования скорости с электроприводом
и с гидроприводом;
по взаимодействию ручного и моторного привода зависимо-
го и независимого действия;
по способу переключения с ручного на моторный привод
с механическим и электрическим переключе-
нием.
В МПБ с электроприводом регулируется скорость ротора элек-
тродвигателя, а передаточное число МПБ остается постоянным.
Их преимущества состоят в высокой надежности работы в раз-
личных климатических условиях, возможности получения малых
(0,05—0,08 град/с) скоростей вращения башни, удобстве переда-
чи по электрокабелям энергии из корпуса в башню, а недостат-
ки — в большом моменте инерции якоря электродвигателя, умень-
шающем интенсивность разгона, и в повышенной сложности и га-
баритах.
В МПБ с гидроприводом скорость вращения ротора приводно-
го электродвигателя постоянная, изменение скорости вращения
башни обеспечивается гидрообъемной передачей (ГОП) с гидро-
насосом переменной производительности, связанным с электродви-
гателем и гидромотором постоянной производительности, а также-
с башенным редуктором. Для этих механизмов характерны про-
стота конструкции механического редуктора, сравнительно высо-
кий общий КПД, компактность, отсутствие предохранительного-
фрикциона, роль которого играет редукционный клапан, и уст-
ройств, удерживающих башню от самопроизвольных поворотов.
Недостатки МПБ с гидроприводом — в меньшей надежности из-за
возможных утечек масла, попадания воздуха в систему, сложности
прокладки гидравлических коммуникаций, подверженности влия-
нию температуры окружающего воздуха, повышенной пожарной
опасности из-за возгорания масел.
88
В МПБ зависимого действия возможна работа либо ручного,
либо механического привода, а в МПБ независимого действия оба
привода могут работать одновременно.
4.3.3. Конструкция МПБ и их сравнительная оценка
Механизм поворота башни танка Т-62 (рис. 33)—электриче-
ский, независимого действия, с электрическим переключением. Он
Рис. 33. Кинематическая схема МПБ танка Т-62:
1 — маховик с рукояткой; 2 — азимутальный указатель; 3 — стопор эпицикла;
4, 5 — картер; 6 — планетарный редуктор; 7 — червячная пара; 8 — электродвига-
тель; 9— электромагнитная муфта; 10 — фрикцион сдающего звена; 11 — блок ше-
стерен; 12 — люфтовыбирающее устройство; 13— башенный редуктор; 14 — непод-
вижный погон
крепится к башне на специальных кронштейнах и состоит из кар-
тера (из двух частей) 4, 5, электродвигателя 8, электромагнит-
ной муфты 9, фрикциона 10 сдающего звена, блока 11 шестерен,
планетарного редуктора 6, маховика 1 с рукояткой, червячной па-
ры 7, башенного редуктора 13 с люфтовыбирающим устройством;
12, азимутального указателя 2 с приводом к нему, стопора 3 эпи-
цикла. Базовой частью корпуса является нижний картер, отлитый
из стали.
Независимость действия ручного и механического приводов
обеспечивается наличием планетарного ряда в цепи передачи кру-
тящего момента от электродвигателя и ручного привода. Отсут-
ствие необратимой червячной пары в цепи привода от исполни-
тельного электродвигателя дало возможность осуществлять об-
ратную связь при работе в режиме стабилизации.
8»
Дисковый тормоз (электромагнитная муфта) солнечной ше-
стерни планетарного ряда с электромагнитным включением пред-
назначен для исключения самопроизвольного поворота башни при
неработающем моторном приводе.
Башенный редуктор представляет собой две конечные цилинд-
рические шестерни, которые входят в зацепление с зубчатым вен-
цом неподвижного погона 14. Между верхней и нижней шестер-
нями башенного редуктора размещена пластинчатая пружина
люфтовыбирающего устройства, предназначенная для разведения
зубьев верхней и нижней шестерен на некоторый угол. Эта опера-
ция выполняется перед установкой МПБ в башню. Для этого на
нижней половине картера имеются два резьбовых отверстия, куда
ввернуты два установочных болта. Вначале болтом застопорива-
ют верхнюю шестерню. Вращая маховичок по ходу часовой стрел-
ки, деформируют пластинчатую пружину до тех пор, пока нижняя
шестерня не провернется относительно верхней на полтора шага
зубчатого зацепления. В этом положении болтом застопоривают
нижнюю шестерню. После установки МПБ в башню стопорные
болты выворачиваются, но так, чтобы при вращении шестерни не
задевали за них, и в этом положении болты стопорят шплинтовоч-
ной проволокой и пломбируют.
Момент трения фрикциона электромагнитной муфты 20—
37 Нм устанавливается с помощью прокладок под фланцем элек-
тромагнитной муфты, зазор между якорем и корпусом муфты 1 —
1,7 мм регулируется с помощью прокладок, устанавливаемых под
фланец электромагнита дискового фрикциона 10 сдающего звена,
момент пробуксовки которого 17—28 Нм.
При работе от электропривода для исключения люфта в чер-
вячном зацеплении и повышения точности стабилизации воору-
жения эпицикл планетарного ряда стопорится специальным сто-
пором 3. Для смазки МПБ в картер заправляется смазка
ЦИАТИМ-201 (0,5 кг).
Механизм поворота башни БМП-1 (рис. 34) — электрический,
зависимого действия, с ручным переключением. Максимальная
скорость вращения башни 20 град/с, передаточное число моторно-
го привода им = 2394, ручного привода ир = 351. МПБ состоит из
картера из алюминиевого сплава, червячной пары 2, 3, ведущей
шестерни 4, зубчатого венца погона 5, предохранительного кон/с-
ного фрикциона 6, расположенного внутри шестерни 4, моторного
и ручного приводов, рычажного механизма переключения 9-
МПБ крепится к подвижному погону башни слева от оператора-
наводчика с помощью шарнирной опоры и пружинного поджим-
ного устройства. Этим обеспечивается постоянное упругое поджа-
тие ведущей шестерни к зубчатому венцу неподвижного погона
и исключается необходимость в люфтовыбирающем устройстве.
Для предохранения от разрушений зубьев погона башни, изготов-
ленного из алюминиевого сплава, шестерня 4 изготовлена из тек-
столита. Конструкция МПБ проста, обеспечивает большие скоро-
•90
7
Рис. 34. Кинематическая схема МПБ
БМП-1:
/ — муфта переключения; 2 — червяк; 3 —
червячное колесо; 4 — ведущая шестер-
ня; 5 — неподвижный погон; 6 — конус-
ный фрикцион; 7 — пружина фрикциона;
8 — электродвигатель; 9 — шток механизма
переключения; 10 — маховик с рукоят-
кой
сти вращения башни, но обязательно требует переключения при
переходе с ручного привода на моторный, и наоборот.
Механизм поворота башни Т-72 состоит из ручного и гидравли-
ческого приводов. Ручной МПБ танка (рис. 35) — червячного ти-
па, зависимого действия, с электрическим переключением, переда-
точное число Up = 1773. Он крепится к башне и верхнем у погону
и состоит из корпуса 12, червячной пары (червячной шестерни 9
и червяка), маховика 10 с рукояткой 11, электромагнита 13, сда-
ющего фрикциона 3, 4, 7, приводной шестерни 1 с люфтовыбира-
ющим устройством (пружиной 2). К приливу корпуса крепится
азимутальный указатель. В маховике ручного привода МПБ рас-
положено устройство для подвода питания на кнопку электроспу-
ска пулемета ПКТ. Сдающий фрикцион обеспечивает отключение
ручного МПБ при включенном стабилизаторе, когда вступает
в работу гидромотор большого момента. Он состоит из нажимно-
го диска 4, дисков трения и ведомого барабана 7 с шестерней.
Диски трения постоянно сжаты пружиной 5. Момент трения 650—
800 Нм фрикциона регулируется пробкой 6.
91
Рис. 35. Ручной МПБ танка Т-72,:
1 — приводные шестерни башенного редуктора; 2 — пружина люфтовыбнрающего
устройства; 3 — диски трения; 4— нажимной диск; 5 — пружина; 6 — пробка;
7— ведомый барабан; 8 — ведущий барабан; 9— червячная пара; 10 — маховик;
// — рукоятка; 12 — корпус; 13 — электромагнит
При приложении усилия к рукоятке // маховика 10 вращение
передается на червячную пару, а затем через включенный фрик-
цион на ведомый барабан 7 с шестерней. Шестерня вращает раз-
резную шестерню /, которая, обкатываясь по неподвижному зуб-
чатому венцу нижнего погона, вращает башню.
При включении ПРИВОД на прицеле-дальномере электромаг-
нит 13 сжимает пружину 5 и выключает сдающий фрикцион.
В этом случае при вращении башни гидромотором большого мо-
мента маховик ручного привода остается неподвижным.
Рассмотренные МПБ с электроприводом при всех своих поло-
жительных качествах имеют серьезные недостатки: большой мо-
мент инерции якоря электродвигателя, повышенная сложность из-
за введения суммирующего планетарного ряда, дискового тормо-
за, люфтовыбирающего устройства конечных шестерен, снижаю-
щего КПД башенного редуктора.
Механизмы поворота башен с гидроприводом по конструкции
применяемых гидрообъемных машин делятся на МПБ с радиаль-
ным насосом и мотором, с осевым насосом и мотором и механиз-
мы смешанного типа (с аксиально-плунжерным насосом и ради-
92
ально-плунжерным мотором). Гидромоторы по числу полных ходов
плунжера за один оборот ротора делятся на одноходовые и мно-
гоходовые. Ввиду сложности регулирования рабочего объема мно-
гоходовых гидромашин в гидроприводах применяются только од-
ноходовые гидронасосы.
Механизм поворота башни танка Т-72 с гидроприводом по
классификации относится к МПБ с аксиально-плунжерным гид-
ронасосом и радиально-плунжерным мотором большого момента.
Частота вращения ротора мотора 2 с-1. Передаточное число от
ротора к башне 28. Давление масла в гидроприводе 11 МПа.
МПБ с гидроприводом состоит из гидронасоса с электродвига-
телем, гидромотора большого момента, редуктора, пополнительно-
го бака, соединительных шлангов.
Гидронасос (рис. 36) с приводным электродвигателем
крепится на плите, установленной на левом борту корпуса танка
за стеллажом аккумуляторных батарей. Регулирование его про-
изводительности обеспечивается поворотом регулировочной шай-
бы 9, установленной в люльке 2 при повороте последней от при-
водного рычага 8.
Рис. 36. Аксиально-плунжерный гидронасос МПБ танка Т-72:
1 — корпус; 2 — люлька; 3 — подшшАик; 4 — плунжер; 5 — шестерня; 6 — вал;
7 — блок; 8 — приводной рычаг управления; 9 — регулировочная шайба
93
Гидромотор большого момента (рис. 37) крепит-
ся снизу к редуктору и является исполнительным элементом. По
конструкции он шестиходовой. За один оборот ротора гидромото-
ра каждый из одиннадцати плунжеров совершает шесть ходов;
максимальное давление, а следовательно, и момент гидромотора
увеличится в шесть раз, а это дает возможность использовать
редуктор с небольшим передаточным числом. Под давлением ма-
сла от гидронасоса, подаваемого в кольцевой канал а (рис. 38),
плунжеры гидромотора, связанные с этим каналом, будут прижа-
ты к статору. Каждый плунжер, прижимаясь к статору, испыты-
вает со стороны последнего реакцию N, которую можно разло--
жить на силы Р и Т. Радиальная составляющая Р этой реакции
уравновешивается давлением масла под плунжером, тангенци
альная составляющая Т представляет для ротора гидромотора
внешнюю силу, момент которой, преодолевая сопротивление баш-
ни, вызывает вращение ротора против хода часовой стрелки.
Если напорным станет канал б, ротор будет вращаться по ходу
часовой стрелки.
При работе привода ГН масло, поступающее под давлением
от гидронасоса, приводит во вращение гидромотор, который через
редуктор передает вращение к подвижному погону башни. За
счет изменения производительности гидронасоса изменяется рас-
ход масла в гидромоторе, а значит,’ изменяются его частота вра-
94
1
2
3
Рис. 38. Схема сил, действующих на плунжер многоходового гидромо-
тора:
/ — распределитель; 2 — ротор; 3 — поршень; а — нагнетающий канал распреде-
лителя; б — всасывающий канал распределителя
щения и скорость вращения башни. Самопроизвольное вращение
башни под действием внешних сил исключается, так как враще-
ние вместе с башней гидромотора вызвало бы обратную подачу
масла на гидронасос, но ротор последнего при отсутствии наклона
шайбы вращаться не может, плунжеры не перемещаются и путь
маслу закрыт. При действии на башню чрезмерных усилий сра-
ботает предохранительный клапан, пружина которого рассчитана
на 6,5 МПа, и поломки не произойдет. Роль сдающего звена здесь
выполняет предохранительный клапан.
4.3.4. Расчет механизма поворота башни с электроприводом
Проектный расчет МПБ с электроприводом выполняется в це-
лях подбора электродвигателя, определения передаточного числа
МПБ и расчета на прочность его деталей.
Момент Л4Ц сопротивления вращению башни создается силами
трения в башенной опоре, в ее уплотнениях, во вращающемся кон-
тактном устройстве и в поддерживающих вращающийся полик
боевого отделения роликах.
95
Учитывая силы трения только в башенной опоре, нагруженной
.силой тяжести G6, получим
где D — диаметр опоры, м;
р = 0,003—0,005 — коэффициент трения качения шариков по
беговым дорожкам;
3 = arcs in — угол давления в шарикоподшипнике
4 (гк — гш)
погона башни,
Где Dn — наружный диаметр погона;
DB— внутренний диаметр башни;
гк и гш — радиусы канавок и шариков.
Механическая мощность электродвигателя,
(Необходимая для равномерного вращения уравновешенной неста-
билизированной башни на горизонтальном участке с максималь-
ной угловой скоростью (от (рад/с) переброса огня, будет
Где
’г = <7гк7»,.п7зп.р7гбш.р—общий кпд мпб;
т)ц = 0,97—0,98 и т — КПД и число пар последовательно
работающих цилиндрических шестерен;
т)к = 0,95—0,96 и п — КПД и число пар последовательно ра-
ботающих конических шестерен;
11ч. п = 0,4—0,5— КПД червячной пары;
11л. р = 0,97—0,99 — КПД планетарного редуктора.
КПД башенного редуктора Пбш.р без люфтовыбирающего уст-
ройства равен КПД цилиндрической пары внутреннего зацепления
Цбш. р = 0,99. Мощность, теряемая на трение в башенном редук-
торе с люфтовыбирающим устройством, возрастает пропорцио-
нально возрастанию нормальных усилий в зацеплении шестерен
с неподвижным погоном:
М'Р р н- 2Р' , , 2Р'
Мр р Р
где
окружное усилие при преодолении момента сопро-
тивления вращению башни;
окружное усилие распора люфтовыбирающего уст-
ройства, выбираемое из условия отсутствия зазора.
Р== W
mZn
pt__ 2M"V
mZn
96
в башенном редукторе при крене б = (15—20)° при
действии момента неуравновешенности;
mHZn— соответственно модуль и число зубьев погона башни.
Тогда
Чбшр =] —0,01 fl + 2^) = 1 -0,01 ('1 + 4-^ • SinSc°-P
F \ /Ир. / \ D р-
В выполненных конструкциях для неуравновешенных башен
—нр = 10—20, поэтому т/бш. Р = 0,6 —0,9.
/Ир,
Мощность электродвигателя независимого возбуждения
Ра = ЛМН.о (кВт). Коэффициент запаса мощности электродвигате-
ля X для быстрого разгона неуравновешенной башни и возмож-
ности ее вращения на горке с. уклоном 15° принимается равным
4—6.
Передаточное число МПБ Импб определяется как отношение
номинальной угловой скорости <оп ротора выбранного электродви-
гателя к угловой скорости (йт башни при переброске огня
Импв = —— При «н = (80—170) с-1 требуется обеспечить большое
передаточное число «мпб = 1500—3000.
Интенсивность разгона башни при выбранном электродвигате-
ле и найденном передаточном числе МПБ проверяется на основа-
нии решения дифференциального уравнения вращательного дви-
жения ротора электродвигателя:
/п ±L = M — Мс,
dx
где
М — крутящий момент электродвигателя, изменяю-
щийся в функции частоты вращения ротора
в соответствии с механической характеристи-
кой электродвигателя независимого действия;
/п = 8/р-|--—-----суммарный момент инерции, приведенный
импб к валу электродвигателя, частей, участвующих
в разгоне (здесь /р—момент инерции электро-
двигателя;
/б — момент инерции башни);
=--------------момент сопротивления вращению башни, при-
“мпб^мпб веденный к ротору электродвигателя.
Время разгона башни до максимальной скорости не должно
превышать 1—1,5 с.
Разработка кинематической схемы МПБ при уточненном пере-
даточном числе Нмпв = UmUn2Un3HKu4. nt*u. рНбш. р производится
с учетом компоновки боевого отделения, эргономических требова-
7 Зак. 5205 97
ний к рабочим местам членов экипажа и общемашиностроитель-
ных требований.
Электродвигатель обычно располагают вертикально, чтобы пе-
редача к конечной шестерне с вертикальной осью вращения обес-
печивалась наиболее простыми и экономичными цилиндрически-
ми парами шестерен. Силовая нагрузка в кинематической цепи
МПБ от электродвигателя к башне возрастает, поэтому шестерни,
расположенные ближе к электродвигателю, имеют меньший мо-
дуль (2,5—3 мм), а конечная шестерня и зубчатый венец погона
изготавливаются большей ширины и с большим модулем (5 мм).
Фрикцион сдающего звена и дисковый тормоз для уменьшения их
габаритных размеров целесообразно устанавливать ближе к элек-
тродвигателю.
Передаточное число ручного привода определяется с таким
расчетом, чтобы усилие на рукоятке Рр маховичка радиусом
= 100 мм не превышало 30—50 И на горизонтальном участке
местности и 100—150 Н при крене 6П = (15—20)°. Это выполня-
ется при
и
«р >
+ AfHp
где
Пр— КПД ручного привода;
М'ц — увеличенный момент трения в башенной опоре при крене:
Х = +10.05М-
Силовая нагрузка деталей МПБ с электроприводом ограничи-
вается наибольшим моментом Мтр, который может передать фрик-
цион сдающего звена без пробуксовки. При поверочном расчете
он берется из характеристик МПБ танка или подсчитывается по
известным размерам деталей фрикциона. При проектировании
МПБ расчетный момент предохранительного фрикциона принима-
ется равным наибольшему из следующих трех моментов.
В начале разгона башни электродвигатель развивает наиболь-
ший пусковой момент Мп и фрикцион звена нагружается мо-
ментом
Мр = ТИпг/д_ф72д_ф,
где «д-ф, т]д-Ф — передаточное число и КПД в силовой цепи
электродвигатель — фрикцион.
При расстопоривании башни на горке с креном 6П = (15—20)°
фрикцион не должен пробуксовывать под действием момента не-
уравновешенности
Мр=(АГнр-М;)^=^, (26)
“б-ф
98
где т)б-ф, «б-ф — КПД и передаточное число в кинематической
цепи башня — фрикцион.
В башнях с боковым смещением пушки на величину а при
выстреле фрикцион нагружается моментом от силы R сопротивле-
ния откату
= (27)
\ 2 )иб_ф
Для надежной работы фрикциона сдающего звена принимают
коэффициент запаса фрикциона р = 1,1—1,3.
Расчет дискового тормоза производится по расчетному момен-
ту на предельном крене башни би = (15—20)°:
МР = (М.Р-Ч)-^. (28)
«б-т
где Мб-т, т)б-т — передаточное число и КПД в кинематической
цепи башня — тормоз.
Пружина или торсион люфтовыбирающего устройства рассчи-
тывается по моменту
X = (ТИнр +; X)------1---• (29)
^бш.р^бш.р
По найденным расчетным моментам прочность и износостой-
кость деталей МПБ проверяются известными методами курсов
«Сопротивление материалов» и «Детали машин».
4.3.5. Особенности расчета МПБ с гидроприводом
Момент сопротивления вращению башни Мр и механическая
мощность Nn. 0 определяются так же, как и для МПБ с электро-
приводом, а общий КПД определяется с учетом КПД гидронасоса
г)н и гидромотора т]м:
71 = 71,пХПГ1 71 71 71 7].
4 4ц 4ч.п 4п.р 4н 4м 4ош.р
Мощность для подбора шунтового электродвигателя по ката-
логам определяется так же, как и для МПБ с электроприводом,
при коэффициенте запаса Z, = 3—5. Минимальное передаточное
число Umtn механизма поворота башни должно обеспечить макси-
мальную скорость вращения башни от при перебросе огня:
«шт = - Ввиду применения сравнительно тихоходных шунто-
вых электродвигателей с жесткой механической характеристикой
и большей скорости вращения башни при гидроприводе, найден-
ное передаточное число umin оказывается в 3—5 раз меньше пере-
даточного числа МПБ с электроприводом.
7*
99
Кинематическая схема МПБ разрабатывается в целях обес-
печения найденного передаточного числа
Wmin КщКщКкКч.п^п.рИг,п пйп^бш.р»
где
цг,п = — передаточное число гидрообъемной передачи';
«м
пп — частота вращения гидронасоса;
пм — частота вращения гидромотора.
Передаточное число ит. п гидрообъемной передачи определяет-
ся на основании неразрывности потока масла, т. е. из условия
равенства производительности гидронасоса и гидромотора QH =
= QM. Теоретическая производительность QH. т, или подача масла
насосом в единицу времени, равна произведению рабочего объема
7н насоса на частоту вращения его ротора nH: QH. т = ?н»н-
Действительная производительность из-за утечек масла
Он == Он.Т^об == 9н^п^об>
где
Лоб — объемный КПД гидронасоса, учитывающий утечки мас-
ла, равный примерно объемному КПД гидромотора.
Действительный расход масла через гидромотор с учетом
утечек
QQmt 9м«м
М -- ----- •
тюб “’Чоб
Приравнивая выражение для QH и QM, получим
яг.п = -^ = ^-_ (зо)
Пы 9нЧоб
В МПБ обычно применяются гидромоторы с постоянным рабо-
чим объемом = const) й регулируемым рабочим объемом гид-
ронасоса (<?н = var). Передаточное число гидропередачи будет
минимальным при максимальном рабочем объеме насоса:
,, .__. 9м
w-г min —
При использовании однотипных насосов и равных размеров
моторов с большим числом взаимозаменяемых деталей
?нт = ?м и «r.ntnin = —— = 1,1. В этом случае общее передаточ-
^об
ное число для МПБ создается в основном шестернями редуктора,
связывающего ротор гидромотора с башней:
Ищ^цоИкИч.п^п.рИбш.р== j •
100
Скорость вращения башни регулируется путем изменения ра-
бочего объема гидронасоса qB и, следовательно, передаточного чи-
сла гидрообъемной передачи ит л. Для этого в радиально-плун-
жерном насосе принудительно смещают статор и изменяют экс-
центриситет е, а в аксиально-плунжерном насосе изменяют угол
наклона регулировочной шайбы.
Рабочий объем радиально-плунжерного насоса (мотора)
q = ^-2ez, (31)
а многоходового гидромотора
9 = (32)
где d — диаметр плунжера, см;
2е — полный ход плунжера за один оборот, см;
z, Zx — соответственно число плунжеров и число их ходов за
один оборот ротора.
Рабочий объем аксиально-плунжерного насоса (мотора)
9 = -YL2/?ptgcP-s, (33)
где ф—угол наклона регулировочной шайбы;
— радиус размещения расточек в роторе;
2/?р tg <р — полный ход плунжера за один оборот ротора.
Принимая, что максимальное давление рт ограничивается пре-
дохранительным клапаном, рабочее давление рр снижают в Мп .
раз. Отношение пускового момента электродвигателя 7ИП к номи-
нальному Л4Н. м определяется по каталогу. Давление подпитки ра
принимается равным 600 кПа. Задаваясь частотой вращения ро-
тора пв радиальных гидронасосов в пределах 33 с-1, а осевых до
50 с-1, определяют наибольший рабочий объем насоса q„m = ®ит ,
^н^об
По найденному значению qBm, пользуясь формулами (31), (32)
и (33), определяют основные размеры гидромашин. При этом раз-
рабатываются несколько вариантов насоса, из которых выбирает-
ся наиболее компактная и технологичная конструкция.
Пользуясь формулой для мощности гидравлической машины
= pQ(kbt), где р — давление в гидромашине (кПа), Q — произ-
водительность гидромашины (м3/с), определяют наибольшую про-
изводительность гидронасоса из условия надежной передачи мощ-
ности выбранного электродвигателя (7V3) при рабочем давлении
масла (рр) и давлении подпитки (рл):
101
При разработке конструкции гидропередачи число плунжеров
должно выбираться нечетным для уменьшения неравномерности
работы; сверления в вале и отверстия в коллекторе должны быть
такими, чтобы скорость масла для исключения кавитации была
не более 6 м/с, а перемычка коллектора должна быть шире рас-
стояния между соседними сверлениями вала на 0,2—0,6 мм.
Прочность валов гидромашин и прочность деталей механиче-
ского редуктора с учетом передаточных чисел проверяется по мак-
симально возможному моменту на роторах гидронасоса и гидро-
мотора
лл ___ Якт^Рт Рп) . лл ___ Чм(Рт Рп)
JfI№— п > JVIMm •— о
Отношение этих моментов определяется отношением рабочих
объемов гидромашин
Чет
Поэтому в гидравлическом МПБ Т-72 для получения большого
момента, поворачивающего башню, применен многоходовой ра-
диальный мотор, при котором 7м><7нт. что упростило конструк-
цию механического редуктора.
102
5. ТРАНСМИССИЯ ТАНКОВ. ФРИКЦИОНЫ
И ТОРМОЗА
5.1. ТРАНСМИССИЯ ТАНКОВ
Трансмиссией танка называется совокупность агрегатов, со-
единяющих двигатель танка с его движителем. Основное назначе-
ние трансмиссии заключается в изменении тяговых усилий, ско-
ростей и направления движения танка.
К трансмиссиям предъявляются следующие требования: обес-
печение высоких тяговых качеств и скорости танка при прямоли-
нейном движении и повороте; простота и легкость управления,
исключающие быструю утомляемость водителя; высокая надеж-
ность работы в течение длительного периода эксплуатации; ма-
лые масса и габаритные размеры агрегатов; простота (техноло-
гичность) в производстве, удобство в обслуживании при эксплуа-
тации и ремонте.
По способу передачи и трансформирования момента трансмис-
сии делятся на механические, гидромеханические и электромеха-
нические.
Механические трансмиссии (простые и планетарные) в короб-
ках передач содержат лишь шестеренчатые и фрикционные уст-
ройства. Преимущества их состоят в высоком коэффициенте по-
лезного действия, компактности и малой массе, надежности в ра-
боте, относительной простоте в производстве и эксплуатации. Не-
достатком механической трансмиссии является ступенчатость
изменения передаточных чисел, снижающая использование мощ-
ности двигателя, среднюю скорость и поворотливость машины.
Большое время на переключение передач усложняет управление
машиной.
Жесткая кинематическая связь двигателя с ведущими колеса-
ми повышает динамическую нагруженность двигателя и транс-
миссии, снижает надежность и долговечность агрегатов.
Гидромеханические трансмиссии имеют гидромеханическую
коробку передач, в состав которой входят гидродинамический
преобразователь момента (гидротрансформатор, комплексная
гидропередача) и механический редуктор. Преимущества этих
трансмиссий состоят в автоматическом изменении крутящего мо-
мента в зависимости от внешних сопротивлений, возможности
103
автоматизации переключения передач и облегчении управления,
фильтрации крутильных колебаний и снижении пиковых нагрузок,
действующих на агрегаты трансмиссии и двигатель, и в повыше-
нии вследствие этого надежности и долговечности поршневого
двигателя и трансмиссии.
Основным недостатком этих трансмиссий является сравнитель-
но низкий КПД из-за низкого КПД гидропередачи, что снижает
запас хода танка. При КПД гидропередачи не ниже 0,8 диапазон
изменения момента не более трех, что вынуждает иметь механи-
ческий редуктор на три — пять передач, считая передачу заднего
хода. Необходимо иметь специальную систему охлаждения и под-
питки гидроагрегата, что увеличивает габариты МТО. Без специ-
альных автологов или фрикционов не обеспечиваются торможе-
ние танка двигателем и пуск его с буксира.
Электромеханические трансмиссии имеют электрические гене-
раторы и тяговые электродвигатели и обеспечивают автоматиче-
ское изменение крутящего момента в соответствии с изменением
сопротивления движению. Такие трансмиссии применялись на
ЭКВ (СССР) и немецких машинах «Фердинанд» и «Мышонок».
Отсутствие жесткой кинематической связи между агрегатами
электротрансмиссии расширяет возможности создания различных
компоновочных схем. Крутящий момент сериесных электродвига-
телей изменяется обратно пропорционально частоте вращения,
сохраняя почти постоянную мощность. Это свойство электротранс-
миссий упрощает управление танком и повышает среднюю ско-
рость за счет более полного использования мощности двигателя.
Применению электротрансмиссий препятствовали сравнитель-
но большие габариты и масса электрических машин. Однако успе-
хи электротехнической промышленности открывают возможности
создания малогабаритных электрических машин. Это делает пер-
спективным применение на танках и особенно на военных гусенич-
ных машинах, несущих энергоемкое оборудование, электромеха-
нических трансмиссий.
В табл. 5 приведены обобщенные данные по удельным мас-
сам и объемам трех типов трансмиссий.
Таблица 5
Параметры Трансмиссии
механические гидромеха- нические электроме- ханические
простые планетарные
Относительный объем V/Ne (мЗ/кВт) 1,27-10-3 1,42-10~3 2,45-10-3 —
Относительная масса m!Ne (кг/кВт) 3,3 2,72 2,85 12,5*
* Данные по танкам периода второй мировой войны.
104
Характер нагружения и методы расчета агрегатов механиче-
ских трансмиссий обусловлены наличием жесткой кинематиче-
ской связи между валом двигателя и ведущим колесом. Из-за
изменения внешних сопротивлений, звенчатости гусеницы, крутя-
щего момента двигателя, натяжения гусениц при колебаниях кор-
пуса и ударов в полюсах зацепления шестерен момент, действу-
ющий на агрегаты трансмиссии, постоянно изменяется и может
носить периодический и пиковый характер. Периодически изменя-
ющиеся нагрузки приводят к усталостным разрушениям деталей,
а при резонансе крутильных колебаний — к быстрому разрушению
от возникновения чрезмерных кратковременных напряжений.
Пиковые нагрузки, возникающие при резком изменении внеш-
него сопротивления движению машины, действии силы сопротив-
ления откату орудия, скоростного напора ударной волны, резком
возрастании внутреннего сопротивления (гидравлический удар
в цилиндрах двигателя), могут приводить к мгновенным полом-
кам деталей трансмиссии от чрезмерных кратковременных напря-
жений и к образованию трещин, надломов, приводящих к уско-
ренным усталостным разрушениям. В механических трансмисси-
ях максимальный момент ограничен фрикционными устройства-
ми с наименьшим коэффициентом запаса р, выполняющими роль
сдающего звена.
Единого метода динамического расчета для различных дета-
лей пока не создано, поэтому в настоящем курсе рассматривает-
ся статический расчет по максимальным нагрузкам, действую-
щим сравнительно продолжительное время. Прочность деталей
от вала двигателя до ведомого вала коробки передач рассчиты-
вается по максимальному свободному крутящему моменту двига-
теля Мат:
Мр = Mamwr], (34)
где пит] — передаточное число и КПД при передаче энергии от
двигателя к валу рассчитываемой детали.
Прочность деталей от ведомого вала коробки передач до бор-
товых редукторов определяется по меньшему из двух моментов:
максимальному моменту двигателя, подведенному при повороте
к забегающему борту, или моменту, подсчитанному по максималь-
ной силе тяги забегающей гусеницы, ограниченной по сцеплению.
Действие мгновенных динамических нагрузок, характер и чи-
сло периодических нагружений, концентрация напряжений и дру-
гие факторы учитываются приближенно к значениям допустимых
напряжений по аналогии с уже выполненными и работоспособны-
ми конструкциями.
5.2. ФРИКЦИОННЫЕ ЭЛЕМЕНТЫ ТАНКОВЫХ ТРАНСМИССИЙ
Фрикционным устройством называется агрегат или узел танка,
работа которого основана на использовании сил трения (фрикцио-
ны, тормоза, синхронизаторы, сдающие звенья и амортизаторы).
105
Фрикционы соединяют и разъединяют две вращающиеся
части трансмиссии.
Тормоза предназначены для соединения какой-либо вра-
щающейся части трансмиссии с неподвижным картером.
Синхронизаторы выравнивают окружные (угловые) ско-
рости двух соединяемых деталей трансмиссии.
Фрикционное устройство, соединяющее две детали какого-либо
механизма или агрегата и предохраняющее его от поломок при
резком возрастании нагрузки на одной из соединяемых деталей,
называется сдающим звеном.
Фрикционные амортизаторы, или демпферы,
соединяют две детали узла или механизма и обеспечивают гаше-
ние их колебаний. г
5.2.1. Фрикционы танковых трансмиссий
К фрикционам танковых трансмиссий предъявляются следую-
щие требования: надежная передача крутящего момента в течение
длительного периода эксплуатации (полнота включения), чисто-
та выключения, высокая износоустойчивость, минимальная осевая
и радиальная нагрузка на вал и минимальный момент инерции
ведомых частей. Кроме того, к фрикционам предъявляются все
ранее сформулированные общеконструкторские требования.
Надежная передача крутящего момента в те-
чение длительного периода эксплуатации обеспечивается назначе-
нием определенной величины коэффициента запаса фрикциона,
применением высокотеплопроводных материалов трущихся пар со
стабильным коэффициентом трения, обеспечением хорошего отво-
да тепла от поверхностей трения, надежного сжатия пакета ди-
сков трения, предотвращением замасливания и засорения поверх-
ностей трения во фрикционах, работающих «всухую».
Фрикционы, работающие в масле, у которых износы поверхно-
стей трения малы, коэффициент трения сравнительно стабилен,
условия теплоотвода наиболее благоприятны и наиболее полно
отвечают требованиям.
Коэффициент запаса р представляет собой отношение наиболь-
шего момента сил трения Л4тр, еще не вызывающего пробуксовку,
к максимальному расчетному моменту Л4Р, нагружающему фрик-
цион в наиболее тяжелом режиме его работы
Чем больше этот коэффициент, тем меньше вероятность про-
буксовки фрикциона. При чрезмерном увеличении р снижается
роль фрикционного элемента как предохранительного звена транс-
миссии. Поэтому коэффициент запаса рекомендуется иметь: для
главных фрикционов сухого трения — 2,0—2,5; для бортовых и
блокировочных фрикционов сухого трения—1,2—1,5; для тормо-
106
зов сухого трения — 1,05—1,1; для фрикционов, работающих
в масле, отличающихся более высокой стабильностью коэффици-
ента трения,— 1,1—1,3.
Для улучшения теплового режима применяют центробежный
и принудительный обдув сухих фрикционных устройств и прокач-
ку масла через фрикционы, работающие в масле, увеличивают
теплоемкость (массивность) деталей, воспринимающих основную
долю тепла, выделяющегося на поверхностях трения, своевремен-
ную очистку и продувку фрикционных устройств.
Сила сжатия пакета дисков во фрикционах с шариковым ме-
ханизмом выключения обеспечивается гарантированным зазором
в механизме выключения, а во фрикционах с гидравлическим
включением — необходимым давлением масла и ходом поршня
сервомотора.
Замасливание сухих фрикционов и засорение их поверхностей
тренкя предотвращаются путем установки надежных уплотнений
в узлах, содержащих смазку, й выполнения отверстий, окон
и т. п. для удаления пыли, грязи, продуктов износа и масла за
счет центробежной силы. Применение на дисках трения фрикци-
онов, работающих в масле, радиальных и спиральных канавок
способствует лучшему охлаждению и очистке повеохностей
трения.
Чистота выключения фрикционного устройства, обус-
ловливающая степень касания, нагрев и износ поверхностей тре-
ния в выключенном положении, доспуается величиной хода на-
жимного диска, применением специальных устройств, обеспечива-
ющих разведение трущихся поверхностей, исключением факторов,
затрудняющих свободное разведение поверхностей трения, равно-
мерным распределением зазора по всей площади трения.
Ход нажимного диска /н. д, обеспечивающий зазор б между тру-
щимися поверхностями (для сухих фрикционов с трением сталь
по стали и всех фрикционов, работающих в масле, б = 0,3—
0,5 мм; для сухих фрикционов с трением стали по пластмассе
б =0,4—0,8 мм), может быть получен из выражения
/н.д = гп.тЖ (36)
где zn. т — число пар поверхностей трения фрикциона.
Для разведения поверхностей трения во фрикционах сухого
трения могут применяться распорные и возвратные пружины, а
во фрикционах, работающих в масле, — возвратные пружины,
уравновешивающие устройства и клапаны опорожнения (рис. 39).
Равномерное распределение зазора между дисками обеспечивает-
ся специальными механизмами (рис. 40). Свободное разведение
поверхностей трения затрудняется намагничиванием дисков тре-
ния, чрезмерной вязкостью масла (для фрикционов, работающих
в масле), взаимным перекосом барабанов, вмятинами на зубьях
дисков и барабанов, нарушением регулировок фрикциона или его
приводов управления.
107
а — оттяжная пружина
в — возвратная пружина
Рис. 40. Устройство для равномерного распределения зазора:
а — включенное положение; б - выключенное положение фрикциона
7^ *
Рис. 39. Устройство
для принудительного разведения поверхностей
трения:
ленточного тормоза; б-распорная пружина фрикциона;
поршня сервомотора; г — шарбвое уравновешивающее уст
ройство
108
Легкость управления фрикционным устройством ха-
рактеризуется работой LB водителя, необходимой для выключе-
ния пружинных фрикционов, которая может быть определена по
формуле
l.lMp-J—
Р-^ср^пр
где ц—коэффициент трения;
А* ср— средний радиус трения;
Лпр— КПД привода управления фрикционом.
Из анализа последней формулы видно, что работа выключения
фрикциона будет тем меньше, чем больше КПД привода. Поэто-
му необходимо своевременно и качественно выполнять работы по
обслуживанию привода управления фрикциона. Снижению работы
и усилия управления способствует применение фрикционов с по-
луцентробежным включением (главный фрикцион танка «Центу-
рион»), фрикционов с нелинейной характеристикой пружин, при-
водов управления с сервопружинами, гидравлических сервоприво-
дов управления.
Высокая износоустойчивость фрикционного устрой-
ства, исключающая необходимость в частых эксплуатационных ре-
гулировках, обеспечивается выбором наиболее износостойкой па-
ры фрикционных материалов и обеспечением приемлемых скоро-
стных и температурных режимов их работы, назначением допу-
стимого для данного фрикционного материала удельного давления
на поверхностях трения, повышением коэффициента запаса |3
фрикционного устройства, сокращением времени буксования, осо-
бенно сухих фрикционов.
Минимальная осевая и радиальная нагрузка
на вал, несущий на себе фрикционное устройство, позволяет
облегчить вал и упростить конструкцию его опор. Она уменьша-
ется в конструкциях уравновешенных и полууравновешенных
фрикционов с большим передаточным числом рычажно-шарикового
или рычажного механизма выключения (рис. 41), с применением
Рис. 41. Схемы замыкания осевого усилия пружин:
а — в уравновешенном фрикционе; б — в полууравновешенном фрикционе; в — в
полууравновешенном фрикционе с рычажно-шариковым механизмом выключения
109
сервомоторов, осевые усилия которых замыкаются внутри фрик-
циона.
Минимальный момент инерции ведомых частей
фрикционов облегчает переключение передач. Поэтому добивают-
ся сокращения числа, массы и особенно радиальных размеров ве-
домых частей главных фрикционов.
5.2.2. Классификация фрикционов
у Фрикционы танковых трансмиссий классифицируются:
по характеру трения — на сухие и работающие в масле при
граничном трении;
по назначению—на главные {ГФ), блокировочные (БлФ), бор-
товые (БФ) и фрикционы поворота (ФП);
по числу ведомых дисков— на однодисковые, двухдисковые
(ГФ ПТ-76, БМП-1, БМД-1), трехдисковые (ГФ танков Т-V и
«Центурион») и многодисковые (ГФ танков Т-55 и Т-62);
по способу сжатия дисков трения — на пружинные (ГФ тан-
ков Т-55, Т-62, БМП-1), полуцентробежные (ГФ танка «Центу-
рион») и фрикционы с гидравлическим включением (БлФ короб-
ки передач танка Т-72);
по степени уравновешенности осевых усилий пружин гидро-
сервомотора — на уравновешенные (не нагружающие базовый вал
или его подшипники осевой силой — ГФ танка ПТ-76), полуурав-
новешенные (не нагружающие базовый вал в доминирующем по
времени режиме — ГФ и БлФ танков Т-55, Т-62 и БФ танка
ПТ-76) и неуравновешенные (нагружающие вал и его подшипни-
ки в доминирующем режиме — ГФ танка Т-Ш).
5.2.3. Характеристика фрикционных материалов
Фрикционные материалы, применяемые во фрикционных эле-
ментах танковых трансмиссий, работают в условиях интенсивно-
го трения и сильного нагрева. Они должны обладать: высоким
и стабильным коэффициентом трения при различных температу-
рах, удельных давлениях и скоростях скольжения; высокой изно-
соустойчивостью и достаточной механической прочностью; высо-
кой теплопроводностью невозможно малой плотностью, плавно-
стью сцепления (отсутствием задиров, наволакиваний и заеда-
ний); химической стабильностью при длительной работе в масле
(для фрикционных элементов, работающих в масле).
Фрикционные материалы, применяемые в современном маши-
ностроении, можно разбить на три группы (табл. 6): металличес-
кие, металлокерамические и неметаллические (пластмассы).
Металлические фрикционные материалы обладают высокой
теплопроводностью, достаточной прочностью, просты и дешевы в
изготовлении, однако имеют недостаточно стабильный коэффи-
циент трения р. в зависимости от скорости скольжения. Так, на-
110
Таблица 6
Г руппа фрикционных материалов Фрикционный материал Сухое трение Трение в масле Область применения
Р, МПа И Р. МПа И
Металли- ческие Сталь 85, 60Г, 65Г, ЗОХГСА, 30ХФВА, 38ХГСА, 40ХЗМ2ФА и др. 0,25 0,18— 0,2 2,0 0,1 Фрикционы оте- чественных танков-
Серый чугун СЧ 15—32 1,2 0,25 — — Ленточные тор- моза отечествен- ных танков
Легированный чугун МФ, ЧМХН и др. 0,6 0,3- 0,4 — — Дисковые тор- моза танка T-V
Металло- керамиче- ские Металлокерами- ческий на медной основе БМК-1, 263, БС-1, МК-403, МК-5, М-140 0,4 0,4 4,0 0,1 Фрикционы и тормоза отечест- венных танков
Металлокерами- ческий на желез- ной основе ФМК-8, ФМК-За, ФМК-11 0,4 0,3— 0,4 — — Фрикционы и тормоза автомо- билей и тракторов
Неметал- лические (пласт- массы) Пластмасса с синтетическим кау- чуком (асбокау- чуки) 6КФ31, 6КФ38, 7КФ31, 6КХ-15, КФ-2, 7КФ34 0,4 0,4 2,5 0,1 Фрикционы и тормоза БМП, ав- томобилей, трак- торов
Пластмасса с фено лфор м альде- гидной смолой К-217-57, К-16-6, 143-63, ФК 16Л, ФК-24а, КФ-3, тканеасбестовое полотно 0,4 0,3 2,0 0,1 Фрикционы и тормоза тракто- ров, автомобилей и зарубежных танков (К-15-6,. К 217-57)
пример, коэффициент трения стали по серому чугуну СЧ 15—32
с увеличением скорости скольжения от 0 до 30 м/с уменьшается
более чем в 2,5 раза.
Металлокерамические фрикционные материалы на медной и
железной основе имеют высокий и более стабильный коэффици-
ент трения, обладают высокой износоустойчивостью при работе-
с
111
в масле. Металлокерамике на медной основе свойственны высо-
кая теплопроводность, (плавность сцепления и химическая ста-
бильность при работе в масляной среде. Недостатками металло-
керамических материалов являются сложность и дороговизна тех-
нологии изготовления (особенно сложность в спекании фрикци-
онных колец с диском), большая плотность фрикционного
материала, что ведет к увеличению общей массы фрикционного
устройства, и ограниченная прочность.
Неметаллические—• асбокаучуки (асбобакелиты) и пластмас-
сы с фенолформальдегидной смолой уступают металлокерамичес-
ким материалам лишь по теплопроводности и прочности, а так-
же незначительно по коэффициенту трения и износоустойчивости.
Однако они проще и дешевле в изготовлении, имеют меньшую
плотность. Эти фрикционные материалы получили распростране-
ние в трансмиссиях легких танков и БМП.
5.2.4. Анализ конструкций фрикционов
Главный фрикцион боевой машины пехоты БМП-1 (рис. 42) —
двухдисковый, с трением стали по фрикционному материалу КФ-2
ГОСТ 1786—52 (асбобакелит или асбокаучук), полууравновешен-
ный, с пружинным включением и рычажно-гидравлическим вы-
ключением (А1тр=2000 Нм при ц=0,3, р=2,03 и р=0,148МПа).
Полнота включения фрикциона обеспечена достаточным коэффи-
циентом запаса, величина которого может регулироваться под-
жатием пружин с помощью прокладок 8. Зазор 6—6,7 мм между
рычагами 10 выключения и кольцом сервомотора привода управ-
ления обеспечивает полную передачу усилия пружин 7 для сжа-
тия дисков трения. Величина зазора регулируется гайками 11.
Фрикционная обшивка, размещенная на ведомых дисках 5, не
препятствует интенсивному теплоотводу в массивные ведущие ча-
сти. На ведущем барабане 1 имеются прорези для удаления про-
дуктов износа и лучшего охлаждения трущихся поверхностей.
Однако размещение фрикциона в закрытом картере увеличивает
тепловую напряженность его работы. Поверхности трения надеж-
но защищены от попадания масла. Увеличение ширины зубьев
ведомых дисков, исключающих вмятины на зубьях ведомого ба-
рабана 3, взаимная центровка ведущего и ведомого барабанов с
помощью подшипника 9 и буртика на ведущем барабане обеспе-
чивают свободное разведение дисков трения при выключении
фрикциона. Минимальное число ведомых деталей, их габариты и
масса уменьшают момент инерции ведомых частей. Легкость уп-
равления достигается применением гидравлического сервоприво-
да с пневматическим дублированием при неработающем двига-
теле.
Главный фрикцион танка Т-62 (рис. 43)—многодисковый, с
трением стали по стали, пружинный, полууравновешенный, с ша-
112
1
11
ID
9
'ZZZZZZZ7ZZZ2.
5
6
-3
Рис. 42.
Главный
фрикцион
боевой ма-
шины пехо-
ты БМП-1:
1 — ведущий
барабан; 2 —
наж и м н о й
диск; 3 — ве-
домый бара-
Зан; 4 — веду-
щий вал ко-
робки пере-
дач; 5 — ве-
домые диски;
6 — веду щ и й
Диск; 7 —
пружины; 8 —
регулиров о ч-
ные проклад-
ки; 9 — под-
ui и п н и к;
J0 — рычаг
выключения;
// — гайка
8 Зак. 5205
113
4
5
6
-7
<5
4 —
ба-
5 —
частей
Рис. 43.
Главный
фрикцион
танка Т-62:
1 — фланец С
зубчатке й;
2 — н а ж и м-
ной диск;
3 — ведущ и й
барабан;
ведомый
рабан;
пр у ж и н ы;
6 — о т ж н м-
ной диск;
7 — под в н ж-
яая чашка;
8 — шар и к и;
9 — неподвиж-
ная чашка;
10 — гайка;
11 — подш и п-
ник ведущих
-9
114
риковым механизмом выключения (Мтр=3800 Нм при р.=0,18,
Р=2,4 и р—0,263 МПа). Он установлен на ведущем валу короб-
ки передач. Во включенном состоянии главного фрикциона осе-
вые усилия пружин замыкаются на ведомом барабане 4, ведущий
вал коробки передач не нагружается осевой силой. В выключен-
ном состоянии осевые усилия пружин 5, с одной стороны, через
отжимной диск 6, выжимной подшипник, подвижную чашку 7,
шарики 8, неподвижную чашку передаются на картер коробки
передач, с другой стороны, осевые усилия пружин передаются че-
рез ведомый барабан 4, подшипник 11 ведущих частей, гайку 10,
ведущий вал коробки передач на радиально-упорный подшипник,
нагружая его большим осевым усилием, достигающим 9000—
10 000 Н. Полнота включения и надежная передача крутящего
момента обеспечиваются необходимым зазором в механизме вы-
ключения между шариками и лунками (монтажный зазор равен
1,8—2,1 мм, эксплуатационный зазор равен 0,9—1,2 мм), необхо-
димым коэффициентом трения р, коэффициентом запаса фрик-
циона р и удельным давлением (на поверхности трения р, а также
установкой уплотнений, исключающих попадание смазки на по-
верхности трения.
Чистота выключения обеспечивается необходимым ходом на-
жимного диска 2, равным 7—8 мм. Массивные, теплоемкие веду-
щие и ведомые детали обеспечивают хороший отвод тепла, од-
нако большая масса и сравнительно большие габариты ведомых
деталей создают большой момент инерции, что затрудняет пере-
ключение передач.
Таким образом, конструкции дисковых фрикционов сухого
трения в основном отвечают требованиям, предъявляемым к фрик-
ционам танковых трансмиссий.
Широкое распространение в трансмиссиях современных отече-
ственных и зарубежных танков получили фрикционы, работаю-
щие в масле при граничном трении, в условиях которого трущи-
еся поверхности фрикционных устройств разделены молекуляр-
ной масляной пленкой толщиной менее 0,1 мк. Пористое метал-
локерамическое кольцо, спекаемое с металлическим диском, на-
дежно удерживает масло, обладает высокой теплопроводностью,
износостойкостью и хорошими фрикционными качествами. Для
прохода масла по всей площади кольца в целях обеспечения гра-
ничного трения и удаления избытков масла в отдельных зонах на
нем фрезеруются канавки (рис. 44), от формы и размера которых
в большой мере зависит надежная работа фрикционного устройст-
ва. Радиальные канавки обеспечивают хорошее охлаждение и ма-
лый износ поверхностей трения благодаря свободному проходу
масла. Однако коэффициент трения при этом мал, так как сказы-
вается «расклинивающее» действие частиц масла. Спиральные ка-
навки исключают «расклинивающее» действие масла и обеспечи-
вают достаточный коэффициент трения, но из-за затрудненного
прохода масла в радиальном направлении ухудшается отвод теп-
ла и возрастает износ. Лучший результат дают спирально-ради-
8*
115
Рис. 44. Диски с металлокерамическими накладками:
а — со спиральными канавками; б — с радиальными канавками; в — со спи-
рально-радиальными канавками
116
альные канавки, сочетающие в себе положительные свойства двух
предыдущих типов канавок.
Второй отличительной особенностью фрикционов, работающих
в масле, являются большие допустимые удельные давления на
поверхностях трения. Поэтому для создания больших сил, сжи-
мающих комплект дисков, обычно используют поршневые и коль-
цевые сервомоторы. При использовании вращающихся сервомото-
ров предусматривают устройства, исключающие включение фрик-
циона под действием составляющих центробежной силы масла,
находящегося внутри сервомотора. К числу других конструктив-
ных особенностей фрикционных элементов, работающих в масле,
относятся необходимость их размещения в герметичном картере,
подбор фрикционных материалов, сохраняющих неизменными
свойства при длительном пребывании в масле, наличие гидросер-
вопривода для управления и постоянной прокачки определенного
количества масла между трущимися поверхностями фрикционно-
го устройства.
Блокировочный фрикцион Ф2 (Фз) планетарной коробки (бор-
товой коробки) передач танка Т-72 (рис. 45)—многодисковый,
с трением стали по металлокерамике, работающий в масле, с
гидравлическим включением и пружинным выключением, с ша-
риковым уравновешивающим устройством центробежного типа,
полностью уравновешенный (для Ф2 Л4тр=5600 Нм при ц=0,1,
р = 2,88 МПа, р = 1,1). Во включенном состоянии блокировочного
фрикциона осевые усилия, создаваемые давлением масла внутри
сервомотора, замыкаются на наружном барабане (солнечной
шестерне) 2 блокировочного фрикциона. В выключенном состоя-
нии блокировочного фрикциона осевые усилия пружин 31 фрик-
циона замыкаются также на наружном барабане блокировочного
фрикциона, поэтому необходимость осевых опор отпадает. Бла-
годаря малой массе деталей блокировочного фрикциона опоры
солнечной шестерни нагружаются небольшим радиальным уси-
лием. Полнота включения блокировочного фрикциона и надеж-
ная передача им крутящего момента обеспечиваются необходи-
мым удельным давлением р на поверхности трения, создаваемым
за счет давления масла в сервомоторе. Чистота выключения обес-
печивается необходимым ходом нажимного диска 22 и шарико-
вым уравновешивающим устройством центробежного типа. Высо-
кая износоустойчивость и работоспособность фрикциона обеспе-
чивается выбором материала пар трения, наличием граничного
трения и хорошим отводом тепла от поверхности трения. Пло-
щадь, занимаемая канавками, SK=45%. Небольшая масса наруж-
ного и внутреннего 20 барабанов блокировочного фрикциона и
связанных с ними деталей создает сравнительно малый момент
инерции, что позволяет сократить время переходного процесса
при включении других фрикционных элементов коробки передач.
Блокировочный фрикцион планетарного механизма поворота
БМП (рис. 46) — многодисковый, с трением стали по металлоке-
117
оо
45. Планетарная коробка передач танка Т-72:
первого планетарного ряда; 3— картер ПКП; 4— задний фланец; 5 солнечная шестерня чет
ряда; 7 — ведомый вал; 8 —роликовые подшипники; 9 —^эпицикл, третьего
Рис.
] — передний фланец; 2 — солнечная шестерня
вертого планетарного ряда; 6 — водило четвертого планетарного ряда; 7 — ведомый вал; 8—роликовые подшипники; у эпицикл третьего
планетарного ряда; /0 — диски с металлокерамическим покрытием; // — стальные диски; 12 —шариковое разжимное устройство, 13 гидр -
сервомотор; 14 - проставка тормозов; /5 - водило первого, второго и третьего планетарных рядов; /8 - внутренний барабан тормоза 1s, /7 мас-
лоотражательное кольце /8 — солнечная шестерня второго планетарного ряда; 19 — средник барабан 20 — внутренний барабан Фрикциона
ф°° 21- откачивающий насос; 22 - нажимной диск; 23-шар уравновешивающего устройства; 24-конус уравновешивающего'Устройства 28-
22 пробка; 26 — ведущий вал; 27 —зубчатка; 28 — шарикоподшипник; 29 — маслопнтатель; 30 — щека; 31 — пружина, а канал подвода масла для
^0 смазки деталей коробки; б — кольцевая проточка; в — канал откачкн масла
рамике, с пружинным включением и гидравлическим выключени-
ем, уравновешенный (Л4тр= 1860 Нм при ц=0,1, р—1,81 МПа,
Р= 1,48). Барабан фрикциона жестко закреплен на шлицах сту-
пицы солнечной шестерни 18, а его внутренний барабан изготов-
лен как одно целое с эпициклом 9 планетарного ряда. Диски тре-
ния сжимаются двумя рядами пружин 3 и 10, расположенными в
шахматном порядке, что уменьшает радиальные размеры фрик-
циона. Диски с внутренними зубьями имеют металлокерамичес-
кое покрытие со спирально-радиальными канавками, обеспечи-
вающими хороший отвод тепла. Выключение фрикциона осуще-
ствляется с помощью кольцевого сервомотора, подвижным цилин-
дром которого является нажимной диск 5, а поршень 4 жестко
закреплен на ступице солнечной шестерни. Сочленение фланца 12
со ступицей вращающегося наружного барабана уплотнено че-
тырьмя разрезными чугунными кольцами. Полная уравновешен-
ность осевых усилий внутри фрикциона исключает необходимость
осевой опоры. Во включенном положении усилия замыкаются на
барабане 11, в выключенном — на ступице солнечной шестерни.
Взаимная центровка наружного и внутреннего барабанов фрик-
циона достигается за счет точной обработки посадочных поверх-
ностей и исключает перекос барабанов и трудность разведения
дисков трения.
Рассмотренные конструкции фрикционных устройств, работа-
ющих в масле, показывают, что повышенное удельное давление
на поверхностях трения позволяет передавать больший крутящий
момент при меньших габаритах в сравнении с фрикционами су-
хого трения.
5.2.5. Расчет фрикционов
сухого трения
Одним из важнейших показателей, характеризующих работо-
способность фрикционных элементов, является удельное давление
на поверхностях трения. Оно зависит от геометрических размеров
фрикциона и наибольшего передаваемого крутящего момента.
Для вывода зависимости удельного давления от этих параметров
принимаются следующие допущения.
1. Усилие Р, сжимающее диски трения, распределяется по пло-
щади S их контакта равномерно. Тогда удельное давление р бу-
дет постоянным (рис. 47):
S л (^н — Р'г ) К (Рн + RB) (.Рн Рв)
_ р
2я/?ср^
(37)
120
18
' 17
'2 3 4 5 Б 7
15 14 13 1Z
---Ф-
Рис. 46. Планетарный механизм поворота
БМП-1:
1 — барабан остановочного тормоза; 2 — опор-
ный диск тормоза поворота; 3, 10 — пружины
блокировочного фрикциона; 4— поршень; 5 —
нажимной диск; 6 — сателлит; 7 — ось сателлита;
8 — картер ПМП; 9 — эпицикл; 11 — барабан;
12 — фланец; 13 — диски тормоза поворота;
14 — оттяжная пружина; 15 — нажимной диск
тормоза поворота; 16 — поршень сервомотора;
17 — водило; 18 — солнечная шестерня
121
Рис. 47. Расчетная схе-
ма многодискового
фрикциона
где
2ЯсР = Ян + Яв — средний радиус диска трения;
Ь = Ян — Яв — ширина диска трения.
Для фрикционов с пружинным включением
(38)
где пп — число пружин фрикциона;
mIip— модуль жесткости пружины;
f — деформация пружины во включенном положении фрик-
циона.
2. Равнодействующая элементарных сил трения считается
приложенной на среднем радиусе Яср диска трения, при этом мо-
мент сил трения ЛГтр, передаваемый одной парой трущихся по-
верхностей, будет
Мтр = РрЯср-
3. Если трением дисков о зубья барабанов пренебречь, то, с
учетом принятого допущения, усилие Р, сжимающее все диски
многодискового фрикциона, будет постоянным, а момент трения
такого фрикциона будет определяться выражением
Л4тр = Л1'ргпт = Рр.Яср-г:п.т, (39)
где 2П. v — число пар трущихся поверхностей.
122
Момент трения фрикциона должен быть в £ раз больше рас-
четного момента: Л4тр=рЛ4р. Расчетный момент для главных
фрикционов определяется по максимальному свободному крутя-
щему моменту двигателя Млт с учетом передаточного числа и и
КПД т] в кинематической цепи от двигателя до фрикциона:
Мр=Мдт иг].
Учитывая принятые допущения и задаваясь величиной коэф-
фициента запаса 0 по аналогии с выполненными конструкциями,
назначаются радиальные размеры дисков трения Rcp и Ь, выби-
рается материал пар трения с необходимым значением ц и допу-
стимой величиной удельного давления р.
Подставив в формулу (39) значения выбранных параметров и
разрешив это выражение относительно zn. т, получим
2^cPfcW
Расчет фрикционов по удельной работе буксования и нагреву
проводится для фрикционных устройств, которые своей пробуксов-
кой обеспечивают трогание танка с места и регулирование радиу-
са поворота.
Удельной работой буксования /б называется отношение най-
денной работы буксования £б к общей площади трения So фрик-
ционного устройства, т. е.
Для дисковых фрикционов 5o = zn.T5 и /б = - L~— .
•г'п.т5
Определение работы буксования £б при трогании танка с ме-
ста основывается на допущениях, известных из курса «Теория
танка»: отпускание педали главного фрикциона считается мгно-
венным, а частота вращения вала двигателя при этом является
максимальной (na=nN)-, момент двигателя в процессе буксова-
ния считается постоянным и максимальным (Л}Д=Л4ДГП); момент
трения фрикциона Л4тр и момент сопротивления движению Мг —
постоянны. При этих допущениях получена следующая формула
для определения работы буксования:
Здесь t\ — продолжительность первого этапа при трогании
танка с места, подсчитываемая по формуле
«Л,
*1-- ~ 7 ’
Уд + <Рт
где <рд— угловое замедление двигателя; — угловая скорость;
фФ — угловое ускорение танка.
123
Поделив числитель и знаменатель полученного выражения на
Р Мд т и учитывая, что 2 nnN—iaN, для случая трогания со вто-
рой передачи получим
(41)
где 7Д — момент инерции подвижных частей двигателя, приведен-
ный к валу двигателя;
/Т — момент инерции танка, приведенный к валу двигателя.
Удельные работы буксования главных фрикционов, подсчитан-
ные по формуле (41) для трогания отечественных танков с места
на второй, а в тяжелых условиях на первой передаче при
/с=0,06, приведены в табл. 7.
Таблица 7
Танк ПТ-76 Т-34 Т-44 Т-54 Т-62 ИС-3 ис-зм
16 (Дж/м2) 19,3-104 51-10* 84-104 64,5-104 53-104 46-104 42-104
И (К) 10 46 47 29 29 24 22
Удельную работу буксования свыше 500 кДж/м2 при проек-
тировании новых фрикционных устройств, работающих «всухую»,
допускать не следует.
Расчет фрикционного устройства по нагреву сводится к опре-
делению общего количества выделяемого тепла QT=L6, количе-
ства тепла 7т, выделяемого на одной паре трущихся поверхностей,
и средней температуры нагрева (без учета теплоотвода) одного
диска трения Д/. Количество тепла qT, выделяемого на одной па-
ре трущихся поверхностей, определяется по формуле
При однородных материалах ведущих и ведомых дисков (ГФ
танка Т-62) средняя температура нагрева одного диска опреде-
ляется по формуле
Д/ = —,
тС
где
т — масса диска;
С — теплоемкость материала диска.
124
При разнородных материалах пар трения (ГФ БМП-1) коли-
чество тепла qx распределяется между дисками неравномерно и в
соответствии с теорией теплопередачи
?Т2___V
ч-ri V
где
р — плотность материала;
л — теплопроводность материала.
Следовательно:
pPiCiM
VtI — ?т ~~ •> Qt2 -Qi Qil'
Средний нагрев дисков за одно включение без учета тепло-
отвода будет: д/1 = _2£п_; mjCi т.,С-2
где
mi и т2— масса стального ведущего диска и фрикционной на-
кладки ведомого диска, составляющих пару трущихся поверхно-
стей;
Ci и С2 — теплоемкости стали и фрикционной накладки.
Температура нагрева за одно включение главных фрикцио-
нов отечественных танков находится в пределах 10—47° К- Най-
денные значения А/ дают возможность выполнить лишь сравни-
тельную оценку конструкции.
5.2.6. Особенности расчета фрикционов, работающих в масле
Для обеспечения граничного трения и интенсивного отвода
тепла необходимо через канавки, профрезеров энные на дисках,
принудительно прогонять в единицу времени определенное коли-
чество масла. Удельный расход масла w должен быть в преде-
лах 0,07—0,3 см3/см2. При меньшем расходе нарушается устой-
чивость масляной пленки на поверхности трения и начинается
практически сухое трение, а при большем расходе происходит пе-
реход на жидкостное трение и резко падает коэффициент трения.
Общий расход масла Q зависит от номинальной (без учета
площади канавок) площади трения So фрикционного устройства:
Q= = wSzn.T= w2^/?Cp62n.T-
Это количество масла к поверхностям трения фрикциона мо-
жет быть подведено под действием центробежных сил через от-
125
верстия (рис. 48) внутрен-
них барабанов, площадь SOT
которых находят по уравне-
нию расхода жидкости
0 = Рот5от'|/Л2^. (42)
Давление р определяет-
ся центробежной силой, дей-
ствующей на столбик мас-
ла с основанием 1 см2 и
высотой h, равной глубине
кольцевой маслоулавлива-
ющей проточки внутренне-
го барабана, заполненной
маслом:
р = mR-w- = 4hpRic'-n^, (43)
Рис. 48. Расчетная схема центробежного
питания поверхностей трения фрикциона бДе
маслом т = hp — масса столби-
ка с площадью основания
1 см2;
R — радиус вращения центра масс столбика масла.
Подставляя давление р в исходное уравнение, получим
Q
S
‘-'от _____
где
Рот—0,6—0,7 — коэффициент расхода при истечении масла че-
рез короткие (I < 3d) круглые отверстия.
Удельное давление р во фрикционах, работающих в масле,
подсчитывается по фактической площади 5$ контакта с учетом
уменьшения ее за счет канавок, профрезерованных на дисках с
металлокерамическим покрытием:
1
5Ф —
р.Ир
ср \ 100)
Относительная площадь канавок SK для дисков со спиральны-
ми и радиальными канавками составляет 50—60%.
Сила Р (рис. 49), сжимающая комплект дисков трения, обыч-
но создается давлением масла в кольцевых вращающихся серво-
моторах. На масло, заключенное во вращающемся цилиндре сер-
126
вомотора, действует центро-
бежная сила, создающая
дополнительное центробеж-
ное давление, которое по
закону Паскаля действует
во все стороны одинаково.
В результате на поршень
вращающегося сервомотора
действует дополнительное
усилие Рц, сжимающее ди-
ски трения за счет осевой
составляющей центробеж-
ной силы масла, создава-
емого центробежным давле-
нием рц:
Рис. 49. Расчетная схема вращаю-
щегося сервомотора
Ru= J P^S = J p^R dR.
(44)
Центробежное давление рц представляет собой центробежную
силу mRcco2, действующую на столб масла с основанием 1 см2,
расположенный на радиусе Ro подвода масла во вращающиеся
части фрикциона;
где
R + Ro __ п
—-— = Rc — радиус вращения центра масс выделенного
столба масла;
(R—Ro) р=т — масса столба масла.
Подставив значение рц в формулу (44) и проинтегрировав,
найдем
Рц = кра>2 [ [$ - Rt - 2R2o (Rl- /?!)].
Уравновешивающее устройство (рис. 50) создает уравновеши-
вающее усилие Ру за счет центробежной силы нескольких мас-
сивных шаров:
jp _________ nniRuP
У tg a tg а
где
тип — масса и число шаров;
со — угловая скорость сервомотора;
127
Рис. 50. Расчетная схе-
ма уравновешивающего
устройства
Рис. 51. Расчетная схе-
ма клапана опорожне-
ния
— расстояние от оси вала до цен-
тра шара при включенном фрикционе.
Масса шаров определяется из ус-
ловия равенства центробежной силы
масла Рц, действующей на цилиндр
сервомотора, и уравновешивающей
силы Ру-.
т== (/?2 - •
4Rn
(45)
Клапаны опорожнения, открываю-
щие слив масла из цилиндра серво-
мотора при прекращении подачи мас-
ла в бустер, просты и надежны в ра-
боте. При вращении сервомотора на
шарик клапана действует центробеж-
ная сила Рц. ш, которая стремится
отжать его и открыть дренажное от-
верстие, а сила давления масла Р
препятствует этому.
Клапан рассчитывается так, чтобы
при отсутствии статического давления
р в сервомоторе преобладающим ока-
зывался момент от центробежной си-
лы, а при наличии статического давле-
ния— момент от силы давления мас-
ла, т. е. (рис. 51)
(P^b2) b < Рц.ша < [(р +|/?ц) vbz] b,
где
Р2-R-
рц —рог _____——давление масла
от центробежных сил;
а, b — плечи сил, определяемые по
формулам:
а ='гш sin ; b = гш cos .
Подставляя в неравенство значения рц, Рд. ш,
ведя преобразования, получим
а и b и про-
0
ты-R sin —=
2
------------• — реи
2 - а
Ttr^COS2 —
3 /
<Р.
128
Общее усилие Р, сжимающее диски трения фрикциона, будет
алгебраической суммой трех слагаемых:
Р pSn +1 Рц — Рв.п,
(46)
где
р — статическое давление масла в невращаюгцемся маслопро-
воде.
Для быстрого выдавливания масла и выключения фрикциона
без специальных сливных отверстий, уравновешивающих устройств
или клапанов усилие возвратных пружин Рв. п должно быть боль-
ше центробежной силы Рц, сжимающей диски трения.
Разность Рв. п—Рц должна равняться силе одних возвратных
пружин при невращающемся сервомоторе:
___ gnp
— 2
Рв.п — Рц
Уем
опГсл^сл
(47)
где
Км=5п/н. д — рабочий объем сервомотора;
ton — время опорожнения сервомотора, которым задаются в за-
висимости от желаемого быстродействия;
Цел, 5СЛ — коэффициент расхода и площадь сливного отверстия,
эквивалентного по расходу масла всей сливной магистрали.
Коэффициент трения фрикционных устройств, работающих в
масле, оказывается более стабильным, чем у сухих. Исследова-
ния, проведенные кандидатами технических наук Д. М. Камин-
ским, А. Д. Онопко и другими, показали, что коэффициент трения
у, зависит от удельного давления р и скорости скольжения v. С
увеличением удельного давления р коэффициент трения р умень-
шается для стальных, металлокерамических и асбокаучуковых
дисков трения по линейному закону и при скорости скольже-
ния п=20 м/с
Цго ~ 0,11 —-.
Влияние скорости скольжения можно оценивать коэффициен-
том Кцг-, представляющим отношение коэффициента трения по-
коя р,0 к коэффициенту трения цло при скорости скольжения
40 м/с. По тем же опытным данным, этот коэффициент зависит
от типа фрикционного материала (табл. 8). Учитывая линейную
зависимость р от v и пользуясь коэффициентом Кщ.-, можно для
заданной скорости скольжения v и удельного давления р подсчи-
тать ци по интерполяционной формуле
PV— Цао
40/^-«>(/^-1)
20(Киг,.+ 1)
Это дает возможность более точно, с учетом реальных значе-
ний удельных давлений и скоростей скольжения, при которых ра-
9 Зак. 5205
129
Таблица 8
Трущиеся материалы ,Г К) и® „ п Г40
Сталь по стали 1,6
Сталь по металлокерамике 1,25
Сталь по асбокаучуку 1,30
ботает фрикционное устройство, определить передаваемый им мо-
мент.
5.2.7. Особенности прочностных расчетов деталей фрикционов
Прочность и износоустойчивость зубьев барабанов и дисков
оцениваются средним напряжением их смятия по формуле
2Мр
о =----------,
где
Мр — расчетный момент фрикциона;
г — число зубьев барабана фрикциона;
т — модуль зуба барабана;
b — ширина зуба;
ф = 0,75 •— коэффициент, учитывающий неравномерное распре-
деление окружного усилия по зубьям.
Средние напряжения смятия зубьев барабанов, изготовленных
из стали типа 37Х£А, 20Х и стали 5 с твердостью зубьев НВ =
=250—300, находятся в пределах 2,5—3,0 МПа.
В шариковом механизме выключения фрикционов определяют
силу выключения Рв. ы, необходимую для «чистого» выключения,
и контактные напряжения смятия ок, характеризующие прочность
и износоустойчивость лунок колец подвижной и неподвижной ча-
шек. Пользуясь схемой сил, действующих на подвижную чашку
(рис. 52), из уравнения проекций всех сил на ось вращения
Рт—N cos а+/к N sin а=0 определим
Р
N =-------------,
COS а—/Ksina
а из уравнения моментов сил относительно оси
Рв.ы1 — Wsina/? — /K7Vcosa/? = 0
130
получим
Заменяя коэффициент трения качения fK через тангенс угла
трения р, будем иметь
где
Р-т=пп тпр (/+^н. д)—максимальное сжатие пружин фрикци-
она при его полном включении;
р — угол трения качения шариков по лунке (р~3(У).
Контактное напряжение смятия лунок определяется по форму-
ле (20), в которую следует подставить нормальную нагрузку на
шарик Р, приведенный радиус кривизны рпр и приведенный мо-
дуль упругости Ецр:
Р = —
'т_________. - . гкг ш
?Ш (cos а —/к sin а) ’ п₽ гк — гш
с _ 2£ш£к
£>пр — “ 7Г~
Рщ + Ек
9'
131
где
z,u— число шариков в механизме выключения;
Еш, Ек— модули упругости материалов шарика и лунок.
При изготовлении шариков и лунок из стали £пр=£ш=£к=
=2,1-10 5 МПа.
Для стали марки 20Х2Н4А или 12ХН4А с твердостью цемен-
тированной рабочей поверхности HRC = 56—60 допускаются кон-
тактные напряжения до 3000 МПа.
Максимальное напряжение пружин выключенного фрикциона
при поверочном расчете определяется по известным формулам
курса «Детали машин».
5.3. ТОРМОЗА ТАНКОВЫХ ТРАНСМИССИЙ
5.3.1. Требования к тормозам и их классификация
С учетом специфики работы тормозов к ним предъявляются
следующие требования: безусловная надежность действия и до-
статочный тормозной момент в любых условиях движения танка,
плавность торможения и отсутствие самопроизвольного захваты-
вания (торможения).
Надежность действия обеспечивается применением фрик-
ционных материалов с высоким и стабильным коэффициентом
трения, хорошей теплоотдачей и предохранением поверхностей
трения от замасливания (в тормозах сухого трения) и загрязне-
ния.
Плавность торможения и отсутствие самопроизвольного
захватывания достигаются достаточным и равномерно распре-
деленным зазором между поверхностями трения в выключенном
положении тормоза, конструкцией крепления тормозного элемен-
та и применением специальных амортизирующих устройств в ме-
стах крепления элементов.
Тормоза классифицируются:
по характеру трения — на сухие и работающие в масле;
по назначению — на опорные (ОпТ), тормоза поворота (ТП)
и остановочные (ОТ);
по конструкции неподвижной части — на ленточные, колодоч-
ные и дисковые;
по степени проявления серводействия — на тормоза без серво-
действия, с односторонним и двусторонним серводействием.
Опорными называются тормоза планетарных коробок пе-
редач и механизмов поворота, включенные длительное время при
прямолинейном движении танка. Тормоза поворота включаются
на отстающей стороне для плавного поворота танка, остановоч-
ные— для крутого поворота, торможения и остановки танка
Ленточные тормоза в зависимости от способа крепле-
ния концов тормозной ленты могут обладать любой из трех сте-
пеней серводействия. На рис. 53 схематично представлены тормо-
за с различными способами крепления концов тормозной ленты.
132
Для оценки эффективности действия этих тормозов подсчитаны
создаваемые каждой конструкцией тормозные моменты при усло-
вии, что коэффициент трения ц=0,3, угол охвата тормозного ба-
рабана у = 330° и отношение плеч тормозного рычага =2 для
всех случаев одинаковы.
Рис. 53. Ленточные тормоза:
а — без серводействия; б - с односторонним серводействием при благоприятном
направлении вращения барабана; в — с односторонним серводействием при небла-
гоприятном направлении вращения барабана; г — с двусторонним серводействием
при вращении барабана против хода часовой стрелки; д—с двусторонним серво-
действием при вращении барабана по ходу часовой стрелки
В конструкции тормоза без серводействия оба
конца ленты, набегающий и сбегающий, присоединяются к пле-
чам тормозного рычага (рис. 53, а) и момент трения тормоза
Л'1тр = 1,4 РДТ. В случае присоединения к плечу тормозного рыча-
га менее нагруженного сбегающего конца ленты (рис. 53, б), а
набегающего конца — к неподвижному кронштейну, момент тре-
ния 7Итр=9,26 Р RT и возрастает по сравнению с предыдущим
почти в 7 раз. Однако если изменить направление вращения ба-
рабана (рис. 53, в), эффективность такого тормоза резко упадет
(Л4тр= 1,64 Р /?т) почти до уровня тормоза без серводействия. Это
тормоза с односторонним серводействием. Тормоз с двусторонним
серводействием (рис. 53, г, д) отличается тем, что оба конца лен-
ты присоединены к пальцам тормозного рычага, входящим в фи-
гурные отверстия кронштейна. При любом направлении враще-
ния лента, увлекаемая барабаном, упирается пальцем набегаю-
щего конца в торец фигурной прорези, а водитель посредством
133
привода управления создает лишь натяжение сбегающего конца.
Этот тормоз (при условии постоянства передаточного числа дву-
плечего тормозного рычага —=-^~) имеет высокое серводействие
(Л4тр—9,26 Р 7?т) при любом направлении вращения барабана,
что снижает плавность торможения.
5.3.2. Анализ конструкций тормозов танковых трансмиссий
Остановочный тормоз боевой машины пехоты БМП-1
(рис. 54)—одноленточный, сухого трения стали по пластмассе,
с двусторонним серводействмем, гидравлическим включением и
пневматическим дублированием (Л4Р = 3,32 кНм, рт = 1,65 МПа,
ц=0,3). Полнота включения тормоза обеспечивается достаточ-
ным усилием, создаваемым с помощью силового гидросервомото-
ра 1, и серводействием тормоза, а чистота выключения — воз-
вратными 2 и отжимными 3 пружинами и зазором между лентой
и барабаном 0,8—2,5 мм. Лента 5 остановочного тормоза состоит
из двух частей, что обеспечивает более равномерный износ ее на-
кладок и повышает работоспособность тормоза. Небольшая мас-
са и размеры деталей тормоза, связанных с тормозным бараба-
ном, создают небольшую радиальную нагрузку на ведомый вал
коробки передач и малый момент инерции, что облегчает вклю-
чение тормоза и сокращает время его включения.
Опорный тормоз второй передачи танка М26 (рис. 55)—лен-
точный, с трением стали по пластмассе, работающий в масле, с
односторонним серводействием (Л4тр=6400 Нм при р,=0,1, р=
= 1,3, Рт=6,9 МПа). Тормоз помещен в картер с масляной ван-
ной. Полнота включения и создание тормозного момента обеспе-
чиваются большим удельным давлением р, которое создается за
счет гидравлического силового цилиндра; полнота выключения —
мощной возвратной пружиной 9 тяги 8 с поршнем силового цилин-
дра и регулировкой необходимого зазора между лентой 3 и ба-
рабаном с помощью регулировочного винта 4. В выключенном
состоянии верхняя часть ленты касается тормозного барабана,
так как отсутствуют оттяжные пружины и упоры, что допустимо
для тормозов, работающих в масле. Тепло отводится от тормоза
в масло, а масло охлаждается в радиаторе гидромеханической
трансмиссии. Тормоз эффективно работает лишь при одном, ука-
занном стрелкой направлении вращения тормозного барабана.
Опорный тормоз планетарной коробки передач чешского танка
ЧМКД (рис. 56)—двухленточный, с трением стали по пластмас-
се, работающий в масле, с односторонним серводействием (Мтр=
=3180 Нм при р=0,1, рт=1,25 МПа). Тормоз имеет две лен-
ты— внутреннюю и наружную. Ленты цельные, стальные, с пласт-
массовым фрикционным кольцом (на заклепках). На поверхно-
сти трения стояночного тормоза барабана сделаны круговые ка-
навки. Наружная охватывающая лента 9 выполнена на всю ши-
рину барабана и имеет ступенчатое сечение. Внутренняя охваты-
ваемая лента 7 выполнена на половину ширины барабана и име-
134
l — силовой гидросервомотор; 2 — воз-
вратные пружины; 3 — отжимные пру-
жины; 4 — регулировочная гайка; 5 —
тормозная лента; « — вильчатый рычаг
135
Б-Б
Рис. 55. Опорный тормоз второй передачи тан-
ка М26:
1 — шток поршня сервомотора; 2— пластмассовое фрик-
ционное покрытие; 3 — стальная тормозная лента;
4 — регулировочный винт; 5, 6 — штанги со сферичес-
кими головками; 7 — рычаг механизма включения;
8 — тяга; 9 — возвратная пружина
ет прямоугольное сечение. Угол охвата у обеих лент близок к
360°. Наружная лента 9 устанавливается так же, как и в обыч-
ном тормозе с односторонним серводействием: ее верхний конец
неподвижно укреплен на стойке 4, а нижний через тягу 1 и гай-
ку 3 автоматической регулировки подсоединен к механизму уп-
равления коробкой передач. Внутренняя лента закреплена на
стойке 5 только одним концом. Петля 6 крепления внутренней
ленты пропущена сквозь прорезь в наружной ленте. Механизм
управления действует только на наружную ленту. Тормоз вклю-
чается силовой пружиной 2, а выключается механизмом управле-
ния, оборудованным сервоустройством. Зазор между лентой и ба-
рабаном поддерживается в выключенном состоянии за счет уп-
ругости самой ленты. Специальных мер для чистого выключения
не предусмотрено. Благодаря креплению лент в диаметрально
противоположных точках окружности равнодействующая реакции
136
137
концов наружной и внутренней лент обращается в нуль и вал
тормозного барабана практически разгружается от радиальных
усилий. Охлаждение тормоза обеспечено за счет работы его в
масле и принудительного охлаждения всей трансмиссии.
Ленточные тормоза просты по конструкции и в изготовлении,
компактны, так как внутри их барабанов можно разместить дру-
гие механизмы. Они обладают значительным серводействием, об-
легчающим управление ими. Недостаток их заключается в крайне
неравномерном распределении удельного давления по окружно-
сти барабана и вследствие этого в ускоренном износе фрикци-
онных накладок у набегающего конца ленты. Тормоза с серво-
действием отличаются резким включением. Одноленточные тор-
моза создают большую радиальную нагрузку на вал тормозного
барабана, усложняя конструкцию его опор. У сухих тормозов за-
труднен отвод тепла от тормозного барабана, а тормозная лента
имеет малую теплоемкость и плохо отводит тепло в воздух вслед-
ствие своей неподвижности.
Тормоз поворота танка «Чифтен» (рис. 57) — колодочный, с
торцевым размещением четырех колодок, сухого трения стали по
пластмассе. Неподвижная часть тормоза состоит из кронштей-
на 6, жестко прикрепленного к картеру механизма передачи и
поворота. В пазах 1 кронштейна установлены четыре тормозные
колодки 2 с фрикционными накладками 4, обращенными к вра-
щающемуся диску 5, связанному с тормозимой деталью транс-
миссии. В четырех расточках кронштейна находятся поршни 3
сервомоторов, воздействующие при торможении непосредственно
на колодки. Полнота включения и надежное создание тормозно-
го момента обеспечиваются за счет сервомоторов. Чистота вы-
ключения обеспечивается возвратными пружинами, отводящими
колодки от диска. Хороший теплоотвод обеспечивается благодаря
большой свободной поверхности вращающегося диска, но из-за
полного отсутствия серводействия, необходимо применение гид-
росервоприводов управления. А малая площадь трения колодок
при большой площади диска вызывает необходимость в большом
удельном давлении на поверхности трения и более интенсивный
их износ.
Колодочные тормоза характеризуются более равномер-
ным по сравнению с ленточными тормозами распределением
удельного давления по поверхности трения и поэтому более изно-
соустойчивы. Они, как правило, не создают радиальной нагрузки
на вал тормозного барабана и его подшипники. Жесткость коло-
док обеспечивает сохранение постоянной формы трущейся поверх-
ности и тем самым облегчает чистое выключение тормоза. При
внутреннем расположении колодок улучшаются условия теплоот-
вода от вращающегося тормозного барабана. Вместе с тем коло-
дочные тормоза занимают больший объем, чем ленточные, слож-
ны в изготовлении, в большинстве случаев обладают меньшей
степенью серводействия.
138
Рис. 57. Тормоз поворота танка «Чифтен»:
1 — пазы кронштейна; 2 — тормозные колодки; 3 —
поршни гидросервомоторов; 4 — фрикционные наклад-
ки; 5 — jjyicx. тормозного вала; 6 — неподвижный тор-
мозной кронштейн
Остановочные тормоза (Т4 и Т5) танка Т-72 (рис. 45)—мно-
годисковые, с трением стали по металлокерамике, работающие в
масле.
Наружным (неподвижным) барабаном тормоза Т4 является
задний фланец 4 бортовой коробки передач, а внутренний барабан
изготовлен за одно с солнечной шестерней четвертого планетар-
ного ряда. Стальные диски 11 с наружными зубьями соединяют-
ся с наружным барабаном, диски 10 с металлокерамическим по-
крытием соединяются с внутренним барабаном. Наружным (не-
подвижным) барабаном тормоза Ts является средний барабан 19,
внутренним барабаном тормоза Т5 является водило 15 первого,
второго и третьего планетарных рядов, которое соединяется через
зубья с эпициклом четвертого планетарного ряда. При включе-
139
нии тормозов Т4 и Т5 затормаживаются (останавливаются) сол-
нечная и эпициклическая шестерни четвертого планетарного ряда
бортовой коробки передач. Следовательно, водило этого ряда,
связанное с ведущим валом бортовой передачи, тоже останавли-
вается, и танк тормозится. При управлении от педали полнота
включения тормозов Т4 и Т6 обеспечивается за счет большого пе-
редаточного числа привода, в результате чего создается большая
осевая сила сжатия дисков трения. При управлении от рычагов
полнота включения тормозов обеспечивается за счет давления
масла в гидросервомоторах 13 механизма включения. Чистота
выключения обеспечивается достаточными зазорами между дис-
ками трения при отжатии различных дисков возвратными пру-
жинами. Износоустойчивость пар трения и нормальный темпера-
турный режим работы обеспечены применением подвода масла к
трущимся поверхностям со стороны вращающихся барабанов и
поливом дисков трения маслом, подводимым через канал в кор-
пусе бортовой коробки передач.
Дисковые тормоза характеризуются равномерным рас-
пределением удельного давления по плоскости трения и высокой
износоустойчивостью (особенно тормоза, работающие в масле),
отсутствием больших радиальных нагрузок на тормозной вал.
Они, как правило, имеют небольшие радиальные размеры и мо-
гут монтироваться внутри агрегатов трансмиссии и ходовой части.
5.3.3. Расчет тормозов
Расчет ленточных тормозов по удельному давлению проводит-
ся по формулам, получаемым при допущении, что лента совер-
шенно не сопротивляется изгибу. Тогда для элементарного уча-
стка ленты с центральным углом dy (рис. 58) без учета изгиба-
Рис. 58. Расчетная схема ленточного тормоза
140
ющих моментов получим схему нагружения растягивающими си-
лами Р и P-\-dP. Элементарная нормальная сила dN определя-
ется из уравнения равновесия сил, приложенных к элементарно-
му участку ленты, в проекциях на направлении радиуса
dN = 2Psin —.
2
Площадь трения участка ленты
dS — bR^d\.
Откуда удельное давление
2Р sin —
dN 2 Р ,.оЧ
р=-----—----------= (48)
dS bRid-t bRi
Усилия, прикладываемые к сбегающей и набегающей ветвям
ленты, связаны соотношением
Pj = Р2 e“L (49)
Наибольший внешний момент Мтр, воспринимаемый тормозом,
определяется из уравнения моментов внешних сил и моментов,
приложенных к тормозу в целом (к барабану и ленте):
/Итр = (Р, - Р,) Рт = Р,РТ (е^ - 1) = Р4рт . (50)
Из этого выражения видно, что при создании на сбегающем
конце ленты усилия Р2 тормозной момент будет в ем’ больше,
чем в том случае, когда равная по величине сила Р\ прикладыва-
ется к набегающему концу ленты. Так как Р\>Р2, наибольшее
удельное давление
Р 44тр
Рт=т5-или рт=----------
Z>/?T
е^ — 1
Удельное давление под сбегающим концом ленты
__ Р2 __ . 1 __ Рт
Pmin~ bR-r ~~~ bRT — 1
Резкая неравномерность распределения удельного давления и
износа по окружности тормозного барабана — один из недостат-
ков ленточных тормозов. Неравномерность тем больше, чем боль-
ше коэффициент трения и угол охвата.
Для сухих тормозов отечественных танков, работающих с
трением стали по чугуну, наибольшие удельные давления обычно
141
находятся в пределах: для тормозов поворота рт^1,0 МПа,
для остановочных тормозов рг 1,5 МПа.
Для определения радиальной нагрузки F на вал тормозного
барабана одноленточного тормоза силы Р\ и Р2 переносятся на
ось вращения и геометрически складываются:
F = Кд? + Р2 - 2Р,Р2 cos (360° - т).
(51)
Для ленточных тормозов танков массой 40—50 т радиальная
нагрузка обычно исчисляется десятками килоньютонов и для ее
передачи на картер тормозной барабан должен иметь развитые
опоры.
Расчет дисковых тормозов по удельному давлению, удельной
работе буксования и нагреву проводится по тем же расчетным
формулам, что и для фрикционов. В дисковых тормозах, работа-
ющих в масле, сервомотор и опорный диск жестко соединяют с
тормозным барабаном, поэтому масло во вращательном движе-
нии не участвует и усилие, сжимающее диски трения тормоза,
определяется выражением (46) без учета Рц:
P=pS„ — Рв.п=/™ (/?2 —— Рв.п-
Усилие возвратных пружин определяется по формуле (47).
142
6. КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
Коробка передач (КП)—это шестеренчатый агрегат
трансмиссии с переменными передаточными числами, преобразу-
ющий крутящий момент по величине и направлению. Она пред-
назначена: для изменения сил тяги и скорости движения танка
в более широких пределах, чем это возможно получить, изменяя
частоту вращения двигателя; для осуществления заднего хода и
длительного отключения двигателя от движителя при пуске дви-
гателя и работе его на стоянках.
6.1. ТРЕБОВАНИЯ К КОРОБКАМ ПЕРЕДАЧ
И ОСНОВНЫЕ ПУТИ ИХ ВЫПОЛНЕНИЯ
Высокие тяговые и скоростные качества танка, а также лег-
кость управления и надежность в эксплуатации достигаются:
достаточным диапазоном изменения передаточных чисел
dK = -^-=8-11.
^кт
Чем ниже удельная мощность танка, тем больший диапазон
должна иметь коробка передач. Диапазон коробки может быть
уменьшен до 6—7 при наличии в механизме поворота двух сту-
пеней при прямолинейном движении;
оптимальным числом ступеней коробки передач для движения
вперед: тп=5—8. Для движения основных танков задним ходом
желательно предусматривать две передачи;
рациональной разбивкой передаточных чисел КП;
уменьшением времени переключения передач, что обеспечива-
ется применением синхронизаторов, фрикционного включения сту-
пеней коробки передач, полуавтоматического и автоматического
переключения передач;
максимальным коэффициентом полезного действия, особенно
на наиболее употребляемых передачах, обеспечиваемым мини-
мальным числом последовательно работающих шестерен, приме-
нением шестерен с высокой твердостью и высоким качеством ра
бочей поверхности, использованием рациональных схем простых и
планетарных КП с высоким КПД, точностью изготовления и мон-
тажа, высокой жесткостью валов и картера, обильной смазкой
143
трущихся поверхностей без излишнего перебалтывания масла,
достаточными зазорами между деталями, имеющими различные
скорости перемещения.
Легкость управления коробкой передач и автоматизация пе-
реключения в большей мере обеспечиваются КП с фрикционным
включением ступеней. Для выбранного диапазона необходимо до-
статочное число передач, обеспечивающее перекрытие тяговых
характеристик соседних ступеней не менее чем на 2 км/ч.
Надежность работы коробки передач достигается:
достаточной прочностью и жесткостью ее деталей;
высокой износостойкостью деталей, подверженных трению;
снижением динамических нагрузок при переключении передач,
вызывающих разрушение торцов зубьев, путем перехода к КП с
постоянным зацеплением шестерен, с синхронизаторами или с
фрикционным включением передач;
применением в КП и ее приводе управления надежных стопо-
ров, предохраняющих от самовыключения передач, замков, не до-
пускающих одновременного включения двух передач, фиксаторов,
исключающих возможность непоследовательного перехода с выс-
ших передач на низшие, и запирающих устройств, исключающих
возможность перехода с высшей передачи на низшую (соседнюю)
при несоответствии скорости движения танка и частоты враще-
ния двигателя;
обеспечением нормальных температурных режимов работы КП
и бесперебойной смазки ее деталей;
надежной защитой деталей КП от засорения и гарантирован-
ным сохранением запаса масла, его фильтрацией и охлаждением.
Выполнение обшеконструкторских требований, предъявляемых
к КП (простота конструкции, высокая компактность и малая
масса), зависит от выбранной схемы КП, а также от конструкции
ее отдельных узлов.
6.2. КЛАССИФИКАЦИЯ, АНАЛИЗ КОНСТРУКЦИИ
И СРАВНИТЕЛЬНАЯ ОЦЕНКА ПРОСТЫХ КОРОБОК ПЕРЕДАЧ
Наиболее общей является классификация простых КП по чис-
лу основных валов с шестернями, участвующими в создании ди-
апазона коробки передач. По числу таких валов коробки делятся
на двухвальные, трехвальные и безвальные.
По положению основных валов в корпусе танка могут быть
коробки с продольным или поперечным расположением валов.
Поперечное расположение валов получило преимущественное рас-
пространение.
Число подвижных шестерен-кареток или муфт, называемое
числом ходов, обычно вдвое меньше общего числа передач. По
этому признаку КП делятся на трехходовые, четырехходовые и
пятиходовые. В зависимости от способа переключения ступеней
различают коробки с подвижными шестернями-каретками, короб-
ки с постоянным зацеплением шестерен и переключением передач
144
с помощью зубчатых муфт, синхронизаторов и с фрикционным
переключением ступеней.
6.2.1. Двухвальные коробки передач
В зависимости от конструкции входного редуктора двухваль-
ные коробки дополнительно делятся на коробки без входного ре-
дуктора (тракторные) и с коническим или цилиндрическим вход-
ным редуктором.
Коробка передач боевой машины пехоты БМП-1 (рис. 59, б и
60) —двухвальная, с поперечным расположением валов, с кони-
ческим входным редуктором, трехходовая, пятиступенчатая, с по-
стоянным зацеплением шестерен, с конусными инерционными син-
хронизаторами, гидросервоприводом переключения II—V ступе-
ней. Диапазон коробки dK—6,12, модули прямозубых цилиндриче-
ских шестерен — 5 и 6 мм, относительная масса —0,272 кг/кВт,
относительный объем — 0,112 дм3/кВт, коэффициенты разбивки
передач <7i-h=1,85, qn—iii=<7iii-iv=1,49, q-ry—v=l,50.
Относительной массой и объемом КП называется отношение
массы коробки (кг) и ее объема (дм3) к максимальной эффек-
тивной мощности двигателя Ne (кВт) и числу передач тв перед-
него хода. Давление масла в системе смазки 0,2 МПа.
Картер КП изготовлен из силумина и состоит из двух поло-
вин. Плоскость разъема проходит по осям валов. Картер имеет
изолированный отсек для размещения главного фрикциона. По
бокам к картеру крепятся картеры планетарных механизмов по-
ворота. Ведущий вал установлен на роликовом и двух шарико-
вых подшипниках. Один из шарикоподшипников воспринимает
осевые нагрузки. Трехопорные промежуточный 14 и ведомый 11
валы имеют сверления для подвода масла к трущимся поверхно-
стям. Средняя опора ведомого вала удерживает вал от осевых
смещений. Зацепление конической пары входного редуктора ре-
гулируется регулировочной гайкой правой опоры промежуточного
вала и прокладками стакана 23 опоры ведущего вала. Коробка
передач компонуется в едином моторно-трансмиссионном блоке,
что повышает жесткость конструкции и существенно упрощает
организацию уплотнений. Конусные инерционные синхронизато-
ры 3, 16 установлены между шестернями II—III передач ведомо-
го вала и между ведущими шестернями IV—V передач промежу-
точного вала. Два валика механизма переключения II—III и
IV—V передач поворачиваются усилием гидросервомоторов; ва-
лик I передачи и передачи заднего хода приводится в действие
усилием водителя посредством механического привода. Система
смазки комбинированная: принудительная, разбрызгиванием и
поливом.
Двухвальным коробкам передач свойственны следующие пре-
имущества: возможность рациональной разбивки передач, высо-
кий КПД, так как на всех передачах переднего хода мощность
передается только через два полюса зацепления шестерен (в ко-
10 Зак. 5205
145
Рис. 59. Схемы двухвальных коробок передач:
без редуктора (тракторная); б —с коническим редуктором (БМП-1); в — с цилиндрическим редуктором (Т-62)
I
о
146
1 23^56789 10 11 12
Рис. 60. Коробка передач боевой машины пехоты БМП-1:
1— картер; 2— шестерня III передачи; 3— синхронизатор II—III передач;
4— ведомая шестерня II передачи; 5 — ведомая шестерня заднего хода;
6— игольчатый подшипник; 7 — зубчатая муфта включения I передачи н
передачи заднего хода; 8 — ведомая шестерня I передачи; 9 — средняя фик-
сирующая опора ведомого вала; 10 — ведомая шестерня IV передачи; И —
ведомый вал; 12 — ведомая шестерня V передачи; 13 — фиксирующая опора
промежуточного вала; 14 — промежуточный вал; 15 — регулировочная гайка
зацепления конических колес; 16 — синхронизатор IV—V передач; 17 — сред-
няя опора промежуточного вала; 18 — ведомая коническая шестерня; 19 —
регулировочные прокладки; 20 — ведущий вал; 21 — ведущий валик привода
масляного насоса; 22 — фиксирующий шарикоподшипник; 23 — стакан опоры
ведущего вала; Q4 — ведущая шестерня I передачи и передачи заднего хода
робке без входного редуктора даже через один), и сравнительная
простота конструкции (малое число валов, удобство сборки и
разборки за счет размещения валов в плоскости разъема карте-
ра). Недостатком двухвальных КП является быстрый рост габа-
ритных размеров при увеличении диапазона. Этим объясняется
применение двухвальных КП лишь при диапазоне не более семи
10*
147
(dK^7) в основном на танках с двухступенчатыми планетарными
механизмами поворота.
6.2.2. Трехвальные коробки передач
Эти КП по структуре кинематических схем дополнительно де-
лятся на соосные, обычные, компактной структуры и коробки с
последовательным редуцированием.
Рис. 61. Схемы трехвальных коробок передач:
а — соосной (автомобильной); б — обычной; в — компактной структуры; г —
с последовательным редуцированием (ИС-3)
Трехвальные КП с соосным расположением веду-
щего и ведомого валов (рис. 61, а) имеют прямую передачу с
КПД, равным единице. На остальных ступенях мощность пере-
дается через два полюса зацепления. Они широко применяются в
автомобилях, но не получили распространения в современных
танках, так как конструкция соосных коробок значительно услож-
няется при поперечном размещении валов, характерном для тан-
ков.
Обычная трехвальная КП (рис. 61, б) имеет три основных
вала: промежуточный, дополнительный и ведомый. Шестерни до-
полнительного вала и специальная промежуточная шестерня
используются для получения первой ступени с большим переда-
точным числом без чрезмерного увеличения больших шестерен
промежуточного и ведомого валов. На дополнительном валу обыч-
но крепится и шестерня передачи заднего хода.
148
Трехвальная коробка передач компактной структу-
р ы (рис. 61, в) отличается от рассмотренных тем, что роль спе-
циальной промежуточной шестерни здесь исполняет свободно си-
дящая на промежуточном валу шестерня z2 II передачи. Число
шестерен коробки сокращается на единицу, отпадает необходи-
мость в неподвижной оси и подшипниках промежуточной шестер-
ни. Недостаток состоит в более сложном подборе взаимосвязан-
ных чисел зубьев шестерен I—II передач и передачи заднего
хода.
Трехвальные КП с последовательным редуциро-
ванием (рис. 61, г) состоят из последовательно соединенных
двухступенчатого редуктора и двухвальной коробки передач (на
четыре ступени вперед и одну заднего хода). На замедлен-
ной (Л1) передаче редуктора получаются первые четыре ступени
(I, II, III, IV), на ускоренной (Б) передаче — остальные ступе-
ни (V, VI, VII, VIII).
Коробка передач отечественного танка ИС-3, выполненная по
этой схеме, оказывается весьма компактной даже при большом
диапазоне (dK—10) и большом числе передач (mn=8). Она обес-
печивает танку две передачи заднего хода; за счет поперечного
расположения основных валов хорошо компонуется с механизмом
поворота. В конструктивном отношении она сравнительно проста:
имеет малое число шестерен и короткие двухопорные валы, чу-
гунный картер состоит из двух половин с горизонтальной плоско-
стью разъема по осям ведущего, дополнительного и ведомого ва-
лов. Принципиальным недостатком является невозможность ра-
циональной разбивки передач: при выделении первой передачи не-
допустимо большой разрыв получается между самыми употребля-
емыми V и VI передачами. Неосуществимой оказывается и кор-
ректировка показателя геометрической прогрессии разбивки ра-
бочего диапазона.
Основным недостатком трехвальных КП по сравнению с двух-
вальными является повышенная сложность их изготовления.
6.2.3. Безвальные коробки передач
Эти КП называются так потому, что все шестерни коробки
устанавливаются на индивидуальных подшипниках в соосных
расточках картера, а валы отсутствуют. Расточки в картере вы-
полняются так, что половина всех шестерен имеет одну общую
геометрическую ось, а вторая половина -— вторую, параллельную
первой. Шестерни одной оси находятся в постоянном зацеплении
с шестернями другой оси. Соседние шестерни одной оси могут
соединяться друг с другом посредством муфт. По взаимному по-
ложению ведущей и ведомой шестерен безвальные КП дополни-
тельно делятся на соосные и несоосные.
Соосная безвальная коробка передач немецкого танка Т-П1
(рис. 62, а) подобно коробке автомобильного типа имеет одну
прямую передачу с КПД, равном единице, но пониженный КПД
149
Рис. 62. Схемы безвальных коробок передач?
а — соосной — танка Т-1П. б — несоосиой — танка T-VI
на всех остальных передачах. Такая коробка менее пригодна для
танков по компоновочным соображениям.
Несоосная безвальная КП танка Т-VI (рис. 62, б) имеет вы-
сокий КПД на половине ступеней (мощность передается одним
полюсом зацепления) и пониженный КПД на второй половине,
когда мощность передается последовательно через три полюса за-
цепления.
Общее число передач тп для движения вперед определяется
формулой та = 2р-\ где р — число рядов шестерен КП. В коробке
передач танка Т-VI при р = 4 получается восемь передач. При пя-
ти рядах шестерен в КП танка Т-Ш можно получить шестнадцать
передач, реально из них использовалось десять.
150
Четыре простые ступени КП танка Т-VI реализуются одной па-
рой шестерен и характеризуются высоким КПД. Их передаточные
числа соответственно равны:
г\ г5 г7 г8
Wiv =---; Uy —------; Uvn = •—; Wvin =---------
г4 z7 га
Для получения, например, IV передачи включаются все муфты
нижней оси и левая муфта верхней оси, соединяющая шестерню
z'4 с ведомым валом. На V передаче выключаются нижние муфты
и включаются все верхние, при этом левая муфта соединяет ше-
стерню z'b с ведомым валом. Сложные ступени получаются при
последовательной работе трех пар шестерен и поэтому ^меют по-
ниженный КПД.
Составление схемы безвальной коробки с высоким КПД на
всех четырех высших ступенях (с пятой по восьмую) невозможно.
Минимум одна из них (в КП T-VI — шестая) обязательно полу-
чится сложной. Так как сложные передаточные числа формиру-
ются из простых, исключается возможность рациональной разбив-
ки ступеней, что является принципиальным недостатком безваль-
ных коробок передач.
Можно отметить следующие преимущества безвальных КП:
наивысшая компактность, возможность получения большого числа
передач заднего хода, минимальное число шестерен и муфт, при-
ходящихся на одну передачу. Однако безвальные КП имеют недо-
статки: невозможность рациональной разбивки ступеней, пони-
женный КПД на половине передач, включая хотя бы одну ходо-
вую высшую ступень, крайняя сложность механизма полуавтома-
тического переключения передач (можно исключить, применив
фрикционное переключение ступеней).
Наглядное представление о сравнительной компактности трех
типов простых коробок передач дает рис. 63. На нем схематично
представлены поперечные сечения картеров двухвальной, обычной
трехвальной и безвальной коробок передач с одинаковым диапазо-
ном (dK = 10) на равную передаваемую мощность при самом оп-
тимальном соотношении размеров шестерен (mzmin = const).
Выбор типа коробки передач в первую очередь зависит от не-
обходимого диапазона изменения ее передаточных чисел и компо-
новки М.ТО. При диапазоне менее семи возможно применение
наиболее простых и надежных двухвальных КП, при большем диа-
пазоне и ограниченном числе передач (тп = 5—7) целесообразно
применять трехвальную компактную схему. Преимущества без-
вальных коробок передач проявляются при широком диапазоне и
большом числе передач.
6.3. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ КОРОБОК ПЕРЕДАЧ
Расчет коробки передач в процессе ее проектирования произ-
водится в такой последовательности: кинематический расчет;
151
Рис. 63. Сравнительная оценка ком-
пактности простых коробок передач:
а — двухвальная; б — трехвальная; в —
безвальная
прочностной расчет шестерен
и валов; расчет и подбор опор
шестерен и валов; расчет син-
хронизаторов и картера.
Цель кинематического рас-
чета — определение переда-
«точных чисел проектируемой
КП и подбор чисел зубьев
всех шестерен в соответствии
с найденными передаточными
числами. Известными из тяго-
вого расчета танка являются
крайние передаточные числа
трансмиссии нтр1 и итрт, ее
диапазон d, передаточное чис-
ло гитары ип (при поперечном
расположении двигателя), пе-
редаточное число механизма
поворота им. п при прямоли-
нейном движении танка (для
большинства механизмов по-
ворота им. п = !)•
6.3.1. Определение крайних
передаточных чисел
и диапазона КП
Выбор и расчет КП зави-
сят от выбранного типа борто-
вого редуктора и его переда-
точного числа wg. р:
а) при выборе двухрядного бортового редуктора (с достаточно
большим Нб. Р) передаточное число КП на высшей ступени опреде-
ляют исходя из ограничения наибольшей частоты вращения под-
шипников ведомого вала коробки nEMm:
—
где nN — частота вращения вала двигателя на режиме максималь-
ной мощности.
Частота вращения пвыт, допустимая для серийных крупногаба-
ритных подшипников ведомого вала КП и ведущего вала бортово-
го редуктора, равна 65—85 с-1.
Обычно диапазон трансмиссии создается только коробкой пере-
дач, поэтому dK = d. Найдя диапазон коробки dK и ее передаточное
число на высшей передаче икт, подсчитывают передаточное число
на первой ступени uKi = икт dK.
152
Передаточное число бортового редуктора
,, _ ит1
Wg. р --------,
Нп“к1Ым.п
б) при выборе однорядного редуктора его передаточное число
назначают максимально возможным по условию работы одного по-
люса зацепления и размещения бортового редуктора в танке.
Максимальные передаточные числа планетарных однорядных
передач обычно не превосходят шести. По известному «б. р находят
крайние передаточные числа коробки передач:
итрт _ __ ,
^кт — > ^К1 — ^кпАк-
ип%.п«6.р
6.3.2. Определение числа передач
Число передач тп главным образом зависит от определенного
ранее диапазона dK, кинематической схемы и конструкции КП.
Трехвальные КП с последовательным редуцированием (рис. 61, г)
дают четное число ступеней (шесть или восемь для движения впе-
ред и две передачи заднего хода). Реальные схемы безвальных ко-
робок (рис. 62, б) обеспечивают восемь передач вперед и четыре
передачи заднего хода. Остальные типы КП для упрощения меха-
низма переключения ступеней обычно имеют четное общее число
передач, т. е. при одной передаче заднего хода пять или семь пе-
редач — для движения вперед.
На выбор числа передач тп влияют также и время переключе-
ния ступеней, зависящее от совершенства переключающих
устройств, и повышение сложности и стоимости КП с ростом числа
ступеней. С учетом этих соображений выбирают тип коробки, на-
значают число ее передач и приступают к определению промежу-
точных передаточных чисел ик р.
а) Чкг для безвальных и трехвальных КП с последовательным
редуцированием при известных крайних передаточных числах ик1
и икт определяются по формуле i-ro члена геометрической прог-
рессии
zn -z
^-Kl->
где
<7== " т dK—знаменатель геометрической прогрессии.
Геометрический ряд передаточных чисел специально не коррек-
тируют. хотя эти числа несколько искажаются при подборе целого
числа зубьев шестерен;
б) «к i других коробок передач назначают в соответствии с тре-
бованиями раздела «Теория танка» о рациональной разбивке пе-
редач.
153
6.3.3. Определение передаточного числа пп. к
В двух- и трехвальных КП кроме основных валов обычно име-
ется ведущий вал, шестерня которого находится в постоянном за-
цеплении с шестерней промежуточного вала. Передаточные числа
nKi КП представляют собой произведение ип.к на переменные пе-
редаточные числа щ сменных шестерен основных валов:
U-Ki==
где «п. к — передаточное число постоянной передачи.
Определение пп.к проводится по условию получения рациональ-
ного соотношения радиусов крайних по размеру сменных шестерен
промежуточного и ведомого валов, обеспечивающих при заданных
поперечных размерах коробки передач А, В и Н (рис. 64) макси-
Рис. 64. Схемы размеров крайних сменных шестерен основных валов:
а — обобщенная; б — трехвальные (обычная и компактная) коробки передач
мальный диапазон dK. Предположим, что радиус ведущей шестер-
ни низшей передачи является минимальным (7?вщ. н = г) по усло-
вию отсутствия подрезания зубьев. Выразим диапазон КП dK че-
рез заданное межосевое расстояние А основных валов и радиус ве-
домой шестерни RBM.m высшей ступени:
ит
^вм.н А Г
Г Ввмт г
А — г /А Л
Г \ $B.vm /
А Ввмт
^вми
Из этого выражения видно, что при постоянном межосевом рас-
стоянии А диапазон увеличивается с уменьшением /?вм. т и дости-
гает максимума при ^?Вм. т ~ г = /?Вщ.и- Таким образом, при задан-
ном диапазоне коробки dK ее габариты (межосевое расстояние Л)
будут наименьшими при равенстве радиусов наименьших (7?вщ.и =
= Rbm. т) и наибольших (2?вм. н = Квщ. т) шестерен промежуточно-
154
го и ведомого валов. Однако более нагруженный ведомый вал по
диаметру превосходит промежуточный, что вынуждает меньшую
шестерню ведомого вала /?вм. т делать несколько больше шестерни
Квщ. п-
^вкт == == (1 >05 1 >25)
Равенство радиусов больших и малых шестерен основных валов
дает следующие соотношения:
а) для двухвальных КП
_ ЯвМ1 _ Return ।
-- -------- ------- •
Авщ.1 Квмт
Учитывая, что ак = -~- , получим
ит
= И Цт = ~= .
VdK
С учетом практической поправки (7?вм т — х’Кыщ)
tii =
По найденному передаточному числу ui определяют передаточ-
____________________________________«К1
ное число ип.к постоянной передачи: ипк— !
4Z J J
б) для трехвальной КП (рис. 64, 6)dp =----, тогда
ит
till - Г dpt tlm -----.
Vdv
С учетом поправки
Оптимальное значение передаточного числа входного редуктора
6.3.4. Подбор чисел зубьев всех шестерен
Кинематический расчет КП неразрывно связан с прочностными
расчетами валов и зубьев шестерен. Для повышения прочности
конструкции число зубьев ведущей шестерни низшей передачи и
ведомой шестерни высшей передачи выбирают наименьшим, сво-
бодным от подрезания. При заданных ограниченных радиусах ше-
155
стерен это позволит увеличить модуль т зубьев, повысить их проч-
ность. Минимальное (по условию отсутствия подрезания) число
зубьев zmtn зависит от передаточного числа пары шестерен и отно-
сительной высоты зуба.
При передаточных числах до 3—3,5 наименьшие шестерни ко-
робок передач отечественных танков имеют 12 зубьев. Редко вклю-
чаемые шестерни заднего хода выполнялись и с числом зубьев И
при передаточных числах 3, 9. Подрезание основания зубьев малой
шестерни исключалось высотной коррекцией зацепления путем не-
которого удаления режущего инструмента от заготовки меньшей
шестерни и равного приближения инструмента к заготовке боль-
шей шестерни.
При подборе числа зубьев остальных шестерен выполняются
три основных условия, получение ранее определенных передаточ-
ных чисел; обеспечение параллельности валов; создание примерно
равнопрочных шестерен КП.
Передаточные числа КП искажаются при округлении числа
зубьев шестерен до ближайшего целого значения. Однако относи-
тельная ошибка Д в значении передаточного числа Ut обычно не
превышает ±0,02:
Д_£вм/------
Для параллельности валов должны быть равными межосевые
расстояния всех пар шестерен параллельных валов
т-
+1 ^вм;) == g (^вщ/ +1 ^вму) := • •
Для получения равнопрочной и компактной конструкции целе-
сообразно варьировать шириной и модулем сменных шестерен ос-
новных валов. Модуль и ширину зубьев шестерен высшей передачи
можно значительно уменьшить по сравнению с первой передачей,
так как окружные усилия на зубьях шестерен этих передач отли-
чаются в V dK раз (примерно втрое). Шестерни второй и третьей
ступеней могут иметь модуль и ширину промежуточного значения.
Поэтому в КП (без чрезмерного усложнения производства и ре-
монта) целесообразно применять два-три значения модуля и раз-
личную ширину венцов зубьев.
6.4. КОНСТРУКЦИЯ и РАСЧЕТ УЗЛОВ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ
Для выполненной конструкции может быть проведен повероч-
ный расчет в целях выявления прочности и износостойкости ее де-
талей. При проектировании коробки передач сначала определяют
приближенным расчетом размеры основных деталей, а подробные
расчеты выполняют (как поверочные) после эскизной компоновки.
Детали коробки передач нагружаются крутящим моментом,
подводимым от двигателя. В полюсах зацепления момент транс-
156
формируется в окружные усилия. Габаритные размеры, масса и
срок службы коробки в значительной мере определяются парамет-
рами шестерен.
Шестерни должны удовлетворять таким требованиям, как до-
статочная прочность, высокая износоустойчивость, малые потери на
трение в полюсах зацепления, минимальная неравномерность пе-
редачи крутящего момента и отсутствие чрезмерного шума при ра-
боте.
Наибольшее распространение в танках имеют цельнокованые,
цилиндрические, прямозубые шестерни с зубьями эвольвентного
профиля 20- или 26-градусного зацепления. Они изготавливаются
из высоколегированных цементируемых сталей типа 18ХНВА,
20ХН4А, 12Х2Н4А, 12ХНЗА с высокими показателями механичес-
ких характеристик: предел прочности ов = 900—1100 МПа; предел
усталости при знакопеременном изгибе o'—i = 400—600 ДАПа;
удельная ударная вязкость при изгибе пн — 0,9—1,2 МНм/м2;
твердость цементированной и закаленной рабочей поверхности
зубьев HRC = 56—60.
По ГОСТ 21354—75 цилиндрические шестерни с внешним за-
цеплением (m 1 мм) рассчитываются на контактную выносли-
вость и выносливость при изгибе. Поверочный расчет зубьев на вы-
носливость при изгибе производится по зависимости
Ср =
2YFY^KFaKFfKFvMp
(52)
где Mv = Мятит\ — расчетный момент;
bw и т — рабочая ширина венца и модуль зубьев, м;
YP, Ye, Гр — коэффициенты формы, перекрытия и наклона
зубьев;
KFa, Krf, Kft — коэффициенты, учитывающие соответственно
распределение нагрузки между зубьями, не-
равномерность распределения нагрузки по
длине контактных линий и динамическую на-
грузку в зацеплении.
Напряжения изгиба зубьев наиболее нагруженных шестерен ко-
робок передач отечественных танков не превосходят 450 МПа.
В проектном расчете ориентировочное значение модуля вычис-
ляют по формуле
т = Кт
[М
(53)
где
Кт — вспомогательный коэффициент (для прямозубых передач
Кт = 14; для косозубых и шевронных Кт = 11,2—12,5);
фЬю — коэффициент длины зуба (ф6вт = Ьа).
157
Об износостойкости шестерен обычно судят по величине кон-
тактных напряжений он рабочих поверхностей зубьев. Поверочный
расчет на контактную выносливость производят по зависимости
— 7 7 7 1/ 2KHOKHpKHt,-Mp г1 г ,
°н I/ ~ ’ о 1°н]>
г Ь^г
(54)
где
ZH, ZM, Ze— коэффициенты, учитывающие соответственно фор-
му сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления, мате-
риал колес и суммарную длину контактных линий;
z2 — число зубьев ведомой (сопряженной) шестерни (знак
« + » — при внешнем зацеплении, «—» — при внутреннем);
[он] — допускаемое контактное напряжение;
Дна, Кн₽, Knv—коэффициенты, КЭК К Fa, Дг₽, Kfv-
Рекомендации по выбору коэффициентов приведены в ГОСТ.
Контактные напряжения смятия наиболее нагруженных шесте-
рен КП отечественных танков не превосходят 2000 МПа.
Валы коробок передач должны быть прочными, жесткими,
обеспечивать надежное крепление шестерен, зубчаток и муфт.
Температурные удлинения вала не должны нарушать зацепления
шестерен. Валы танковых КП изготавливают из вышеуказанных
высоколегированных цементируемых сталей или высокоуглероди-
стых хромистых типа 45Х и хромокремнистых типа 38ХС сталей.
Для повышения прочности и жесткости валов увеличивают их диа-
метры (для основных танков они достигают 70—90 мм), не допу-
скают резких изменений сечений по длине вала, всемерно сокра-
щают расстояние между опорами. Наибольший пролет 485 мм име-
ют двухопорные валы КП танка ИС-3. Надежная передача крутя-
щего момента от валов к шестерням, зубчаткам и муфтам обеспе-
чивается с помощью шлицев. Неподвижные детали закрепляются
на валах концевыми гайками. Для установки на валах свободно
сидящих шестерен часто используют игольчатые подшипники.
Прочность и жесткость вала проверяют по максимальному кру-
тящему моменту М-р = MRmux\, подведенному от двигателя, и мак-
симальному изгибающему моменту от действия сил в полюсах за-
цепления шестерен. Цилиндрическая прямозубая шестерня созда-
ет только радиальную нагрузку вала, косозубая и коническая —
радиальную и осевую.
По известным силам и моментам, нагружающим вал, определя-
ют реакции опор и строят эпюры изгибающих моментов. Статиче-
ски неопределимые валы с тремя опорами и более рассчитывают по
теореме трех моментов или другими известными методами. Для
часто встречающегося трехопорного вала (рис. 65) реакцию Дв.
средней опоры можно подсчитать по формуле
п Ра (/|н- 2Z1Z3 — аа)
м •
158
Реакции RA и RA определяются из уравнения равновесия мо-
ментов. Для промежуточных и дополнительных валов с двумя од-
новременно работающими шестернями реакции находят отдельно
от усилий каждой шестерни и затем их геометрически складывают.
Эпюры изгибающих моментов в этом случае удобнее строить
раздельно для двух взаимно перпендикулярных плоскостей. Опас-
ным считают то сечение вала, в котором суммарное напряжение
Ос, подсчитанное обычно по третьей теории прочности, окажется
наибольшим:
ас = К°2 +14т2 ,
где о, т — нормальные напряжения изгиба и касательные напряже-
ния кручения вала, определяемые с учетом концентрации напря-
жений.
Прочность валов должна проверяться на нескольких низших
передачах и передаче заднего хода с учетом конкретного размеще-
ния шестерен между опорами. Суммарные напряжения в опасных
сечениях валов на наиболее нагруженных ступенях КП отечест-
венных танков не превосходят ос 250 МПа.
Жесткость валов оценивают величинами наибольшего прогиба
и угла закрутки вала. Прогиб вала определяют методом Мора —
Верещагина путем перемножения эпюры изгибающих моментов от
заданной нормальной силы в полюсе зацепления с эпюрой от еди-
ничной силы, приложенной в точке искомого прогиба. Прогиб не-
обходимо проверить под несколькими шестернями низших пере-
дач. Реальный вал сложной конфигурации условно заменяют бру-
сом постоянного сечения равной жесткости, что снижает точность
расчета. Вал считается достаточно жестким, если его прогиб не
превосходит 0,2 мм.
159
Угол закрутки вала 6 (град/м) на длине 1 м под действием
крутящего момента Мр, подведенного от двигателя, определяется
по известной формуле
л Ж
6=57,3—₽
GtP
где
G «8-1010 Па — модуль упругости второго рода;
Г ltd4
/р= —— —полярный момент инерции поперечного постоян-
ного сечения эквивалентного вала равной жесткости, м4.
Для валов, не несущих скользящих шестерен — кареток, допу-
скается угол 0 С 2 град/м.
Опоры валов и шестерен должны обладать высокой износоус-
тойчивостью и минимальными потерями энергии на трение, надеж-
но центрировать валы двумя и более радиальными подшипниками,
обеспечивать осевую фиксацию валов, надежно воспринимать ра-
диальные и осевые силы, а также обеспечивать регулировку зацеп-
ления конических шестерен.
Для компенсации неточностей изготовления и тепловых дефор-
маций вала и картера необходима осевая фиксация в одной из
опор. Желательно фиксировать тот конец вала, опора которого ме-
нее нагружена радиальными силами. Короткие жесткие валы до-
пускается фиксировать с двух сторон.
В качестве опор валов танковых КП применяют различные
подшипники качения. Они работают при переменной силовой на-
грузке и переменной частоте вращения, зависящей от режима рабо-
ты двигателя и номера включенной передачи. Расчет подшипников
танковых коробок основан на допущении о том, что двигатель ра-
ботает в режиме максимальной мощности.
В соответствии с ГОСТ 1855—73 подшипники качения подбира-
ют по коэффициенту динамической грузоподъемности в такой по-
следовательности.
Определив реакции опор при работе на всех передачах, из ана-
лиза конструктивной схемы и нагруженности опор предварительно
устанавливают типоразмер подшипника.
Задавшись общим временем работы трансмиссии Lh (рекомен-
дуется не менее 500 ч), а также используя статистические данные
распределения времени работы коробки по передачам, определяют
продолжительность работы Ьщ подшипника на каждой передаче за
весь срок службы:
Lhi =
где
а<— доля времени работы КП на i-й ступени. Численные значе-
ния аг- для пятиступенчатой и ориентировочно для восьмиступенча-
той КП приведены в табл. 9.
160
Таблица 9
Коробка передач Передача переднего хода Передача заднего хода
I II III IV V VI VII VIII I П
Пятиступенча- тая 0,05 0,1 0,2 0,4 0,2 0,05
Восьмиступен- чатая 0,02 0,03 0,05 0,05 0,2 0,3 0,2 0,1 0,02 0,03
Коэффициент а; может определяться и по функции распределе-
ния вероятностей скорости танка по пути для совокупности до-
рожных условий
“max I
°-i = Pti = 'vcf f — dv,
J Vj
“min i
где
Pa — вероятность движения на t-й передаче по времени;
пср— средняя скорость движения танка по всей совокупности
дорожных условий;
t'max i, z?min i — максимальная и минимальная скорость движения
танка на i-й передаче;
psi — вероятность движения по пути на скорости Vj, определяе-
мая по функции распределения скоростей.
Чдг
Используя зависимость rii = — , находят частоту вращения «г
и,-
вала подшипника на каждой передаче при номинальной частоте
вращения nN вала двигателя (здесь щ— общее передаточное чис-
ло механизмов, расположенных между валом двигателя и соответ-
ствующим валом КП на i-й передаче).
Определяют число оборотов вала Ц на каждой передаче за
весь период работы
Ц = 3,6
njLhl
103
и рассчитывают долговечность подшипника за весь период работы
на всех передачах 3- 106 оборотов
т?
i
где m-s: — общее число передач переднего и заднего хода.
11 Зак. 5205
161
Находят эквивалентную динамическую нагрузку подшипни-
ка на каждой передаче. Для радиальных и радиально-упорных
подшипников она определяется по формулам:
Pt = (XVFri +| YFai) при > е- (55)
Л-/
Pi = VFriK6 при ^-<е, (56)
Гн
где
X, Y—безразмерные коэффициенты радиальной Fri и осевой
Fai расчетных нагрузок подшипника на i-й передаче;
V, Кб — коэффициенты соответственно вращения и безопасно-
сти (для танковых КП Кб = 1,5);
е — параметр осевого нагружения.
Численные значения коэффициентов приводятся в каталоге.
При отсутствии осевых нагрузок эквивалентную нагрузку опре-
деляют по зависимости (56).
Находят приведенную эквивалентную нагрузку на подшипнике
Определяют необходимую динамическую грузоподъемность
подшипника
где р = 3 — для шарикоподшипников, р= 10/3 — для роликопод-
шипников.
По данным каталога проверяют приемлемость предварительно
выбранного типоразмера подшипника. При этом должно соблю-
даться условие: расчетное значение грузоподъемности С' — мень-
ше или равно значению С, указанному в каталоге (С' С).
Синхронизаторы применяют в простых КП для выравнивания
угловых скоростей включаемых зубчатых элементов. Применение
синхронизаторов уменьшает износ зубьев шестерен или муфт, об-
легчает работу водителя, несколько сокращает время переключе-
ния передач. Конструкция синхронизатора должна обеспечить вы-
сокую эффективность действия или быстроту выравнивания скоро-
стей, высокую износоустойчивость, быть компактной и простой.
По принципу работы синхронизаторы делятся на простые и
инерционные, по форме трущихся поверхностей — на конусные и
дисковые. В настоящее время применяются в основном инерцион-
ные синхронизаторы. Преимущественное распространение конус-
ных синхронизаторов объясняется их компактностью и высокой
эффективностью. При малом угле конуса (а=7°30') синхрониза-
тора танка Т-62 он создает момент трения почти в 8 раз больший,
чем равновеликий дисковый. В простых синхронизаторах
162
(рис. 66, в, г) усилие от зубчатой муфты 1 к поверхностям 4 тре-
ния синхронизаторов передается через фиксаторы 7 и ограничи-
вается усилием их пружин 8. В дисковом синхронизаторе усилие
от фиксаторов 7 к дискам 4 трения передается тремя скользящи-
ми шпонками 6, в лунки которых входят колпачки фиксаторов 7.
При быстром перемещении кулисы фиксаторы утапливаются и
пропускают муфту 1 к шестерне 3 до полного выравнивания их
скоростей. В инерционных синхронизаторах (Т-62 и БМП-1) на-
ряду с фиксаторами усилие от муфты к поверхностям трения пе-
редается непосредственным давлением муфты на наклонную плос-
кость корпуса 2.
При достаточно малом угле 01 ее наклона перемещение муф-
ты 1 относительно корпуса 2 становится возможным только после
прекращения действия момента трения в синхронизаторе.
При расчете синхронизаторов определяются зависимость меж-
ду усилием и временем синхронизации, величина удельного дав-
ления на поверхности трения, усилие пружин и величина конст-
руктивных углов. Расчет конусных простого и инерционного син
хронизаторов при заданном времени синхронизаций тс проводится
в такой последовательности.
1. Определение усилия синхронизации Рс (рис. 67).
Рассмотрим переход с низшей i-й передачи на высшую i+1 пе-
редачу, когда включаемая шестерня 1С вращается быстрее вала1
/т(сос > сот) и синхронизатор выполняет роль тормоза шестерни
и связанных с ней деталей с моментом инерции /с. Водитель соз-
дает усилие синхронизации Рс, прижимающее корпус синхрониза-
тора (вращается с валом) к конусу шестерни. Сила трения кони-
ческих поверхностей создает момент синхронизации 2ИС, снижаю-
щий скорость вращения шестерни до скорости вала.
Считая момент трения синхронизатора Мс и момент сопротив-
ления движению танка Мг постоянными, получим равнозамедлен-
ное вращение шестерни со/с = ®с— еот и равнозамедленное враще-
ние главного вала о/т = ит — ест. К концу синхронизации, когда
т=тс и со/с = (о,т, юс — есТс=сот — еттс, откуда
Время синхронизации задается в пределах тс= 1,0—1,5 с.
Замедление шестерни по второму закону механики определя-
ется отношением момента сил трения Мс к суммарному моменту
инерции всех связанных с шестерней вращающихся деталей
‘о £с — ~ • Замедление вала ет = ——------. Подставляя наи-
/с /т /т
денные замедления в выражение (58), получим
(59)
11*
163
Рис. 66. Синхронизаторы коробок передач:
а— инерционный конусный (Т-62); б — инерционный конусный; в — простой конусный; г —
простой дисковый; 1 — зубчатая муфта переключения; 2— корпус синхронизатора; 3 — шес-
терня; 4 — поверхности трения; 5 — лунки для фиксаторов; 6 — скользящие шпонки; 7 —
фиксаторы; 8 — пружины
164
Рис. 67. Расчетная схема конусного синхронизатора:
а — кинематическая схема синхронизатора; б — схема сил, действующих на
корпус синхронизатора; в — график изменения угловых скоростей в про-
цессе синхронизации; 1 — ведомый вал; 2 — промежуточный вал; 3 — веду-
щий вал
Выразим момент трения Мс через усилие синхронизации:
р
Мс = Ртгс = Ny.rc = —— р.гс, тогда
Sin а
(60)
ргс \ тс /т /
где ц = 0,08—0,1—коэффициент трения металла по металлу в
масле;
гс — средний радиус поверхности трения;
(q— 1)2лпуу
u)c — u)T =------------разность угловых скоростей шестерня
и вала до начала действия синхрониза-
тора;
. . ftfiRb к
Мг =-----—— — момент сопротивления движению танка, при-
“т1)' веденный к валу синхронизатора;
и'т и rf— передаточное число и КПД трансмиссии танка от
вала синхронизатора до ведущего колеса;
165
q / p \-
/T = 80— / ° K j —момент инерции танка, приведенный к валу
S \ ит I синхронизатора.
Усилие синхронизации Рс уменьшается с увеличением радиуса
синхронизатора гс> коэффициента трения р. и времени синхрони-
зации Тс, с уменьшением разности угловых скоростей, момента
инерции /с и угла конуса синхронизатора а.
2. Определение удельного давления р на поверх-
ностях трения конусного синхронизатора проводится по отноше-
р
нию нормальной силыЛг =—— к площади контакта конических
Sin а
р
поверхностей S^2nrcb, т. е. р =-----£. Допустимое удель-
2~гсй Sin а
ное давление при трении стали по стали в масле ограничено вели-
чиной [р] 2 МПа.
3. Расчет пружин простого синхронизатор а произ-
водится для определения усилия Рпр пружин п фиксаторов, доста-
точного для передачи усилия синхронизации Рс без преждевре-
менного утапливания колпачков фиксаторов (рис. 66, в и 68, а).
Рис. 68. Схема действующих сил:
а — на колпачок фиксатора простого синхронизатора; б — на кор-
пус инерционного синхронизатора
166
Для начала движения п колпачков из схемы сил (рис. 68,0),
действующих на колпачок, после проектирования на оси ОХ и
OY получим:
Рс = N cos р + fN sin Р;
nPav, = N sin р — fN cos р—fPc.
Заменяя коэффициент трения f колпачка фиксатора о другие
детали тангенсом угла трения p(f»O,l=itgp; р«6°), найдем из
этих уравнений
Лч> = —[tg(₽-p)-/l-
п
4. Определение угла скоса инерционного синхро-
низатора (рис. 68,6). Угол скоса pi должен быть настолько
мал, чтобы не допустить выхода пальца в прорезь и соединения
муфты с -шестерней до полного выравнивания их угловых ско-
ростей. Из схемы сил, действующих на корпус синхронизатора,
проектируя все силы на ось вращения, получим:
Pc = /Vcospi 4- /A'sinPf,
Р
N =
cos pl + f sin Pl
До полного выравнивания скоростей, «отжимающий» момент
(N sin Pi — fN cos pi)r0 должен быть меньше момента синхрониза-
ции Л1С, прижимающего корпус к пальцу:
(TVsin Pi — /TV cos pj)r0
PdfTc
Sin a
Подставляя ранее найденное значение силы и вводя угол тре-
ния по формуле tgp=f, найдем
tg(₽i — р)
д
Sin а
гс
г0
Для того чтобы палец муфты мог пройти в прорезь после окон-
чания выравнивания скоростей (7ИС=О), необходимо выдержать
условие Nsin р!>fN cos Pi, или ttgpt>f, или р±>р. С учетом
этого
arctg • — + р > pt > р.
Sin а г0
Это выражение определяет границы, в пределах которых дол-
жен лежать угол скоса рь для нормальной работы инерционного
синхронизатора.
Картеры коробок передач служат жесткой основой для креп-
ления остальных частей и резервуаром для масла. К ним предъ-
являются следующие требования: жесткость и прочность, хорошая
167
теплоотдача, наличие уплотнений в местах выхода валов, сообще-
ние внутренней полости с атмосферой, надежное и удобное для
монтажа крепление КП в корпусе танка. Картер чаще изготав-
ливают из алюминиевого сплава, реже применяется чугун. Спе-
циальные силумины типа АЛ-5 превосходят серые чугуны СЧ-21-40
для изготовления картеров почти по всем показателям. Исключе-
ние составляет лишь более низкая твердость алюминиевого спла-
ва, что должно учитываться при проектировании опор валов и дру-
гих деталей в картере. В местах выхода валов обычно устанав-
ливают комбинированные уплотнения. Контактные уплотнения
(войлочные, фетровые, резиновые самоподжимные сальники, спи-
ральные пружинные кольца) используются для полного исклю-
чения утечек масла из картера. Бесконтактные уплотнения (мас-
лоотражательные шайбы, маслосгонная резьба и кольцевые ка-
навки) устанавливают перед контактными для уменьшения при-
тока масла к ним. При выборе контактных уплотнений учитывают
ограничения скорости скольжения: для фетровых и войлочных —
до 10 м/с, для резиновых самоподжимных уплотнений и спираль-
ных пружинных колец — до 15 м/с, для торцевых уплотнений—•
до 20 м/с.
Сообщение внутренней полости картера с атмосферой необхо-
димо для нормальной работы уплотнений без избыточного давле-
ния в картере. Для облегчения монтажа КП в корпусе танка
должны исключаться или сводиться к минимуму сложные цент-
ровочные работы, картер должен иметь рым-болты для подъема
и опускания коробки краном.
Расчет картера и его соединительных болтов ведется на мак-
симальные усилия, возникающие в полюсах зацепления шестерен
первой передачи или передачи заднего хода, усилия предваритель-
ной затяжки болтов или шпилек (для уплотнения стыка частей
картера) и дополнительные усилия от тепловых деформаций де-
талей. Например, картер КП танка Т-62 нагружается усилиями
двух полюсов зацепления (рис. 69, а)
Q __ Q' | QTf _ lmUnnK11]nTKI 1 МдтИп'Чп
R г
Лапы и болты крепления картера в корпусе танка рассчиты-
ваются по внешним моментам, нагружающим КП в целом, а так-
же по инерционным усилиям, действующим на танк. Рассмотрим
методику расчета опор коробки передач танка Т-62 (рис. 69,6).
Внешние моменты на валах при переднем ходе направлены про-
тивоположно; больший момент ведомого вала стремится повер-
нуть картер против хода часовой стрелки, растягивая болты бу-
гелей силой Ре:
АГвм-Мвщ = РбД; (Ик17к1 п
168
На заднем ходу внешние моменты ведущего и ведомого валов
совпадают, стремятся повернуть картер по ходу часовой стрелки,
растягивая болты лапы силой Рп:
Л1ВМ + = ЛИ; Рл = ([ «з.х ] 1?з.х+ 1) •
Рис. 69. Расчетная схема:
а — внутренних сил, растягивающих болты кар-
тера; б — внешних сил и моментов, действую-
щих на картер КП
169
7. ПЛАНЕТАРНЫЕ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ (ПКП)
Планетарными называются коробки передач, в кинематиче-
скую схему которых входят планетарные ряды, а переключение
передач достигается торможением или блокировкой отдельных
звеньев ПКП.
Применение ПКП дает ряд преимуществ по сравнению с про-
стыми коробками передач: меньшее время фрикционного переклю-
чения передач и повышение за счет этого средней скорости дви-
жения; высокая компактность, что объясняется передачей усилия
одновременно несколькими полюсами, отсутствием радиальной
нагрузки на валы планетарных механизмов от сил зацепления
шестерен, возможностью выбора рациональных схем с малым
числом планетарных механизмов и управляемых фрикционных
устройств; высокий коэффициент полезного действия за счет пе-
редачи части энергии переносным движением без заметных по-
терь; возможность получения большого передаточного числа яри
меньших габаритах коробки.
Недостатками ПКП является сложность синтезирования (со-
ставления) их схем, изготовления и сборки.
В механических трансмиссиях танков применяются ПКП с
большим числом передач, обеспечивающие получение всего диа-
пазона, а в гидромеханических трансмиссиях — планетарные ре-
дукторы на 3—5 передач и с меньшим диапазоном.
7.1. КЛАССИФИКАЦИЯ ПЛАНЕТАРНЫХ КОРОБОК ПЕРЕДАЧ,
ИХ СРАВНИТЕЛЬНАЯ ОЦЕНКА
Планетарные конструкции (коробки передач и редукторы)
классифицируются по числу степеней свободы при выключении
всех фрикционных устройств и по типу применяемых планетарных
механизмов (рядов).
По первому признаку различают коробки передач с двумя,
тремя, четырьмя и более числом степеней свободы.
Число степеней свободы механизма есть число независимых
параметров (углов поворота или перемещений), которые нужно
задать для того, чтобы положение всех звеньев механизма опре-
делилось однозначно.
170
Число степеней свободы 1С определяют по известной из курса
«Теория механизмов и машин» формуле Чебышева или исходя из
того, что каждый из р простейших планетарных рядов, входящих
в состав коробки передач, имеет две степени свободы, по одной
степени свободы имеют ведущий и ведомый валы, а жесткая по-
стоянная связь двух любых звеньев сокращает число степеней сво-
боды на единицу, т. е.
W = 2p +|2-X.
(61)
где Л — число постоянных парных связей звеньев между собой
и с ведущим и ведомым валами коробки. Например, для ПКП
танка Т-72 (рис. 70) имеем: р=4; Х=7 (п2=«вщ; «2=Иб1;
По2=ПоГ, «02=«сз; Поз=«4/; «з==«вщ; По4=пвм). Тогда данная схема
в соответствии с формулой (61) имеет три степени свободы:
№=2-4 + 2 —7=3.
Передача Включае- мые ФУ
I
П Тч ТБ
т $з Тб
w Ti Тч
к Ъ
и Ф2 Тч
Eff $2 Ф3
ЗХ Фз Ts
Рис. 70. Кинематическая схема и таблица включения фрикционных устройств
ПКП танка Т-72
В ПКП, имеющих в общем случае W степеней свободы для
превращения их в механизмы с одной степенью свободы, т. е.
для создания передачи, необходимо наложить W — 1 временных
связей включением тормозов или блокировочных фрикционов.
Следовательно, в ПКП с двумя степенями свободы (№=2) на
каждой передаче включается один тормоз или фрикцион и число
элементов управления (пф.у) равно общему числу передач (т),
т. е. т=Пф. у. Число планетарных рядов (р) будет на единицу
171
меньше числа передач, так как прямая передача обеспечивается
блокировкой всего механизма.
В ПКП с тремя степенями свободы (I?7 = 3) для получения пе-
редачи включаются одновременно два элемента управления (на-
кладываются две связи). Для получения нескольких передач эле-
менты управления включаются в различных комбинациях и число
передач определится как число сочетаний из Пф.у элементов уп-
равления по два (по числу одновременно включаемых элементов),
т. е. т С2п ф у. Соответственно для ПКП с четырьмя степенями
свободы (I?7 = 4) число осуществляемых передач определится вы
ражением т у . Число планетарных рядов в таких короб-
ках передач зависит от числа фрикционных устройств и совершен-
ства синтезированной схемы. Необходимость одновременного
включения нескольких элементов управления приводит к услож-
нению конструкции гидросервопривода управления по сравнению
с ПКП, имеющими две степени свободы. В табл. 10 дается срав-
нение ПКП с двумя и тремя степенями свободы по наименьшему
числу элементов управления и планетарных рядов.
Таблица 10
Тнп ПКП Число передач 2 3 4 5 6 7 8 9 10 п
С двумя степе- нями свободы Число ФУ 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11
Число ПР 1 2 3 4 5 6 7 8 9 Ж
С тремя степе- нями свободы Число ФУ 3 3 4 4 4 6—7 5 6 6 6
5—6 5
Число ПР 1 2 2 2—3 3 2 2 3 3 4 3 3
Из таблицы видно, что при общем числе передач пять и бо-
лее предпочтительны трехстепенные ПКП, имеющие меньшее ко-
личество элементов управления и планетарных рядов, которые
определяют осевые габариты КП. При числе передач три-четыре
предпочтительнее КП с двумя степенями свободы, так как при
этом ускоряется процесс переключения передач за счет сокраще-
ния числа заполняемых бустеров фрикционов и тормозов, исклю-
чается неодновременное замыкание включаемых фрикционных
элементов, сопровождаемое повышенными динамическими нагруз-
ками звеньев ПКП, упрощается система управления коробкой.
По типу используемых планетарных рядов ПКП делятся на
коробки с эпициклическими и с присоединенными планетарными
рядами внешнего или внутреннего зацепления.
172
Наиболее распространены в танковых трансмиссиях ПКП с
эпициклическими планетарными рядами с полюсами внешнего и
внутреннего зацепления (рис. 71,а). Такие планетарные ряды
сравнительно просты, компактны, имеют высокий КПД в относи-
тельном движении (т]о.э=0,96), предопределяющий высокий КПД
коробки в целом, и обеспечивают широкий диапазон изменения
характеристики планетарного ряда (1,5 k 5,0).
Рис. 71. Схемы эпициклических планетарных рядов внешнего и внут-
реннего зацепления:
а — одновенечный ряд; б — двухвенечный ряд (ряд с блок-сателлитом)
При необходимости увеличения характеристики ряда более
пяти применяют планетарные ряды с двухвенечными (блочными)
сателлитами (рис. 71,6). Величину характеристики в таких ме-
ханизмах ограничивают значениями 5,0<^^10,0.
Для получения малых значений характеристик (вплоть до еди-
ницы) используются планетарные ряды внешнего зацепления
(рис. 72, а) с двумя солнечными шестернями (большой Zf> и ма-
лой 2М) или внутреннего зацепления (рис. 72, б) с двумя эпицик-
лами (большой эпицикл г'б и малый эпицикл z',.). В присоеди-
ненном ряду внешнего зацепления роль эпицикла играет большая
шестерня, а в присоединенном ряду внутреннего зацепления роль
солнечной шестерни играет малый эпицикл. В обоих механизмах
применяются сопряженные одновенечные сателлиты (zB. б — ши-
рокий, или большой, и zB. м— узкий, или малый), сцепленные со
своими центральными шестернями.
Такие ряды в коробках передач обычно компонуются с эпи-
циклическими рядами внутреннего и внешнего зацепления, обра-
зуя компактную структуру. Поэтому такие ряды называются при-
соединенными. По основным кинематическим и динамическим
свойствам они эквивалентны эпициклическим, обладая диапазо-
173
Рис. 72. Схемы присоединенных планетарных рядов:
а. — внешнего зацепления; б —. внутреннего зацепления
174
ном изменения характеристики планетарного ряда в пределах
1,0 k < 1,5.
Получаемые компактные структуры упрощают конструкцию
ПКП, повышают ее компактность, так как в двух независимо ра-
ботающих планетарных рядах насчитываются лишь четыре цент-
ральных элемента вместо шести: две солнечные шестерни z6 и
zM, эпицикл г' и общее водило wo (рис. 73, а) или два эпицикла
z'c и z'M, одна солнечная шестерня z и общее водило w0
(рис. 73, б).
Недостатком присоединенных рядов является их сравнительно
низкий КПД в относительном движении (0,91 — для внешнего и
0,95 — для внутреннего зацепления), снижающий общий КПД
коробки.
Кроме указанных трехзвенных планетарных механизмов в
ПКП могут применяться и другие типы планетарных трехзвенни-
ков, схемы и основные кинематические соотношения которых при-
ведены на рис. 74.
7.2. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ АНАЛИЗ ПКП
Кинематический анализ ПКП основан на использовании урав-
нений кинематики трехзвенных планетарных механизмов.
7.2.1. Уравнение кинематики
Уравнением кинематики трехзвенного планетарного ряда на-
зывается уравнение, связывающее скорости вращения основных
звеньев. Они, как и формулы относительных скоростей сателли-
тов различных планетарных рядов, выводятся на основе метода
обращения движения, рассматриваемого в курсе «Теория меха-
низмов и машин».
Уравнение кинематики для планетарного механизма внешнего
и внутреннего зацепления (рис. 71) имеет вид
ю +(Ао/ — (£ + Т) Ц)о = о
или
п +| kn' — (k +| l)no = 0, (62)
где
со, п — угловая скорость и частота вращения солнечной шес-
терни;
со', п'— угловая скорость и частота вращения эпицикла;
со0, п0 — угловая скорость и частота вращения водила;
k— -|—характеристика планетарного ряда (z'— число зубьев
эпицикла, z —число зубьев солнечной шестерни).
Для планетарных рядов внешнего и внутреннего зацепления
(рис. 72) уравнения кинематики соответственно имеют следую-
щий вид:
пм + kn6 — (k 4- 1)ло = 0; (63)
175
Рис. 7ь Эпициклические ряды с присоединенными к ним рядами (компактные структуры):
а —внешнего зацепления; б — внутреннего зацепления
176
(a)'-u}0)k = u)~uB
?6 ^ВМ к- - ^Вб К = ^=-
Zb6 ~Zm ^вм 1-6
a d в
Рис. 74. Схемы трехзвенных планетарных механизмов:
а — планетарный ряд внешнего зацепления; б — планетарный ряд внутреннего за-
цепления; в — эпициклический планетарный ряд с двумя сцепленными сателли-
тами
»м + kn'6 — {k +| 1) по = 0 ,
(64)
где
пм, «б — скорости вращения малой и большой солнечных шес-
терен;
п'м, п'б—скорости вращения малого и большого эпицик-
лов.
Характеристика планетарного ряда внешнего зацепления
1 Zq 1 z6
k = —— и внутреннего зацепления k — .
2
м
Уравнения кинематики описывают движение трех основных
звеньев механизмов и справедливы для всех возможных режимов
их работы. Для определения по этим уравнениям скорости какого-
либо звена необходимо знать скорости двух других звеньев.
Отметим три важных свойства уравнений кинематики.
1. Наименьший по абсолютному значению коэффициент, рав-
ный единице, имеет солнечная шестерня (для присоединенных ря-
дов — малая солнечная шестерня или малый эпицикл); средний
по величине коэффициент, равный характеристике планетарного
ряда k, имеет эпицикл (для присоединенных планетарных ря-
дов — большая солнечная шестерня или большой эпицикл), и наи-
больший коэффициент, равный k + 1, имеет водило.
2. Уравнения линейны относительно скоростей и не имеют сво-
бодных членов.
3. Алгебраическая сумма коэффициентов равна нулю: 14-& —
— (&+1) =0.
12 Зак. 5205
177
На основе этих свойств можно сделать следующие выводы:
всякое уравнение, линейное относительно трех скоростей, не
содержащее свободного члена и с алгебраической суммой коэф-
фициентов, равной нулю, является уравнением кинематики трех-
звенного планетарного механизма;
в таком уравнении кинематики (после приведения его к про-
стейшему виду) можно выделить основные звенья механизма.
7.2.2. Определение передаточных чисел
Передаточные числа ПКП определяются графически или ана-
литически.
Графическое определение передаточных чисел харак-
теризуется наглядностью, но сложнее и менее точно по сравнению
с аналитическим.
Аналитическое определение передаточных чисел
проводится в такой последовательности.
1. По кинематической схеме ПКП и таблице включения фрик-
ционных устройств выделяются нагруженные на рассматриваемой
передаче планетарные ряды, а также фрикционные устройства и
вычерчивается частная кинематическая схема ПКП. Частная схе-
ма отличается от общей схемы ПКП отсутствием ненагруженных
(холостых) на рассматриваемой передаче элементов. Для обнару-
жения холостых планетарных рядов следует пользоваться прави-
лом: наличие в ряду хотя бы одного свободного центрального
звена делает весь ряд холостым.
2. Записывают уравнения кинематики нагруженных планетар-
ных рядов с соответствующей индексацией.
3. Используя частную кинематическую схему, составляют урав-
нения постоянных и временных связей.
4. Решают полученные уравнения кинематики для определе-
ния отношения скоростей ведущего и ведомого звеньев, представ-
ляющего искомое передаточное число коробки передач щ =
Так, для ПКП Т-72 (рис. 70) на первой передаче включены
фрикцион Фя и тормоз Т4, работают третий и четвертый плане-
тарные ряды.
Рис. 75. Частная схема нагру-
женных планетарных рядов и
фрикционных устройств ПКП
танка Т-72 при включении
первой передачи
178
Частная кинематическая схема приведена на рис. 75. Уравне-
ния кинематики нагруженных планетарных рядов следующие:
«з +! k3ris — (1 +, k3) п03 = 0;
П-4 +, /‘4«4 — (1 + &$) «04 == 0-
Используя частную кинематическую схему, запишем уравнения
постоянных и временных связей: ns = пвщ; «оз = «/; «з7 = «4 = 0;
Совместно решая уравнения кинематики и связей, получим
,, _(1 + Кз) (1 +
ил =г ------------ .
7.2.3. Определение скоростей центральных звеньев
Определение абсолютных и относительных скоростей цент-
ральных звеньев планетарных рядов предусматривает использова-
ние уравнений кинематики планетарных рядов и уравнений посто-
янных и временных связей. При этом должны быть известны час-
тота вращения ведущего вала и передаточные числа ПКП.
Абсолютные скорости центральных звеньев планетарных рядов
с заторможенным звеном определяют по усеченным (с одним иск-
люченным членом) уравнениями кинематики и частным переда-
точным числам ряда.
Так, при п' — 0 п = (1 +i k) по и по = ---г ;
при «о = 0 п = — kn’ и п' =--------------— ;
k
f-. f \ k k г
при п = 0 п =--------и по =---------п'.
r k 0 0 1 + k
Скорости центральных звеньев планетарных рядов без затор-
моженного звена подсчитываются по полным уравнениям кинема-
тики, причем для подсчета угловой скорости одного звена скоро-
сти двух других звеньев должны быть известны:
n = (l+.*)«o_fcre'; n' = £.+ k)n0-n ; =
k 1 k
Например, для подсчета скорости водила лг® третьего ряда на
первой передаче ПКП Т-72 (рис. 70 и 75) используем усеченное
уравнение кинематики. Так как п'3=0 и уравнение связи «3=«вщ,
отсюда «03 == Пвщ . Скорость холостой эпициклической шестерни
1
второго ряда нужно определять по полному уравнению кинема-
тики. Зная скорости двух других звеньев п2 = пвп и /г02 = «оз =
__ ^вщ
I r+- k3
12*
179
определим
' (1 + h2)nv — n2
n2 =----------------—
«2
k‘2--^3
Ml +A3)
Лвщ-
Относительная скорость двух центральных звеньев ПКП есть
алгебраическая разность их абсолютных скоростей. Для рассмат-
риваемого примера относительная скорость водила и солнечной
шестерни третьего ряда на первой пепедаче
__ fl - ^В1Ц ___ fl --- -- fl
03 ''•з —, , . ,г"ВЩ — , , . “-вщ-
1 Я- «3 1 + «3
7.2.4. Определение скоростей сателлитов
Относительные скорости сателлитов определяются для оценки
работоспособности и долговечности их подшипников.
При выводе формул для подсчета относительных скоростей са-
теллитов. используют метод обращения движения, при котором
мысленно заставляют весь механизм вращаться с угловой ско-
ростью водила в сторону, противо] сложную вращению водила.
В этом случае планетарная передача обращается в простую с не-
подвижным водилом, для которой относительные угловые скорости
ее звеньев обратно пропорциональны числам их зубьев. По теоре-
ме Виллиса соотношение угловых скоростей для механизма на
вращающемся основании будет справедливо и для механизма с
неподвижным основанием.
Пусть для механизма (о>|ио>(о/. Тогда при остановленном во-
диле скорость солнца относительно водила — и — «о > 0, а для
эпицикла — to —©о < 0. Учитывая, что--------=-------= —.
<Л со0 И Hq
определим относительную скорость сателлита через относитель-
ную скорость солнечной шестерни и водила:
«в = (« — «о) — •
^В
Из курса «Теория механизмов и машин» известно, что для соб-
людения условия соосности эпициклического планетарного ряда
необходимо, чтобы zB=-^—Подставляя это значение в пре-
2z
дыдущее выражение, получим пв = (п — п0] ---. Разделив чис-
2— 2
литель и знаменатель дроби на z, будем иметь
2
«в = (» — «о) г • (65)
К — 1
180
Определяя относительную скорость сателлита через относитель*
ную скорость эпицикла и водила («0 — п'), получим
лв = («о-«,)Т^7- (66)
k — 1
Совместно решая уравнения (65) и (66) и исключая п0, полу-
чим третью формулу для определения пв;
= (67)
— 1
При практическом пользовании формулами нужно скорости
основных звеньев п, п', п0 подставлять со знаком плюс, если звено
вращается в сторону ведущего вала, и со знаком минус — если
вращается в другую сторону. Все три формулы дают одинаковый
результат, поэтому целесообразно применять ту из них, которая
для конкретной задачи приводит к ответу кратчайшим путем.
Для присоединенных планетарных рядов формулы для опреде-
ления скоростей сателлитов выводятся таким же методом, как и
для эпициклических, и для присоединенного ряда внешнего за-
цепления получаем:
^вб--(^б ^о) »
^вб
^м = («м-«о) —>
^вм
(68>
(69)
а для присоединенного ряда внутреннего зацепления получаем:
«во = («о — «б) гб , (70)
^б
^вм == (^о ^м)___М. • (71)
Результаты кинематического анализа обычно представляются
сводной таблицей.
7.3. СИЛОВОЙ АНАЛИЗ ПКП
Силовой анализ ПКП производится в целях определения наи-
больших моментов, нагружающих фрикционные и шестеренчатые
элементы ПКП, для их последующего прочностного расчета, а так-
же для определения коэффициента полезного действия и выявле-
ния причин его снижения.
181
7.3.1. Моменты, действующие на звенья
планетарного ряда
В эпициклическом планетарном ряду момент Л4 на солнечной
шестерне, Мо на водиле и М' на эпицикле связаны соотноше-
ниями:
Л10 = (1+^)Л1; (72)
М' = Ш; (73)
М0 = 1±±М'. (74)
К
Отметим основные свойства трех полученных соотношений:
эти соотношения справедливы для любого кинематического ре-
жима механизма: блокировка, вращение двух звеньев при затор-
моженном третьем, вращение всех звеньев под нагрузкой;
зная момент, подведенный к одному звену, можно определить
два других момента;
если момент одного из звеньев равен нулю, то и два других
равны нулю и весь планетарный ряд не нагружен; это свойство
используется при определении нагруженности рядов ПКП;
совпадающие по направлению моменты солнечной шестерни и
эпицикла направлены против момента водила, и весь механизм
уравновешен,
Для присоединенного планетарного ряда внешнего зацепления
соотношения моментов будут следующие:
7И0 = (^+|1)Мм; (75)
M6 = kMM- (76)
ЛГо=А±1тиб. (77)
К
Соотношения (75), (76) и (77) отличаются от соотношений
моментов эпициклического ряда (72), (73) и (74) лишь заменой
момента М' эпицикла моментом большой солнечной шестерни
и момента М моментом Мм малой солнечной шестерни. Три пер-
вых свойства соотношений моментов эпициклического ряда рас-
пространяются и на присоединенный; в четвертом свойстве из-
меняется лишь формулировка: совпадающие по направлению мо-
менты солнечных шестерен направлены против момента водила,
и весь механизм уравновешен. Это подтверждает положение о ки-
нематическом и динамическом подобии присоединенных и эпицик-
лических рядов.
Для присоединенного планетарного ряда внутреннего зацепле-
ния получим:
Af0’=(A>+il)X; = М0 = ^-Л1'б.
k
182
7.3.2. Определение тормозных моментов
Тормозные моменты по отношению к
коробке передач являются внешними. Кро-
ме тормозного момента на планетарную
коробку действуют два внешних момента:
на ведущем и ведомом валах (рис. 76).
Из условия равновесия системы сумма
этих трех моментов должна равняться ну-
лю, т. е. Мвщ + AfBM i + Мт i = 0. Прини-
мая во внимание, что на передачах прямо-
го хода Л4ВМ i = .Мвт^гПй получим
М-п = Мвщ — 1) ^ Л4ВЩ (и; — 1). (78)
Ошибка от замены КПД единицей обыч-
но не превосходит 3%, так как КПД опти-
мальных схем ПКП довольно высок (0,97—
0,99). На передаче заднего хода в формулу
вить значение передаточного числа заднего хода со знаком ми-
нус.
Уравнение (78) справедливо для любых планетарных механиз-
мов. Если передача включается несколькими тормозами (двумя —
для ПКП с тремя степенями свободы и т. д.), то формула дает
величину суммарного момента всех включенных тормозов. Для
нахождения каждого тормозного момента необходимо использо-
вать соотношения внутренних моментов (72), (73) и (74).
Рис. 76. Схема
внешних момен-
тов, действующих
на ПКП с двумя
степенями свободы
необходимо подста-
7.3.3. Определение моментов блокировочных
фрикционов
Момент блокировочного фрикциона планетарного ряда зависит
от места постановки фрикциона.
При блокировке солнечной шестерни и водила (рис. 77, а)
2Иф = М= —= ^-.
ф k k
При блокировке солнечной шестерни и эпицикла (рис. 77,6)
ф 1+k 1+k
а так как Л4ВМ = Л4ВЩ, то
МФ =
, 44вщ
1 + k
183
Рис. 77. Возможные способы размещения блокировочных фрикционов:
а — блокировка солнечной шестерни и водила; б — солнечной шестерни и эпи-
цикла; в—водила н эпицикла
При блокировке водила и эпицикла (рис. 77, в) фрикцион сое-
диняет напрямую ведущее и ведомое звенья и, так как солнечная
шестерня свободна, то
Л1Ф = Л4ВЩ.
Блокировка солнечной шестерни и эпицикла (рис. 77, б) наи-
более рациональна, так как фрикцион нагружен наименьшим
моментом.
Моменты блокировочных фрикционов в ПКП зависят от мо-
ментов, действующих на блокируемые звенья. Вследствие этого
не существует общих формул, по которым можно определить мо-
мент для любого фрикциона. Для каждого варианта блокировки
звеньев ПКП эта задача решается отдельно. Однако определение
моментов блокировочных фрикционов во всех случаях проводится
в такой последовательности:
1) выделить нагруженные на рассматриваемой передаче пла-
нетарные ряды и фрикционные устройства и составить их частную
кинематическую схему;
2) по частной схеме установить, моменту каких центральных
звеньев планетарных рядов равен искомый момент Л4ф блокиро-
вочного фрикциона. В случае если по частной схеме не удается
установить величину М$, необходимо расставить знаки, характе-
ризующие направление сил в полюсах зацеплений; '
3) выбрать узел ПКП, нагруженный двумя равными и проти-
воположными по направлению моментами, под действием которых
узел уравновешен;
4) начиная с выбранного узла, расставить знаки, характери-
зующие направление сил в полюсах зацеплений, используя третий
закон механики, условие равновесия сателлита и всей ПКП в це-
лом. Из третьего закона механики следует, что в полюсе зацепле-
ния на шестерни действуют равные и противоположно направлен-
ные силы. Силы Р, действующие на сателлит в полюсах зацепле-
ния, равны и направлены в одну сторону, а к оси сателлита со
184
стороны водила приложена сила 2Р. Под действием этих трех сил
сателлит и находится в равновесии. Знак направления момента
водила совпадает со знаком направления силы в полюсе зацепле-
ния сателлита. При движении передним ходом на ведущем и ве-
домом валу моменты имеют противоположное направление, а при
движении задним ходом — направлены в одну сторону;
5) используя схему направлений сил, составить уравнение рав-
новесия моментов для узла ПКП и из него по соотношению внут-
ренних моментов найти искомый момент фрикциона Мф.
Воспользовавшись этой ме-
тодикой, определим момент
фрикциона для ПКП Т-72 на
шестой передаче (рис. 78).
Искомый момент фрик-
циона Мф равен моменту ма-
лой солнечной шестерни при-
соединенного ряда и моменту
эпицикла второго ряда (Мф =
= -Мм 1 = М'г). Определение
Мф со стороны ведущего ва-
ла невозможно, так как боль-
шая солнечная шестерня пер-
вого ряда одновременно яв-
ляется шестерней второго ря-
да и действующие на них мо-
менты различны по величине
и направлению.
Для удобства расстановки
знаков общую солнечную ше-
стерню заменим двумя ше-
стернями Л4б 1 и Л12, жестко
закрепленными на ведущем
валу, и мысленно разрежем
широкий сателлит на две ча-
сти (рис. 78,6). Расстановку
знаков начнем с ведущего и
ведомого валов, нагруженных
противоположными момента-
ми. Цифры около знаков на-
правлений показывают после-
довательность расстановки
Рис. 78. Определение момен-
та блокировочного фрикциона
ПКП танка Т-72:
а — частная схема ПКП; б — по-
рядок расстановки знаков
знаков.
Для равновесия сблокированных фрикционом шестерен мо-
менты ЛГм1 и М2' должны быть противоположными, тогда проти-
воположными будут и моменты Afgi и М2. Больший из них дол-
жен уравновесить два других момента, действующие на ведущий
вал в одном направлении. Большим оказывается момент Л1б1=
„ ^2 ЛЧ гт
= Мм1К1=МфК1, а меньшим — момент М-, —-------— . Поэтому
k->
185
момент Mei направлен против моментов Л4ВЩ и Vf2. Исходя из
равновесия ведущего вала имеем Мб 1=АГВЩ+Л12. Подставим в это
выражение значения Mei и М2, выраженные через Л4ф, от-
сюда
Мф=—Мвщ.
ср . , 1 вщ
Л1«2- 1
Рассмотренный пример показывает, что в каждом конкретном
случае на основе анализа кинематической схемы намечается тот
или иной путь определения момента блокировочного фрик-
циона
7.3.4. Определение коэффициента полезного действия
планетарной коробки передач
В планетарных механизмах мощность передается переносным
и относительным движением. Передача мощности относительным
движением сопровождается потерями на трение в полюсах зацеп-
ления шестерен, а передача ее переносным движением происходит
без потерь, поэтому коэффициент полезного действия планетар-
ного механизма тем выше, чем большая часть мощности переда-
ется переносным движением.
Так как КПД любого механизма есть отношение мощности от-
водимой к мощности подведенной, то для ПКП на i-й передаче
получим
__ ^отв ‘Длд11 вмг
А^ПОДВ Мвщ^вщ
Отношение вм называется силовым или динамическим пере:
даточным числом ПКП на i-й передаче и обозначается знаком
Отношение —вщ - есть кинематическое передаточное число Uj. Та-
10вм i
ким образом
(79)
Кинематическое передаточное число в планетарной передаче
является функцией характеристик планетарных рядов, участвую-
щих в передаче мощности: Ui = f(k\, k2, kk). Индексы
1, 2, . . . , k — номера планетарных рядов, участвующих в пере-
даче мощности.
Работами проф. М. А. Кпейнеса доказано, что силовое переда-
точное число йг выражается той же формулой, что и кинематиче-
ское, но только каждая характеристика ряда умножается или
186
делится на коэффициент полезного действия цо планетарного ряда
в относительном движении при неподвижном водиле:
«г =/(Moi. М02....М^)
Коэффициент полезного действия в относительном движении
зависит от типа ряда. Для эпициклического планетарного ряда
цоа=цВ11Шг|1!ИТ = 0,97 • 0,99=0,96. Для присоединенного планетар-
ного ряда внешнего зацепления •цОп=т]3вншг=0,973=0,91, а для
ряда внутреннего зацепления ц'оП = г]вншТ]2внт = 0,97 -0,992 = 0,95.
Показатель степени Хй = ±1. Знак величины определяется зна-
ком выражения
хк = sign . (80)
ЦАК
Для ПКП танка Т-72 (рис. 75) на первой передаче (нагруже-
ны третий и четвертый ряды, fe3 = 4,57, fe4=2,14) кинематическое
передаточное число определяется выражением
У (Аз + 1) (А4 + 1) А3А4 + А3 т А4 + 1 g
1— А4 — а4 — > >
а динамическое передаточное число
2 _ Мга-Мм + М(В + М& + 1
Определим знаки х3 и х4:
A3
Uj
А3 ди, . . .
Xs = sign -2- . —L = sign X
dk3
(A4 +1) — (A3A4 + k3 + A4,+ 1)
«4
Г А,
«1
A< du, . . .
= Sign — —— Sign X
“i ,oA4
A. (A3 + 1) —(A:A4 + A3 + A4 + 1)
0 = —1.
&
r4
Таким образом, динамическое передаточное число будет оп-
ределяться выражением
А 4 А
А3т]о3 + А37]03 + + 1
,, ____________Уч______________Уч______
1 ~ А.
404
187
Подставляя значения k3, kt и т]оз=т]о4:=11оэ=0,96, получим
Ui = 7,75. Коэффициент полезного действия ПКП на первой пе-
редаче
’”=^=тц=0-95-
7.3.5. Понятие о циркулирующей мощности, возникающей
в планетарных механизмах
В замкнутых контурах некоторых сложных планетарных ме-
ханизмов может возникнуть так называемая циркулирующая мощ-
ность, иногда значительно превышающая мощность, подводимую
от двигателя. Циркулирующая мощность повышает нагрузку на
детали, образующие замкнутый контур, вызывает усиленный из-
нос их и снижает коэффициент полезного действия. Получение
низких значений КПД свидетельствует о наличии циркулирующей
мощности.
Понятие о возникновении циркулирующей мощности можно
получить из анализа работы схемы ПКП (рис. 79) при включении
тормоза Т1. В этом случае нагружены оба планетарных ряда и
передаточное число
(1 4“ Ajo) f f
и — ——----------— при
' ^2
771гП;
лОг
/7/,^
мвм
пв2
Рис. 79. Кине-
матическая
схема (а) и
план скоростей
(б) планетар-
ной передачи
с циркуляцией
мощности
На ведомый вал действует момент
Л4ВЧ = и /Ивщ = -М1+Л1 м
dm вид т « ВИД"
«1 —«2
а на солнечную шестерню второго ряда момент
1
k'2 + 1
— -М02
Мвм ——
k2 +1
=мвщ
А.
А ---Аа
188
Так как ki>k2>^, отношение ——— больше единицы. Следо-
^1'—k'2
вательно, на солнечной шестерне второго ряда действует момент
М2, который больше момента на ведущем валу. Это значит, что
к солнечной шестерне второго ряда подводится момент не только
от ведущего вала, но и от солнечной шестерни первого ряда. Ве-
личина подводимого момента
^2
= /Ивм —-----= А1ВШ
МА>+1) М*г + 1)
k.2
ki—k-2
Из анализа схемы действия моментов и плана скоростей вид-
но, что направление момента, действующего на солнечной шес-
терне первого ряда, совпадает с направлением ее вращения. А это
значит, что по отношению к эпициклу этого механизма солнечная
шестерня является ведомым элементом и к ней со стороны эпи-
цикла подводится мощность, которая и является циркулирующей.
Величина этой мощности
7УЦ = = А4ВЩ
Ki --К-2
При близких значениях ki и k2 величина циркулирующей мощ-
ности может достигнуть больших значений. Так, при ^ = 2,5 и
^2=2,0 циркулирующая мощность А1ц=4ЛГВщ. Циркулирующая
мощность передается от водила второго ряда через сателлиты на
эпицикл первого ряда, далее через сателлиты первого ряда на
солнечную шестерню первого ряда, где она суммируется с мощ-
ностью ЛГВЩ и поступает на солнечную шестерню второго ряда,
мощность на которой будет
N2 = М.м2 - Мвщ /* — ывщ = 5А/ВЩ.
«j «2
От солнечной шестерни второго ряда через сателлиты цирку-
лирующая мощность Ац вновь поступает на эпицикл, продолжая
движение в рассмотренном направлении. Таким образом, мощ-
ность Nn циркулирует по замкнутому контуру, отсюда и ее назва-
ние — «циркулирующая мощность». Понятие «циркулирующая»
мощность» является условным, так как мощность получается пу-
тем формального перемножения возникающего внутри механиз-
ма момента на угловую скорость.
7.4. СИНТЕЗ ПКП
Задача синтеза заключается в составлении всех схем ПКП по
заданным передаточным числам и в обоснованном выборе лучшей
из них для последующего кинематического и силового анализа,
проектирования и прочностного расчета.
189
7.4.1. Вывод уравнения кинематики планетарного ряда
с характеристиками, выраженными через
передаточные числа ПКП
Любой планетарный механизм с двумя степенями свободы мо-
жет быть описан уравнением кинематики (62), свойства которого
были рассмотрены выше. В этом уравнении коэффициенты вы-
ражены через характеристику планетарного ряда, которая неиз-
вестна. Пользуясь свойствами уравнения кинематики, преобразу-
ем его, выразив коэффициент через передаточное число и,, осу-
ществляемое планетарным рядом. Обозначим частоту вращения
ведущего элемента в планетарном механизме пвщ, ведомого — пвм.
Исходя из определения передаточного числа можно записать:
щ = Инд ; Пвщ _ и.Лвм — Q.
Явм
Для того чтобы это уравнение было уравнением кинематики
планетарного ряда, в него следует добавить третий член, содер-
жащий частоту вращения тормозного элемента гц.
В соответствии со вторым свойством уравнения кинематики
коэффициент при щ должен быть Uj— 1, с тем чтобы алгебраиче-
ская сумма коэффициентов равнялась нулю. Таким образом, окон-
чательно получим
пвщ + (иг — l)tii — иг-ивм = 0. (81)
Это уравнение линейно относительно частот вращения цент-
ральных звеньев, не имеет свободного члена и алгебраическая
сумма его коэффициентов равна нулю (1 + щ — 1—и, = 0), а зна-
чит, является уравнением кинематики планетарного ряда.
7.4.2. Составление системы исходных и производных
уравнений и приведение их к простейшему
виду
Синтез планетарных передач с двумя степенями свободы на-
чинается с составления системы исходных уравнений по заданным
передаточным числам. Планетарная коробка передач, имеющая
тп+з. х число ступеней, будет описываться тп+з. х — 1 исходными
уравнениями, подобными уравнению (81), так как одна из пере-
дач является прямой (щ = 1,0) и реализуется без использования
планетарного ряда и тормоза. Так, например, для ПКП, имеющей
передаточные числа: ut=l,0; u2=0,45; u3=0,28 и u3.х=—0,8,
получаются три исходных уравнения:
/2вщ 0,55/?2 0,45иВм 0,
«вщ — о,72п3 — 0,28/7вм = 0;
и-вщ 1,8/?з. х 0,8ивм = 0.
190
По исходным уравнениям возможно построить схему коробки
передач, но она может быть не лучшей. Кроме того, на каждой
передаче будет работать один планетарный ряд, описываемый од-
ним из исходных уравнений, так как он один уже дает соответ-
ствующее передаточное число, а остальные ряды будут оставаться
холостыми. Поскольку каждый планетарный ряд совместно с дру-
гими может участвовать в образовании не одной, а нескольких
передач, общее число уравнений, которые могут описать коробку
передач с заданными передаточными числами (исключая прямую
передачу), значительно больше исходных уравнений. Поэтому для
составления рациональных схем с нагружением на одной передаче
нескольких планетарных рядов система исходных уравнений до-
полняется производными, полученными путем попарного совмест-
ного решения исходных уравнений и отличающихся от исходных
и друг от друга комбинацией входящих в уравнение звеньев.
Общее число уравнений, включающее исходные и производ-
ные, определяется числом сочетаний из общего числа звеньев,
имеющих независимые угловые скорости (так как в образовании
уравнения участвуют три звена). Число звеньев с независимыми
скоростями определяется числом управляемых элементов (тормо-
зов), ведущим и ведомым валами. Так, синтезируемая ПКП будет
иметь пять звеньев с независимыми угловыми скоростями (три
тормоза, ведущий и ведомый вал). Общее число уравнений для
составления схем
z,p=ci=|H==i°.
Таким образом, к трем исходным уравнениям необходимо до-
бавить семь производных. Три производных уравнения получаем
путем исключения пвм при совместном решении исходных урав-
нений:
0,17/1вщ + 0,154/12 — 0,324пз = 0;
0,44п2 + 0,81пзг— 1,25/1вщ = 0;
1,08/1вщ — 0,576из — 0,504п3. х = 0.
Исключая из исходных уравнений нВП1, получаем еще три урав-
нения:
0,17/гвм + 0,55п2 — 0,72«з = 0;
0,55/12 + 1,25пвм — 1,8п3. х = 0;
0,72л3 + 1,08пвм — 1,8п3. х = 0,
а исключая из последних двух уравнений нвм,— последнее не-
достающее уравнение
0,77/13. х 4- 1,5/12 — 2,27я3 = 0.
191
Этим исчерпываются все возможные комбинации уравне-
ний.
Полученные уравнения приводят к простейшему виду. Для это-
го все коэффициенты делятся на наименьший по абсолютной ве-
личине коэффициент, члены уравнения располагают в порядке
возрастания коэффициентов. Если два коэффициента имеют знак
минус, то у всех коэффициентов меняют знак на обратный В при-
веденных к простейшему виду уравнениях угловая скорость сол-
нечной шестерни имеет коэффициент, равный единице, угловая
скорость эпицикла имеет средний по абсолютной величине коэф-
фициент, который представляет характеристику планетарного ря-
да, водило имеет наибольший по абсолютной величине коэффи-
циент. Индексы этих скоростей показывают, с какими валами или
тормозными барабанами они должны жестко соединяться при со-
ставлении схемы планетарной коробки. Приведенные к простей-
шему виду уравнения сводятся в таблицу (см. табл. 11).
В зависимости от значения характеристики каждое уравнение
представляет тот или иной тип планетарного трехзвенника. При
1,0 k < 1,5 будем иметь присоединенные ряды внешнего или
внутреннего зацепления (рис. 72), при 1,5 ^^<5.0— эпицикли-
ческие внешнего и внутреннего зацепления (рис. 71, а) и при
Аг>5,0 — эпициклические с двухвенечными сателлитами (рис. 71,6).
Схемы планетарных рядов изображены в соответствующей гра-
фе табл. 11.
7-.4.3. Выбраковка эпициклических планетарных рядов
по относительным скоростям сателлитов
Подшипники сателлитов в отличие от подшипников централь-
ных звеньев являются напряженными элементами конструкций,
так как работают под постоянной радиальной нагрузкой от сил
зацепления шестерен и центробежных сил при высоких частотах
вращения.
Для получения достаточной долговечности подшипников отно-
сительные частоты вращения сателлитов ограничиваются следую-
щими величинами: пъ = 100 с-1 — при работе под нагрузкой и
ив ^166,6 с-1 — при вращении вхолостую. По формулам (65),
(66) и (67) относительные частоты вращения сателлитов подсчи-
тываются для наиболее опасной по работоспособности их под-
шипников передаче, на которой относительные частоты вращения
наибольшие. Опасная передача определяется по обобщенному ки-
нематическому плану.
Обобщенный кинематический план представляет графическую
зависимость угловых скоростей щ центральных звеньев ПКП, со-
единенных с тормозным барабаном i-й передачи, от частоты вра-
щения ведомого вала при постоянной частоте вращения ведущего
вала, принятой за единицу, т. е.
nt- = f («вы) при пвщ = 1,0 = const.
192
Таблица 11
i а ~^ие киненагг.ики Харок- глсрис- тиха ряда, И
Номер ряс Сззнеч- пая „..остерия Эпицикл Водило Сумма коэф- фици- ентов
1 ’вн + 22 - ~2,22пВщ = 0 1,22 -
2 Иен +2,_57ле- ~3j57ngm = 0 2,57
3 пвм ' 1,25 "2г25ПдХ « 0 1,25
4 П-гт +1,1 И щ ’ = 0 1,1
5 Пц + 1,вупзг-^пви. = 0 1,8У
в - Пз» + 1,74 Лит" 2г11Ц1дщ = 0 ?,Г4
7 Пдм + 3r23njr~ ~У,23пк = 0; 3.25
8 , Пя + 2,27ле. SfiTn^ = 0 2,27
8 Г‘ЛГ ^пВМ ” '2/5пзх = 0 1,5
К i:' Пз/ 1 “ 2?95пщ =р 1,95
Pew.us
Приссесинит
W 2-М!) U 5-fHj
ряйин
Годный
Присоединить
к 8-лу и 9-ну
ряда»
Присоединить
к 7-му и /С-лу
рядок
Годныи
Присоединить
ко 2-ну и 5-яу
рядан
Годный
Годный
Условно
годный
Годный
Определим характер этой зависимости. Из уравнения (81) по-
лучим п, тормозного барабана при «вщ=1,0
(82)
ul — 1
Из формулы видно, что эта зависимость носит линейный ха-
рактер и на обобщенном кинематическом плане будут лишь пря-
мые линии, проходящие через точки с координатами (1; 1) и
( 0). В самом деле, на прямой передаче (и,- = 1,0), получаемой
ui
13 Зак. 5205
193
путем блокировки ПКП, Пг = /гБМ=пвщ= 1,0 и планы скоростей
всех центральных звеньев будут проходить через точку (1; 1).
Вторая точка соответствует скорости ведомого вала при останов-
ке тормозного барабана i-й передачи и, = 0, и тогда из выраже-
ния (82) получим «вы = —. Количество прямых для ПКП с двумя
степенями свободы равно числу планетарных рядов.
Для построения обобщенного кинематического плана необхо-
димо:
1) нанести точку (1; 1) и через нее провести прямую, парал-
лельную оси абсцисс,— график угловой скорости ведущего вала;
2) на оси абсцисс нанести точки — и через точки (1; 1) и
(—; 0) провести прямые, которые будут характеризовать скоро-
и1
сти тормозных барабанов, связанных с одним из центральных
звеньев планетарного ряда;
3) через точки (—; 0) провести прямые, параллельные оси
ut
ординат.
Отрезки, лежащие между точками пересечения этих прямых с
лучами угловых скоростей тормозных барабанов и осью абсцисс,
определяют частоты вращения барабанов на включенной пере-
даче. *
На рис. 80 представлен обобщенный кинематический план для
синтезируемой ПКП, с помощью которого решается ряд практи-
ческих задач.
194
Из кинематического плана частота вращения ведомого вала на
третьей передаче характеризуется отрезком on = nf = — . Часто-
“з
та вращения тормозного барабана включенной третьей передачи
/?3 равна нулю, барабана п2 на третьей передаче определяется от-
резком nk, а барабана /г3. х — отрезком ng. Относительная частота
вращения максимальна между ведомым валом и тормозным бара-
баном второй передачи (отрезок kf).
На других передачах относительная скорость между этими
звеньями будет меньше (kf>cd>ji>oh>or). Следовательно, с
точки зрения работоспособности подшипников сателлитов третья
передача является наиболее опасной. Для этой передачи и необ-
ходимо проверить относительные частоты вращения сателлитов
эпициклических планетарных рядов (уравнения 2, 5, 7, 8, 9 и 10),
для чего определяются частоты вращения центральных звеньев
на данной передаче и их значения подставляются в формулы
(65), (66) и (67).
Для рассматриваемого примера (табл. 11) все эпицикличе-
ские ряды (кроме ряда девять) годны для любой синтезируемой
схемы, девятый ряд является условно годным (166,6 с-1>пВ9>
>100 с-1) и его можно будет использовать только в тех схемах,
в которых этот ряд на третьей передаче не нагружен.
7.4.4. Комплектовка групп уравнений
Из годных и условно годных уравнений эпициклических рядов
комплектуются группы по числу планетарных рядов, применяе-
мых в схеме коробки передач.
В составленной группе обязательно должны быть все звенья
с независимыми угловыми скоростями (ггвщ, пБМ, п%, Пз, п3, х), ха-
рактеристики планетарных рядов одной группы желательно иметь
близкими по значению. Число групп с неповторяющейся комби-
нацией уравнений будет
7 — Сг
^-гр — '-'•гур •
Имеющиеся уравнения с малыми характеристиками (&<1,5)
также используются для составления групп. Они, как известно,
присоединяются к эпициклическим рядам и образуют компактные
структуры. Условия присоединения заключаются в совпадении ин-
дексов двух центральных звеньев, включая водило, у присоеди-
ненного и основного рядов. При этом, если в основном ряду сов-
падающий с присоединенным рядом индекс, кроме водила, имеет
солнечная шестерня, то присоединенный ряд будет внешнего за-
цепления (рис. 72, а и табл. 11). Если в основном ряду совпадаю-
щий индекс, кроме водила, имеет эпицикл, то присоединенный ряд
будет внутреннего зацепления (рис. 72,6 и табл. 11). Для этих
компактных структур необходимо подобрать из числа годных и
условно годных рядов еще один ряд, дополняющей пару до
13*
195
группы и содержащий недостающее звено. Так, для пары 1—2
недостающим звеном является тормоз п3. х. Следовательно, допол-
няющими рядами являются ряды с п3. х (5, 8, 9 и 10).
7.4.5. Составление кинематических схем ПКП
по скомплектованным группам
Вычерчивают схемы планетарных рядов, входящих в группу,
все звенья планетарных рядов с индексом «вщ» соединяют с ве-
дущим валом, выходящим обычно в левую сторону, а звенья с
индексом «вм» — с ведомым валом, выходящим в правую сторону.
Остальные звенья планетарных рядов соединяются с тормозными
барабанами с соответствующей индексацией. Тозмозные барабаны
выводятся к периферии и не должны перекрываться другими вра-
щающимися деталями. Место расположения блокировочного фрик-
циона определяется по обобщенному кинематическому плану.
При этом исходят из того, что при трогании с места мощность
двигателя целиком поглощается буксующим фрикционом:
Л^дв=Лгбукс- Мощность буксования без учета коэффициента за-
паса фрикциона р равна произведению нагружающего фрикцион
момента Мф на относительную скорость барабанов фрикциона:
.¥дВ = Л^букс=Л4ф2лп0Тн. Передаваемая ПКП мощность остается
постоянной при любом способе блокировки, поэтому Мф2л;потн=
= const, т. е. мощность буксования тоже не зависит от способа
блокировки. Исходя из этого равенства и вытекает правило: чем
больше относительная скорость блокируемых звеньев в нейтраль-
ном положении, тем меньший момент нагружает эти звенья. Если
фрикцион напрямую соединяет ведущий и ведомый валы, он на-
гружается полным моментом Л4ВЩ, так как все планетарные ряды
свободны и участия в передаче крутящего момента не принимают.
При другой блокировке, когда фрикцион соединяет звенья ПКП,
связанные с тормозными барабанами, например, задней и второй
передачи, он нагружается неизвестным моментом Л1ф(3, х-2)- Бара-
баны блокируемых звеньев имеют в нейтральном положении от-
носительную скорость н3. х-2, определяемую из обобщенного ки-
нематического плана (рис. 80). Так как мощность буксования
фрикциона в обоих случаях одинакова, то
==-Мф (з.х—2)^3.х—2 И ТИф (з.х—2) :=^вщ == -^вщ ~ •
Mg g
С учетом перечисленных требований обычно не для всех групп
уравнений удается составить кинематическую схему.
Для синтезируемого редуктора в качестве примера составлены
шесть кинематических схем (рис. 81).
7.4.6. Выбор оптимальной схемы
Из составленных схем для последующего расчета выбирается
лучшая с учетом следующих требований:
196
Ь Г2
Рис. 81. Синтезированные кинематические схемы планетар-
ных редукторов
наименьшие относительные скорости сателлитов под нагруз-
кой;
условно годные ряды используются лишь в схемах, где они
на опасной передаче вращаются вхолостую;
максимальный КПД коробки передач на наиболее употребляе-
мых передачах;
простота конструкции: минимальная «слоистость» валов, ми-
нимальное число центральных зубчатых звеньев и возможность
оптимальной блокировки ПКП фрикционом, нагружаемым наи-
меньшим моментом.
В некоторых составленных схемах в, г использован условно
годный ряд (9-й). В схеме г на опасной третьей передаче этот
ряд нагружен, поэтому из дальнейшего рассмотрения эта схема
исключается. Коэффициент полезного действия на наиболее упот-
ребляемой передаче (второй) в схеме а, где работают 2-й и 7-й
ряды, равен 0,955; в схеме в, где нагружены все три ряда (2, 8
и 9-й), КПД равен 0,896. Схема б, где нагружены тоже все ряды
(2, 10 и 8-й), имеет наибольший КПД — 0,974. В схеме д с при-
соединенным рядом внешнего зацепления нагружен один присое-
диненный ряд и КПД этой схемы равен 0,947; в схеме е с при-
соединенным рядом внутреннего зацепления нагружены два ряда
(6-й и 2-й) и КПД равен 0,912.
Схема б имеет «слоистость» третьей степени, а схема а — вто-
рой степени. Кроме того, схема б не обеспечивает оптимальной
197
установки блокировочного фрикциона между ведомым валом и
тормозным барабаном второй передачи, когда фрикцион нагру-
жен наименьшим моментом, а схема а обеспечивает такую уста-
новку. Таким образом, оптимальной схемой является схема а.
В ней на третьей (опасной) передаче нагружен один 2-й ряд с
допустимой относительной частотой вращения сателлитов
(54,6 с-1); она имеет довольно высокий коэффициент полезного
действия (0,955), отличается простотой конструкции («слоис-
тость» второй степени), возможна оптимальная установка бло-
кировочного фрикциона между ведомым валом и тормозным ба-
рабаном Т2, при которой фрикцион нагружается наименьшим мо-
ментом
Л4ф = Мвщ-^=0,53/Ивщ.
7.5. ПОДБОР ЧИСЕЛ ЗУБЬЕВ ШЕСТЕРЕН
В ПЛАНЕТАРНЫХ ПЕРЕДАЧАХ
Подбор чисел зубьев шестерен ПКП производится с соблюде-
нием условий получения заданных передаточных чисел, обеспече-
ния прочности, возможности сборки планетарного ряда и геомет-
рической соосности звеньев.
При подборе чисел зубьев эпициклической г' и солнечной
z шестерен полученные значения характеристики планетарного
ряда будут отличаться от требуемых. При этом необходимо, что-
бы значения передаточных чисел ПКП отличались от заданных не
более чем на 3Не-
прочность деталей ПКП при подборе числа зубьев обеспечи-
вается двумя путями. Во-первых, меньшая шестерня планетарного
ряда (при &<3,0 это сателлит, а при £^3,0 — солнечная шестер-
ня) должна иметь минимальное число зубьев при условии отсут-
ствия подрезания (zmln=12—15). Тогда при заданных радиальных
размерах ПКП больше будет модуль
шестерен, прочнее их зубья. Во-вто-
рых, для повышения прочности ПКП
в каждом планетарном ряду жела-
тельно иметь наибольшее число са-
теллитов а, не нарушающее условие
соседства, при котором между зубья-
ми соседних сателлитов обеспечивает-
ся зазор б= (3 — 5) мм (рис. 82),
при этом зубья не будут задевать
друг друга, а потери энергии на пере-
балтывание масла не будут чрезмер-
ными. Исходя из этого допускается
Рис. 82. Условие соседства иметь: а = 8 при k < 1,94; а = 7 при
сателлитов /г < 2,14; а = 6 при k < 2,43; а = 5
при k < 2,92; а = 4 при k < 4,5 и а = 3 при k < 11,0.
Для обеспечения возможностей сборки необходимо, чтобы
198
z'+z=ay, (83)
4
т. e. сумма чисел зубьев эпициклической и солнечной шестерен
должна быть кратной числу сателлитов а (у — любое целое чис-
ло). Для присоединенного ряда внешнего зацепления (рис. 72, а)
это условие запишется в виде
им+гб=ау- (84)
Геометрическая соосность звеньев ПКП с эпициклическими
планетарными рядами обеспечивается при
z'=z+2zB. (85)
Для присоединенных рядов внешнего зацепления условие со-
осности предъявляется в случае установки сателлитов на одина-
ковом радиусе и имеет вид
20-|-2вб:=2м_Ь^вм- (86)
Подбор числа зубьев начинается с наименьшей шестерни пла-
нетарного ряда. При k 3,0 — это солнечная шестерня. Используя
условие сборки (83) и подставляя вместо z' его значение
z'=kz, находят z~
Задавшись рекомендуемым значением а и варьируя целым
числом у, стремятся уменьшить z до 12—15; подсчитывают число
зубьев эпицикла z'=kz и, используя формулу (85), определяют
число зубьев сателлита
(88)
При fe<3,0 подбор начинают с сателлита, число зубьев кото-
рого находят из совместного решения уравнений (87) и (88):
а-( k — 1
Zr~ А + 1 2
(89)
стремясь свести его к zBmm=12—15.
Число зубьев солнечной шестерни определяют из уравнения
(85), подставляя в него значение z =kz, откуда z = zB —— .
Число зубьев эпицикла z =kz.
7.6. ОСОБЕННОСТИ ПРОЧНОСТНЫХ РАСЧЕТОВ ДЕТАЛЕЙ ПКП
Расчетным режимом для ПКП, так же как и для простых,
является режим максимального крутящего момента двигателя.
199
Особенности расчета ПКП, выполняющих роль механизмов
поворота с рекуперацией мощности, рассматриваются в разд. 8
«Механизмы поворота танков».
Методика расчета валов и подшипников ПКП такая же, как и
для простых коробок передач. Блокировочные фрикционы и тормо-
за рассчитываются по моментам, найденным в результате силово-
го анализа.
Расчет шестерен планетарных коробок передач отличается тем,
что крутящий момент передается несколькими сателлитами. При
этом зубья солнечной шестерни, сателлита и эпицикла нагружа-
ются примерно равными окружными усилиями Р= , под деи-
R
ствием которых в них возникают разные напряжения изгиба. На-
ибольшими при равном модуле и ширине зубьев они будут в ше-
стерне с наименьшим числом зубьев.
Напряжение изгиба определяется по формуле
'2YFYEY^FaKF?tKFvMf
3F =------------------,
[ат-оыг
где в отличие от формулы (52), применяемой при расчете про-
стых коробок передач, имеем:
Ф—коэффициент, учитывающий неравномерность распределения
усилия между сателлитами (ф = 0,75);
а — число сателлитов;
z — число зубьев наименьшей шестерни.
Остальные символы имеют те же смысл и значение, что и в
формуле (52).
Расчет на контактные напряжения смятия ведется по той же
формуле (54), что и Для зацепления в простых коробках, пере-
дач, но при этом необходимо учитывать параллельную и нерав-
номерную передачу усилий несколькими сателлитами:
о» = ZHZMZ,
labBm3
г +гв
где Ьв — ширина зуба сателлита, обычно равная ширине солнеч-
ной шестерни Ь.
Оси сателлитов в цельнокованых водилах рассчитываются,
как двухопорные балки, на изгиб от силы F, действующей в сред-
ней плоскости сателлита, если он установлен на одном подшип-
нике:
F = V(2Py +:р2=1/+i
V \^атг)
(90)
где Р — усилие, действующее на зубья сателлита, Н;
— центробежная сила, Н;
тс — масса сателлита и подшипника, кг;
Ро — радиус водила, м;
200
ц>о — угловая скорость вращения водила, рад/с.
При установке сателлита на двух подшипниках изгиб будет
F
вызываться двумя силами — > приложенными к оси в средних
плоскостях подшипников.
Для тихоходных передач с По^16,6 с-1 центробежной силой
Рц можно пренебречь.
7-7. АНАЛИЗ ВЫПОЛНЕННЫХ КОНСТРУКЦИЙ ПКП
7.7.1. Планетарные коробки передач с двумя степенями свободы
В качестве примера конструкции ПКП с двумя степенями
свободы рассмотрим планетарный редуктор (рис. 83) гидромеха-
нической коробки передач автомобиля МАЗ-537. Диапазон редук-
тора — 3,2; передаточные числа: U\ = 3,2; w2 = 1,8; «з = 1,0 и «зх =
= —1,6. Редуктор состоит из двух эпициклических планетарных
рядов и присоединенного ряда внешнего зацепления, трех тормо-
зов и одного блокировочного фрикциона. Ведущим элементом яв-
ляется солнечная шестерня второго ряда, связанная с турбинным
колесом гидропередачи. Ведомый элемент — общее водило. На
первой передаче включен тормоз Ть нагружен второй планетар-
ный ряд. На второй передаче включен тормоз Т2, нагружен при-
соединенный ряд. На третьей (прямой) передаче включен блоки-
ровочный фрикцион Ф3, все ряды сблокированы и вращаются как
одно целое со скоростью ведущего вала. На передаче заднего
хода включен тормоз Т3. х. При заторможенном эпицикле первого
ряда мощность от ведущего элемента (солнечная шестерня второ-
го ряда) через сцепленные сателлиты передается на ведомый эле-
мент (общее водило). Указанные звенья образуют эпицикличе-
ский планетарный ряд с двумя оцепленными сателлитами
(рис. 74,в).
Тоннельный чугунный картер 23 (рис. 83) не имеет осевого
разъема, а детали редуктора монтируются через торцевые окна,
закрываемые картером 2 гидропередачи и крышкой 22.
Ведущий вал 5 шлицован по концам. На шлицах со стороны
гидропередачи закрепляется турбинное колесо 31, на противопо-
ложном конце — солнечная шестерня 12 второго ряда. Вал имеет
две опоры: слева — через шарикоподшипник 4, внутреннюю обой-
му 29 муфты свободного хода и ступицу 28 на стенку картера 2
гидропередачи; справа — через шарикоподшипник 17, ведомый вал
и шарикоподшипник 20 на заднюю крышку 22 картера коробки.
Осевые нагрузки воспринимает левый подшипник 4.
Ведомый вал 21 жестко соединяется с общим водилом плане-
тарных рядов и имеет две опоры: через шарикоподшипник 20 на
крышку редуктора и через шарикоподшипник 17, ведущий вал,
шарикоподшипник 4 на стенку картера 2 гидропередачи.
Солнечная шестерня 11 первого ряда выполнена заодно с про-
межуточным валом. На шлицы большого диаметра промежуточ-
ного вала напрессована ступица внутреннего барабана фрикциона
Ф3, а на шлицах хвостовика установлена ступица внутреннего
201
81 Ц 91 SI W £t Zl
202
барабана тормоза Т2. Эпицикл этого ряда кре-
пится к общему барабану 25 фрикциона Фз и тор-
моза Тз. х и играет роль опорного диска для фрик-
циона Фз.
Эпицикл второго ряда выполнен заодно с внут-
ренним барабаном тормоза Ti и соединяется с
опорой 16, устанавливаемой на подшипнике 18
опоры ведомого вала.
Сателлиты установлены на роликоподшипники
без обойм- Оси сателлитов от проворачивания
стопорятся пластинками, каждая из которых кре-
пится к водилу двумя болтами. Для подвода
смазки к подшипникам сателлитов в осях имеют-
ся отверстия (осевое и радиальное). Осевое от-
верстие имеет заглушку 8 с калиброванным от-
верстием, через которое подается масло к дискам
тормоза Тз. х.
Тормоза и фрикцион по конструкции анало-
гичны и выполнены многодисковыми с трением
стали по металлокерамике в масле, с гидравли-
ческим включением и пружинным выключением.
Граничное трение и охлаждение дисков обеспе-
чиваются подачей масла к ним через сверления
в барабанах под действием центробежных сил
(кроме дисков фрикциона Фз, к которым масло
подводится под давлением по сверлениям из внут-
ренней полости ведущего вала).
Смазка — принудительная, центробежная и
разбрызгиванием.
7.7.2. Планетарные коробки передач
с тремя степенями свободы
Планетарная коробка передач танка Т-72 с
тремя степенями свободы (рис. 45 и 70) состоит
из четырех планетарных рядов, два из которых
(первый и второй) представляют компактную
структуру, включающую присоединенный плане-
тарный ряд внешнего зацепления и эпицикличе-
ский планетарный ряд, и шести управляемых
фрикционных элементов: четырех тормозов (Ti,
Т4, Ts и Те) и двух блокировочных фрикционов
(Ф2 и Фз).
Коробка обеспечивает семь передач вперед и
одну передачу заднего хода.
Конструкция ПКП (рис. 45) выполнена в еди-
ном блоке с бортовой передачей и функционально
203
выполняет роль главного фрикциона, коробки передач и механизма
поворота. Узлы коробки передач собираются в монтажном корпусе,
состоящем из переднего фланца 1, среднего барабана 19, проставки
14 тормозов и заднего фланца 4, сцентрированных и соединенных
друг с другом винтами. Монтажный корпус устанавливается в
стальном, вваренном в корпус танка, тоннельном картере.
Сателлиты первого и второго планетарных рядов имеют раз-
витые ступицы и устанавливаются в целях исключения возмож-
ных больших перекосов на пятирядные игольчатые подшипники.
Сателлиты третьего и четвертого планетарных рядов установле-
ны на однорядных игольчатых подшипниках. Оси сателлитов за-
прессованы в отверстия водил. Сложное водило 15 планетарных
рядов представляет собой единую сложную массивную поковку
с развитыми кулаками. Радиальные усилия, возникающие в полю-
сах зацепления сателлитов, замыкаются на массивном водиле че-
рез щеку 30, штифты и кулаки. Опорами водила являются ша-
рикоподшипники, установленные на ведущем валу. На наружные
шлицы и три центровочные площадки водила устанавливается
внутренний барабан 16 тормоза Т5. Такая конструкция позволяет
за счет трения между барабаном и центровочными площадками
несколько снизить величину возникающих крутильных колеба-
ний.
Вследствие взаимоуравновешенности усилий в полюсах зацеп-
лений центральных звеньев все эпициклические шестерни — «пла-
вающего» типа, т. е. не имеют центральных опор.
Дисковые фрикционные устройства с трением стали по ме-
таллокерамике, работающие в масле, включаются путем подачи
масла под давлением в полости сервомоторов. При включении
фрикционов Ф2 и Ф3 масло из корпусных деталей подается во
вращающиеся сервомоторы через торцевые маслопитатели. Вы-
ключаются фрикционные устройства снятием давления в полости
сервомоторов. Чистое выключение обеспечивается пружинами
отжимных устройств. Для разгрузки вращающихся сервомоторов
фрикционов Ф2 и Ф3 от центробежных сил масла служит уравно-
вешивающее устройство, состоящее из шестнадцати массивных
стальных шаров 23 и конуса 24 и помогающее пружинам отжим-
ного устройства возвращать поршень сервомотора в исходное по-
ложение.
Включение тормозов Т4 и Т5, обеспечивающих торможение ма-
шины, может также производиться шариковым устройством при
воздействии на педаль остановочного тормоза.
Система смазки деталей коробки комбинированная: принуди-
тельная под давлением, центробежная и разбрызгиванием. Под
давлением смазываются подшипники опор валов, игольчатый под-
шипник солнечной шестерни и подшипники четвертого планетар-
ного ряда, полюса зацепления солнечных шестерен. Масло к этим
деталям поступает по каналу а в заднем фланце 4 во внутреннюю
полость ведомого и ведущего валов и по сверлениям в деталях.
204
Центробежная подача масла осуществляется к подшипникам
сложного водила с помощью маслоотражательного кольца 17,
кольцевой проточки б в теле водила, радиальных и осевых отвер-
стий в осях сателлитов. Центробежный подвод масла также осу-
ществляется к дискам фрикционных устройств через радиальные
отверстия в барабанах. Для надежного обеспечения работы
фрикционных устройств в условиях граничного трения все вра-
щающиеся барабаны фрикционов и тормозов с внутренней сторо-
ны имеют буртики, задерживающие масло и образующие масля-
ные ванночки. Диски трения тормозов Ть Т4, Т5, Тб поливаются
маслом из канала в верхней части корпуса Все остальные детали
смазываются разбрызгиванием.
Рассмотренные примеры конструкций ПКП позволяют соста-
вить представление об основных конструктивных отличиях пла-
нетарных коробок передач от простых.
1. Переносное движение сателлитов, отличающее планетарные
коробки от простых, обеспечивается водилами, несущими оси са-
теллитов. Водила должны быть прочными и жесткими, так как
они нагружаются наибольшими из трех внутренних крутящих мо-
ментов планетарного ряда.
2. Соосность всех центральных элементов: валов, солнечных
шестерен, эпициклов и водил планетарных рядов, тормозов и
фрикционов. Из-за соосности элементов геометрическая форма
собранных узлов ПКП приближается к цилиндру. Характерной
особенностью их является «слоистость» конструкции, когда все ва-
лы, кроме центрального, представляют собою трубы. Так, в ПКП
МАЗ-537 и танка Т-72 «слоистость» второй степени. «Слоистость»
валов увеличивает число и усложняет конструкцию опор, затруд-
няет сборку и осевую фиксацию вращающихся деталей.
3. Взаимная уравновешенность усилий в полюсах зацепления
центральных звеньев при равномерном расположении сателлитов
по окружности водила. Вследствие этого центральные звенья пла-
нетарных рядов разгружены, от радиальных усилий в зацеплении,
что упрощает конструкцию этих звеньев (применение подшипни-
ков скольжения, безопорная установка эпициклов).
4. Применение наиболее жестких тоннельных картеров без
разъема по осевой плоскости. Форма картера упрощается цилинд-
рической формой собранной ПКП, а отсутствие радиальных на-
грузок делает возможным базирование собранных узлов только
в двух опорах в торцевых крышках картеров. Сборка ПКП слож-
нее сборки простых коробок и требует пристального внимания
конструктора при проектировании и более высокой квалификации
от слесаря-сборщика.
5. Применение большого числа управляемых фрикционных
устройств, работающих в масле, потребность в гидравлической
системе управления фрикционными устройствами, необходимость
в прокачке масла через их диски и принудительная смазка под-
шипников сателлитов. Все это значительно усложняет конструк-
цию ПКП.
205
8. МЕХАНИЗМЫ ПОВОРОТА ТАНКОВ
Поворот танков достигается путем изменения скорости пере-
матывания гусениц. При этом опорные ветви, нагруженные мас-
сой машины, поворачиваются на грунте, преодолевая большое
сопротивление. Для обеспечения поворота гусеничной машины
надо на забегающей гусенице увеличить силу тяги, а на отстаю-
щей гусенице создать тормозную силу. Эти функции в танке вы-
полняют специальные механизмы поворота (Л1П).
8.1. ТРЕБОВАНИЯ К МЕХАНИЗМАМ ПОВОРОТА
Механизмы поворота дожны обеспечивать хорошую управляе-
мость, высокие тяговые свойства при повороте, устойчивость пря-
молинейного движения, легкость и простоту управления танком,
обладать высокой экономичностью.
Хорошая управляемость достигается при плавном изменении
радиусов поворота от бесконечности (прямолинейное движение)
В
до —и стабильности их при неизменном положении органов уп-
равления. Для этого применяют МП с плавным регулированием
расчетных радиусов поворота с помощью непрерывных (бессту-
пенчатых) гидрообъемных или фрикционных передач или ступен-
чатые фрикционно-шестеренчатые МП с несколькими расчетными
радиусами, близкими к наиболее употребляемым в эксплуатации
радиусам поворота танка, фрикционы и тормоза без серводейст-
вия, работающие в масле и имеющие гидравлические сервоприво-
ды управления, получают текущие радиусы поворота за счет из-
менения пробуксовки одного фрикционного элемента, так как пе-
реход с одного фрикционного элемента на другой опасен времен-
ным нарушением’управляемости.
Высокие тяговые свойства при повороте обеспечивают МП,
позволяющие автоматически увеличивать силы тяги и торможе-
ния на гусеницах за счет снижения скорости движения центра
массы танка. Это делает возможным преодоление резко возраста-
ющих в повороте сопротивлений движению при постоянной
мощности двигателя без перехода на пониженную ступень коробки
передач. Выполнение этого требования зависит от типа МП и
конструкции коробки передач. Для трансмиссий с механическими
неавтоматизированными коробками передач высокие тяговые каче-
206
f - р i а,
I
ства достигаются применением МП, снижающих скорость движе-
ния танка в повороте за счет увеличения силового передаточно-
го числа от двигателя к отстающей гусенице. В трансмиссиях с
гидромеханическими коробками передач это требование выполня-
ется автоматически за счет свойств гидропередачи.
Устойчивость прямолинейного движения танка должна обеспе-
чиваться независимо от соотношения сопротивлений под гусени-
цами, что способствует успешному преодолению танком различ-
ных естественных и искусственных препятствий. Для выполнения
этого требования применяют МП с жесткой кинематической
связью двух гусениц при прямолинейном движении, а в диффе-
ренциальных МП устанавливают специальные блокировочные уст-
ройства.
Легкость и простота управления достигается применением сер-
воприводов управления, минимальным числом управляемых фрик-
ционных элементов.
Высокая экономичность характеризуется минимальными поте-
рями мощности в буксующих фрикционных элементах и макси-
мальным КПД механизма. Она обеспечивается применением МП
с гидрообъемными передачами, в которых отсутствуют потери
мощности в буксующих фрикционах на любом радиусе поворота,
использованием МП с рекуперацией мощности и с большим чис-
лом расчетных радиусов, применением механизмов передач и по-
ворота с расчетными радиусами поворота, возрастающими с по-
вышением номера передачи, а также применением МП с двумя
степенями свободы, создающих необходимые для поворота силы
тяги и торможения за счет разложения сил в планетарном меха-
низме (механизмы поворота третьего типа), применением МП без
замкнутых контуров с циркуляцией мощности и с минимальным
числом шестерен, участвующих в передаче мощности при прямо-
линейном движении и повороте.
Кроме того, механизмы поворота должны быть износоустой-
чивы и надежны в работе в течение длительного срока эксплуа-
тации, технологичны, компактны, просты в обслуживании и ре-
монте и иметь малую массу.
8.2. КЛАССИФИКАЦИЯ МЕХАНИЗМОВ ПОВОРОТА
Механизмы поворота классифицируются по следующим приз-
накам:
по положению точки, условно связанной с танком и сохраняю-
щей при повороте скорость прямолинейного движения (частота
вращения вала двигателя и передаточное число коробки передач
принимаются постоянными);
по числу и величине расчетных радиусов;
по характерным конструктивным признакам и способам регу-
лирования радиуса поворота.
Классификация .МП по первому и второму признакам подроб-
но рассматривается в курсе «Теория танка».
*
207
По третьему признаку МП делятся на фрикционные (бор-
довые фрикционы), фрикционно-шестеренчатые (про-
стой и двойной дифференциалы, одно- и двухступенчатые ПМП и
бортовые коробки передач) и гидрообъемные (ГОП). В пер-
вых двух группах механизмов величина расчетного радиуса регу-
лируется путем изменения пробуксовки тормоза или фрикциона,
что приводит к непроизводительным затратам мощности двигате-
ля, нагреву и износу фрикционных устройств. В гидрообъемных
МП расчетные радиусы получаются за счет регулирования часто-
ты вращения мотора ГОП.
Механизмы поворота этой группы различаются по способу
использования ГОП: для изменения радиуса поворота от беско-
нечности до нуля (Pz-68, Ml); для поворота с радиусом от бес-
конечности до определенного его значения, а при меньшем ра-
диусе поворот осуществляется за счет ГОП и фрикционных эле-
ментов (Strv-ЮЗВ); после определенного радиуса к ГОП под-
ключается гидромуфта («Леопард-2» и БМП «Мардер»).
8.3. АНАЛИЗ ВЫПОЛНЕННЫХ КОНСТРУКЦИЙ
И СРАВНИТЕЛЬНАЯ ОЦЕНКА МЕХАНИЗМОВ ПОВОРОТА
8.3.1. Механизмы поворота первого типа
Простые дифференциалы (рис. 84, а) в качестве механизмов
поворота применялись на первых советских танках МС-1. Прямо-
линейное движение осуществлялось при отпущенных тормозах.
Наличие у МП двух степеней свободы делает прямолинейное
движение неустойчивым; танк самопроизвольно поворачивается в
сторону той гусеницы, под которой больше сопротивление дви-
жению. Для поворота включается тормоз выходного вала отста-
ющего борта. При этом требуется большой тормозной момент
Мт = + .АД, так как он уравновешивает половину момента от
Рис. 84. Механизмы поворота первого типа:
а — простой дифференциал; б — двойной цилиндрический дифферен-
циал: /, 5 — тормозные зубчатые колеса; 2 — коробка сателлитов;
3 — внутренний сателлит; 4, 7 — наружные сателлиты; 6, 8 — солнеч-
ные шестерни
208
двигателя 7ИД и момент от отстающей гусеницы. Это приводит
к большим потерям мощности двигателя при буксовании тормо-
за. При полном включении тормоза отстающая гусеница останав-
ливается, и скорость забегающей гусеницы в соответствии с урав-
нением кинематики простого дифференциала (цц + 02 = 2соо) уве-
личивается в 2 раза (при оц = 0 аг = 2©о). Так как сопротивления
при повороте по сравнению с прямолинейным движением возра-
стают, а скорость центра масс при этом не изменяется, воз-
растает нагрузка на двигатель. Простые дифференциалы, несмот-
ря на их компактность, простоту устройства, возможность пово-
. В -
рота со всеми радиусами от бесконечности До— , большинству
требований не удовлетворяют и в настоящее время как самосто-
ятельные механизмы поворота на танках не применяются, неши-
роко используются в составе двухпоточных механизмов передач
и поворота зарубежных танков (все американские танки от М41
до М60АЗ, английский танк «Чифтен» и БМП «Мардер»—ФРГ).
Двойные цилиндрические дифференциалы (рис. 84,6) приме-
нялись на американских танках МЗс, М4А2, МЗл и М26 и фран-
цузских танках iR-35 и АМХ-13. В отличие от простого дифферен-
циала в них тормоза поставлены не на полуосях, а на тормозных
зубчатых колесах 1 и 5, которые находятся в зацеплении с допол-
нительными наружными сателлитами 4 и 7. Удлиненные внутрен-
ние сателлиты 3 попарно сцепляются друг с другом и солнечны-
ми шестернями 6 и 8 выходных валов. При прямолинейном дви-
жении оба тормоза Тп отпущены. Это движение неустойчи-
во, так как МП имеет две степени свободы. Если сопротивления
движению под обеими гусеницами равны, все детали дифферен-
циала воащаются как одно целое с угловой скоростью водила
wo. Для поворота танка постепенно затягивается тормоз отстаю-
щей стороны вплоть до полной остановки тормозного барабана
с шестерней. Обкатывание наружного тормозного сателлита 4
или 7 по неподвижной заторможенной шестерне вызывает сни-
жение скорости вращения полуоси отстающей стороны. При этом
скорость забегающей гусеницы увеличивается настолько, насколь-
ко уменьшается скорость отстающей гусеницы, а центр танка сох-
раняет скорость прямолинейного движения. При полной останов-
ке тормозного барабана танк поворачивается со вторым расчет-
ным радиусом RPs> —. Двойные дифференциалы, обладая срав-
нительно простой конструкцией и хорошей управляемостью за
счет пробуксовки одного тормоза, обычно работающего в масле с
меньшим тормозным моментом, чем при простом дифференциале,
Не обеспечивают крутых поворотов танка с расчетными радиуса-
__ в _
ми /?р=—, имеют большие тормозные потери мощности. Для та-
ких механизмов, как и для простых дифференциалов, характерны
низкие тяговые качества при повороте и неустойчивость прямо-
линейного движения.
14 Зак. 5205
209
8.3.2. Механизмы поворота второго типа
Механизм поворота танка ПТ-76 (рис. 85, а) состоит из двух
полууравновешеиных многодисковых фрикционов сухого трения
стали по стали, пружинного включения, с шариковым механиз-
мом выключения, а также из двух ленточных тормозов двусто-
роннего серводействия, работающих всухую с трением стали по
чугуну.
в г
Рис. 85. Механизмы поворота второго типа:
а — бортовой фрикцион; б—одноступенчатый планетарный механизм поворота; в — двух-
ступенчатый планетарный механизм поворота; г — бортовая коробка передач
Прямолинейное движение танка с этим механизмом устойчи-
во, так как при включении обоих фрикционов обеспечивается
жесткая кинематическая связь гусениц. Для поворота выключа-
ется фрикцион отстающего борта. Вначале при его пробуксовке
уменьшается сила тяги на отстающей гусенице. При полностью
выключенном фрикционе происходит поворот со свободным ра-
диусом. Более крутые повороты достигаются подтормаживанием
отстающей гусеницы остановочным тормозом. При полной затяж-
ке тормоза танк поворачивается с единственным расчетным ра-
диусом /?р=_|.
210
Бортовой фрикцион прост по конструкции, обеспечивает воз-
„ В
мощность изменения радиуса поворота от бесконечности до — и
устойчивость прямолинейного движения, обладает удовлетвори*
тельными тяговыми качествами, хорошо компонуется в танке с
поперечным расположением валов коробки передач. Основным не*
достатком такого МП является низкая экономичность, так как на
всех радиусах поворота, кроме /?р =— и на радиусе свободного
поворота возрастают потери мощности на трение во фрикцион-
ных элементах. На машинах с высокой удельной мощностью не-
достатки бортовых фрикционов проявляются в меньшей степени,
поэтому не исключено их применение в будущем. В качестве
МП бортовой фрикцион используется на БМД.
Одноступенчатый планетарный механизм поворота (рис. 85, б)
применялся на немецком танке T-IV. Конструктивно он отличает-
ся от бортового фрикциона тем, что в нем вместо многодискового
фрикциона применен планетарный механизм. С точки зрения рас-
хода мощности и кинематики поворота свойства одноступенчатых
планетарных механизмов аналогичны свойствам бортового фрик-
циона. Постоянное передаточное число планетарного ряда при
прямолинейном движении позволяет уменьшить передаточное
число бортовой передачи, но из-за этого растет тормозной мо-
мент, создаваемый для поворота машины. Управлять машиной
несколько тяжелее, чем при бортовых фрикционах. К достоинст-
вам этих механизмов поворота можно отнести более высокую на-
дежность в работе по сравнению с бортовыми фрикционами.
Двухступенчатый планетарный механизм поворота (рис 85, в)
танка Т-62 состоит из двух двухступенчатых планетарных редук-
торов, установленных консольно на ведущих валах бортовых
передач. Они состоят из эпициклического планетарного ряда и
трех управляемых фрикционных элементов: блокировочного
фрикциона Ф, тормоза Тп поворота и остановочного тормоза То-
Блокировочный фрикцион — многодисковый, сухого трения ста-
ли по стали, полууравновешенный, с шариковым механизмом вык-
лючения. Он блокирует солнечную шестерню с водилом. Это поз-
волило выполнить фрикцион с трением стали по стали всухую,
вынеся его из полости со смазкой, в которой работает планетар-
ный ряд. Размещение его рядом с планетарным рядом увеличива-
ет осевые размеры ПМП (что допускается компоновкой МТО) и
сокращает радиальные размеры, что требуется по компоновке
МТО. Тормоза — ленточные, сухого трения стали по чугуну или
по пластмассе, с двусторонним серводействием.
Двухступенчатый ПМП боевой машины пехоты БМП-1 (рис. 46)
отличается от ПМП Т-62 тем, что блокировочный фрикцион бло-
кирует солнечную шестерню с эпициклом, что уменьшает момент
фрикциона. Блокировочный фрикцион многодисковый, работает в
масле с трением стали по металлокерамике, с пружинным вклю-
чением и гидравлическим выключением, уравновешенный. Тормоз
14*
211
поворота — многодисковый, работающий в масле с трением стали
по металлокерамике, включение гидравлическое, выключение
пружинное, уравновешенный. Применение многодисковых, работа-
ющих в масле, фрикционных устройств повышает надежность их
работы и обеспечивает при стабильных коэффициентах трения
плавность регулирования радиусов поворота.
Рассмотренные двухступенчатые ПМП обеспечивают устойчи-
вое прямолинейное движение, возможность кратковременного уве-
личения сил тяги за счет использования второй (замедленной)
ступени механизма, что приводит к повышению средней скорости
/ г\ В
движения; наличие двух расчетных радиусов поворота (/?Р| = —
п В ч
и улучшает управляемость и снижает тормозные потери
мощности. При повороте с вследствие рекуперации
мощности с отстающей гусеницы на забегающую уменьшается
’потребная для поворота мощность двигателя. Недостатками двух-
ступенчатых ПМП являются сложность их конструкции (имеют
шесть управляемых фрикционных устройств и два планетарных
ряда), трудность плавного регулирования текущего радиуса при
переходе управляющего воздействия с тормоза поворота на оста-
новочный и обратно, а также при использовании сухих ленточ-
ных тормозов с серводействием, низкая экономичность механизма
при повороте с-—так как в этом случае ПМП по
своим свойствам аналогичен бортовому фрикциону.
Бортовые коробки передач (рис. 85, г) в качестве механизма
поворота применяются на танке Т-72. Их конструкция представ-
лена в разд. 7 «Планетарные коробки передач (ПКП)». При пря-
молинейном движении в обеих КП включены одинаковые переда-
чи. Для поворота танка сначала выключается передача со сто-
роны отстающего борта и происходит свободный поворот, а за-
тем включается передача на номер меньше. В этом случае маши-
на поворачивается с радиусом, величина которого уменьшается
по мере возрастания давления масла в соответствующих сервомо-
торах от Rc до 7?р. Величина расчетного радиуса определяется
так же, как и для других МП зависимостью
(91)
где U2 — передаточное число в МП забегающей стороны;
Ui — передаточное число в МП отстающей стороны.
Применительно к БКП «2=«г («г— передаточное число БКП
при прямолинейном движении), Ui = u,_i и —— = qt =R const.
212
Для крутого поворота с радиусом Rp= g-коробка отстающего
борта выключается и отстающая гусеница тормозится тормозами
Т4 и Т5. Этот режим поворота возможен для первой передачи и
передачи заднего хода.
Таким образом, БКП по своим свойствам как механизм по-
ворота эквивалентна двухступенчатому ПМП. Она обеспечивает
устойчивое прямолинейное движение танка. На всех передачах,
кроме первой и передачи заднего хода, имеются свои расчетные
г \ В
радиусы поворота >-g-, что приводит вследствие рекуперации
мощности с отстающей гусеницы на забегающую к уменьшению
мощности двигателя, потребной для поворота, а также к сниже-
нию затрат мощности на торможение отстающей гусеницы и улуч-
шает управляемость танка. БКП обладают высокой компактно-
стью. Недостатками их являются относительная сложность и
трудность обеспечения последовательного увеличения расчетных
радиусов поворота Rp с увеличением номера передачи в БКП.
Последнее объясняется тем, что выбор передаточных чисел под-
чинен обеспечению высоких тяговых свойств машины при прямо-
линейном движении, а не выбору требуемых расчетных радиусов.
Габариты БКП достаточно большие, так как каждая из них как
механизм поворота рассчитывается на полную мощность двига-
теля плюс мощность рекуперации.
8.3.3. Механизмы поворота третьего типа
В механизмах поворота третьего типа
используется свойство планетарного ря-
да создавать на центральных звеньях
разные по величине и направлению мо-
менты (рис. 86). При ведущей солнеч-
ной шестерне и наличии на ней момента
Л1ВЩ, подведенного от двигателя, на во-
дило передается момент Мо = (1 +
+ k) Мвщ одинакового направления
с моментом, подведенным от двигателя,
а на эпицикл — момент М' = кМвщ об-
ратного направления. Увеличение момен.
тов на ведомых элементах планетарного
ряда по сравнению с моментом, подве-
денным к ведущему элементу, позволяет
получить при повороте большую силу тя-
ги на забегающей гусенице и большую
тормозную силу на отстающей без пере-
хода на низшие передачи и без потерь на буксование. Указанные
свойства планетарного ряда обеспечивают поворот танка только
в одну сторону. Для поворота в обе стороны механизм поворота
Должен иметь два симметрично расположенных планетарных ря-
да (рис. 87). Второй планетарный ряд действует на выходные
213
Рис. 86. Схема плане-
тарного ряда с двумя
ведомыми элементами
Dm двигателя
nD(1+k)-Ti h=n
™л
Рис. 87. Схема механизма поворота третьего типа
валы в направлении, противоположном направлению действия на
эти валы первого планетарного ряда. Управление поворотом осу-
ществляется с помощью двух фрикционов поворота ФПл и ФПп и
двух остановочных тормозов ТОд и То„. При прямолинейном дви-
жении включены оба фрикциона поворота. Механизм вращается
как одно целое, выходные валы вращаются с одинаковой часто-
той (?2вмл г^вмп} в к ним подводятся равные моменты (Л4вмл—
=МВМп =——). Так как механизм имеет в этом случае одну сте-
пень свободы, прямолинейное движение устойчиво. При поворот''
с Rp>— выключается фрикцион поворота отстающей стороны. Со-
отношение между частотами вращения ведущего элемента и вы-
ходных валов при повороте определяется уравнением кинематики
планетарного ряда п0 (1+А)—п'k=n. Как видно из этого урав-
нения и из плана скоростей (рис. 87), при постоянной частоте
вращения п ведущего элемента частоты вращения выходных ва-
лов уменьшаются, причем частота вращения отстающего выход-
ного вала, связанного с эпициклом, уменьшается больше, чем
выходного вала забегающей стороны, связанного с водилом. При
этом снижается и скорость центра масс,
при выходе танка из крутого и длительного
™ . В
двигателя. 1ак как при повороте с А?р>—
степени свободы, величина радиуса будет зависеть от подводимой
мощности и характера грунта. При полном торможении отстаю-
щей гусеницы остановочным тормозом танк поворачивается с
что может привести
поворота к остановке
механизм имеет две
214
8.4. РАСЧЕТ МЕХАНИЗМОВ ПОВОРОТА
Расчет МП может быть поверочный и проектный. Задачей по-
верочного расчета является определение наибольших расчетных
моментов, нагружающих детали ЛШ в самом тяжелом расчетном
режиме движения танка. В отличие от коробок передач, детали
которых рассчитываются на прочность по максимальному крутя-
щему моменту, подведенному от двигателя, расчетные моменты
деталей МП забегающей стороны подсчитываются по максималь-
ному моменту двигателя или по моменту при 'наибольшей необхо-
димой для поворота и обеспеченной по сцеплению с грунтом силе
тяги. По меньшему из двух моментов ведется окончательный рас-
чет деталей МП. При наличии рекуперации мощности расчетным
моментом обычно является момент, определяемый по условию
сцепления гусеницы с грунтом, так как сумма моментов, подве-
денных от двигателя и со стороны отстающей гусеницы, будет
больше, чем момент, обеспечиваемый условиями сцепления. По
найденным расчетным моментам подсчитывают изгибные и кон-
тактные напряжения зубьев шестерен, необходимые и фактиче-
ские удельные давления, коэффициенты запаса фрикционов и тор-
мозов.
Дополнительной задачей проектного расчета является опре-
деление основных характеристик и размеров проектируемого ме-
ханизма поворота.
8.4.1. Расчет бортового фрикциона
Бортовой фрикцион рассчитывается по наименьшему из двух
моментов: подведенному от двигателя и потребному для поворота
при обеспечении сцепления гусеницы с грунтом. Наибольший мо-
мент от двигателя
7ИД = = Л1ф д.
Наибольшая сила тяги Р2 забегающей гусеницы, а следова-
тельно, и максимальный момент на фрикционе имеют место при
повороте танка на предельно крутом (а=30°) подъеме с сухим
дернистым грунтом (f = 0,08; pmax = ОД). Для танков с — = 1,8
„ В
при крутых поворотах с радиусом Р = —
„ Г G COS а , G Sin а , , Umax G COS aL „ r-г-г-
P2 = f—-- + —— + ka —--------------- ~ 0.56G,
где ka — коэффициент, учитывающий уменьшение момента сопро-
тивления повороту при трапециевидной эпюре попереч-
ных сил (при (1=30° fea^0,78).
215
Однако сила тяги lP2ch> обеспечиваемая сцеплением забегаю-
щей гусеницы с грунтом, даже при максимальном коэффициенте
сцепления (<ртах=1>0) будет значительно меньше:
n G cos а _ _
Р 2 сц — <pjnax _ = 0,43G.
Следовательно, расчетным режимом движения будет поворот
не на «чистом» подъеме, а на косогоре, когда танк, двигаясь в
гору, имеет крен на забегающую гусеницу, увеличивающий ее си-
лу сцепления с грунтом. При движении танка в гору под углом у
к направлению максимального подъема необходимая для пово-
рота удельная сила тяги забегающей гусеницы без учета центро-
бежной силы будет
cos a sin a sin 7, \ , u-cosaZ. Г, / 2у V-] , . sin a cos 7
------- -----------1 «с + J---------- 1 —- I — Н------------1
2 В с) 1 4В [ V L ) 2
а наибольшая удельная сила тяги по сцеплению забегающей гу-
сеницы с грунтом в этих условиях определится выражением
, I cos а . hr . \
У2сц — (---- "К ~Г~ sin a Sin 7 I ершах,
где х — продольное смещение полюсов поворота гусениц;
hc — высота расположения центра масс.
Как видно, с увеличением угла у удельная сила тяги по сцеп-
лению f2 сц вследствие перераспределения нормальных реакций не-
прерывно возрастает, а удельная необходимая сила тяги f2 снача-
ла будет возрастать, а затем уменьшаться. При некотором зна-
чении угла у = укр удельные силы станут равными (f2 = /гец), а
нагрузка фрикциона — максимальной из всех возможных при
иных направлениях поворота танка на косогоре. Это и есть рас-
четное значение удельной силы тяги забегающей гусеницы, необ-
ходимой для поворота и обеспеченной сцеплением гусеницы с
грунтом fn. с- Тогда на ведущем валу бортового редуктора будет
действовать момент
Мп. с —
'n.cG- в к
иб.р’1б.р71г.д
(92)
который является расчетным, т. е. Мп. с=Мфпс. КПД бортового
редуктора т]б. р и гусеничного движителя т]г. д стоят в знаменателе
выражения (92), так как потери в них увеличивают силовую на-
грузку фрикциона. Для малых скоростей движения при крутом
повороте
7г6.р7)г..д = °>952*0,9.
В качестве окончательного расчетного момента берется мень-
ший из двух найденных Мфд и Мфп с. Чаще всего таким момен-
216
том будет момент Мфпс, и только для танков с низкими тяговы-
ми качествами (/Дшах</п. с = 0,5—0,56) фрикцион рассчитывается
по моменту от двигателя Мфд.
Учитывая гораздо меньшее буксование бортового фрикциона
по сравнению с главным фрикционом, момент трения фрикциона
при проектном расчете можно принимать примерно равным рас-
четному или назначать небольшой коэффициент запаса р=1,1—
—1,2. Удельное давление подсчитывается по формуле (37) и для
конструкции сухих фрикционов с трением стали по стали обычно
составляет 0,25—0,35 МПа.
Расчетным режимом для остановочного тормоза является слу-
чай экстренного торможения танка на горизонтальном участке
с полным использованием высоких сцепных свойств грунта под
каждой гусеницей (<рщах= 1,0).
Тормоз для этого случая развивает момент
М,.. = с^ А .S0.45O. (93)
“б.р “б.р
КПД бортового редуктора и гусеничного движителя стоят в
числителе выражения (93), так как при передаче мощности от
гусеницы к тормозу потери в движителе и бортовом редукторе сни-
жают силовую нагрузку тормоза.
Найденное выражение (93) расчетного момента будет справед-
ливым для остановочных тормозов всех других МП и механизмов
передач и поворота. По нему подсчитывается максимальное
удельное давление в тормозе.
8.4.2. Расчет двухступенчатого планетарного
механизма поворота
Расчетным режимом движения для блокировочного фрикци-
_ В
она будет поворот с радиусом на косогоре в сторону подъема
(в гору). Наибольший момент на ведущем валу бортового редук-
тора, обеспечиваемый сцеплением забегающей гусеницы с грунтом,
определяется по формуле (92). Величина расчетного момента
фрикциона ПМП при блокировке солнечной шестерни и водила
(ПМП танка Т-62, рис. 77, а) будет
М'
мф=м= —
k
при блокировке солнечной шестерни
рис. 77, б)
и
эпицикла (ПМП БМП-1,
М,
МФ = М = ^-
ф 1+k 1+k
217
Блокировка водила и эпицикла (рис. 77, в) нерациональна,
так как весь момент Мп. с передается одним блокировочным фрик-
ционом Л1ф = Л1п. с-
Расчетный момент для тормоза поворота определяется в тех
же условиях, что и для бортового фрикциона, по формуле (92).
Ввиду отсутствия при этом режиме поворота рекуперации мощ-
ности необходимо момент Мп. с сравнить с наибольшим момен-
том, подведенным к валу бортового редуктора от двигателя: М'а =
=Ма—^- Дальнейший расчет — по меньшему из найденных
k
Мп. с и M'd. В подавляющем большинстве случаев им будет
Мп. с. Этот момент в планетарном ряду забегающей стороны при-
кладывается к водилу. Искомый расчетный момент тормоза будет
МТ = Ж = Ло_ = ^£_. (94)
1 + k 1 + k
Солнечная шестерня планетарного ряда изготовлена заодно с
внутренним барабаном блокировочного фрикциона и барабаном
тормоза поворота. В различных режимах работы механизма она
воспринимает М$ или Мт. Больший из них является для солнеч-
ной шестерни расчетным. Так как расчетный момент фрикциона
зависит от способа блокировки планетарного ряда, то и расчет-
ный момент солнечной шестерни оказывается зависящим от спо-
соба блокировки. Для наиболее распространенной блокировки
солнечной шестерни и водила большим оказывается момент
фрикциона М=Мф— в случае блокировки солнечной и эпи-
k
циклической шестерен расчетные моменты фрикциона и тормоза
поворота одинаковы: М = Л4ф = -—
Расчетный момент остановочного тормоза ПМП определяется
так же, как и для тормоза бортового фрикциона, по формуле (93).
Его менее интенсивная работа при повороте (буксует при /?р2>
>/?>-|-) по сравнению с тормозом бортового фрикциона (буксу-
ет при Rc > R > ) позволяет назначить несколько увеличенное
удельное давление ленты на тормозной барабан.
Характеристику планетарного ряда выбирают исходя из тре-
бования улучшения поворотливости танка и повышения его тяго-
вых качеств при прямолинейном движении и повороте. Тяговые
расчеты и опыт эксплуатации танков показывают, что для обеспе-
чения возможности равномерного поворота танка на горизонталь-
ном участке тяжелого грунта (/ = 0,08, ртах = 0,8) на средних
ступенях коробки передач расчетный радиус поворота должен
быть /?Р9 = (2,5—3,5) В. Таким образом, /?р2 = (1 + £)В—и
218
k = 2—3. Значение характеристики k определяют из условия, что-
бы включение в обоих механизмах замедленной передачи с пере-
1 4- Л
даточным числом и3. п = ---
k
седнюю низшую ступень, т. е.
было эквивалентно переходу на со-
1 ± k
k
= 7р = Р ^к .р •
Отсюда
п “_
К4.р -1
Окончательно значение характеристики уточняют исходя из на-
копленного опыта отечественного и зарубежного танкостроения
(Л=2,2—2,9).
При этом, чем меньше отношение-^- и больше удельная мощ-
ность танка, тем меньше в указанных пределах выбирается зна-
чение k.
8.4.3. Расчет бортовых коробок передач
Особенности расчета БКП вытекают из органического соеди-
нения в одном агрегате коробки передач и механизма поворота.
Для определения расчетных моментов валов, шестерен, фрикцио-
нов и тормозов предварительно подсчитывают наибольшие воз-
можные моменты на валах БКП забегающей стороны на каждой
передаче. Эти моменты на ведомом валу забегающей стороны на
первой передаче и передаче заднего хода определяются из срав-
нения момента Л4Д, подведенного от двигателя, с моментом, необ-
ходимым и обеспеченным сцеплением гусеницы с грунтом момента
Мп. с [формула (92)] для крутого поворота с Rp=-|- на предель-
ном крене в сторону забегающей гусеницы. Ввиду отсутствия ре-
куперации мощности при повороте на этих передачах наибольшие
моменты, подведенные к ведомому валу забегающей стороны от
двигателя, определяются, как в бортовом фрикционе:
Л1д1 = ^Дтах«11«к17)п7)к1; Л1д3 х = Ятах ^пйкз.хВДкз.х •
и Л4Д) будет расчетным
переда-
расчет-
мощно-
Меньший по значению момент (М,
моментом ведомого вала забегающей стороны на первой
че и передаче заднего хода.
На второй и высших передачах танк поворачивается с
г> в
ными радиусами ар<>—, когда имеет место рекуперация
сти. Силовая нагрузка БКП забегающей стороны складывается
из момента, подведенного от двигателя, и рекуперативного мо-
219
мента, переданного со стороны отстающей гусеницы. Уравнение
равновесия соединительного вала двух БКП будет
л, 'M-Hnas“n7ln
откуда ЛК =---------—----•
— ЛК
Умножая обе части последнего равенства на uKj Чш. получим
= ——— • Л1Дп1ахипик(7)п7)кг,
1 — —L
М2
где
Л12 мКг 7)к£=Л1др/—суммарный (полный) момент ведомого ва-
ла БКП забегающего борта;
Л4Дп1ах Un UKi Лп 1]к г — момент, подведенный к ведомому валу
БКП забегающего борта от двигателя;
-----—- = kp — коэффициент рекуперации, показывающий, во
j Mi
сколько раз суммарный момент MRpi ведомого вала БКП забе-
гающей стороны больше момента Мл , подведенного только от
двигателя.
Найденный суммарный момент на ведомом валу БКП забега-
ющего борта для каждой передачи (кроме первой и заднего хо-
да) сравнивается с наибольшим моментом, обеспечиваемым по
сцеплению гусеницы с грунтом при повороте танка на горизон-
тальном участке, так как поворот танка на второй и высшей пе-
редачах на предельном подъеме является маловероятным:
жсц = 0’5Сум^ « 0>55 (95)
^б.рЧб.рЧр.д иб.р
Меньший из двух моментов (2ИДр/ и Л4СЦ) будет наибольшим
возможным моментом MBMt- ведомого вала БКП. Наибольшие
возможные моменты ведущего вала Л4ЕЩ.; на всех передачах пе-
ресчитываются по моментам ведомого вала A4BMi по соотношению
—
По известным соотношениям определяют моменты на звеньях
планетарных рядов, фрикционах и тормозах, нагруженных на
каждой передаче. Результаты расчета заносят в таблицу, и в ка-
честве расчетного для каждого конструктивного элемента ПКП
берется наибольшее из значений, полученных на всех передачах.
220
9. МЕХАНИЗМЫ ПЕРЕДАЧ И ПОВОРОТА
9.1. КЛАССИФИКАЦИЯ И ТРЕБОВАНИЯ
К МЕХАНИЗМАМ ПЕРЕДАЧ И ПОВОРОТА
Механизмом передач и поворота (МПП) называется агрегат
трансмиссии, включающий коробку передач и механизм поворота,
размещенные в общем картере. Они бывают однопоточные и двух-
поточные. Наибольший интерес представляют двухпоточные МПП,
характеризующиеся двойной кинематической связью двигателя
с механизмом поворота. Двойная связь двигателя с механизмом
поворота позволяет использовать коробку передач не только для
трансформации крутящего момента двигателя при прямолинейном
движении, но и для получения нескольких расчетных радиусов
при повороте. МПП (рис. 88) включает входной редуктор 2, ко-
Рис. 88. Обобщенная кинематическая схема МПП:
1 — двигатель 2 — входной редуктор; 3 — ведущий вал коробки пе-
редач (разветвляющий вал); 4—’Шестерни дополнительного приво-
да: 5 —бортовой редуктор; 6 — суммирующий планетарный ряд
(СПР); 7 — коробка передач; 8 — ведомый вал (вал эпициклов); 9 —
эпициклическая шестерня СПР; /0 —солнечная шестерня СПР;
II — водило СПР; 12 — ведущее колесо
221
робку 7 передач, два суммирующих планетарных ряда 6, до-
полнительный привод и элементы управления дополнительным
приводом.
Требования, предъявляемые к МПП, складываются из уже из-
вестных требований к коробкам передач и к механизмам поворо-
та. Новыми оказываются пути выполнения этих требований.
Механизмы передач и поворота классифицируются: по типу ко-
робок передач; по типу механизма поворота; по конструкции ме-
ханизма поворота; по работе дополнительного привода при прямо-
линейном движении.
По типу КП МПП бывают с механическими простыми, плане-
тарными (БМА, Т-V) и гидромеханическими коробками передач
(М41, М60, М60А1, «Леопард», «Мардер» и др ).
По типу механизма поворота они подразделяются на МПП
первого, второго и третьего типа.
По конструкции механизма поворота МПП могут быть со сту-
пенчатым и бесступенчатым изменением передаточного числа до-
полнительного привода. Первые механизмы содержат шестерен-
чатые и фрикционные элементы, т. е. являются фрикционно-шесте-
ренчатыми. За счет изменения степени пробуксовки фрикционных
элементов регулируются текущие радиусы поворота танка. Вторые
механизмы обязательным элементом дополнительного привода
содержат непрерывные гидрообъемные, фрикционные, электриче-
ские передачи.
По работе дополнительного привода при прямолинейном дви-
жении танка все схемы двухпоточных МПП делятся на три груп-
пы. МПП первой группы характеризуются отключением
солнечных шестерен суммирующих планетарных рядов от двига-
теля и принудительным их удержанием в неподвижном состоя-
нии. МПП второй группы характеризуются вращением сол-
нечных шестерен СПР в сторону вращения эпициклов, при этом
мощность двигателя передается параллельно и основным, и до-
полнительным приводами, поэтому МПП второй группы называ-
ются механизмами с разветвлением потока мощности двигателя.
МПП третьей группы характеризуются обратным враще-
нием солнечных шестерен по отношению к эпициклам СПР.
9.2. АНАЛИЗ РАБОТЫ МПП ПРИ ПРЯМОЛИНЕЙНОМ ДВИЖЕНИИ
Допущение о равенстве сопротивлений под гусеницами позво-
ляет анализировать работу любого двухпоточного МПП по обоб-
щенной кинематической схеме (рис. 88). Второе допущение за-
ключается в пренебрежении незначительными потерями мощности
в зацеплении шестерен, подшипниках и других механических уз-
лах системы.
222
Общее передаточное число и диапазон МПП. Передаточное чис-
ло МПП
Им, = о +*> (96)
“о ЛЫд ± uKi
где
юр
ип = — — передаточное число входного редуктора;
юр
“ р
«кг = -^7т —передаточное число коробки передач на i-й пере-
даче;
<0р
±ия = + ------ — передаточное число дополнительного привода;
k = -------характеристика суммирующих планетарных рядов;
знак «+» соответствует вращению солнечных шестерен СПР в
сторону вращения эпициклов, а знак «—» — в сторону, обратную
вращению эпициклов.
Для МПП первой группы общее передаточное число определя-
ется формулой
~ > (97)
для МПП второй группы
= (1 + fe) > (98)
Аия - UKl
для МПП третьей группы
Bu!= W, О+Ч (99)
kux — UKi
Численное значение общего передаточного числа для МПП
первой группы оказывается прямо пропорциональным передаточ-
ному числу коробки передач (рис. 89). Диапазон трансмиссии с
МПП первой группы равен диапазону коробки передач
— = — =dK. (100)
итлт икт
Численное значение общего передаточного числа МПП второй
группы изменяется медленнее передаточного числа коробки пере-
дач. Поэтому диапазон изменения общего передаточного числа
МПП будет меньше диапазона изменения передаточного числа
коробки передач. В самом деле, для МПП второй группы
223
Рис. 89. Зависимость переда-
точного числа МПП от пере-
даточного числа коробки пе-
редач (скорости движения
танка) на
t-й передаче для различных
групп МПП
Цм1 пк! . kun;+ икт
иыт икт ^ид|+ИК1
Так как uKm<uKi, то дробь
kill + икт
kUa + пк1
(101)
Аид + икт
-f- izKl
и d < dK.
< 1
Таким образом, недостаток МПП второй трупы с разветвлением
потока мощности заключается в сужении диапазона трансмиссии
по сравнению с диапазоном коробки передач. Влияние этого не-
достатка в трансмиссии легкого артиллерийского тягача (АТЛ),
легкого многоцелевого транспортера-тягача (МТЛ, МТЛ-Б), бое-
вой машины артиллерии (БМА) обычно ослабляется тем, что
первая передача получается блокировкой вала эпициклов на кор-
пус, тогда МПП становится однопоточным, с большим переда-
точным числом. Это передаточное число может быть определено
подстановкой в формулу (96) передаточного числа КП на пер-
вой передаче uKi = оо, откуда
ИМ1 =«пид(1 +\k).
(102)
Тогда диапазон трансмиссии будет
__ «м!
имт
kUR + UKm ____. kll^ 1
^кт икт
(103)
а сужение будет касаться лишь рабочего диапазона dp <Z dK. р,
так как
и
, м! I
Ор= -----
"мл.
И
dK.p =
ык11
икт
Для МПП третьей группы с
редаточное число определяется
циркуляцией мощности общее пе-
формулой (99). Оно изменяется
224
быстрее передаточного числа коробки передач. Диапазон МПП
оказывается больше диапазона коробки передач:
d = ^- = ^L . k^-uKm f (W4)
Цмт иК1П Кил — “к! kUi — UKl
а так как иКт < uKi, то сомножитель —^->1, поэ-
Л Мд
тому d > dK.
Преимущество МПП третьей группы с циркуляцией мощности
заключается в расширении диапазона трансмиссии по сравнению
с диапазоном коробки передач. Представление о соотношении диа-
пазона коробок передач dK и механизмов передач и поворота d
реальных трансмиссий дает табл. 12.
Коэффициент нагрузки коробки передач — это отношение мощ-
ности, проходящей через коробку передач на i-й передаче, к мощ-
ности двигателя:
₽г = —•
В МПП первой группы дополнительный привод при прямоли-
нейном движении не нагружен. Здесь вся мощность проходит че-
рез коробку передач и р» = 1 на всех передачах.
Для двухпоточпых МПП второй и третьей групп соотношение
мощностей, идущих через дополнительный и основной приводы
(рис. 88), на i-й передаче запишется
Мпрп _^лоп<«р __ Мдоп
Мй MKiu>p Mki
Моменты на ведущих шестернях коробки MKi и дополнительно-
го привода Мдоп выражаются через моменты на водилах Мо сум-
мирующих планетарных рядов:
MKi = ----—, Мдоп= —.
1 + k uKi (1 + k)ua
Тогда соотношение мощностей, проходящих через дополнитель-
ный и основной приводы, будет
Полученное выражение показывает, что мощность распределя-
ется по параллельным ветвям обратно пропорционально их сило-
вым передаточным числам. Этот закон справедлив для любого на-
правления потоков мощности в ветвях.
Зак. 5205 225
Таблица /2
Диапазон изменения передаточных чисел jo II тз 0/ ~ 73;4- со Оз со II §- 53 dp = 4,05 • со со И ts . d = 8,6
Передача 0 0,72 £ 30,3 1 1 1 1 1 1
In О' сГ Z£‘l *•> Ю еч -0,4/3 Со сч СО оГ 0,88 OG 1 I' 1 1
Со ГО 1,86 сч to Г-. 0,56 ‘ со СЗ 0,811- 5,88 *о Со со" lo Co co кз o5
fej Ю □ъ оТ — 05 Со Оз. К С5 сч Со Ci £ ft) Co Co
3,01 4,22 6,85 '• го сч 1 0,69 Со Сч сг> о? 2,96 co co.
Ы <2 £9'9 V— o-i со CN '3,35 IG‘0 SS4 Jo Co Co co Lr> DM
*-ч 99‘6 1гз го т~- со г Со DO со 03 оГ <о ОТ ro io <o 0,98
nd -luavudnu 5С S. *? "5с OS ъ
Символическое изображение гриппы МПП О ’Хз н J м Н|1-Н ' £ Ж г HIH- | 1 J os M ! - ш I H .L =3^
1 . . 5= г а — ✓ 1
ииы vuuhdj fcj fei
и и ар „DtiauiHnu “ Л-1 VH9 vnondfnun3'n11
226
Для выявления направлений потоков мощности в суммирую-
щих планетарных рядах проводится расстановка направлений
действующих в МПП усилий и моментов. Каждый раз она должна
начинаться с одинаково направленных моментов солнечной и эпи-
циклической шестерен суммирующего планетарного ряда.
Схема направлений усилий в полюсах зацепления шестерен
МПП второй группы показана на рис. 90, а. Усилие солнечной ше-
Рис. 90. Направления усилий, моментов и потоков мощностей:
а — в МПП второй группы; б — в МПП третьей группы
стерни (крестик) уравновешивает усилие на ведомой шестерне до-
полнительного привода (точка). Усилие на ведушей шестерне, соз-
дающее момент Мдоп, направлено противоположно (крестик)
усилию ведомой. Усилия ведущих шестерен основного и дополни-
тельного приводов действуют в одном направлении (от читателя)
и приложены с одной стороны оси. Следовательно, моменты М,- i
и Мдоп оказываются приложенными к разветвляющему валу
в одном направлении и уравновешивают момент 7ИД, подведенный
от двигателя:
Мк i + МдОп — Мд.
Путем умножения уравнения равновесия разветвляющего ва-
ла на его угловую скорость мр можно перейти к балансу мощно-
стей
Ук i + Мдоп — N Л',
из которого видно, что поток мощности двигателя разветвляется
по двум параллельным ветвям механизма и через коробку пере-
дач проходит лишь часть мощности двигателя
Л к < = Л^д Nд0П.
С учетом выражения (105) получается уравнение
NKl==Na-NKl^Lf
15*
227
из которого определяется коэффициент нагрузки коробки передач
п ___ NKl
2Vд йид -Ь
I.
(106)
Полученное выражение по-
казывает, что с увеличением
передаточного числа коробки
пердач иК{ коэффициент на-
грузки коробки рг уменьша-
ется. Это необходимо учиты-
вать при прочностном расчете
МПП. Зависимость коэффици-
ента от передаточного чис-
ла ик» показана на рис. 91.
В МПП третьей группы
(рис. 90, б) при прежнем на-
правлении усилий, действую-
щих на эпициклическую и
солнечную шестерни (крести-
ки) сохраняется прежнее на-
Рис. 91. Зависимость коэффициента
нагрузки коробки передач от ее пе-
редаточного числа для различных
групп МПП
правление усилия на ведущей шестерне коробки передач, но изме-
няется на противоположное направление усилия на ведущей ше-
стерне дополнительного привода из-за наличия промежуточной
шестерни в дополнительном приводе. В соответствии с противо-
положным направлением усилий, действующих на ведущие ше-
стерни основного и дополнительного приводов, моменты MKi и
Мдоп, приложенные к шестерням разветвляющего вала, направле-
ны в разные стороны. Уравнение равновесия этого вала
i — М д + Мдоп
(Ю7)
показывает, что момент на шестерне коробки передач уравнове-
шивает моменты, подведенные от двигателя и от солнечной шес-
терни суммирующего планетарного ряда. Умножив все члены
уравнения (107) на угловую скорость ыр разветвляющего вала,
получим уравнение баланса мощностей
Nxi ~ Л^д + МдОп,
из которого видно, что мощность нагружающая шестерни ко-
робки передач, больше мощности двигателя. С учетом выражения
(105) получается уравнение
7V — Л/ 4- Л/
JVKI — * д г I J v Kt . >
ЙИд
из которого определяется коэффициент нагрузки коробки передач
Pi Для МПП третьей группы:
П , N Kl kll-
N д Лщ ик/
(108)
228
Формула (108) и данные табл. 14 показывают, что нагрузка
коробки передач в МПП третьей группы увеличивается с уменьше-
нием номера передачи (рис. 91) за счет циркулирующей мощно-
сти.
Циркулирующая мощность вызывает перенапряжение деталей
коробки передач, ускоряет износ, снижает КПД трансмиссии. Не-
смотря на эти недостатки, иногда сознательно применяют МПП
третьей группы, так как только они дают возможность расшире-
ния диапазона трансмиссии по сравнению с диапазоном коробки
передач (табл. 12).
Взаимосвязь коэффициента нагрузки коробки передач р< и диа-
пазона d трансмиссии для МПП второй группы можно получить
путем преобразования формулы (101):
d = dK----------+| dK —— = dK —— +;
ЙИд + UKJ kun + UKJ kua + Ик1
Второе слагаемое полученного выражения с учетом формулы
(106) можно представить в виде
----------= i _ ------------= 1 - ₽ь
й«д.+ ик1 Аид|+иК1
откуда
d = d$i + 1 — pi или d = (dK — l)pi -t- 1. (ПО)
Аналогичную зависимость диапазона от коэффициента Pi на-
грузки коробки передач можно получить и для МПП третьей
группы с циркулирующей мощностью.
Выражение (ПО) показывает, что диапазон трансмиссии мо-
жет быть больше диапазона коробки передач только при условии,
если коэффициент pi нагрузки коробки передач на первой ступе-
ни больше единицы, а это присуще лишь МПП третьей группы.
Для МПП второй группы этот коэффициент меньше единицы, что
неизбежно приводит к сужению диапазона трансмиссии по срав-
нению с диапазоном коробки передач.
Из выражения (ПО) получим
4=^+1- (111)
Pi
Без повторения вывода для рабочего диапазона и коэффициен-
та нагрузки коробки передач на второй ступени будем иметь
, rfp —1
rfKp=-7---+ 1- (112)
Рп
229
Диапазоны трансмиссий и коробок передач для различных
групп МПП представлены в табл. 12.
9.3. АНАЛИЗ РАБОТЫ МПП ПРИ ПОВОРОТЕ
Расчетные радиусы поворота определяются по формуле
------------------------О- (из)
2 I---------I
где и2 — передаточное число МПП к забегающей гусенице;
Ui — передаточное число МПП к отстающей гусенице;
В — ширина колеи танка, м.
Из формулы (113) видно, что определение расчетных радиусов
сводится к определению передаточных чисел МПП к отстающей и
забегающей гусеницам.
Пользуясь формулами (ИЗ), (97), (98) и (99), можно в об-
щем виде вывести формулы для определения расчетных радиусов
МПП различных типов и групп.
МПП первого типа первой группы обеспечивают поворот танка
вращением солнечной шестерни суммирующего планетарного ряда
забегающего борта в сторону вращения эпицикла, а отстающего
борта — в обратную. Значит, МПП на забегающую сторону будет
работать, как МПП второй группы, а на отстающую — как МПП
третьей группы. Подставляя в выражение (ИЗ) м2 =, опреде-
ляемое по формуле (98), и щ определяемое по формуле
(99), получим
В (П4)
1 2 иК{
МПП первого типа второй группы обеспечивает танку поворот
путем остановки солнечной шестерни в суммирующем планетарном
ряду с отстающей стороны и увеличение в 2 раза угловой скоро-
сти солнечной шестерни забегающей стороны. Это может обеспе-
чить простой дифференциал (цилиндрический или конический).
Если полуось, связанную с солнечной шестерней СПР отстающего
борта, остановить, то вторая полуось будет вращаться с удвоен-
ной частотой. В данном случае МПП на отстающую сторону бу-
дет работать, как МПП первой группы, а на забегающую — как
МПП второй группы. Для определения передаточного числа МПП
на забегающую гусеницу рассмотрим уравнение кинематики про-
стого дифференциала.
ИдСО] + Цд(В2 = 2tt)0.
При остановке солнечной шестерни суммирующего планетарно-
го ряда отстающего борта идШ1 = 0. Тогда солнечная шестерня
суммирующего планетарного ряда забегающего борта будет вра-
230
щаться с удвоенной угловой скоростью в сторону вращения эпи-
цикла
2«0 2<од
СО2 *~ '** " *1 ~~ ' ~
иа илип
(115)
Передаточное число механизма на забегающую гусеницу опре-
деляется из уравнения кинематики суммирующего планетарного
ряда
©02 (1 + k) = tii'zk + (02 •
Подставляя в это уравнение выражение (115) и заменяя угло-
вую скорость эпициклической шестерни через угловую скорость
вращения коленчатого вала двигателя, получим
w02 (!+£) = k +)-^S- = (Вд ЛцД'+2ц«С.
ипкк( идип кпмк/ид
Отсюда
„ „П <°л Мпик/ии(1 + А)
«2 = Им(=----—--------------• ЩО)
и02 + 2ик/
Передаточное число на отстающую гусеницу определится по
выражению (97). Тогда расчетный радиус после подстановки вы-
ражений (116) и (97) в (113) будет
-Др^+nV (117)
’ 2 \ uKl j
МПП первого типа третьей группы имеют в дополнительном
приводе простой конический или цилиндрический дифференциал
и обеспечивают поворот танка остановкой солнечной шестерни
суммирующего планетарного ряда забегающей гусеницы и враще-
нием солнечной шестерни суммирующего планетарного ряда от-
стающей стороны в сторону, обратную вращению эпицикла с уд-
военной скоростью:
__ 2ш0 _
W1 - — .
Мд Ип£/д
По той же методике, что и для МПП первого типа второй груп-
пы, выводится передаточное число к отстающей гусенице, а затем
расчетный радиус
(118)
2 2 \ ик; /
Полученные формулы для определения расчетных радиусов
сведены в табл. 13. Из их анализа следует, что расчетные радиу-
сы поворота обратно пропорциональны передаточным числам ко-
робок передач и возрастают с переходом на высшие передачи
231
Таблица 13
Группа МПП Тип и конструкция механизма поворота
I тип II тип
ступенчатый бесступенчатый ступенчатый бесступенчатый
I В ku-, В *“д.г В /2&ИД \ 2 \ Ик/ ) в /2кид г \
2 llKi 2 иК1 2 uKt
II III ю | со ьо | со R I Sr R I ?г 5. |й 5. 1 + ю | ГО 1 W + ьэ | tn " ьо 1 £ / -i 4- >—*
Рис. 92. Зависимость от-
носительного радиуса по-
ворота от скорости танка
на i-й передаче для раз-
личных типов и групп
МПП
(с увеличением скорости движения
танка), т. е. пропорциональны ско-
рости танка. На рис. 92 приведены
зависимости относительных расчет-
ных радиусов от скорости для МПП
различных типов и групп.
Пропорциональность расчетных
радиусов скорости движения танка
упрощает кинематический проект-
ный расчет двухпоточных МПП,
исключая необходимость отыскания
всех радиусов. Определив из тя-
гового расчета поворота танка один
радиус обычно на предпоследней
передаче (т _ п, радиусы на
остальных передачах подсчи-
тывают по формуле
— А’Р(т_1)
цм (m—1)
(119)
В практике танкостроения есть механизмы, у которых допол-
нительный привод обеспечивает два передаточных числа. Такое
решение позволяет получить на каждой передаче по два расчет-
ных радиуса («Леопард-1»), В последние годы в образцах бро-
нетанковой техники зарубежных стран в дополнительном приво-
де начали использоваться непрерывные гидрообъемные передачи.
Поэтому на каждой ступени коробки передач они дают бесконеч-
ное число расчетных радиусов поворота. Для таких МПП пере-
даточное число дополнительного привода нд. г определяется по
формуле
Пд. г = Uг . п^ш >
232
где
иг п = — — передаточное число гидрообъемной передачи;
«м
«н и пм — частота вращения насоса и мотора гидропередачи;
иш — передаточное число шестерен дополнительного при-
вода.
Тогда формула для определения расчетного радиуса с МПП
первого типа первой группы будет
В
^?рг= 2
kUH.T
ик1
(120)
Чем меньше передаточное число гидрообъемной передачи, оп-
ределяемое формулой (30), тем круче, с меньшим расчетным ра-
диусом поворачивается танк. При постоянном передаточном чис-
ле гидропередачи расчетный радиус поворота будет увеличивать-
ся с переходом на высшие ступени коробки передач.
В табл. 13 для МПП первого типа второй и третьей групп ра-
диусы поворота при бесступенчатом механизме поворота не при-
водятся, так как реально таких механизмов нет.
9.4. ПОВОРОТ ТАНКА С ДВУХПОТОЧНЫМ МПП
ПРИ НЕЙТРАЛИ В КОРОБКЕ ПЕРЕДАЧ
Все двухпоточные МПП допускают неустойчивый поворот тан-
ка вокруг центра с радиусом, равным нулю, путем перематывания
гусениц в противоположные стороны.
В случае нейтрали в коробке передач и заторможенной шестер-
не СПР отстающей стороны (рис. 93) момент от двигателя под-
водится только к солнечной шестерне забегающей стороны и пере-
дается к водилу, вызывая перематывание забегающей гусеницы
вперед. Момент обратного направления передается свободным ва-
лом эпициклов от суммирующего планетарного ряда забегающей
стороны к суммирующему планетарному ряду отстающей сторо-
ны, вызывая перематывание отстающей гусеницы назад. Обоз-
начив равные моменты эпициклов двух суммирующих планетарных
рядов М', можно убе-
диться в равенстве мо-
ментов водил М02 и
Мо1:
ТИ02 = м' и
k
Af01 = М’,
k
а следовательно, сил'
тяги забегающей и
торможения отстаю-
Рис. 93. Схема направлений сил и мо-
ментов при повороте танка с радиусом,
равным нулю
233
шей гусениц. Обратное направление этих сил вытекает из обрат-
ного направления моментов, приложенных к водилам отстающей
и забегающей гусениц. Расстановку знаков следует начать с зада-
ния направления момента Мл двигателя.
Неустойчивость такого поворота объясняется отсутствием меж-
ду гусеницами жесткой кинематической связи из-за наличия у ме-
ханизма двух степеней свободы. Действительно, два планетарных
ряда дают четыре степени свободы. На систему наложено только
две постоянных связи: солнечная шестерня отстающей стороны за-
торможена, эпициклы соединены жестко. Поэтому радиус поворо-
, В В
та будет изменяться от — до-----— в зависимости от сопротив-
лений под гусеницами.
9.5. АНАЛИЗ ВЫПОЛНЕННЫХ КОНСТРУКЦИЙ МПП
Трансмиссия современных зарубежных танков, как правило,
выполнена, как МПП первого типа, но с использованием в основ-
ном потоке гидромеханических коробок передач. Такие трансмис-
сии будут рассмотрены в следующей главе. В данном подразделе
рассматриваются МПП с механическими коробками передач
в основном потоке.
МПП первого типа третьей группы применяется на английских
танках «Центурион» и «Чифтен». Кинематическая схема МПП
танка «Центурион» представлена на рис. 94. Основные параметры
коробки передач и механизма в целом представлены в табл. 12 и 14.
При прямолинейном движении в коробке передач включена од-
на из пяти передач, в механизме поворота выключены все тормо-
за. Мощность от двигателя 6 через главный фрикцион 5, кониче-
ский входной редуктор 7 с передаточным числом иа подводится
к корпусу (водилу) 8 цилиндрического дифференциала 9, выпол-
ненному совместно с ведущим валом 15 коробки 14 передач. От
него через один полюс зацепления мощность передается на ведо-
мый вал (вал эпициклов) 4 коробки передач, с него — на эпицик-
лы 2 суммирующих планетарных рядов механизма поворота. Меж-
ду дифференциалом и солнечными шестернями СПР — два полюса
зацепления, т. е. на один больше, чем между дифференциалом и
эпициклическими шестернями, поэтому солнечные шестерни вра-
щаются в сторону, обратную вращению эпициклов, с одинаковой
частотой при равных сопротивлениях под гусеницами, а дифферен-
циал будет вращаться как одно целое. Мощность, подведенная к
эпициклам, распределяется в СПР на два потока: один — через
сателлиты на водило 1 и с него через бортовые редукторы 12 на
ведущие колеса 19, а другой — через сателлиты на солнечные ше-
стерни 18, через шестерни 11 дополнительного привода на коробку
передач и вновь на эпициклы, постоянно циркулируя по этому
контуру. Прямолинейное движение неустойчивое, так как увеличе-
ние сопротивления под одной из гусениц вызывает уменьшение
частоты вращения водила, а это, в свою очередь, увеличивает ча-
234
Рис. 94. Кинематическая схема МПП английского танка «Центурион»:
1 — водило СПР; 2 — эпициклическая шестерня СПР; 3 — левая полуось диффе-
ренциала; 4 — ведомый вал коробки передач (вал эпициклов); 5 — главный фрик-
цион; 6 — двигатель; 7 — входной редуктор; « — корпус (водило) дифференциала;
9 — дифференциал; 10 — правая полуось дифференциала; 11 — шестерни дополни-
тельного привода; 12 — бортовой редуктор; 13 — суммирующий планетарный ряд;
14 — коробка передач; 15 — ведущий -ал коробки передач; 16 — зубчатый венец;
17 — блок-шестерня заднего хода; 18 — солнечная шестерня СПР; 19 — ведущее ко-
лесо
Таблица 11
Параметры Группа и тип МПП
III группа, I тип «Центурион» I группа, II тип T-V («Пантера») II группа, II тип БМА
Число передач пх+зх 5+2 7+1 6+5
Диапазон транс- миссии 8,6 13,4 8,3
Изменение отно- сительных расчет- ных радиусов, В 0,98—8,5 1,8—30,3 1,55—7,8
стоту вращения солнечной шестерни. Последняя через шестерни
дополнительного привода и дифференциал, имеющий две степени
свободы, уменьшает частоту вращения солнца СПР противополож-
ной стороны, что приводит к убыстрению вращения водила, и
танк уводит в сторону гусеницы, под которой больше сопротив-
ление.
235
При повороте танка с расчетным радиусом включается тор-
моз забегающей стороны, солнечная шестерня останавливается, в
результате чего угловая скорость водила и скорость забегающей
гусеницы возрастают. По известному свойству дифференциала
вдвое быстрее в прежнем направлении начинает вращаться сол-
нечная шестерня отстающего борта, снижая угловую скорость во-
дила и скорость отстающей гусеницы. Равное увеличение скоро-
сти забегающей и уменьшение скорости отстающей гусеницы обес-
печивают сохранение постоянной скорости центром машины. Как
во всех двухпоточных МПП, возможен неустойчивый поворот от-
носительно центра машины при нейтрали в коробке передач и
включении тормоза поворота на забегающей стороне. Для управ-
ления поворотом танк должен иметь перекрестные приводы уп-
равления тормозами поворота. Остановочные тормоза имеют при-
вод от педали горного тормоза.
К перегородке картера крепится зубчатый венец 16 для тормо-
жения вала эпициклов муфтой при включении первой передачи
заднего хода. Вторая передача заднего хода включается с помо-
щью блок-шестерни 17.
Двухпоточный МПП нового английского танка «Чифтен» от-
личается от рассмотренного заменой простой двухвальной пяти-
ступенчатой коробки передач планетарной коробкой передач с
мультипликатором на шесть передач переднего и три заднего хода
с применением блока промежуточных шестерен для увеличения
передаточного числа дополнительного привода.
Рассмотренные МПП третьей группы (с циркуляцией мощно-
сти при прямолинейном движении) дают расширение диапазона
трансмиссии по сравнению с диапазоном коробки передач
(табл. 12), позволяют плавно регулировать радиус поворота воз-
действием только на один» тормоз, имеют наименьшее число
фрикционных устройств, характеризуются наиболее простой кон-
струкцией суммирующих планетарных рядов. Недостатки этих
дифференциальных механизмов заключаются в наличии циркули-
рующей мощности при прямолинейном движении, в отсутствии
достаточного увеличения силы тяги на гусеницах при входе в по-
ворот.
МПП второго типа первой группы применялся на немецком
танке Т-V («Пантера»), Основные его параметры приведены в
табл. 12 и 14.
Преимущества этого МПП заключаются в отсутствии сужения
диапазона трансмиссии по сравнению с диапазоном коробки пе-
редач, в возможности временного увеличения силы тяги прямоли-
нейного движения при одновременном включении двух фрикцио-
нов поворота, в отсутствии циркулирующей мощности, перегружа-
ющей детали коробки передач и снижающей КПД МПП третьей
группы.
Недостатки МПП состоят в большом числе фрикционных уст-
ройств и сложности конструкции узла планетарного редуктора, в
трудности плавного регулирования радиуса поворота поочередным
236
Рис. 95. Кинематическая схема МПП БМА:
/ — шестерни дополнительного привода; 2 — ведомый (разветвляющий) вал; 3 —
цилиндрический реверс; 4 — входной редуктор; 5 — ведущий вал коробки передач;
6 — вал эпициклов; 7 — эпициклическая шестерня СПР; 8 — водило СПР; 9 — сол-
нечная шестерня СПР
воздействием на три управляемых фрикционных устройства (опор-
ный тормоз, фрикцион поворота и остановочный тормоз).
МПП второго типа второй группы применяется на отечествен-
ном артиллерийском тягаче легкого типа АТЛ, легком многоцеле-
вом гусеничном транспортере-тягаче МТ-Л (МТ-ЛБ), базовых ма-
шинах для самоходной артиллерии БМА. Здесь рассматривается
механизм передач и поворота БМА (рис. 95). Основные его пара-
метры приведены в табл. 12 и 14.
При прямолинейном движении в коробке передач включена
одна из шести ступеней переднего или одна из пяти ступеней зад-
него хода, в механизме поворота включены блокировочные фрик-
ционы Ф и выключены тормоза Тп и То. Мощность от двигателя
через входной конический редуктор 4, ведущий вал 5, цилиндриче-
ский реверс 3 на прямом или заднем ходе, ведомый (разветвляю-
щий) вал 2, пару шестерен включенной передачи (кроме первой),
ведомый вал (вал эпициклов) 6 коробки передач поступает на эпи-
циклические шестерни 7 суммирующих планетарных рядов. Это
основной привод. Он работает на всех передачах, кроме первой.
От разветвляющего вала 2 через две пары цилиндрических ше-
стерен 1, включенные фрикционы Ф часть мощности двигателя
передается на солнечные шестерни 9 суммирующих планетарных
рядов. Так как мощность от разветвляющего вала 2 на эпицик-
237
лические 7 и солнечные 9 шестерни передается через один полюс
зацепления, то они вращаются в одну сторону. В суммирующих
планетарных рядах эпициклические и солнечные шестерни явля-
ются ведущими элементами, а водила 8 ведомыми. Таким обра-
зом, МПП работает как двухпоточный с разветвлением потока
мощности. Разное число передач переднего и заднего хода при
наличии цилиндрического реверса 3 объясняется невозможностью
получения заднего хода на четвертой передаче. Она получается
путем непосредственного соединения ведущего вала 5 с ведомым
валом 6. Поэтому включение заднего хода в реверсе изменило бы
направление вращения лишь солнечных шестерен 9 суммирующих
планетарных рядов, т. е. МПП продолжал бы обеспечивать маши-
не движение вперед, работая по третьей группе. Выключением
обоих блокировочных фрикционов Ф и включением тормозов по-
ворота Тд можно получить замедленную передачу на всех ступе-
нях, кроме первой, при этом солнечные шестерни 9 будут останов-
лены и МПП будет работать как однопоточный первой группы.
Невозможность получения замедленной передачи на первой ступе-
ни коробки передач объясняется тем, что она получается блоки-
ровкой вала эпициклов 6 на картер путем перемещения муфты
переключения первой и второй передач вправо. Одновременное
включение тормозов поворота Тп привело бы к остановке дви-
гателя. Торможение и полная остановка машины достигается при
выключенных блокировочных фрикционах Ф и тормозах поворота
Тп включением остаточных тормозов То. Прямолинейное движение
устойчиво, так как во всех режимах существует жесткая кинемати-
ческая связь между гусеницами.
При повороте машины на всех передачах, кроме первой, обес-
g
печивается второй расчетный радиус й?Рг > — и на всех переда-
чах без исключения первый — 7?Р1 =-^-. Второй расчетный ради-
ус 7?Рг > обеспечивается выключением блокировочного фрик-
циона Ф и включением тормоза поворота Тп на отстающей сторо-
не. Солнечная шестерня суммирующего планетарного ряда отста-
ющего борта останавливается, и вращение водила замедляется.
При полностью включенном тормозе поворота машина поворачи-
вается со вторым расчетным радиусом, зависящим от номера
включенной передачи. Для более крутого поворота машины на
отстающей стороне включается остановочный тормоз То при вык-
люченных блокировочном фрикционе Ф и тормозе поворота Тп,
при этом водило суммирующего планетарного ряда останавливает-
ся, останавливается и отстающая гусеница, а солнечная шестерня
вращается вхолостую, т. е. суммирующий планетарный ряд от-
стающего борта оказывается ненагруженным. Поворот на замед-
ленной передаче каждой ступени в коробке передач возможен
,, В „
лишь с первым расчетным радиусом КР1 = — . Во всех рассмот-
238
ренных режимах поворота передаточное число на забегающую гу-
сеницу не меняется и она сохраняет скорость прямолинейного дви-
жения машины до поворота. МПП базовой машины артиллерии,
как и все двухпоточные МПП, обеспечивает поворот относительно
центра масс машины.
Рассмотренный МПП второго типа второй группы позволяет
получить первую передачу без дополнительных шестерен, обеспе-
чивает благоприятные условия работы деталей коробки передач
(Pi < 1). дает возможность использовать замедленную передачу
без появления циркулирующей мощности. Наряду с положитель-
ными свойствами ему присущи недостатки: сужается диапазон
трансмиссии (это в некоторой степени компенсируется большим
передаточным числом первой передачи); большое число фрикци-
онных устройств и сложность конструкции суммирующих плане-
тарных рядов с большой «слоистостью» валов, что усложняет их
уплотнение.
9.6. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ ДВУХПОТОЧНЫХ МПП
При проектировании двухпоточной трансмиссии танка необхо-
димо выбрать тип и группу МПП, а затем определить передаточ-
ные числа входного редуктора wn. коробки передач на разных сту-
пенях иКг, дополнительного привода ия, характеристику планетар-
ного ряда k.
< 9.6.1. Выбор общей схемы механизма передач
и поворота
Для выбора типа МПП всесторонне оцениваются механизмы
первого и второго типа с точки зрения требований, предъявляе-
мых к механизмам поворота (табл. 15). Этим требованиям в боль-
шей мере удовлетворяют механизмы поворота второго типа.
Выбор группы МПП проводится с точки зрения обеспечения
прямолинейного движения танка, так как поворот машины в боль-
шей мере зависит от типа, а не от группы МПП (табл. 16).
Для механических трансмиссий при ограниченном необходи-
мом диапазоне применяют МПП первой группы; МПП второй
группы нашли широкое применение в образцах отечественного
танкостроения; МПП третьей группы с циркулирующей мощно-
стью применяют в исключительных случаях, когда очень велик
необходимый диапазон трансмиссии или требуется предельно со-
кратить межосевое расстояние и поперечные размеры коробки пе-
редач за счет увеличения ее осевых размеров.
9.6.2. Определение частных передаточных чисел
двухпоточных МПП выбранной схемы
Исходными данными при расчете МПП являются: масса про-
ектируемой машины; скоростная характеристика двигателя; об-
щие передаточные числа трансмиссии wTPi; расчетные скорости
239
Vi на всех передачах; общий и рабочий диапазон трансмиссии; тя-
говая характеристика танка; тяговая характеристика поворота;
расчетные радиусы поворота на предпоследней и высшей переда-
чах 7?P(m-i), предельно допустимая частота вращения вала
эпициклов п'доп = (66 — 83) с-1, обеспечивающая нормальную ра-
боту его опорных подшипников; передаточное число бортового ре-
дуктора «б. р-
Частные передаточные числа двухпоточных трансмиссий опре-
деляются с учетом четырех важных соображений:
Таблица 15
Требования Тип механизма передач и поворота
I II
Обеспечение хорошей управляемости танком Удобство регулирова- ния радиуса путем из- менения степени пробук- совки одного фрикцион- ного элемента. Обычно отсутствуют радиусы R<RPi Обеспечивается пово- рот со всеми радиусами. Сложность регулиро- вания радиуса поворота поочередным включением трех фрикционных эле- ментов
Высокая экономичность механизма поворота Потери на трение во фрикционных элементах на нерасчетных радиу- сах велики Потери на трение во фрикционных элементах на нерасчетных радиу- сах меньше, чем в МПП I типа
Автоматическое увели- чение сил тяги при вхо- де в поворот за счет снижения скорости дви- жения танка Обеспечивается в меньшей мере Обеспечивается в большей мере
Устойчивость прямоли- нейного движения В дифференциальных М.ПП не обеспечивается Обеспечивается
Легкость управления (малые моменты управ- ляемых фрикционных устройств) Не обеспечивается Обеспечивается
Возможность получе- ния замедленной пере- дачи механизма поворо- та с увеличенной силой тяги Не обеспечивается Обеспечивается
Простота устройства (минимальное число уп- равляемых фрикционных элементов, наименьшая «слоистость» валов) Два фрикционных эле- мента на борт, простая конструкция планетар- ных редукторов Три фрикционных элемента на борт; слож- ная конструкция плане- тарных редукторов
240
Таблица 16
Г рун па механизма передач и поворота
Оценочный показатель I II III
Соотношение диапазо- нов (поперечные разме- ры КП) d=dK (не влияет) Сужение диапа- зона d<dK (увеличивает) Расширение диа - пазона d > dK (уменьшает)
Натр узка шестерен КП (продольные размеры коробки передач) КПД трансмиссии тан- ка ₽«=1 (не влияет) Высокий Шестерни КП разгружены, р<<1 (уменьшает) Высокий Шестерни КП перегружены, Рг>1 (увеличи- вает) Пониженный
Возможность получе- ния дополнительной ‘Пе- редачи блокировкой эпи- циклов на корпус Отсутст- вует Блокировкой эпициклов обеспе- чивается замедлен- ная передача Блокировкой эпициклов обеспе- чивается передача заднего хода
Возможность примене- ния любого из двух ти- пов механизмов поворо- та Обеспе- чивается / Обеспечивается Выполняются только I типа
1. Получение требуемых по тяговому расчету общих переда-
точных чисел и диапазона трансмиссии.
2. Ограничение частоты вращения ведомого вала коробки пере-
дач (вала эпициклов) на высшей ее ступени величиной п'ДОп, от-
куда
__ nN
Пдоп
3. Сокращение межосевого расстояния А валов коробки пере-
дач и ее поперечных размеров В, Н (рис. 63).
4. Получение оптимального значения расчетного радиуса пово-
рота RVm на высшей передаче.
Для определения частных передаточных чи-
сел МПП необходимо:
1. Определить передаточные числа коробки передач:
1 т—2 ______
ZZKI = ^кт г. -> Я ?
l'dK
2. Определить передаточное число входного редуктора
Пдг
иктидоп
16 Зак. 5205
241
3. Передаточное число однорядного бортового редуктора при-
нимается не более 6, а двухрядного определяется по формуле
мпик1“м.п
4. Определить произведение k ил.
5. Определить характеристики k суммирующего планетарного
ряда.
6. Определить передаточное число дополнительного привода
9.7. ПРОЧНОСТНОЙ РАСЧЕТ ДЕТАЛЕЙ МПП
Задачей поверочного прочностного расчета двухпоточного МПП
является определение наибольших расчетных моментов, нагружа-
ющих шестеренчатые и фрикционные элементы механизма. Даль-
нейший расчет деталей и узлов МПП не отличается от уже из-
вестных расчетов деталей, фрикционов, тормозов коробок пере-
дач и механизмов поворота. Искомыми величинами будут расчет-
ные моменты MKi ведущих шестерен коробки передач (рис. 88),
МдОП ведущей шестерни дополнительного привода и М солнечной
шестерни суммирующего планетарного ряда, а также моменты
двух фрикционных устройств и Мт. 0 в МПП первого типа или
трех фрикционных устройств Л1Ф, М.г, Л4Т. 0 в МПП второго типа
(рис. 95).
Определение единых для всех групп и типов МПП расчетных
моментов. Расчетные моменты шестерен MKi, Мдоп, М и остановоч-
ных тормозов Л4Т. о для всех групп и типов определяются по еди-
ной методике.
Шестерни разветвляющего вала коробки передач расчитыва-
ются по максимальному свободному крутящему моменту, подве-
денному от двигателя, с обязательным учетом коэффициента (М
нагрузки коробки передач, определяемого по формулам (106) и
(108):
Л4к/ = ./Ид шах^п^пР/. (121)
В МПП первой группы все ведущие шестерни коробки передач
нагружаются моментом = шахВДп При использовании
замедленной»ступени механизма поворота второго типа для крат-
ковременного увеличения сил тяги появляется циркулирующая
мощность и нагрузка шестерен коробки передач возрастает:
bit
MKi = Мц max и fa------ . (122)
kuv — uKi
В МПП второй группы наиболее нагруженной является веду-
щая шестерня высшей передачи. При использовании замедленной
242
ступени механизма поворота второго типа трансмиссия становится
однопоточной, нагрузка шестерен коробки передач возрастает и
будет выражаться зависимостью
Л'1К: = ТИд тпах^п^п- (123 )
В МПП третьей группы все шестерни коробки передач нагру-
жаются моментом, превосходящим момент, подведенный от дви-
гателя.
Ведущая шестерня дополнительного привода рассчитывается
по наименьшему из двух моментов, нагружающему ее при поворо-
те танка вокруг центра масс на горизонтальном участке:
моменту, подведенному от двигателя:
•^доп == А1Д Шах ^п^Зп! (124)
моменту, обеспеченному по сцеплению гусениц с грунтом:
Мдоп =------- к. (125)
H6.p(l + ft) адг.д^б.р’Здоп
Солнечные шестерни суммирующих планетарных рядов рассчи-
тываются по потребной и обеспеченной по сцеплению удельной
"иле тяги на забегающей гусенице при наиболее крутом повороте
на косогоре с креном на забегающую гусеницу:
/И — М° — Mn cL — ^п.с6~ГВ.К . (126 )
1+fe 1+fe “б.р^г.д’Зб.р (1 +й)
Остановочные тормоза всех МПП, связанные с выходным ва-
лом, рассчитываются аналогично тормозу бортового фрикциона
(см. 8.4.1).
Определение расчетных моментов фрикционных устройств МПП
второго типа проводится так же, как и для ПМП (см. 8.4.2).
Фрикционный элемент, включенный на забегающей стороне
при повороте с радиусом = воспринимает момент М. сол-
нечной шестерни. В МПП первой группы танка Т-V на забегаю-
щей стороне включен опорный тормоз Т, его расчетный момент
Мт = М. В МПП второй группы БМА (рис. 95) на забегающей
стороне включен блокировочный фрикцион Ф, его расчетный мо-
мент Мф = М.
Фрикционный элемент, включенный на отстающей стороне при
повороте с радиусом /?Р/ > —, нагружается моментом, пропорци-
ональным удельной силе торможения fT отстающей гусеницы. Наи-
большая потребная удельная сила торможения, обеспечиваемая
сцеплением отстающей гусеницы с грунтом fT. с, будет действовать
при крутом повороте танка на косогоре под уклон, когда крен на
отстающую гусеницу увеличивает ее сцепление с грунтом.
16*
243
В МПП первой группы танка Т-V при повороте на отстающей
стороне включен фрикцион поворота Фп, при этом расчетный мо-
мент
Мф —Ут. с
^Гвк^г. д^б.р
иб.р(1 Н-й)
(127)
В МПП второй группы БМА (рис. 95) включен тормоз пово-
рота Тп, его расчетный момент определяется по той же формуле
(127). Если предусматривается возможность замедленного круто-
_ В
го поворота с кр = у, указанные фрикционные устройства вклю-
чаются на забегающей стороне и их расчетные моменты, опреде-
ляемые с помощью формулы (127), резко возрастают.
244
1С. ГИДРОМЕХАНИЧЕСКИЕ ТРАНСМИССИИ
10.1. КЛАССИФИКАЦИЯ ГИДРОМЕХАНИЧЕСКИХ ТРАНСМИССИЙ
Гидромеханическая трансмиссия (ГМТ) — это трансмиссия, в
которой для преобразования крутящего момента двигателя наря-
ду с шестеренчатыми ступенчатыми передачами используется
гидродинамическая передача. Гидродинамическая передача с ме-
ханическим редуктором выполняют роль гидромеханической ко-
робки передач (ГМКП). В остальном такие трансмиссии анало-
гичны рассмотренным выше механическим однопоточным и двух-
поточным трансмиссиям. ГМТ получили широкое распространение
в образцах бронетанковой техники, так как обладают рядом су-
щественных преимуществ, рассмотренных в подразд. 5.1. К гидро-
передачам, выполняющим вместе с механическим редуктором
роль коробки передач, предъявляются уже известные требования.
Дополнительные требования, связанные со спецификой работы
ГМТ, заключаются в обеспечении возможности торможения танка
двигателем и пуска двигателя с буксира.
Гидромеханические трансмиссии классифицируются:
Но типу используемой гидродинамической передачи;
с гидромуфтой, с гидротрансформатором, с комплексной гидропе-
редачей;
по способу включений гидродинамической передачи
в кинематическую схему трансмиссии: ГМТ первой —- пятой
структурных схем.
До второй мировой войны гидромуфта использовалась на аме-
риканском танке М5-А2, гидротрансформатор — на американской
САУ М18 и танке М26, на немецком самоходном орудии СО 600.
Послевоенный период характеризуется применением комплексных
гидропередач. Комплексная гидропередача применяется в транс-
миссиях легкого плавающего танка М551 «Шеридан», основного
танка Ml «Абрамс» производства США, боевой машины пехоты
«Мардер», основных танков «Леопард» западногерманского про-
изводства, боевой машины пехоты АМХ-10Р, модернизированного
основного танка АМХ-30 французского производства, основного
танка Strv-ЮЗ шведского производства. Двухреакторные комплек-
сные гидропередачи применяются на легком танке М41, основных
танках М48, М60 различных модификаций американского произ-
водства и седельном тягаче МАЗ-537 отечественного производства.
245
Первая структурная схема характеризуется тем,
что гидропередача (ГП) включена в кинематическую цепь транс-
миссии (рис. 96, а) последовательно с входным редуктором (ВР),
механическим редуктором (МР), механизмом поворота (МП).
Рис. 96. Варианты включения гидропередачи в кинематическую
цепь трансмиссии:
а — гидропередача включена последовательно в однопоточной трансмиссии;
б — гидропередача включена последовательно с двухпоточным МПП; в —
гидропередача включена в основной привод двухпоточного МПП
Входной редуктор предназначен для согласования частоты вра-
щения двигателя при его максимальной мощности с оптималь-
ной частотой вращения насосного колеса гидропередачи. Гидропе-
редача с механическим редуктором образуют гидромеханическую
коробку передач. По такой схеме выполнены трансмиссии само-
ходной артиллерийской установки Ml8, самоходного орудия СО
600, танков М26, «Шеридан», седельного тягача МАЗ-537. Пер-
вая структурная схема ГМТ обладает следующими преимущест-
вами: простота конструкции, не сужается диапазон трансмиссии;
моторно-трансформаторная группа сравнительно надежно защища-
ется последовательно включенной гидропередачей от крутильных
колебаний двигателя и пиковых динамических нагрузок; количе-
ство и величина расчетных радиусов определяются только типом
механизма поворота. Недостатки этой схемы состоят в сравни-
тельно низком КПД трансмиссии, в постоянстве расчетных радиу-
сов поворота на всех ступенях механического редуктора.
Вторая структурная схема характеризуется после-
довательным включением гидропередачи с механизмом передач и
246
поворота МПП первого типа первой группы (рис. 96, б). Как и в
первой схеме, гидропередача передает полную мощность двигате-
ля как при прямолинейном движении, так и при повороте, так
как точка разветвления р потоков мощности на основной и до-
полнительный приводы находится после гидропередачи. По такой
схеме выполнена трансмиссия легкого танка М41, основного тан-
ка Ml «Абрамс». Дополнительным преимуществом данной схемы
является то, что величина расчетного радиуса поворота увеличива-
ется с увеличением номера передачи в механическом редукторе.
Третья структурная схема характеризуется после-
довательным включением гидропередачи с механизмом передач и
поворота первого типа второй группы (рис. 96, б). Как и в первых
двух схемах, гидропередача нагружается полным потоком мощно-
сти как при прямолинейном движении, так и при повороте. Зна-
чит, этой схеме присущи перечисленные выше преимущества, но
МПП второй группы сужает диапазон трансмиссии по сравнению
с диапазоном коробки передач. По такой схеме выполнены ГМТ
танков М60А1, М60АЗ, боевой машины пехоты АМХ-10Р.
Четвертая структурная схема — это двухпоточный
МПП первого типа первой группы. Здесь гидропередача включена
последовательно с механическим редуктором, образуя ГМКП в
основном потоке мощности МПП (рис. 96, в). Гидропередача на-
гружается полным потоком мощности при прямолинейном дви-
жении и несколько разгружается при повороте, так как часть мощ-
ности передается через дополнительный привод. Этим повышается
КПД трансмиссии при повороте. Четвертой структурной схеме
присущи положительные качества первой и второй схем, дополни-
тельным недостатком следует считать отсутствие кинематически
определенных расчетных радиусов поворота, так как точка р раз-
ветвления потока мощности лежит до ГП. По такой схеме выпол-
нены ГМТ БМП «Мардер», основных танков «Леопард» и модер-
низированного основного танка АМХ-30.
Пятая структурная схема — это двухпоточный МПП
первого типа второй группы. Гидропередача в этой схеме включе-
на так же, как и в предыдущей схеме (рис. 96, в), но частично
разгружается и при прямолинейном движении. Это повышает КПД
трансмиссии как при прямолинейном движении, так и при пово-
роте. Однако наличие двух потоков мощности при прямолинейном
движении сужает диапазон трансмиссии по сравнению с диапазо-
ном ГМКП. По такой схеме выполнены ГМТ американских ос-
новных танков М48 всех модификаций и М60.
Таким образом, вторая структурная схема отличается от тре-
тьей, так же как и четвертая от пятой, работой дополнительного
привода. В четных схемах ГМТ при прямолинейном движении
солнечные шестерни в МПП остановлены, а в нечетных — враща-
ются в сторону вращения эпициклов.
247
I
10 2. ГИДРОПЕРЕДАЧИ, ИСПОЛЬЗУЕМЫЕ
В ГИДРОМЕХАНИЧЕСКИХ ТРАНСМИССИЯХ
В гидромеханических трансмиссиях бронетанковой техники на-
ибольшее распространение нашли комплексные гидропередачи.
Общее понятие о принципе работы, основных уравнениях гидро-
передач даются в курсе «Гидравлика и гидравлические машины»,
поэтому ниже рассматриваются лишь внешние и безразмерные
характеристики, оценочные параметры, конструкции наиболее ти-
пичных гидродинамических передач.
Внешняя характеристика гидродинамической передачи — это
зависимость момента на турбинном Л1Т, насосном Л1Н колесах и
КПД гидропередачи т)г от частоты вращения турбины при опти-
мальной частоте вращения насосного колеса. Аналитически она
записывается так:
А4Г, А1Н, Т]г = /(«т) При «н. on == const.
Внешние характеристики гидромуфты, гидротрансформатора,
комплексной гидропередачи с одним и двумя реактивными аппа-
ратами представлены на рис. 97. Анализ внешних характеристик
позволяет сделать вывод о том, что гидромуфта не обеспечивает
трансформации момента Л1Т = Мн (рис. 97, а), поэтому КПД гид-
ропередачи имеет прямолинейную зависимость от частоты враще-
ния турбины т)г = = _ _ , так как частота вращения насоса пи. оп
постоянна. По причине отсутствия трансформации момента гидро-
муфта не получила распространения в основном приводе транс-
миссий современных танков.
Гидротрансформатор сложнее гидромуфты. Он имеет третье
колесо — реактивный аппарат, которое обеспечивает трансформа-
цию момента во всем диапазоне частот вращения турбины
(рис. 97, б). Для гидоотрансформатора характерно следующее со-
отношение моментов:
Мт = /Ип + А4а, (128)
где Ма — момент на реактивном аппарате.
Максимальный момент Л1т0 = Мн0 Л1а0 на турбине
имеет место при полной ее остановке, так как в этом случае па
реактивном аппарате действует максимальный момент Мао. При
уменьшении нагрузки и увеличении частоты вращения турбины
момент на ней 7ИТ = МБ + Л4а уменьшается из-за уменьшения мо-
мента реактивного аппарата при примерно постоянном моменте на
насосном колесе. При частоте вращения турбины, соответствую-
щей точке е, Ма равен нулю, поэтому момент на турбине равен мо-
менту на насосе: Л1Т = Мг. Дальнейшее уменьшение нагрузки и
увеличение частоты вращения турбины приводит к последующему
снижению момента турбины, так как момент на реактивном аппа-
рате меняет направление, поэтому Л1т = 7ИП — Л1а.
248
гидромуфты; б — гидротрансформатора; в — комплексной гидропередачи; г — двухреакторной комплексной гидропере-
дачи
249
Коэффициент полезного действия изменяется
примерно по параболическому закону. Удовлетворительный КПД
гидропередачи, величина которого ограничивается возможностью
системы охлаждения, определяет величину рабочей зоны. Чем
больше тепла может быть отведено системой охлаждения, тем
меньше допустимая величина удовлетворительного КПД и шире
рабочая зона гидропередачи. Параметры, характеризующие гид-
ропередачу на левой границе рабочей зоны, обозначаются M't,
М'к, т]'г, n'i, на правой — М"т, М"в, т]"г, п"т. Ширина рабочей зо-
ны гидротрансформатора при удовлетворительном КПД узкая.
Поэтому в целях ее расширения и повышения максимального и
среднего КПД появились комплексные гидропередачи, работаю-
щие в режиме гидротрансформатора и гидромуфты. Конструктив-
но это достигается соединением реактивного аппарата с корпусом
через муфту свободного хода (МСХ), которая блокирует его на
корпус при изменении момента Ма от максимального значения до
нуля (точка е, рис. 97, в). В диапазоне частот вращения турбин
от /гт = 0 до мт = пт е гидропередача работает как гидротранс-
форматор: Л4Т = Мв + Ма. При дальнейшем уменьшении нагрузки
и увеличении частоты вращения турбины реактивный аппарат с
помощью МСХ освобждается от корпуса и свободно вращается в
круге циркуляции; гидропередача работает как гидромуфта: Мт=
= Мч. У такой гидропередачи значительно увеличиваются ширина
рабочей зоны, максимальный и средний КПД. При той же ширине
рабочей зоны и примерно том же максимальном КПД больший
средний КПД в рабочей зоне частот вращения турбинного колеса
имеет комплексная гидропередача с двумя реактивными аппарата-
ми. Такая гидропередача в диапазоне частот от пт — 0 до
(рис. 96, г) работает как гидротрансформатор с остановленными
реактивными аппаратами: Л4Т = Мп + Ма ( + Ма 2. При частоте
турбины пг = Пт f от корпуса отключается первый реактивный ап-
парат At и гидропередача в диапазоне частот от пт f до пт е рабо-
тает как гидротрансформатор с одним реактивным аппаратом:
Мт = Мп + Ма 2. В точке е отключается второй реактивный аппа-
рат и гидропередача в диапазоне частот от пт е до максимального
значения работает как гидромуфта: Мт = Мн.
Исходная 1 безразмерная) характеристика гидродинамической
передачи — это зависимость коэффициента момента насосного ко-
леса уХн, силового передаточного числа иг, КПД т]г от передаточ-
ного отношения при постоянной и оптимальной частоте насосного
колеса (рис. 98):
*?’Н. «г> 7ir=/(«r) при Пн. оп = const.
Такая исходная характеристика является паспортом для гид-
ропередач различных мощностей, круг циркуляции которых отве-
чает законам подобия (подразд. 10.4). Параметры для ее построе-
ния определяются исходя из внешней характеристики:
250
(129)
(130)
(131)
(132)
где
D — активный диаметр круга циркуляции рабочей жидкости, м;
улт — коэффициент момента турбинного колеса гидропередачи.
Коэффициент полезного действия гидропередачи
NT Л1т<0т 1 7 '
7]г = —— = ——L = иг — = игит,
Na jWh<o„ ur
(133)
где NT = Мт (от — мощность, снимаемая с турбинного колеса, кВт;
Nu = Мн 01ц — мощность, подводимая к насосному колесу, кВт.
Скоростной рабочий диапазон комплексной гидропередачи
(/г.р =-^- = 1.8-2,2. (134)
“г
251
Он показывает, в каких пределах может меняться скорость
танка при работе гидропередачи с удовлетворительным КПД.
Силовой рабочий диапазон комплексной гидропередачи
2г.р = Л1 = 1,4-1,8. (135)
цг
Он определяет трансформирующие способности гидропередачи
в пределах рабочей зоны.
Максимальное значение КПД гидропередачи т]г m = 0,92—0,95.
Его получают, как правило, при передаточном числе
«;= 1,05 - 1,075-
Критерий автоматичности гидропередачи
Дг=-—^-=0,175 — 1,0, (136)
V'-нт
где
уХщ) — коэффициент первичного момента гидропередачи на ре-
жиме максимального КПД;
уХнто—максимальное значение коэффициента первичного мо-
мента гидропередачи.
Он является обобщающим показателем, характеризующим
тяговые и экономические качества передачи, а также ее способно-
сти нагружать двигатель. Нижний предел критерия автоматич-
ности относится к комплексным гидропередачам с низкими
преобразующими свойствами и высокими значениями КПД в зоне
высоких скоростей. Такие трехколесные комплексные гидропере-
дачи применяются с четырехступенчатыми коробками передач на
танках «Леопард». Верхний предел критерия автоматичности
относится к гидротрансформаторам с высокими преобразующими
свойствами, но сравнительно низкими величинами максимального
значения КПД и скоростного рабочего диапазона. Полностью
автоматичная гидропередача с Аг — 1,0 сохраняет постоянным
момент насосного колеса при любых колебаниях нагрузки и ско-
рости турбинного колеса. Приспособляемость двигателя к измене-
нию момента и частоты вращения с изменением внешних условий
при таких гидропередачах не используется.
Величина удовлетворительного (расчетного) значения КПД
гидропередачи
•»]г.у = 0,8 -0,87.
Двухреакторная комплексная гидропередача МАЗ (рис. 99)
устанавливается на автомобили с двигателем мощностью 276 кВт
при частоте вращения 26,7 с-1 и 386 кВт при частоте вращения
35 с-1. Она состоит из четырех литых лопаточных колес:
252
Рис. 99. Двухреакторная комплексная гидропередача Мин-
ского автомобильного завода (МАЗ):
1 — ступица муфты свободного хода (МСХ); 2, 14 — ролики МСХ;
3, 15 — обоймы МСХ; 4, 9— колеса реактивных аппаратов; 5 — тур-
бинное колесо; 6 — картер; 7—барабан; 8— насосное колесо; 10, 13,
18 — шарикоподшипники; //—проставка; 12— ведущий вал коробки
передач; 16 — блокировочный фрикцион; 17 — нагнетающий масляный
насос; 19ступица; 20— полумуфта; 21—радиально-упорный ша-
рикоподшипник; 22— проставка; 23— крышка картера; 24— несущий
диск; а — канал подвода масла на гидроуправление блокировочным
фрикционом; б — канал подпитки; в — канал отвода рабочей жидко-
сти; г — канал смазки; д — отверстие в турбинном колесе; е — канал
в несущем фланце
насосного 8, турбинного 5, двух реактивных аппаратов 4
и 9, двух муфт свободного хода и блокировочного фрик-
циона 16. Насосное колесо 8 через барабан 7, несущий диск
24, ступицу 19 и полумуфту 20 приводится во вращение от двига-
теля. Оно опирается на картер 6 через два шарикоподшипника 10
и 18. Подшипник 10 фиксирует насосное колесо от осевых смеще-
ний. Турбинное колесо 5 имеет шлицевое соединение с ведущим
валом 12 коробки передач, который опирается на картер через
шарикоподшипник 13. Вторая опора вала выполнена в коробке
передач. Подшипник 13 фиксирует вал вместе с турбинным коле-
сом от осевых смещений. Колеса 4 и 9 реактивных аппаратов име-
ют шлицевое соединение с обоймами 3 и 15 муфт свободного хода.
Муфты свободного хода состоят из обойм 3 и 15, общей ступицы 1,
роликов 2 и 14 и поджимных пружин. Между роликами и по бо-
кам их установлены каленые стальные шайбы, через которые осе-
вые усилия от колес передаются на упорный бурт ступицы или
на ступицу турбинного колеса через проставку 22 и радиально-
упорный шарикоподшипник 21.
Колеса реактивных аппаратов опираются через обоймы
и ролики на ступицу муфт свободного хода. Таким образом, все
колеса гидропередач установлены на одной детали — ступице
МСХ, которая через проставку 11 крепится к перегородке карте-
ра 6. Такая конструкция дает точную центровку лопастных колес,
а следовательно, хорошую балансировку вращающихся деталей
трансформатора. Блокировочный фрикцион 16 — однодисковый, с
трением стали по металлокерамике в масле. Полнота включения
его обеспечивается гидросервомотором кольцевого типа, во внут-
реннюю полость которого по каналу е, подается масло под давле-
нием 1,0 МПа, чистота выключения — давлением подпитки
0,4 МПа. Рабочая жидкость для подпитки круга циркуляции под-
водится по каналу б на вход насосного колеса, так как в этой
точке круга циркуляции давление наименьшее. Отводится жид-
кость из рабочей полости через отверстия д в чаше турбинного ко-
леса в канал в. По каналу а в картере масло подается на гидро-
управление блокировочным фрикционом, а по каналу г — на
смазку КП. На передней крышке 23 картера 6 установлены нагне-
тающий масляный насос П системы смазки и гидроуправления
трансмиссии, гидронасос подпитки гидропередачи и откачиваю-
щий насос системы смазки и гидроуправления трансмиссии (по-
следние на рисунке не показаны). Уплотнение внутренней полос-
ти гидропередачи достигается посредством уплотнительных колец
и самоподжимных резиновых манжет. Уплотнительные кольца ра-
ботают по бронзовым втулкам, покрытым пористым хромом. Это
увеличивает срок службы колец.
Рабочие колеса изготовлены из сплава алюминия АЛ9; кар-
тер — из серого чугуна; ступица 19 и ведущий вал 12 КП — из
стали 40Х; обойма 3 и ступица 1 МСХ — из стали 20Х (может
применяться сталь 12Х2Н4А); ролики муфт — из стали ШХ6
(ШХ15).
254
10.3. АНАЛИЗ ВЫПОЛНЕННЫХ КОНСТРУКЦИЙ
ГИДРОМЕХАНИЧЕСКИХ ТРАНСМИССИЙ
По первой структурной схеме ГМТ выполнена гидромеханиче-
ская коробка передач для автотягачей повышенной проходимости
МАЗ, выпускаемая в двух вариантах, которые отличаются пере-
даточным числом входного редуктора. ГМКП на передачу мощ-
ности 276 кВт имеет передаточное число входного редуктора
иа = 0,733, а ГМКП на передачу мощности 386 кВт — 0,875.
Конструкция и кинематическая схема этих ГМКП (рис. 83) абсо-
лютно одинаковы. ГМКП состоит из двух ре актор ной комплексной
гидропередачи и механического планетарного редуктора с двумя
степенями свободы на три ступени переднего и одну заднего хо-
да. Конструкция обоих агрегатов рассмотрена выше. Каждый из
них собирается в собственном картере, а затем эти две сборочные
единицы стыкуются и скрепляются болтами, образуя единый мо-
ноблок.
Для трогания машины с места водитель включает передачу, ус-
танавливая рычаг переключения передач в соответствующее по-
ложение. Гидросервопривод обеспечивает открытие каналов подво-
да масла под давлением к сервомотору одного из фрикционных
устройств Ti, Т2, Ф3, Т3. х, включающий выбранную передачу. При
минимальной частоте вращения двигателя момент, передаваемый
гидропередачей, недостаточен для трогания машины с места. При
увеличении подачи топлива момент на турбинном колесе гидро-
передачи быстро растет до максимума, машина плавно трогается
с места на выбранной передаче. При движении по хорошим доро-
гам на второй и третьей передаче гидропередача может блокиро-
ваться фрикционом Фв в целях повышения КПД трансмиссии.
Данной ГМТ, как и всем ГМТ первой структурной схемы, при-
сущи простота конструкции, положительные свойства и недостат-
ки, перечисленные при общем анализе структурных схем ГМТ.
Вторая структурная схема ГМТ реализована в ГМТХ-1100-ЗА
основного американского танка Ml «Абрамс» (рис. 100). Транс-
миссия включает комплексную гидропередачу 5 с блокировочным
фрикционом 7, промежуточный редуктор, состоящий из пары ци-
линдрических шестерен 4, МПП и бортовые редукторы. Все агре-
гаты трансмиссии выполнены в едином блоке. Масса сухого транс-
миссионного блока 1964 кг. Комплексная гидропередача (иГто—
= 1,9) с литыми колесами и блокировочным фрикционом, автома-
тически управляемым по производительности турбокомпрессора
ГТД. Промежуточный редуктор согласовывает максимальную час-
тоту вращения различных двигателей с требуемыми максимальны-
ми скоростями на передачах.
Механизм передач и поворота — первого типа первой группы
с входным редуктором, состоящим из пары конических и трех ци-
линдрических шестерен 3. Планетарный механический редуктор 17
с тремя степенями свободы включает ведущий 19 и ведомый 10
валы, три эпициклических планетарных ряда с одинаковой харак-
255
Передача Л Т5
I + — — + —
Л — — 4- —
ш — — — + 4-
Лд — — 4- 4- —
hi — + 4- — •—
Лзх — — + — +
Рис. 100. Кинематическая схема ГМТ Х-11003А основного американ-
ского танка Ml «Абрамс»:
1 — планетарный ряд дополнительного привода; 2, 9, [6, 21 — шестерни дополни-
тельного привода; 3 — шестерни входного редуктора; 4 — пара цилиндрических
шестерен промежуточного редуктора; 5 — комплексная гидропередача; 6 — двига-
тель; 7 — блокировочный фрикцион; 8— вал дополнительного привода; 10 — ведо-
мый вал планетарного механического редуктора; 11 — пара цилиндрических шес-
терен; 12, 22 — суммирующие планетарные ряды (СПР); 13 — водило СПР; 14 —
эпицикл СПР; 15 — солнечная шестерня СПР; 17 — планетарный механический ре-
дуктор (ПМР); 18 — вал эпициклов; 19 — ведущий вал ПМР; 20 — гидрообъемная
передача
256
теристикой, три тормоза Ть Т2, Т5 и два фрикциона Ф3, Фа- Путем
попарного включения фрикционных устройств он обеспечивает че-
тыре передачи переднего и две заднего хода. Пара цилиндричес-
ких шестерен 11 соединяет ведомый вал планетарного редуктора
с валом 18 эпициклов. Планетарный механический редуктор 17,
пара цилиндрических шестерен 11 и вал 18 эпициклов составляют
основной привод МПП.
Дополнительный привод включает гидрообъемную передачу
(ГОП) 20, эпициклический планетарный ряд 1, шестерни 2, 9, 16,
21 и вал 8, а механизм поворота — два суммирующих планетар-
ных ряда (СПР) 12, 22 и гидрообъемную передачу. ГОП состоит
из гидронасоса регулируемой производительности и гидромотора
постоянной производительности. Обе гидромашины радиально-
поршневого типа с шаровыми поршнями. Их рабочий объем
5,75 • 10-4 м3, максимальное давление 34,2 МПа. Производитель-
ность насоса регулируется гидросервоприводом следящего дейст-
вия. Давление управления изменяется в пределах 4,12—13,7 МПа
в зависимости от давления в ГСП. Установочная мощность гид-
ропередачи равна максимальной мощности двигателя. Эти гидро-
машины по сравнению с обычными аксиально- и радиально-порш-
невыми характеризуются компактностью конструкции при высо-
ком уровне передаваемой мощности, использованием незначитель-
ного количества деталей, требующих особо точной обработки, от-
сутствием боковой нагрузки на поршень, относительно высоким
значением отношения хода поршня к диаметру цилиндра, расши-
ряющим диапазон работы с высоким КПД.
При прямолинейном движении мощность от двигателя через
комплексную гидропепедачу, промежуточный редуктор, входной
редуктор, планетарный механический редуктор, пару цилиндриче-
ских шестерен, вал эпициклов подается на эпициклы 14 сумми-
рующих планетарных рядов. Нейтральному положению привода
управления поворотом соответствует нулевая производительность
гидронасоса ГОП: ротор гидромотора остановлен. Принудительно
остановленными оказываются солнечные шестерни суммирующих
планетарных рядов, МПП работает по первой группе как однопо-
точный, прямолинейное движение устойчивое.
При повороте на нейтрали мощность двигателя от точки раз-
ветвления р идет одним потоком через ГОП. Планетарный ряд
дополнительного привода распределяет ее поровну при одинако-
вых сопротивлениях под гусеницами на солнечные шестерни 15
левого и правого суммирующих планетарных рядов, при этом они
будут вращаться в разные стороны, так как количество полюсов
зацепления между ними и водилом планетарного ряда дополни-
тельного привода разное (влево — один, а вправо — два), поэто-
му гусеницы будут вращаться в разные стороны, а танк повора-
чиваться относительно центра с радиусом, равным нулю. Плавным
Изменением угла наклона штурвала меняется производительность
насоса, а значит, частота вращения вала мотора. Тем самым плав-
но изменяются скорость перематывания гусениц и угловая ско-
17 Зак. 5205 257
рость поворота танка относительно центра. При максимальном уг-
ле наклона штурвала и максимальной частоте вращения вала дви-
гателя угловая скорость поворота будет максимальной.
При повороте танка на различных передачах в МПП мощ-
ность двигателя в точке р разветвляется на два потока. Основная
часть мощности передается по основному приводу на эпициклы
суммирующих планетарных рядов, остальная часть идет через
гидропередачу на солнечные шестерни. Со стороны забегающей
гусеницы направление вращения солнечной шестерни совпадает с
направлением вращения эпициклической шестерни, ускоряется
вращение водила 13, а значит, и скорость гусеницы. На отстающей
стороне солнечная шестерня суммирующего планетарного ряда
вращается с такой же скоростью, как на забегающей, но в сторо-
ну, противоположную эпициклу, и скорость отстающей гусеницы
уменьшится на столько же, на сколько увеличится скорость забе-
гающей. Танк поворачивается (при постоянном положении штур-
вала) с постоянным расчетным радиусом независимо от подачи
топлива и нагрузки. •
Любому положению штурвала управления поворотом соответ-
ствует свой расчетный радиус на каждой передаче. Поворот штур-
вала от нейтрали до максимального угла изменяет радиус от бес-
конечности до минимального значения, величина которого увели-
чивается с увеличением номера передачи.
В этой конструкции разветвление потока мощности после гид-
родинамической передачи исключает остановку двигателя при
повороте танка (в случае малой подачи топлива) и потерю управ-
ляемости танка при движении накатом или неработающем дви-
гателе, снижает мощность, потребную для пуска двигателя. Ки-
нематический способ регулирования радиуса поворота наряду
с реализацией более крутых поворотов обеспечивает хорошую
управляемость танка на высоких скоростях и на скользкой доро-
ге, что невозможно при силовом способе регулирования.
Третья структурная схема ГМТ реализована в ГМТ «Кросс-
Драйв» СД-850-6А американского основного танка М60А1
(рис. 101). Она спроектирована для работы с дизелем мощностью
550 кВт при частоте вращения 40 с-1. ГМТ включает входной ре-
дуктор, состоящий из пары 5 цилиндрических и пары 4 кониче-
ских шестерен, двухреакторную комплексную гидропередачу 3,
двухпоточный МПП первого типа второй группы. МПП в основ-
ном потоке имеет планетарный механический редуктор с двумя
степенями свободы, образованный двумя планетарными рядами
/ и 13. Он обеспечивает две ступени переднего (ленточный тор-
моз Т3. п включает замедленную передачу; фрикцион Фу включа-
ет ускоренную передачу) и ступень заднего хода (ленточный тор-
моз Т3.х включает передачу заднего хода). Через механический
редуктор мощность передается к эпициклам левого и правого
СПР, так как они связаны валом 7 эпициклов. В точке разветвле-
ния р берет начало дополнительный привод, состоящий из просто-
го цилиндрического дифференциала 6, четырех пар цилиндриче-
258
17*
259
ских шестерен 9, 14, 15 и 20, двух валов 2 и 8. При выключенных
тормозах Тл и Тп дополнительный привод обеспечивает вращение
солнечных шестерен СПР в сторону вращения эпициклов. Мощ-
ность, подводимая к СПР через основной и дополнительный при-
воды, суммируется на водилах и передается через бортовые ре-
дукторы 10 и 19 на ведущие колеса. Прямолинейное движение из-
за наличия двух степеней свободы в дифференциале дополнитель-
ного привода неустойчиво.
Для поворота влево включается тормоз Тл, при этом солнеч-
ная шестерня левого СПР останавливается, а правого начинает
даращаться в 2 раза быстрее в ту же сторону, в какую вращалась
при прямолинейном движении. Если в планетарном редукторе
включена нейтраль, то мощность двигателя от точки разветвления
р пойдет одним потоком через разветвляющий вал 16, дифферен-
циал 6, шестерни валов 8, на солнечную шестерню правого СПР,
который будет работать в раздаточном режиме. Часть мощности
пойдет через водило, бортовой редуктор на ведущее колесо и
будет вращать гусеницу в сторону поворота танка. Другая часть
мощности пойдет через эпицикл правого ряда, вал 7 эпициклов
1Ла эпицикл левого СПР. Он заставляет сателлиты обкатываться
по заторможенной солнечной шестерне, увлекач за собой водило
и вращая его в сторону, обратную вращению водила правого
борта. Правая и левая гусеницы будут перематываться в проти-
воположные стороны. Танк поворачивается относительно центра
с радиусом, равным нулю. Так как СПР правого борта остается
механизмом с двумя степенями свободы, поворот танка неустой-
чив и радиус поворота зависит от сопротивлений под гусеницами,
В В
изменяясь от — до ——.
Если в планетарном редукторе включена замедленная или уско-
ренная передача, то мощность двигателя при повороте в точке р
разветвляется на два потока. По основному она идет через раз-
ветвляющий вал 16, механический редуктор к эпициклам правого
и левого СПР, а по дополнительному — на солнечную шестерню
правого борта. Остановка солнечной шестерни левого СПР при-
водит к замедлению вращения водила. Это будет отстающая сто-
рона. Солнечная шестерня правого СПР вращается в 2 раза бы-
стрее, ускоряется вращение водила на величину замедления води-
ла левого СПР. Это будет забегающая сторона. Танк поворачива-
ется с устойчивым радиусом, соответствующим включенной ступе-
ни в механическом редукторе. Остановочные тормоза То исполь-
зуются только для торможения. Особенность их конструкции со-
стоит в том, что водила СПР с внутренними барабанами 11 и 18
соединены через упругие муфты, обеспечивающие гашение кру-
тильных колебаний. Это повысило надежность работы остановоч-
ных тормозов и трансмиссии в целом.
Четвертая и пятая структурные схемы ГМТ имеют общий при-
знак — разветвление потока мощности до гидропередачи
(рис. 96, в). Различаются они лишь работой дополнительного
260
привода. По четвертой структурной схеме выполнены ГМТ основ-
ных танков и боевой машины пехоты ФРГ
На рис. 102 представлена кинематическая схема ГМТ 4НР-250
западногерманского основного танка «Леопард-1».
При прямолинейном движении на различных передачах вперед
или назад в дополнительном приводе включены фрикционы Фл,
фп. Мощность от двигателя 7 через входной редуктор, гидропе-
редачу, ПКП передается к эпициклам СПР, связанным между
собой валом 11. Ведомые шестерни двухступенчатого конического
редуктора 15 вращаются вхолостую, так как Фм и Фб выключе-
ны. Солнечные шестерни СПР принудительно остановлены, так
как включенные Фл и Фп блокируют центральный 12 и ведо-
мый 18 валы между собой. Ведомый вал соединен с солнечной
шестерней левого СПР через два полюса зацепления цилиндри-
ческих шестерен редуктора 22, а центральный — через три. Таким
образом, солнечная шестерня левого СПР вращаться не может,
так как при вращении ее ведомый и центральный валы должны
были бы вращаться друг относительно друга в разные стороны.
С центральным валом 12 через шестерни редуктора 10 связана
солнечная шестерня правого СПР. Так солнечные шестерни СПР
оказываются принудительно остановленными. Эпициклы, приво-
димые во вращение через основной привод, заставляют сателли-
ты обегать вокруг неподвижных шестерен, увлекая за собой во-
дила. Водила через бортовые редукторы вращают ведущие коле-
са, обеспечивая прямолинейное движение вперед или назад.
При медленном повороте, например вправо на третьей пере-
даче, выключается фрикцион Фп, разблокируются ведомый 18 и
центральный 12 валы. Включение фрикциона Фм обеспечивает
включение первой ступени конического редуктора, при этом па-
раллельно основному потоку мощности от точки р появляется
второй поток на солнечные шестерни левого и правого СПР. Он
идет через низшую ступень двухступенчатого конического редук-
тора ик. м, фрикцион Фм, муфту 17 свободного хода (М.СХ), кото-
рая при ведущей ступице 19 и вращении ее по ходу часовой
стрелки заклинена, фрикцион Фл, два полюса зацепления левого
редуктора 22 на солнечную шестерню левого СПР и вращает ее
в направлении вращения эпицикла. Это — забегающая сторона.
От солнечной шестерни левого СПР через три полюса зацепле-
ния левого цилиндрического редуктора 22, центральный вал и
два полюса зацепления правого цилиндрического редуктора 10
приводится во вращение солнечная шестерня правого СПР. Так
как на пути от левой к правой солнечной шестерне нечетное число
полюсов зацепления, то она будет вращаться против вращения
эпицикла. Частота вращения водила правого СПР уменьшится
на столько, на сколько увеличится частота вращения водила ле-
вого СПР. Это будет отстающая сторона. Так осуществляется
медленный поворот.
При быстром повороте вправо дополнительно включается
Фрикцион Фе, при этом фрикцион Фм остается включенным. Это
261
262
обеспечивается наличием муфты свободного хода между веду-
щим 16 и ведомым 18 валами. Частота вращения обоймы 21 ста-
новится больше частоты вращения ступицы 19, и муфта разбло-
кируется, разъединяя ведущий вал с ведомым валом. Дополни-
тельное введение МСХ в дополнительный привод обеспечило пере-
ход от медленного поворота к быстрому и обратно без разрыва
потока мощности, т. е. без потери танком управляемости. Мощ-
ность пойдет через высшую ступень двухступенчатого коническо-
го редуктора, ведущий вал 14, фрикцион Фб, ведомый вал 18 и
дальше по тому же пути к солнечным шестерням СПР. Они будут
вращаться в тех же направлениях, но быстрее
Таким образом, трансмиссия танка «Леопард-1» на каждой
передаче обеспечивает два расчетных радиуса. Но оба радиуса
не являются фиксированными. Они зависят от передаточного чи-
сла гидропередачи, последнее же зависит от сопротивления дви-
жению и изменяется автоматически независимо от воли механика-
водителя.
Конструкцией предусмотрен устойчивый поворот вокруг центра
танка. Устойчивость достигается торможением вала эпициклов пу-
тем включения в планетарном механическом редукторе третьей и
четвертой передач. При повороте штурвала на небольшой угол,
например, вправо выключается Фп и включается Фы — медлен-
ный поворот относительно центра. При повороте до упора допол-
нительно включается Фб — быстрый поворот относительно центра.
По такой же схеме выполнена ГМТ HSWL-194 западногерман-
ской боевой машины пехоты «Мардер» (рис. 103). В ней примене-
на двухступенчатая комплексная гидропередача 3, в дополнитель-
ном приводе — гидрообъемная передача 6 с насосом регулиру-
емой и мотором постоянной производительности. В дополнитель-
ном же приводе параллельно с ГОП установлена двойная гидро-
муфта 2, предназначенная для разгрузки ГОП на малых радиу-
сах поворота, уменьшения ее установочной мощности и габаритов.
При прямолинейном движении штурвал управления поворо-
том находится в нейтральном положении, а связанная с ним шай-
ба насоса ГОП — в вертикальном, производительность его равна
нулю, вал гидромотора не вращается. Принудительно останов-
ленными оказываются и связанные с ним солнечные шестерни 12
и 17 СПР. Мощность двигателя передается через комплексную
гидропередачу 3, планетарный механический редуктор 14, сум-
мирующие планетарные ряды 13 и 16, работающие как понижа-
ющие редукторы, бортовые редукторы 10 и 19 на ведущие коле-
са. Обеспечено устойчивое прямолинейное движение.
При повороте штурвала поворачивается шайба насоса ГОП,
пропорционально углу ее поворота возрастает производительность
насоса, а с ней возрастает и частота вращения вала. Он приво-
дит во вращение вал 7 дополнительного привода, который связан
с солнечной шестерней 12 левого СПР через два полюса 8 и 9 за-
цепления цилиндрических шестерен, а с солнечной шестерней 17
правого СПР через конический дифференциал 1, водилом которо-
263
Гис. 103. Кинематическая схема ГМТ HSWL-194 западногерманской бое-
вой машины пехоты «Мардер»:
/--дифференциал; 2 — двойная гидромуфта; 3— комплексная гидропередача; 4 —
двигатель; 5 — блокировочный фрикцион; 6 — гидрообъемная передача (ГОП);
7 вал дополнительного привода; 8, 9, 20, 21 — полюса зацепления цилиндричес-
ких шестерен; 10, 19 — бортовые редукторы; 11, 18 — быстроразъемные муфты;
17 — солнечные шестерни; 13, 16 — суммирующие планетарные ряды (СПР);
14— планетарный механический редуктор (ПМР); 15 — вал эпициклов
го является неподвижный корпус гидромуфты 2, и два полюса
20, 21 зацепления цилиндрических шестерен, поэтому солнечные
шестерни СПР вращаются в разные стороны. Сторона, где в СПР
направление вращения солнечной шестерни совпадает с направ-
лением вращения эпицикла, будет забегающей, а где эти направ-
ления не совпадают — отстающей. Бесступенчатое же изменение
передаточного числа ГОП плавно изменяет расчетный радиус по-
ворота.
При уменьшении радиуса поворота увеличиваются сопротивле-
ние повороту и нагрузка на ГОП. Пропорционально нагрузке уве-
личивается давление в ГОП. Оно заставляет сработать датчик на
заполнение одной из гидромуфт 2, которая помогает ГОП преодо-
леть возросшие сопротивления. Поворот на месте происходит так
же, как и на танке «Леопард-1».
При прямолинейном движении и воздействии на педаль тормо-
за гидромуфты работают как гидрозамедлители. Их турбинные
колеса принудительно остановлены вместе с солнечными шестер-
нями, а при ходе педали привода остановочных тормозов на угол
до 15° они заполняются маслом. При ходе педали на угол более
15° гидрозамедлитель работает совместно с механическими ди-
264
сковыми тормозами То. Наибольшая эффективность гидрозамед-
лителя достигается при максимальной частоте вращения вала дви-
гателя на первой передаче, при этом должен быть обязательно
включен блокировочный фрикцион 5 комплексной гидропередачи.
По четвертой же структурной схеме выполнена и ГМТ
HSWL-354/3 западногерманского основного танка «Леопард-2».
Эта трансмиссия спроектирована для работы с дизельным двига-
телем максимальной мощностью 1100 кВт при частоте вращения
43,3 с-1 (рис. 104). В ней ГОП 24 и гидромуфты 6 соединяются
Рис. 104. Кинематическая схема ГМТ HSWL-354/3 западногерманского
основного танка «Леопард-2»:
1 — комплексная гидропередача; 2— блокировочный фрикцион; 3 — двигатель; 4, 5,
7, 8, 9, 21, 22 — полюса зацепления; 6 — двойная гидромуфта; 10, 20 — бортовые ре-
дукторы; 11, 19 — быстроразъемные муфты; 12, 18 — суммирующие планетарные
ряды; 13 — планетарный механический редуктор; 14 — вал эпициклов; 15 — гидро-
замедлитель; 16 — насосное колесо гндрозамедлителя; 17 — турбинное колесо гид-
розамедлителя; 23 — вал дополнительного привода; 24 — гндрообъемная передача
с валом 23 дополнительного привода через полюса зацепления
цилиндрических шестерен, многодисковые с трением стали по ме-
таллокерамике в масле остановочные тормоза установлены на во-
дило СПР в картере блока трансмиссии, гидрозамедлитель 15
выполнен автономно на валу 14 эпициклов в виде гидромуфты
с заторможенным турбинным колесом 17, комплексная гидропе-
265
редача / — одноступенчатая. В остальном ГМТ HSWL-334/3 по-
добна ГМТ HSWL-194. Работа ее не имеет отличий, за исключени-
ем работы гидрозамедлителя.
Пятая структурная схема ГМТ, в которой дополнительный
привод при прямолинейном движении работает, выполнена в
ГМТ «Кросс-Драйв» СД-850-6 американского танка М60. Она
спроектирована для работы с дизельным двигателем мощностью
550 кВт при частоте вращения 40 с-1, является предшественницей
ГМТ «Кросс-Драйв» СД-850-6А танка М60 А1 и отличается от нее
расположением точки разветвления р (рис. 105) потока мощности.
Точка разветвления находится до гидропередачи, обеспечивает
два потока мощности и при прямолинейном движении, и при по-
вороте.
Рис. 105. Кинематическая схема ГМТ «Кросс-Драйв» СД 850-6 амери-
канского танка М60
1, 9, 10, 14 — цилиндрические шестерни; 2, /5 — солнечные шестерни СПР; 3, 13 —
эпициклические шестерни СПР; 4, 12 — валы; 5 — разветвляющий вал; 6 — диффе-
ренциал; 7, 8 — двойные цилиндрические шестерин; 11 — вал эпициклов; 16, 19 ~
водило СПР; 17— ведущий вал ПКП; 18— двухреакторная комплексная гидропе-
редача
Конструктивно ГМТ «Кросс-Драйв» СД-850-6 подразделяется
на те же элементы, что и СД-850-6А, только комплексная двух-
реакторндл гидропередача 18 включена в основной поток мощно-
сти. Она совместно с планетарным механическим редуктором обра-
зует гидромеханическую коробку передач.
Прямолинейное движение при выключенных тормозах поворо-
та Тл и Тп из-за наличия двух степеней свободы в гидропередаче
основного привода и в дифференциале 6 дополнительного приво-
266
j^a является неустойчивым. Мощность с разветвляющего вала 5
от точки р передается на вал эпициклов 11, а с него — на эпи-
циклы 3 и 13 СПР — это основной привод. Параллельно с основ-
ным потоком от точки р разветвляющего вала через дифференци-
ал 6, двойные шестерни (с внутренним и внешним зацеплением)
7, 8, шестерни 9, 10, валы 4, 12, шестерни 1, 14 существует допол-
нительный поток мощности на солнечные шестерни 2, 15 СПР.
Они вращаются в сторону вращения эпициклов. Трансмиссия ра-
ботает, как МПП второй группы. Эти два потока мощности сум-
мируются на водилах 16, 19 и через бортовые редукторы переда-
ются на ведущие колеса. Наличие потока мощности через меха-
ническую цепь дополнительного привода разгружает гидропере-
дачу и повышает общий КПД танка, но при этом сужает диапа-
зон трансмиссии по сравнению с диапазоном ГМКП. Включение
в планетарном механическом редукторе передачи заднего хода
тормозом Т3. х изменяет направление вращения только эпициклов
СПР, а солнечные шестерни продолжают вращаться в прежнем
направлении. Трансмиссия превращается в МПП третьей группы,
который характеризуется наличием потока циркулирующей мощ-
ности через ГМКП, перегружающего ее.
Поворот танка происходит так же, как и танка с ГМТ «Кросс-
Драйв» СД-850-6А, но радиусы поворота танка будут условно рас-
четными. Они изменяются из-за автоматически меняющегося пе-
редаточного числа гидропередачи в соответствии с изменением со-
противления движению танка и изменением подачи топлива меха-
ником-водителем.
Трансмиссия громоздка, тяжела и нуждается в специальной
системе охлаждения, имеет большую «слоистость» валов, значи-
тельно усложняющую конструкцию. Некоторое повышение КПД
ГМТ, приводящее к сужению диапазона трансмиссии, автоматиче-
ское изменение радиусов поворота помимо воли механика-водите-
ля, а также наличие циркулирующей мощности на передаче зад-
него хода делают такую трансмиссию неперспективной.
10.4. проектный расчет однопоточных
ГИДРОМЕХАНИЧЕСКИХ ТРАНСМИССИИ
ПРИ ПРЯМОЛИНЕЙНОМ ДВИЖЕНИИ ТАНКА
В проектный расчет однопоточных ГМТ включают:
1. Определение передаточного числа входного редуктора.
2. Определение основных размеров и параметров, необходи-
мых для проектирования гидропередачи.
3. Подсчет диапазона, числа ступеней и передаточных чисел
механического редуктора, передающего мощность от турбинного
колеса гидропередачи к механизму поворота.
Исходными данными для такого расчета являются: масса т
проектируемого танка, т; передаточное число «б. р и КПД rjc. р
бортового редуктора; радиус гв. к ведущего колеса, м; КПД цг. д
гусеничного движителя; приведенная топографическая характери-
267
стика двигателя; исходная характеристика гидропередачи-прооб-
раза (рис. 98); оптимальная частота вращения пн. оп насосного ко-
леса гидропередачи-прообраза, с-1; все данные о гидропередаче-
прообразе (рис. 106): размеры круга циркуляции, выраженные
в долях активного диаметра D, число лопаток, размеры их сече-
ний п углы входа и выхода для каждого лопаточного колеса, вяз-
кость, температура и подпиточное давление рабочей жидкости,
при которых испытывалась гидропередача-прообраз.
Рис. 106. Параметры круга циркуляции рабочей жидкости
кгп
ЭЛЕМЕНТ'. ГТ Z я 71
н 21 57 53
т 23 125 20
Af 31 47 90
а2 31 90 115
Приведенная топографическая характеристика двигателя —
это зависимость свободного момента двигателя при полной пода-
че топлива и момента при равных удельных расходах топлива на
частичных характеристиках, приведенных к насосному колесу, от
частоты вращения насосного колеса.
Проектный расчет ГМТ ведется в такой последовательности.
1. Определение передаточного числа ып входного редуктора.
2. Определение активного диаметра D гидропередачи.
3. Корректировка найденных величин «п и D.
4. Расчет и построение выходной характеристики моторно-
трансформаторной группы.
5. Проектирование и расчет гидропередачи.
6. Кинематический' расчет механического редуктора.
Проектирование новых гидропередач, имеющих такую же ис-
ходную характеристику, что и гидропередача-прообраз, выполня-
ется с соблюдением пяти критериев подобия:
1. Равенство частоты вращения насосного колеса гидропере-
дачи при частоте вращения максимальной мощности двигателя
nN, оптимальной частоте вращения насоса пп оп, выявленной при
испытаниях гидропередачи-прообраза.
268
2. Геометрическое подобие круга циркуляции (осевого сечения
тороидального объема) проектируемой гидропередачи и гидропе-
редачи-прообраза.
3. Равные углы наклона лопаток на входе и выходе масла из
лопаточных колес, геометрическое подобие сечений лопаток.
4. Пропорциональное активному диаметру изменение числа ло-
паток насосного, турбинного и реактивных колес.
5. Равная вязкость масла при рабочей температуре, однотип-
ное качество поверхностей гидропередачи, омываемых маслом.
Приближенность расчета методом подобия обычно вызывает
необходимость в стендовых испытаниях первых опытных образцов
новой гидропередачи, ее длительной доводки, уточнений опти-
мальной величины давления подпитки, проверки температурного
состояния гидропередачи, установленной вместе с системой ох-
лаждения в танк.
Определение передаточного числа входного редуктора выпол-
няется в целях соблюдения первого критерия подобия
nN
пн. оп
(137)
Увеличение ип приводит к росту силовой нагрузки гидропере-
дачи, а значит, к увеличению ее размеров; уменьшение же сни-
жает силовую нагрузку, но повышает частоту вращения колес
гидропередачи и скорость циркуляции масла, создавая опасность
появления кавитации, т. е. усиленного газовыделения масла из-
за чрезмерного снижения давления при больших скоростях цир-
куляции.
Активный диаметр гидропередачи определяется в целях полу-
чения максимальной скорости танка с ГМТ при работе двигателя
на режиме максимальной мощности (MHN, nN), а гидропередачи
на правой границе рабочей зоны (у%"н) с максимальным КПД
(рис. 106). Для подсчета диаметра D пользуются уравнением
МД^П7,П=X= т*н (—УП5.
\ Ua J
Отсюда активный диаметр гидропередачи
^дЛ^п^п
(138)
Для анализа формулу (138) с учетом того, что Адтах =
„3
= Мд ;у2лп¥ и /г3 =— , можно преобразовать в выражение
«п
Nп тах^п
2^Т^нпн.оп
(139)
269
Анализ полученного выражения позволяет сделать следующие
выводы.
1. Размеры гидропередачи с увеличением мощности двигателя
увеличиваются незначительно. Так, при удвоении мощности актив-
ный диаметр увеличивается лишь на 15% (у2 = 1,15).
2. При постоянной мощности двигателя более компактными бу-
дут гидропередачи, работающие на жидкости, имеющей большую
плотность, с большим коэффициентом насосного колеса на
правой границе рабочей зоны, с большей оптимальной частотой
вращения пн. оп насосного колеса. При прочих равных условиях
увеличение частоты вращения насосного колеса в 2 раза приводит
к уменьшению активного диаметра на 34% (57= = 0,66).
У 2з
Корректировка передаточного числа входного редуктора и
активного диаметра гидропередачи проводится по условиям по-
лучения высоких тяговых качеств и хорошей топливной экономич-
ности танка с ГМТ. Для этого графически исследуется все поле
совместной работы двигателя с проектируемой гидропередачей.
На приведенную топографическую характеристику двигателя
накладываются построенные в том же масштабе входные харак-
теристики гидропередачи 2 (рис. 107), подсчитанные по выра-
жению
М, = ТХН4£>5 (140)
для крайних и промежуточных значений уХн в границах рабочей
зоны гидропередачи.
Нижняя парабола 7ИН = -(>нп2нпересечется с внешней при-
веденной характеристикой двигателя в режиме максимальной
мощности при /гн = ——, Л4Н = Л4Д ^пт]п, так как активный диа-
ип
метр D подсчитан по формуле (138), выведенной именно из этого
условия. Для полного использования приспособляемости двигате-
ля в интересах получения наивысших тяговых качеств танка верх-
няя парабола -М, = 7должна пересечь внешнюю приве-
денную топографическую характеристику двигателя в режиме
максимального момента лн =, 7WH = 7l4flmax«n7ln- Определим,
«П
каким должен быть рабочий коэффициент автоматичности гид-
ропередачи Аг. р, чтобы использовался весь рабочий диапазон дви-
гателя. Для первой точки справедливо равенство
. „ ,.’х9
Л^д/гадп = ^н = 'ГХн|--) -О0.
\ Ип 1
а для второй
Л^д шах^п^п == == ( V
\ “п /
270
характеристиками гидропередачи:
271
Тогда рабочий коэффициент автоматичности будет
__ ^дЛГ
ЛБ шах
0,3,
(141)
f—V = 0,25
\ "aJ
так как для дизелей с корректорами
^- = 1,4-1,8. a 1.2-1,27.
«м Л,Д JV
При большем значении Аг. р в гидротрансформаторах приспо-
собляемость двигателя в полной мере использована быть не мо-
жет. На рис. 108, а показан режим совместной работы тепловоз-
ного гидротрансформатора сЛг.Р=1 и двигателя. На рис. 108,6
показана уже область совместной работы трехступенчатого гидро-
трансформатора с двигателем, так как у него Дг. Р = 0,9. Нако-
нец, на рис. 108, в показан идеальный случай, когда область сов-
местной работы двухреакторной комплексной гидропередачи рав-
на рабочему диапазону частот двигателя. Это оказалось возмож-
ным при Аг. р = 0,27. В этом случае полностью использованы ав-
томатичность гидропередачи и приспособляемость двигателя, что
обеспечивает танку высокие тяговые свойства.
Топливная экономичность танка с ГМТ оценивается по взаим-
ному положению пучка рабочих входных парабол гидропередачи
и зоны минимальных расходов топлива двигателем. Их совпаде-
ние предопределяет высокую экономичность моторно-трансфор-
маторной группы. В случае их смещения необходима корректи-
ровка ранее найденной величины активного диаметра или пере-
даточного числа входного редуктора. Увеличение активного диа-
метра гидропередачи приведет к подъему парабол при неизмен-
ном положении приведенной топографической характеристики
двигателя. На рис. 107 показаны смещенные входные характери-
стики при yZ"H и у7/н с увеличенным активным диаметром гидро-
передачи Z)j > D. Увеличение передаточного числа цп входного
редуктора вызывает смещение приведенной топографической ха-
рактеристики двигателя вверх влево при неизменном положении
пучка входных парабол. При создании новой гидропередачи пред-
почтительным оказывается первый путь обеспечения высокой топ-
ливной экономичности, так как второй путь ^влечет за собой нару-
шение первого условия подобия. При использовании существую-
щей гидропередачи возможна корректировка только ип, несмотря
на отклонение частоты вращения колеса насоса от опти-
мальной.
Расчет и построение выходной характеристики моторно-транс-
форматорной группы проводятся в последовательности, рассмот-
ренной в учебнике «Теория движения танка и БМП». Н-а ней вы-
деляются границы рабочей зоны с моментами ЛГТ, М"т и частота-
ми п'т, п"т турбинного колеса. После этого вычисляются скорост-
272
г
18 Зак. 5205
273
ной и силовой рабочие диапазоны моторно-трансформаторной
группы:
d$. гр- и rfp.rp = - — dpk. (142)
«т Мт
При полном использовании приспособляемости двигателя си-
ловой рабочий диапазон группы равен произведению силового
рабочего диапазона гидропередачи на коэффициент k приспо-
собляемости двигателя.
Проектирование и расчет гидропередачи. Найденная и скор-
ректированная величина активного диаметра D гидропередачи
служит основой для ее проектирования и расчета с соблюдением
следующих соображений.
1. Обязательное выполнение остальных четырех условий (кри-
териев) подобия проектируемой гидропередачи и гидропередачи-
прообраза.
2. Выбор наилучшей рабочей жидкости с наибольшей плот-
ностью р, стабильной и невысокой вязкостью, хорошими смазы-
вающими и антикоррозионными свойствами. В качестве рабочей
жидкости в гидропередачах применяют минеральные масла раз-
личных сортов в зависимости от того, является ли система под-
питки и охлаждения гидропередачи автономной или она объеди-
нена с системой смазки и гидроуправления трансмиссии. В по-
следнем случае применяются масла с большей вязкостью, обес-
печивающие надежную смазку подшипников и других трущихся
деталей трансмиссии. Объединение системы подпитки и охлаж-
дения гидропередачи с системой смазки и гидроуправления упро-
щает конструкцию уплотнений, сокращает количество сортов ма-
сел в эксплуатации машин.
3. Разработка системы подпитки с гарантированным давле-
нием подпитки 0,6—1 МПа за счет достаточной производительно-
сти подпитывающего насоса и надежных уплотнений внешнего и
внутреннего торцов круга циркуляции масла. Система охлажде-
ния рассчитывается на постоянный отвод в атмосферу тепла, со-
ответствующего 13—25% мощности двигателя при максимальной
температуре масла 100—130° С.
4. Прочностной расчет различных деталей и узлов гидропере-
дачи проводится по следующим расчетным моментам:
ведущий вал насосного колеса и детали, соединяющие их:
2Интах —— niax (143)
ведомый вал турбинного колеса и детали, соединяющие их:
Л4ТО = Л4н0иг0,
(144)
274
колесо реактивного аппарата и муфты свободного хода:
Л1а„ = Мт0-Ж110 (145)
или при двух реактивных аппаратах /Иа0 = ———— ;
блокировочный фрикцион, если он применяется в гидропере-
даче:
Л1ф — Л1Н тах, (146)
так как в сблокированной гидропередаче циркуляция масла пре-
кращается и момент от насосного колеса к турбинному гидравли-
ческим путем не передается.
Кинематический расчет механического редуктора производит-
ся в такой последовательности.
1. Определение диапазона механического редуктора. Если по-
сле тягового расчета танка с ГМТ известен общий диапазон транс-
миссии d, то из отношения
tz—t/p . р
(147)
получим диапазон механического редуктора
а . а
О'М.р --------------------------
llp. Гр
В противном случае подсчитывается передаточное число uM. pi
механического редуктора на первой ступени исходя из условия
обеспечения достаточной удельной силы тяги fR шах 2^0,65 при
работе моторно-трансформаторной группы на левой границе
(А4'т) рабочей зоны:
В.К
/д тах^Г|
Wm. р! =-----
^тим.пиб. р^м.рЧм.п^г.д!
Передаточное число механического редуктора на высшей пере-
даче ым. pm определяется из условия движения тапка с максималь-
ной скоростью по дорогам с малым суммарным коэффициентом
сопротивления fc mm = 0,04—0,05 при работе моторно-трансформа-
торной группы на правой границе рабочей зоны:
/с пипС/"и к
(148)
(149)
^м. рт — „
^тим.пиб. p’lH.p’le. р^г.лт
Отсюда искомый диапазон механического редуктора
А — “м-Р1
им.р —
пм.р т
(150)
18*
275
2. Выбор промежуточных передаточных чисел. Разбивка рабо-
чего диапазона производится по закону геометрической прогрес-
сии со знаменателем
тп-1____
тогда q = V^m.p. ' (151)
(152)
Для облегчения переключения передач должно соблюдаться
условие q dp гр. Для крайнего случая равенства q = dv. гр на-
1 г "'ll J •*
ходится ам. р = £/р.гр , а полный диапазон трансмиссии
d— dp.rpdu.p—dp.rpdp.rp —dp.тр.
Необходимое количество передач будет
тп
igd
lg dp. гр
(153)
(154)
Обычно дробное значение отношения логарифмов округляется
до ближайшего большего целого числа. По формуле (152) вычис-
ляется знаменатель геометрической прогрессии и после этого вы-
числяются промежуточные передаточные числа механического ре-
дуктора по формуле
Чм.р1==: ₽ ' ИЛИ Иы.р i =z Им. pmq(nl (15о)
^U-l)
3. Выбор типа механического редуктора. В качестве механиче-
ского редуктора, как правило, выбирается планетарный редук-
тор с фрикционным включением передач, так как система смазки
и гидроуправления трансмиссии хорошо компонуется с системой
подпитки и охлаждения гидропередачи. Общее число ступеней
увеличивают на единицу тп + 1 за счет ступени заднего хода. Ча-
сто на входе в механический редуктор или на выходе из него при-
меняют конический или цилиндрический реверс, удваивающий об-
щее число передач (2тп).
Такая методика расчета распространяется на все однопоточ-|
ные при прямолинейном движении структурные схемы ГМТ. Но
для второй и третьей структурных схем вместо передаточного
числа механического редуктора на первой ступени uH. pi определя-
ется передаточное число МПП uMi и вместо передаточного числа
им. р щ механического редуктора на высшей передаче определяет-1
ся им т, а для четвертой схемы вместо передаточного числа им.в
в предыдущие формулы подставляется передаточное число сум-
1 + k
мирующего планетарного ряда ис п р =------.
276
11. БОРТОВЫЕ РЕДУКТОРЫ
Бортовыми редукторами называются механизмы трансмиссии,
устанавливаемые непосредственно перед ведущими колесами. Они
предназначены для постоянного увеличения крутящего момента,
подводимого от трансмиссии к ведущим колесам танка. Бортовые
редукторы связывают трансмиссию с движителем и уменьшают
нагрузку на детали трансмиссии.
Работа бортовых редукторов проходит в тяжелых условиях.
Разгружая трансмиссию, они сами испытывают большие динами-
ческие нагрузки, передаваемые от гусеничного движителя и воз-
никающие в зацеплении ведущих колес с гусеницами. Наружное
и низкое размещение требует надежной защищенности их от огня
противника и от разрушения при преодолении препятствий и
движении по пересеченной местности.
11.1. ТРЕБОВАНИЯ К БОРТОВЫМ РЕДУКТОРАМ
Конструкция бортового редуктора должна обладать высокой
надежностью в работе в течение длительного периода эксплуата-
ции, неуязвимостью от огня противника, возможностью отсоеди-
нения ведущего колеса от трансмиссии для буксировки танка,
иметь малую массу и объем, занимаемый внутри танка, быть про-
стой в изготовлении при достаточном техническом совершенстве,
простой в эксплуатации и ремонтопригодной.
Высокая надежность в работе достигается выполнением дета-
лей в размерах, обоснованных соответствующими расчетами,
применением высококачественных конструкционных материалов,
совершенной технологией изготовления и сборки узлов, подбором
подшипников с высокой работоспособностью, обеспечением рас-
четного температурного режима, применением надежных, долго-
вечных уплотнений, обеспечением надежной смазки узлов и де-
талей.
Неуязвимость от огня противника обеспечивается кормовым
расположением трансмиссии, низким размещением бортовых ре-
дукторов, местным бронированием и применением пулестойких
материалов и специальных защитных экранов.
Возможность отсоединения ведущего колеса от трансмиссии
Достигается конструкцией бортового редуктора с разгруженным
277
ведомым валом, применением соединений муфтами и дополнитель-
ными валами
Малая масса и объем, занимаемый внутри танка, достигаются
уменьшением необходимого передаточного числа бортового ре-
дуктора за счет наличия понижающей ступени в трансмиссии,
выбором рациональной кинематической схемы, тщательной конст-
руаГивной отработкой узлов, выносом бортового редуктора или
части его деталей из корпуса танка внутрь ведущего колеса.
Простота изготовления достигается высокой технологично-
стью деталей, совершенной технологией их изготовления и сбор-
ки узлов, применением унифицированных деталей, возможностью
применения автоматических линий при изготовлении трудоемких
деталей.
Простота в эксплуатации и высокая ремонтопригодность до-
стигаются подбором смазки, обеспечивающей работу бортовых ре-
дукторов в течение длительного периода эксплуатации без заме-
ны, удобством доступа к местам обслуживания и крепления, воз-
можностью безразборной диагностики, легкостью демонтажно-
монтажных работ без дополнительных центровочно-регулировоч-
ных работ, применением унифицированных деталей, узлов и бор-
товых редукторов в целом.
11.2. КЛАССИФИКАЦИЯ БОРТОВЫХ РЕДУКТОРОВ
И ИХ СРАВНИТЕЛЬНАЯ ОЦЕНКА
Бортовые редукторы классифицируются (рис. 109):
по взаимному расположению осей ведущих и ведомых валов —
на соосные г, д, е (оси ведущего и ведомого валов совпадают) и
несоосные а, б, в (оси ведущего и ведомого валов параллельны
друг другу);
по числу рядов шестерен — на однорядные а, б, д и двухрядные
в, г, е;
по конструкции шестеренчатых устройств — на простые а, б,
г (с неподвижными осями), планетарные д, е и комбинирован-
ные в;
по восприятию усилия натяжения гусениц — с разгруженным
ведомым валом и неразгруженным ведомым валом.
Простые бортовые редукторы могут быть с внеш-
ним или внутренним зацеплением шестерен. Они просты по кон-
струкции и дешевы в изготовлении, применяются обычно при ма-
лом передаточном числе и в танках легкой весовой категории
Для уменьшения габаритов и повышения надежности в работе
применяется внутреннее зацепление, хотя это несколько усложня-
ет изготовление. Применение различного типа зацепления позво-
ляет варьировать межосевым расстоянием. Однако простые бор-
товые редукторы имеют большие нагрузки в полюсах зацепления
и быстро изнашиваются.
Планетарные бортовые редукторы позволяют по-
лучить большие передаточные числа при малых габаритах, дета-
278
Рис. 109. Схемы бортовых редукторов:
а — несоосный, простой, однорядный с внешним зацеплением; б —не-
соосный, простой, однорядный с внутренним зацеплением; в — несо-
осный, комбинированный, двухрядный; г — соосный, простой, двух-
рядный: д. е — соосный, планетарный, однорядный и двухрядный
ли их менее нагружены, они надежнее в работе, но сложнее в из-
готовлении. Комбинированные бортовые редукторы позволяют
получить передаточные числа большие, чем у простых, и допуска-
ют смещение оси ведущего колеса относительно оси механизма
поворота.
Соосные бортовые редукторы компактны, удобно
размещаются в ведущем колесе, но затрудняют компоновку танка.
Несоосные бортовые редукторы улучшают условия компоновки
танка, допускают смещение осей по высоте и направлению.
В бортовых редукторах с разгруженным ведо-
мым валом ведущее колесо устанавливается на неподвижном
кронштейне (крышке бортового редуктора) на своих подшипни-
ках. Эта конструкция отличается долговечностью, допускает от-
соединение ведущего колеса от трансмиссии, но сложна и дорога
в изготовлении. В бортовых редукторах с неразгруженными ве-
домыми валами ведущие колеса устанавливаются на ведомый
вал.
Бортовой редуктор основного танка Т-72 (рис. ПО) —соосный,
однорядный, планетарный, неразгруженного типа, передаточное
число 5,45, модуль 8 мм, характеристика планетарного ряда 4,45.
279
Рис. ПО. Бортовой редуктор танка Т-72:
1 — крышка бортового редуктора; 2—сателлит; 3— ось сателлита; 4 — перегородка;
5 — шарикоподшипник; 6—двойной роликоподшипник; 7 — уплотнение ведомого
вала; 8 — ведомый вал; 9 — солнечная шестерня; 10 — водило; 11 — пальцеотбойннк
В сборе с коробкой передач он устанавливается в картер, вварен-
ный в корме трансмиссионного отделения. Крышка 1 бортового
редуктора из специальной броневой стали выполнена заодно'
с эпициклической шестерней планетарного ряда. Солнечная ше-
280
стерня 9 выполнена заодно с ведомым валом коробки передач,
имеет две опоры: одну в коробке передач, другую через роликовый
подшипник на ведомый вал бортового редуктора. Водило 10 из-
готовлено заодно с ведомым валом бортового редуктора. Во фре-
зеровках водила на массивных осях 3 и двух роликоподшипниках
устанавливаются три сателлита 2. Водило в сборе устанавливает-
ся в горловине крышки бортового редуктора на шариковом 5 и
двойном роликовом 6 подшипниках. Для подвода консистентной
смазки к подшипникам из полости ведомого вала в теле вала вы-
полнено сверление. Смазка сателлитов осуществляется тем же
маслом, что и коробки передач, которое подводится из полости
ведомого вала по сверлениям в водиле и осях сателлитов. Для
исключения смешивания масла и консистентной смазки полость
планетарного ряда отделяется от полости подшипников специаль-
ной герметичной перегородкой 4. Уплотнение 7 ведомого вала
обеспечивается самоподжимными резиновыми манжетами и лаби-
ринтом.
На шлицах ведомого вала центрируемое двумя конусами за-
креплено ведущее колесо. Правый и левый бортовые редукторы
невзаимозаменяемы из-за наличия пальцеотбойника 11 на крыш-
ке 1.
Бортовой редуктор основного танка Т-62 (рис. 111)—нееоос-
ный, двухрядный, комбинированный, с неразгруженным ведомым
валом, передаточное число 6,706, характеристика планетарного
ряда 1,963, модуль шестерен простого ряда 10 мм, модуль шесте-
рен планетарного ряда 8 мм. Картер 12 бортового редуктора, вы-
полненный из специальной стали, вварен в кормовой части корпу-
са танка. В расточке картера на шариковом 7 и роликовом 4
подшипниках установлен ведущий вал 8, на шлицах которого за-
креплена ведущая шестерня 6. Обойма 5 роликоподшипника 4 слу-
жит центрирующим стаканом для крышки бортового редуктора.
Шарикоподшипник фиксирует ведущий вал в осевом направлении
и воспринимает осевую силу пружин при выключении блокиро-
вочного фрикциона ПМП. Крышка 2 — отливка из специальной
броневой стали. К ней болтами крепится съемная эпициклическая
шестерня 13 планетарного ряда. Солнечная шестерня 9, изготов-
ленная заодно с ведомой шестерней простого ряда, установлена
на двух роликоподшипниках на ведомом валу 1 бортового редук-
тора. На шлицах ведомого вала 1 установлено цельнокованое во-
дило 3 с четырьмя сателлитами 11. Водило 3 и ведомая шестерня
закреплены на ведомом валу пробкой. Ведомый вал 1 установлен
в крышке бортовой передачи на двух шариковых 14 и двойном
роликовом 15 подшипниках. Смазка осуществляется через проб-
ку ведущего колеса и заправочное отверстие в картере. Надежная
защита внутренней полости от грязи и влаги обеспечивается уста-
новкой самоподжимного сальника, войлочного кольца и лабирин-
та. На шлицах ведомого вала центрируемое двумя конусами за-
креплено ведущее колесо.
281
Рис. 111. Бортовой редуктор танка Т-62:
1 — ведомый вал; 2 — крышка; 3 — водило; 4, 10 — роликоподшипники; 5 — обойма
роликоподшипника; 6 — ведущая шестерня; 7, 14— шарикоподшипники; 8— веду-
щий вал; 9 — солнечная н ведомая шестерни; 11 — сателлит; 12 — картер; 13 — эпи-
циклическая шестерня; 15 — двойной роликоподшипник
11.3. РАСЧЕТ БОРТОВЫХ РЕДУКТОРОВ
Наибольшую нагрузку испытывает бортовой редуктор забе-
гающей стороны при крутом повороте танка на косогоре в гору,
при этом минимальный радиус поворота и нагрузка бортового
редуктора зависят от типа механизма поворота. Для танков с ме-
ханизмами поворота второго типа минимальный радиус поворота
равен половине ширины колеи.
282
Расчетным моментом для ведущей шестерни бортового редук-
тора является наименьший из двух моментов: момент, подведен-
ный со стороны двигателя, определяемый по формуле Мя =
= -Мд тахадп^ктЛк!. или момент, необходимый для создания по-
требной для поворота и обеспеченной по сцеплению силы тяги,
определяемый по формуле (92). Для двухрядного комбинирован-
ного бортового редуктора расчетный момент солнечной шестерни
будет М = ЛДщДц, где иц = -^--— передаточное число пары ци-
гвщ
линдрических шестерен первого ряда.
Приближенный расчет подшипников проводится при допуще-
нии, что танк движется прямолинейно, двигатель работает посто-
янно в режиме максимальной мощности (n = nN, М = Мл-). Под-
шипники подбирают по приведенной нагрузке и приведенной ча-
стоте вращения аналогично подшипникам коробки передач.
283
12. ПРИВОДЫ УПРАВЛЕНИЯ
Приводами управления называются устройства, обеспечиваю-
щие ручное, автоматическое или полуавтоматическое регулирова-
ние режимов работы двигателя, трансмиссии и движителя танка.
12.1. ТРЕБОВАНИЯ К ПРИВОДАМ УПРАВЛЕНИЯ
И ПУТИ ИХ ВЫПОЛНЕНИЯ
Приводы управления должны быть просты, легки и надежны
в управлении.
Простота, легкость и удобство управления улучшаются при со-
кращении числа органов управления (педалей, рычагов, штурва-
лов), назначении необходимого объема для отделения управле-
ния и рациональном размещением органов управления. Усилия
на рычагах управления не должны превышать 130 Н, а на педа-
лях— 300 Н, ход рычагов — не более 220 мм, педалей—160—
220 мм. Исходя из этого, а также из предназначения выбирают
тип привода управления.
Точность управления танком характеризуется соответствием
строго определенного режима работы танка выбранному положе-
нию органа управления, что особенно важно в условиях увеличива-
ющихся скоростей движения танка.
Выполнение этого требования зависит от конструкции агрега-
тов трансмиссии, особенно ее фрикционных устройств. От элемен-
тов привода требуются высокая жесткость, износоустойчивость
сопряженных деталей, возможность проведения эксплуатацион-
ных регулировок, минимальные свободные хода и зазоры в со-
единениях элементов привода. В процессе разработки соединений
деталей привода целесообразно использовать подшипники каче-
ния. При проектировании гидросервоприводов необходимо преду-
сматривать использование жидкости со стабильными параметра-
ми при всех возможных условиях эксплуатации. Насосы таких
приводов должны обеспечивать подачу жидкости к исполнитель-
ному механизму в минимальное время, что достигается достаточ-
ной мощностью и производительностью насосов, сокращением
длины трубопроводов.
Высокая надежность и постоянная готовность привода управ-
ления к работе определяют способность приводов управления
284
в любой момент времени отработать сигнал управления, задан-
ный водителем, и передать его к исполнительному механизму.
Она обеспечивается надежностью привода, правильным выбором
его типа, дублированием различными типами (гидравлического —
механическим), возможностью прохождения сигнала управления
независимо от режима работы двигателя, стабильностью регули-
ровок и параметров жидкости.
Из общеконструкторских требований применительно к приво-
дам управления следует выделить высокую компактность конст-
рукции. С этой целью громоздкие узлы механических приводов
заменяют гидросервоприводами, повышают рабочее давление жид-
кости, исполнительные механизмы приводов и каналы подвода
жидкости к ним располагают в картерах обслуживаемых агрега-
тов. Последнее значительно сокращает длину трубопроводов, по-
вышает быстродействие привода, упрощает ремонт.
12.2. КЛАССИФИКАЦИЯ И СРАВНИТЕЛЬНАЯ
КОНСТРУКТИВНАЯ ОЦЕНКА ПРИВОДОВ УПРАВЛЕНИЯ
По источнику энергии, используемой для приведения в дейст-
вие исполнительных механизмов, которые непосредственно изме-
няют режим движения танка, все приводы управления делятся
на приводы непосредственного действия, приводы с сервоустрой-
ствами и сервоприводы.
В приводах управления непосредственного дей-
ствия вся работа по приведению в действие исполнительных
механизмов, изменяющих режим движения танка, совершается во-
дителем. По принципу передачи усилия от органа управления
к исполнительному механизму эти приводы делятся на механиче-
ские, у которых усилие передается с помощью тяг, рычагов, ку-
лачковых и шестеренчатых механизмов, и гидравлические, в ко-
торых усилие передается посредством жидкости. Механические
приводы сравнительно просты, надежны, постоянно готовы к дей-
ствию и широко применяются для управления агрегатами транс-
миссии танков и других объектов БТТ, требующих затрат энер-
гии водителя не более 100 Нм на одно включение. Механические
приводы совершенно необходимы для управления остановочными
тормозами, которые должны безотказно действовать при нерабо-
тающем двигателе, когда сервоприводы управления не работают.
Приводам непосредственного действия присущ ряд серьезных не-
достатков: большая работа, требуемая от водителя при управле-
нии движением танка, громоздкость узлов (рычагов, тяг, пружин,
кулачковых и других механизмов), подверженность сопряженных
деталей значительному износу, нарушающему регулировку и точ-
ность работы всего привода в процессе эксплуатации танка. Это
вынуждает предусматривать регулировки, посредством которых
можно восстановить нужные параметры привода.
Механический привод непосредственного действия применяется
.для управления остановочными тормозами Т4 и Т5 танка Т-72.
285
286
Кулачковый (усилительный) механизм этого привода
(рис. 112) включает кулак 5 с профилем переменного радиуса, ры-
чаг П с роликом и регулировочной болт 16. Он обеспечивает бы-
стрый выбор свободных ходов подвижных колец (рис. 45) меха-
низмов включения тормозов при небольшом передаточном числе
привода и последующее создание больших усилий для сжатия ди-
сков трения тормозов при большом передаточном числе.
Балансирное устройство параллелограммного типа
(балансир 8, двуплечий рычаг 7, тяга 15, рычаг 14 со стрелкой)
обеспечивает передачу равных усилий для одновременного вклю-
чения тормозов Т4 и Т5 левой и правой бортовых коробок передач,
необходимых для одновременного торможения обоих ведущих
колес.
Уравнительное устройство (тяга 9, двуплечий ры-
чаг 10, уравнитель 11) предназначено для одновременного вклю-
чения тормозов Т4 и Т5 в каждой бортовой коробке передач.
Гидравлические приводы непосредственного действия компакт-
ны, износоустойчивы, имеют более высокий КПД по сравнению
с механическими приводами. Однако в этом случае для приведе-
ния в действие исполнительных механизмов управляемых агре-
гатов современных танков требуются от водителя большие уси-
лия, поэтому такие приводы в настоящее время в отечественном
и зарубежном танкостроении не применяются.
Принцип действия любого сервоустройства основан на
использовании для включения (выключения) конкретного агрегата
усилий механика-водителя и сервоустройства. Широкое распро-
странение в танкостроении нашли приводы управления с серво-
пружинами, например привод управления главного фрикциона
танков Т-55 и Т-62 (рис. 113). В этих приводах для частичного
уменьшения усилия водителя, необходимого для выключения
фрикционных элементов, используется потенциальная энергия
растянутой пружины. За счет сервоустройства работа, соверша-
емая механиком-водителем, уменьшается на 25—30%.
В сервоприводах управления почти вся работа на управ-
ление агрегатом выполняется двигателем посредством преобразо-
вателей энергии. Усилия водителя затрачиваются только на
управление золотником. В зависимости от источника (преобразо-
вателя) энергии сервоприводы подразделяются на гидравлические,
пневматические, электрические, механические, вакуумные, смешан-
ные и др. В танкостроении наибольшее распространение нашли
гидросервоприводы. Эти приводы превосходят другие типы серво-
приводов по точности работы, компактности, надежности и просто-
те эксплуатации. В состав различных схем гидросервоприводов
обязательно входят органы управления, распределительные уст-
ройства, исполнительные механизмы, нагрузка (управляемый агре-
гат), масляные баки, радиатор, редукционный клапан, трубопро-
воды.
Гидросервоприводы (ГСП) классифицируются по схеме цир-
куляции жидкости при неработающем приводе на ГСП с проточ-
287'
288
ной и тупиковой гидравлическими схемами, а по возможности и
характеру регулирования воздействия на управляемый агрегат —
на работающие по принципу «включено-выключено», «регулятор
давления» и «следящего действия».
В проточной схеме (рис. 114, а) жидкость, подава-
емая насосом, постоянно циркулирует через исполнительный ме-
ханизм. С началом работы привода для повышения давления
жидкость дросселируется регулирующим органом на сливе.
Достоинства проточной схемы заключаются в быстром реаги-
ровании привода управления на действия водителя; незначитель-
ных затратах их мощности на вращение шестерен насоса, рабо-
тающего без противодавления при неработающем ГСП; упроще-
нии конструкции редукционного клапана, вступающего в действие
лишь в исключительных случаях. Недостатком такой схемы яв-
ляется трудность обслуживания одним насосом нескольких серво-
моторов.
Тупиковая схема (рис. 114, б) отличается постоянной
работой насоса при полном давлении жидкости, ограничиваемом
редукционным клапаном. Полость исполнительного механизма от
жидкости свободна. Золотник, перемещаясь, постепенно перекры-
вает сливное отверстие и открывает напорную магистраль. Тупи-
ковая схема допускает обслуживание одним насосом нескольких
сервомоторов, она наиболее распространена, но и ей присущи сле-
дующие недостатки: менее быстрое реагирование на действие во-
дителя, повышенный расход мощности на постоянное приведение
в действие нагруженного насоса, более сложная конструкция по-
стоянно работающего редукционного клапана. Два последних не-
достатка могут быть устранены применением схемы с разгрузкой
системы от давления при неработающем приводе управления.
Характерной конструктивной особенностью сервопривода, ра-
ботающего по принципу «включено-выключено», яв-
ляется жесткая кинематическая связь органа управления с регу-
лирующим устройством (рис. 115). Такой сервопривод использует-
ся для управления агрегатами, которые имеют только два режи-
ма работы, например привод управления главным фрикционом
и остановочными тормозами (от штурвала) на БМП-1, а также
пневмопривод главного фрикциона Т-62.
В сервоприводе, работающем по принципу «регулятор
давления» (рис. 116), между органом управления и регули-
рующим устройством имеется упругая связь (пружина), а в золот-
нике — радиальное и осевое сверления, сообщающие кольцевую
напорную полость с объемом за торцом золотника со стороны,
противоположной приложению управляющего воздействия. Пере-
мещение органа управления вызывает деформацию пружины, под
действием которой смещается золотник, уменьшая площадь кана-
ла слива настолько, чтобы возросшее давление жидкости на торец
золотника уравновесило усилие сжатой пружины, поэтому любому
выбранному положению органа управления соответствуют строго
19 Зак. 5205
289
Рис. 114. Гидравлические схемы сервоприводов управления:
(? —проточная: б —тупиковая
Рис. 115, Схема гидросервопривода, работающего по принципу <:включено-выклю-
чено»
Рис. 116. Схема гидросерво-
привода, работающего по
принципу «регулятор давле-
ния»
292
определенное давление жидкости (отсюда название — регулятор
давления) и усилие поршня сервомотора исполнительного меха-
низма. Привод управления, работающий по принципу «регулятор
давления», обеспечивает высокую точность управления только при
равномерном возрастании нагрузки со стороны исполнительного
механизма. По этому принципу работает гидросервопривод сцеп-
ления танка Т-72 и остановочных тормозов (от педали тормоза)
и тормозов поворота боевой машины пехоты БМП-1.
Отличительным признаком ГСП, работающих по принципу
«следящего действия», является наличие обратной связи,
которая воздействует на регулирующее устройство со стороны на-
грузки. В зависимости от конструкции элементов обратной связи
эти ГСП делятся на приводы с механической и гидравлической
обратной связью. ГСП следящего действия с механической обрат-
ной связью (рис. 117) отличается наличием тяги 1 и рычага 2
обратной связи. Рычаг 2 не имеет неподвижной постоянной оси
вращения и допускает воздействие на золотник и со стороны орга-
на управления и со стороны нагрузки через тягу 1 обратной связи.
Тяга соединяет рычаг с нагрузкой так, что воздействие сервомото-
ра на нагрузку одновременно вызывает перемещение регулирую-
щего органа. В исходном положении органа управления регули-
рующий орган (золотник) не перекрывает сливной канал и на на-
грузку не воздействует. С перемещением органа управления на
какую-то величину при неподвижной тяге обратной связи проис-
ходит смещение регулирующего органа и перекрытие сливного
канала. Возросшее давление рабочего тела на поршень сервомото-
ра преодолевает сопротивление нагрузки, ведомый элемент при-
вода начинает перемещаться, воздействуя через тягу на рычаг об-
ратной связи, который при остановленном органе управ пения пе-
ремещает золотник в сторону открытия сливного канала. После
открытия сливного канала поршень сервомотора останавливает-
ся. Дальнейшее перемещение органа управления (рычага) приво-
дит к последующему перемещению поршня сервомотора. Поршень
как бы следит за рычагом управления, двигаясь при его переме-
щении и немедленно останавливаясь при задержке органа управ-
ления в выбранном положении.
Следовательно, ГСП следящего действия обеспечивает каждо-
му положению органа управления строго определенное перемеще-
ние поршня сервомотора и тяг нагрузки, точное управление ис-
полнительным механизмом и может работать при любом законе
изменения нагрузки. Достоинство такого привода — в возможно-
сти выполнения дублирующего механического привода, обеспечи-
вающего функции привода непосредственного действия при отсут-
ствии давления в системе гидроуправления, и в возможности
управлять несколькими исполнительными механизмами. ГСП сле-
дящего действия применяется в приводе управления коробкой
передач, так как при этом обеспечивается его дублирование меха-
ническим приводом непосредственного действия.
293
»
тяга обратной связи; 2 — рычаг об
ратной связи
294
12.3. РАСЧЕТ МЕХАНИЧЕСКИХ ПРИВОДОВ УПРАВЛЕНИЯ
НЕПОСРЕДСТВЕННОГО ДЕЙСТВИЯ
_ ^вщ
Передаточное число привода управления и = ~ при пере-
'вм
мещении органа управления изменяется, поэтому задачи проект-
ного расчета сводятся к определению среднего значения переда-
точного числа цпр привода управления и реализации найденного
передаточного числа с помощью различного типа механизмов, а
также к уточнению величин усилий и ходов органа управления
с учетом переменного значения передаточного числа реального
привода управления.
При поверочном расчете уточняются величины усилий и ходов
органа управления с учетом характера изменения передаточного
числа конкретного привода.
Для выполнения расчета необходимо предварительно выбрать
комплекс органов управления танком, распределить по агрегатам,
назначить допустимые по физическим возможностям водителя хо-
да и усилия на органах управления.
Для фрикционов и дисковых тормозов с шариковыми механиз-
мами выключения (рис. 118, а) необходимо определить макси-
мальный ход пальца подвижной чашки, на который непосредст-
венно воздействует водитель:
/ = /н.дс1да- (156)
•п
где
/н. д — ХОД нажимного диска, определяемый по формуле (36).
Ход пальца I двуплечего тормозного рычага при известном пе-
ремещении 1'г подвижного конца тормозной ленты во время вклю-
чения тормоза будет (рис. 118, б)
/ = 4— . (157)
d
Перемещение Z2 при угле охвата 360° и зазоре б между лентой
и барабаном равно разности длин окружностей с радиусами
R + б и Дт:
/2 = 2тг (7?т + 8) — 2~/?т = 2^5.
При угле охвата у получим /2 = 4 ~7 — 2^ , тогда окон-
чательно будем иметь
7 = 2^8 J--. (158)
360° d
Усилие Рвм на этом пальце определяется из уравнения момен-
тов сил, приложенных к двуплечему рычагу: Рвм = Р2- . Натя-
h
295
жение Р2 подвижного конца тормозной ленты определяется фор-
мулой (50), с учетом которой получим
Ход I пальца рычага вертикального валика переключения пе-
редач зависит от зазора iA между торцами зубьев и их длины
(рис. 118, в), а также от отношения плеч— :
а
/ = (Л + Д)—. (160)
а
Усилие на пальце Рвм Для такой коробки передач будет
Рвм = Рп —, (161)
с
где Рп — усилие, необходимое для переключения передачи. При
наличии синхронизаторов в коробке передач усилие Рп равно
усилию синхронизации.
Приближенный аналитический расчет выполняется по сред-
нему значению общего передаточного числа ипр привода управле-
ния Оно подсчитывается как отношение ведущего ,/вщ и ведомого
/вм элементов привода управления:
Ипр = -^. (162)
,/вм
Перемещение ведомого элемента привода подсчитывается по
формуле
I — CL
*ВМ -
где
I — ход пальца рычага нагрузки, определяемый по формулам
(157), (158), (160);
С — коэффициент запаса больше единицы, которым учитыва-
ются необходимость выбора зазоров, компенсация износов
и деформация деталей.
Кинематическая схема приводов управления содержит ряд по-
следовательно соединенных тягами узлов. Произведение частных
передаточных чисел этих узлов должно равняться найденному
общему передаточному числу: Uiii2... ип = ищ,. Приближенно под-
считывается КПД привода
mi т2
ушр = ^0^3 .
где
т]0 = 0,96 и mi — соответственно КПД и число последовательно
работающих открытых шарниров привода;.
296
Д=4-
рычаг подвижной чашки механизма выключения б — двуплечий рычаг ленточного тормоза: а —рычаг
вертикального валика механизма переключения передач
297
i
т]3 = 0,99 и Шг — соответственно КПД и число последовательно
работающих закрытых шарниров привода.
Усилие на органе управления Рвщ приблизительно может оп-
ределяться по формуле
риц = _^. (163)
“пр^пр
Проверку усилий и ходов органа управления с учетом пере-
менных передаточных чисел выполняют графоаналитическим ме-
тодом. Рассмотрим использование этого метода на примере при-
вода управления главного фрикциона танка Т-62 (рис. 113).
Схема привода в выбранном масштабе вычерчивается в не-
скольких положениях, из которых нулевое соответствует исходно-
му положению привода, первое — началу фактического выключе-
ния главного фрикциона после выбора зазора в механизме вы-
ключения, а последнее — полному выключению главного фрикци-
она. Перед разбивкой положений привода замеряют ход педали
/вш, после чего в зависимости от требуемой точности назначается
число положений привода. Усилие, действующее на педаль в каж-
дом положении, определяется в такой последовательности.
1. На чертеже измеряется угол поворота подвижной чаш-
ки от первого до i-ro положения.
2. В каждом положении, начиная со второго, подсчитывается
ход нажимного диска
О/ ,о
Ход нажимного диска в крайнем рабочем положении должен
быть не менее zn. тб, что является показателем правильности ки-
нематического расчета привода.
3. Определяется усилие Рщ, всех пружин фрикциона по фор-
муле (38).
4. Вычисляется момент от усилия пружин на подвижной
чашке
Mi = рпр I tg (а + р)
где
р — угол трения шариков по скосам лунок чашки.
5. По конкретному соотношению плеч рычагов для каждого
положения привода управления графоаналитическим методом оп-
ределяется усилие Рвщ на педали
Р^М~ — - ——.
8 Г РптЩр
По результатам расчета строится график зависимости усилия
водителя РВщ от угла поворота у или хода педали (рис. 113). По
максимальной величине Рвщ, определяемой по графику, делается
298
вывод о приемлемости спроектированного привода управления не-
посредственного действия. Максимальная величина Рвт устанав-
ливается исходя из эргономических требований. Если она превы-
шает установленную норму, то изменяются углы наклона рычагов
привода или профиль кулачковых механизмов. Максимальное
усилие снижается, но ход педали возрастает, а поэтому работа
для выключения главного фрикциона остается прежней.
12.4. ОСОБЕННОСТИ РАСЧЕТА ПРИВОДОВ
С СЕРВОПРУЖИНАМИ
При расчете приводов с сервопружинами необходимо учиты-
вать долю работы X, снимаемой сервоустройством с водителя.
В исходном положении педаль привода управления главного
фрикциона танка Т-62 удерживается пружиной и упирается верх-
ним регулировочным болтом в носовой лист корпуса. При пово-
роте педали точка крепления пружины перемещается по дуге,
при этом ось пружины до выбора свободного хода проходит левее
оси вращения педали. Пружина растягивается и создает момент,
препятствующий перемещению педали. После выбора свободного
хода растянутая пружина создает момент, помогающий сжимать
пружины главного фрикциона. На рис. 113 приведена диаграмма
изменения сил на педали привода от перемещений. Площадь
abed характеризует дополнительную работу на сжатие пружин
фрикциона, а площадь ade — работу сервопружины. Если усилия
сжатия пружин до и после выключения главного фрикциона Р и
Р', то приведенная к педали работа на выключение
Z “npTjnp
Максимальное усилие сервопружины должно быть менее Р'
и обычно принимают (0,8—0,9)Р' = Рент- При снятии ноги с пе-
дали сжатые пружины фрикциона должны вернуть привод в ис-
ходное положение, поэтому усилие сервопружины должно быть
уменьшено с учетом КПД привода и работа сервопружины при
выключении главного фрикциона будет
Дсп~-='Т Р епт^вщ^пр-
2ипр
Тогда доля работы, которую на себя берет сервопружина, будет
).= ^.=(o,8-o.9)7£77i.
В выполненных конструкциях Р' = 1,2Р, a т)пр = 0,8—0,9. Под-
ставив эти значения, получим X = 0,28 = 0,32. Поскольку работа,
совершаемая механиком-водителем, не должна превышать
100 Нм, приводы с сервопружиной могут применяться для управ-
299
ления агрегатами, если требуемая на включение (выключение)
работа не превышает 150 Нм. Максимальное усилие, на которое
должна рассчитываться сервопружина, выбирается с учетом спо-
соба регулировки. При выключенном главном фрикционе серво-
пружина растягивается регулировочным болтом настолько, чтобы
удержать педаль в крайнем нижнем положении. Ослабляя натя-
жение пружины, добиваются плавного возвращения педали в ис-
ходное положение, где она не зависнет, если в точке а (рис. 113)
Р1П < Рпр< при этом наибольшее растягивающее усилие сервопру-
жины будет
Pcn = p^P^tg(a-₽)7]cn, (1G4)
исп
где
Р > 1 — коэффициент запаса на неточность регулировки;
Р^р т — наибольшее усилие пружин в выключенном положе-
нии, кгс.
Найденное значение Рсп позволяет определить диаметр пружи-
ны D и проволоки d. Число витков и жесткость пружины
выбирают с учетом места, отведенного для размещения пружины.
12.5. АНАЛИЗ ВЫПОЛНЕННЫХ КОНСТРУКЦИЙ
СЕРВОПРИВОДОВ УПРАВЛЕНИЯ
Гидросервопривод главного фрикциона боевой машины пехо-
ты БМП-1 работает по принципу «включено-выключено». Для
его выключения водитель нажимает на педаль 14 (рис. 119), при
этом через систему тяг 1, 3 и рычагов 2, 6 перемещается золот-
ник 4, открывая доступ масла в полость бустера 12 сервомотора
главного фрикциона. Под давлением масла поршень И сервомо-
тора, перемещаясь, через радиально-упорный подшипник 10 и ры-
чаги 9 оттягивает нажимной диск. Эта схема гидросервопривода
не обеспечивает плавного включения главного фрикциона, поэто-
му для обеспечения плавного включения предусмотрена установка
клапана 8 плавности. Клапан дросселирует слив масла из серво-
мотора и этим процесс включения главного фрикциона растягива-
ется по времени, обеспечивая плавное безударное включение глав-
ного фрикциона.
Привод сцепления танка Т-72 работает по принципу регулято-
ра давления. Он состоит из педали 13 (рис. 120), переднего 11 и
заднего 8 поперечных валиков, продольной составной тяги 10,
наклонной тяги 6, возвратной пружины 7, вала 4 сцепления и ре-
гулятора давления. Регулятор давления (рис. 121), в свою оче-
редь, состоит из золотника 6, регулирующей пружины 5 и пру-
жинного упора (/, 2, 3, 4). Золотник имеет в средней части две
отсечные кромки, снизу осевое сверление, которое в кольцевой
проточке соединяется с радиальным сверлением.
При неработающем двигателе давление масла в напорной по-
300
Рис. 119. Гидросервопривод главного фрикциона БМП-1:
/ — вертикальная тяга; 2—рычаг верхнего мостика; 3 — тяга привода зо-
лотника; 4 — золотник; 5 — обратный клапан; 6 — рычаг привода золотни-
ка; 7 — обратный клапан пневмосистемы; 8 — клапан плавности; 9— рычаг
механизма выключения; 10 — радиально-упорный подшипник; 11 — поршневой
сервомотор; 12—бустер сервомотора; 13— клапан низкого давления; 14 —
педаль выключения главного фрикциона
лости в равно нулю. Золотник 6 под действием пружины 5 при-
жат своим буртиком к верхнему торцу гильзы 7. В этом положе-
нии полости бив сообщены между собой, но разобщены с поло-
стью а. При работающем двигателе в напорную полость в подает-
ся масло. Давление масла нарастает плавно от нуля до макси-
мальной величины. Одновременно будет нарастать давление под
золотником 6, который начнет подниматься, сжимая регулирую-
щую пружину 5. Пружинный упор вследствие большой жесткости
двух его пружин для регулирующей пружины играет роль жест-
кого упора. Золотник, поднимаясь, нижней кромкой приближа-
ется к перегородке гильзы 7, что уменьшает площадь проходного
сечения между рабочей и напорной полостями, а в момент дости-
жения установленного давления напорная и рабочая полости раз-
общаются. В этом положении золотник уравновешивается, с одной
301
302
стороны, усилием регу-
лирующей пружины, а с
другой — силой от давле-
ния масла. Из-за утеч-
ки масла нарушается
равновесие золотника, он
опустится вниз, сообщая
напорную и рабочую по-
лости. После повышения
давления в рабочей по-
лости оно повысится и в
полости под золотником.
Золотник поднимается
до положения равнове-
сия, а рабочая и напор-
ная полости вновь разоб-
щаются. Таким образом,
путем дросселирования
автоматически поддержи
вается постоянное давле-
ние масла в рабочей по-
лости регулятора давле-
ния.
При выжиме педали
сцепления усилие водите-
ля через механическую
часть привода и вильча-
тый рычаг 9 передается
на пружинный упор. Та-
рель 4 пружинного упо-
ра поднимается, сжимая
пружины 2, а регулирую-
щая пружина 5 расслаб-
ляется. В результате это-
го нарушается равновес-
ное состояние золотни-
ка 6. Он под действием
давления масла подни-
мется, разобщит напор-
ную и рабочие полости и
соединит рабочую по-
лость со сливной. Давле-
Рис. 121. Регулятор давления механизма
распределения танка Т-72:
1 — регулировочная втулка; 2 — пружины; 3 —
регулировочный винт; 4 — тарель; 5 — регули-
рующая пружина; 6 — золотник; 7 — гильза;
8 — пробка; 9 — вильчатый рычаг; а — полость
слива; б — рабочая полость; в — напорная по-
лость
ние масла в рабочей полости падает до нуля и будет сохраняться
таким, пока выжата педаль.
При отпускании педали пружинный упор под действием пру-
жин 2 опускается, нагружая регулировочную пружину, которая
перемещает золотник вниз. При опускании золотника верхняя
отсечная кромка разобщает рабочую полость от сливной, а нижняя
отсечная кромка золотника сообщает рабочую полость с напор-
303
ной. Давление в рабочей полости вновь плавно возрастает до
установленной величины и будет поддерживаться таким, пока пе-
даль сцепления находится в исходном положении. Любому про-
межуточному положению педали сцепления соответствует опреде-
ленное давление в рабочей полости.
Гидросервопривод следящего действия с гидравлической обрат-
ной связью реализован в приводе переключения передач боевой
машины пехоты БМП-1 (рис. 122). Для переключения передач
применяется сервомотор двойного действия, поршень 8 которого
связан с вилкой 9 переключения передач и имеет возможность пе-
ремещаться в любую сторону. Орган управления с помощью тяг
и рычагов соединяется с золотником 10, установленным в расточ-
ке поршня 8. Между буртиком золотника и навинченной на него
гайкой 3 находятся втулка 4 и шайба 6. Они под действием пру-
жины 5 упираются во внутренний буртик поршня и ввинченную
в него пробку 2. Внутреннее сверление и золотника является
сливным, наружная проточка б между двумя калиброванными
буртиками — напорной. Поршень перемещается в расточке корпу-
са 7. На хвостовике поршня крепится вилка 9, связанная с муф-
той синхронизатора. К напорной проточке б поршня по сверле-
нию в корпуса подводится масло от насоса и далее по радиально-
му сверлению г поршня постоянно заполняет напорную проточ-
ку е золотника. Правый сливной отсек з корпуса сообщается
с картером коробки передач, куда сливается отработанное мас-
ло. Правая к и левая д внутренние расточки поршня сообщаются
сверлениями в его теле соответственно с левым а и правым ж
рабочими объемами корпуса. В нейтральном положении золотни-
ка 10 его напорная проточка е изолирована от обеих расточек д
и к поршня. Обе расточки соединены со сливным каналом, по-
этому давление масла на поршень не передается и он под дейст-
вием пружины удерживается в нейтральном положении. Для
включения одной из двух передач водитель смещает золотник
вправо (влево). Правый калиброванный буртик золотника сна-
чала изолирует правую расточку поршня к от слива, а затем со-
общает ее с напорной проточкой е золотника. Масло по образо-
вавшемуся пути поступает в левый рабочий объем а корпуса, соз-
дает давление на кольцевую площадку поршня и заставляет его
вслед за золотником смещаться вправо. Следящее действие в этой
конструкции привода заключается в том, что если водитель оста-
новит золотник в каком-то промежуточном положении, то пор-
шень, двигаясь вслед за золотником, перекроет напорную магист-
раль. Подача масла в левый рабочий объем корпуса прекратит-
ся, и поршень вслед за золотником остановится. Если золотник
перемещать дальше, то вслед за ним будет перемещаться и пор-
шень. Для включения другой передачи необходимо золотник из
нейтрального положения сместить влево.
Достоинство этого привода — в возможности переключения
передач механическим дублирующим приводом при отсутствии
давления. При смещении золотника вправо (влево) полностью
304
20 Зак. 5205
305
выбирается осевой зазор л между втулкой и шайбой и усилие от
гайки золотника передается втулкой 4 и шайбой 6 к буртику
поршня. Поршень перемещается и включает передачу.
12.6. РАСЧЕТ ГИДРОСЕРВОПРИВОДОВ УПРАВЛЕНИЯ
При проектировочном расчете ГСП выбирают принцип его ра-
боты, который зависит от предназначения управляемого агрегата,
определяют основные соотношения кинематических связей органа
управления с золотником, усилия на органе управления и в сило-
вой части привода. По известным усилиям, необходимым для при-
ведения в действие исполнительных механизмов, определяют ли-
нейные размеры элементов силовой части гидросервопривода.
При поверочном расчете решаются вопросы уточнения кинема-
тических соотношений и быстродействия спроектированного при-
вода.
В зависимости от конструкции масляного насоса задаются ра-
бочим давлением в исполнительных цилиндрах. Для шестеренных
масляных насосов рабочее давление рс < 2 МПа; для шестеренных
насосов повышенной точности изготовления рс 4 МПа; для
плунжерных масляных насосов рс 10 МПа.
Площадь поршня Sn силового цилиндра (сервомотора) опреде-
ляется из уравнения
Р^пПм = — +:Л>.п,
^Пр7}
где
т]м — механический КПД сервомотора;
1] — КПД привода от сервомотора к управляемому агрегату. От-
куда диаметр поршня
Яп = 1/ +• Рв.п
I \ ^пр7!
(165)
Для кольцевого сервомотора размеры поршня могут быть най-
дены из уравнения
\ ^пр7]
(166)
где
наружный диаметр поршня;
DK — внутренний диаметр поршня.
Величина диаметра (£)н или £>в) назначается из компоновоч-
ных соображений. После этого находится другой диаметр поршня.
Диаметр цилиндра (поршня) при прочих равных условиях умень-
шается с увеличением давления жидкости. Однако высокое давле-
ние жидкости предъявляет жесткие требования к уплотнениям.
306
Наибольшую сложность представляет передача давления жид-
кости между вращающимися относительно друг друга деталями.
По этой причине обычно рабочее давление масла в системе уста-
навливают не выше 2 МПа. Если корпус сервомотора вращается,
то давление внутри сервомотора определяется выражением
Р + Рв. п —
.
где
Р— усилие, необходимое для сжатия дисков трения;
Рц — усилие на поршень от центробежной силы масла, кгс.
Если сервомотор не вращается, то рц = 0. При наличии вра-
щающихся и невращающихся сервомоторов величина давления
выбирается по максимальной потребной величине.
В силовом цилиндре, включающем (выключающем) фрикцион-
ные устройства через систему тяг и рычагов, ход поршня /п опре-
деляется величиной хода тяги (рычага) /т, непосредственно свя-
занной со штоком поршня:
= 4 + Д-
Величина А учитывает допустимый в эксплуатации износ со-
прягаемых поверхностей трения.
Быстродействие гидросервопривода определяется временем
полного включения (выключения) сервомотора. Это время зависит
от величины полного хода поршня 1П и скорости его перемещения.
При этом предполагается, что напорная магистраль полностью
открыта, сливная магистраль полностью закрыта, а силы, дейст-
вующие на поршень сервомотора, являются постоянными. С уче-
том принятых допущений время перемещения поршня на величину
хода /п определяется по формуле
где
т — приведенная к поршню масса подвижных деталей серво-
привода, кг.
Для повышения быстродействия работы привода необходимо
стремиться уменьшить приведенную массу т подвижных деталей
или предусматривать предельно возможную величину давления
жидкости рс. Время полного включения (выключения) сервомото-
ра должно быть не более т = (0,5—1,0) с.
Производительность насоса Q определяется из условия запол-
нения объема сервомотора Vc жидкостью за время т при переме-
щении поршня на полный ход /п. Для проточной схемы Qtt]h = Vc-
20*
307
Откуда
Q = — ,
ТТ].,
где
т]н — коэффициент наполнения, учитывающий утечки жидкости
через имеющиеся неплотности, задаваемый в пределах 0,6—0,8
Если гидросистема управления выполнена по тупиковой схеме и
один гидронасос обеспечивает одновременную работу п сервомо-
торов, то его производительность
Q ^С1 + ^С2 + I с? + ... + У СП
По найденной производительности насоса Q и величине давле-
ния рс выбирают соответствующий тип и марку насоса при усло-
вии, что заданное время т срабатывания сервомоторов должно
обеспечиваться при минимально устойчивой частоте вращения дви-
гателя.
Диаметры трубопроводов и каналов для прохода жидкости вы-
бираются с таким расчетом, чтобы ее скорость не превышала 7—
10 м/с. Для всасывающих трубопроводов скорости движения жид-
кости принимаются в 3—4 раза меньше. Диамето напорного трубо-
провода находится из уравнения STpnCp = Q,
где
5тр — площадь сечения трубопровода, мм2;
пср — средняя скорость жидкости в трубопроводе, м/с.
Откуда диаметр трубопровода определится формулой
d =21/
k Wcp
Стенки цилиндров сервомоторов и гильз золотников проверя-
ются на максимальное давление жидкости рт, ограничиваемое
предохранительным клапаном. Силовые тяги и штоки поршней рас-
считываются по максимальному усилию, действующему на них, с
учетом передаточных чисел от поршня к конкретной детали. Длин-
ные штанги и штоки, работающие на сжатие, проверяются на
устойчивость по формуле Эйлера.
Расчет регулирующей части ГСП зависит от схемы работы при-
вода управления. 3 схемах, работающих по принципу «включено-
выключено», размеры золотников задаются из конструктивных со-
ображений. Хода золотников (углы поворота кранов) находятся из
условия получения проходных сечений, достаточных для обеспече-
ния быстродействия при соединении исполнительных механизмов с
напорной магистралью.
В схемах, работающих по принципу «регулятор давления» или
«следящего действия», требуемая величина давления или скорости
достигается регулированием расхода жидкости путем дросселиро-
308
вания проходных сечений. Дросселирование может осуществляться
как на входе в золотниковое устройство, так и на выходе из него,
а также одновременно на входе и выходе.
После выбора размеров золотника, формы окон и способа дрос-
селирования из условия обеспечения минимального времени сраба-
тывания привода управления определяются максимальные площа-
ди впускных окон. При этом предполагается, что выпускные окна
закрыты, а впускные окна полностью открыты. Не учитывая утеч-
ки жидкости через неплотности, можно записать уравнение рас-
хода
Q = ^l/"— (рн-Л),
V ₽
где
S — суммарная площадь впускных окон;
р. — коэффициент расхода, обычно принимаемый для минераль-
ных масел равным 0,6—0,65;
р — плотность жидкости;
рн — давление на входе в распределительное устройство;
Рс — давление, требуемое для преодоления суммарной нагрузки.
Так как Q =-^, то
цт V 2(рн—рс)
Выпускные окна по площади принимаются одинаковыми с
впускными.
Дальнейший расчет механизма зависит от принципа работы зо-
лотникового устройства. Если ГСП работает по принципу регуля-
тора давления, то необходимо рассчитать и затем подобрать пру-
жину, через которую осуществляется упругая связь органа управ-
ления и золотника. Максимальное усилие пружины Рпрт опреде-
ляется из условия равновесия золотника, который находится под
действием силы пружины Рщ>т и силы давления жидкости Рж;
влияние силы трения золотника о корпус не учитывается:
Рпр т ~ Р§3,
где S3— неуравновешенная площадь золотника.
По величине усилия Рсрт можно подобрать пружину, обеспечи-
вающую учет особенностей работы конкретного управляемого аг-
регата.
Для приводов управления следящего действия, не учитывая
люфты в шарнирах тяг, передаточное число привода от рычага к
золотнику при неподвижной тяге обратной связи можно опреде-
лить по кинематическому соотношению (рис. 117):
309
Передаточное число от органа управления к управляемому аг-
регату при неподвижном золотнике будет
Зная передаточные числа uz и «щ,, можно определить ход рыча-
га (педали)
^В1Ц - CZliZ -|-
Если величина хода /вщ получается большой, то ее корректиру-
ют путем изменения передаточных чисел uz и Unp.
Усилие на органе управления при работающей гидросистеме оп-
ределяется выражением
n Рс5з
где щ—КПД привода от органа управления до золотника.
310
13. СИСТЕМА ПОДРЕССОРИВАНИЯ ТАНКОВ
Системой подрессоривания танка называется совокупность де-
талей, узлов и механизмов, связывающих корпус с осями опорных
катков. Совокупность деталей, узлов и механизмов, связывающих
ось конкретного катка с корпусом, называется подвеской катка.
Каждая подвеска включает упругий элемент (рессору), амортиза-
тор (демпфер) и балансир.
Система подрессоривания служит для передачи силы веса тан-
ка через опорные катки и гусеницу на грунт, для смягчения толч-
ков и ударов, действующих на корпус танка, и для быстрого гаше-
ния колебаний корпуса. От качества системы подрессоривания в
большой степени зависят средние скорости движения танков по ме-
стности, меткость огня с ходу, работоспособность экипажа, надеж-
ность и долговечность работы оборудования танка.
13.1. ТРЕБОВАНИЯ К СИСТЕМАМ ПОДРЕССОРИВАНИЯ
И ПУТИ ИХ ВЫПОЛНЕНИЯ
Системы подрессоривания должны обеспечить хорошую плав-
ность хода в различных дорожно-грунтовых условиях, иметь высо-
кую живучесть в различных условиях боевого применения и мир-
ной эксплуатации и относительную массу не более 4—7% массы
машины; занимать внутри танка объем не более 6—8%; быть удоб-
ными для обслуживания в эксплуатации; просто и легко монтиро-
ваться и демонтироваться.
Высокая плавность хода достигается путем увеличения
динамических и полных ходов катков, снижения жесткости упругих
элементов, увеличения количества амортизаторов и сил их сопро-
тивления, применения систем автоматического регулирования
(САР) характеристик подвесок и положения корпуса.
Увеличение динамических ходов до 350 мм можно считать це-
лесообразным пределом. Дальнейшее увеличение динамических
ходов потребует увеличения высоты корпуса, что приведет при ог-
раниченной массе к ослаблению бронирования.
Силы сопротивления амортизаторов на прямом ходу для танков
массой 40—50 т следует ограничить величиной 70—90 кН на каток.
Дальнейшее их увеличение приводит к возрастанию ускорений
тряски при движении по мелким неровностям. Постановка на борт
311
свыше трех амортизаторов дает улучшение плавности хода в резо-
нансных режимах по вертикальным колебаниям, которые опасны
при скоростях свыше 50 км/ч, реализуемых на хороших дорогах
без неровностей. Дальнейшее увеличение количества амортизато-
ров приводит к повышению удельной потенциальной энергии систе-
мы подрессоривания и улучшению преодоления препятствий.
Применение САР положения корпуса (клиренса) и характери-
стик подрессоривания позволяет иметь максимальные динамичес-
кие хода катков при движении по большим неровностям и свести к
минимуму возмущающее воздействие на корпус упругих элементов
и амортизаторов. Вариант САР подрессоривания с лазерным дат-
чиком профиля местности был разработан в США для танка
МВТ-70. Динамика ходового макета с этой системой улучшена
на 30%.
Высокая живучесть обеспечивается прочностью, долговеч-
ностью и износоустойчивостью деталей подвески, минимальной их
уязвимостью на поле боя, увеличением энергоемкости (удельной
потенциальной энергии). Прочность и долговечность
подвески достигается применением для наиболее ответственных де-
талей высоколегированных сталей (сталь 45ХНМФА — для тор-
сионов), специальными технологическими мероприятиями, повы-
шающими усталостную прочность торсионов (термообработка,
шлифовка, накатка роликами, дробеструйная обработка, занево-
ливание), постановкой упоров, ограничивающих предельную де-
формацию и напряжения рессор и балансиров, предохранительных
клапанов, ограничивающих давления в 1 идроамортизаторах и
пневморессорах, а также десятикратными запасами прочности де-
талей, испытывающих пробои подвесок.
Повышения износоустойчивости добиваются сокра-
Ь
щением «консольности» п =----- при передаче реакции опор-
а — ь
ного катка на корпус, применением развитых подшипников каче-
ния для опор балансиров, обеспечением регулярной смазки тру-
щихся поверхностей, предотвращением попадания на них абразива
и влаги, выбором износостойкой конструкции деталей, удерживаю-
щих балансиры и катки от осевых перемещений, исключением кон-
струкций, работающих при больших контактных напряжениях под-
вижных деталей.
Минимальная уязвимость на поле боя обеспечивается
размещением некоторых деталей внутри корпуса (оси балансиров,
торсионы, пневморессоры, амортизаторы) и ближе к днищу маши-
ны, приданием пулестойкости расположенным снаружи деталям и
возможностью продолжать движение при поражении отдельных
частей и узлов подвесок. Наименьшей уязвимостью отличаются
торсионные подвески.
Удобство обслуживания и эксплуатации, про-
стота и легкость монтажа и демонтажа обеспечиваются рациональ-
ной конструкцией, взаимным расположением, удобством доступа,
312
простотой крепления, обеспечиваемыми на стадии конструиро-
вания.
13.2. КЛАССИФИКАЦИЯ СИСТЕМ ПОДРЕССОРИВАНИЯ
Системы подрессоривания современных танков классифициру-
ются:
- по способу соединения опорных катков между собой и через
рессоры с корпусом — на индивидуальные, блокированные и сме-
шанные;
—. по упругодеформируемому рессорному материалу — на рессоры
с неметаллическими, с металлическими упругими элементами и на
комбинированные.
В индивидуальных подвесках каждый опорный ка-
ток соединяется с корпусом через свою рессору. Такие системы
подрессоривания применяются на большинстве современных тан-
ков. Они в наибольшей степени отвечают требованиям, предъяв-
ляемым к системам подрессоривания быстроходных танков.
В блокированных подвесках несколько опорных кат-
ков, образующих тележку, соединяются с корпусом через общую
рессору. Их недостаток в малой энергоемкости и живучести из-за
нарушения работы всех катков тележки при поражении одного из
них. Они применяются на английских танках «Центурион» и «Чиф-
тен» и отражают концепцию танка, когда предпочтение отдается
броневой защите и огневой мощи в ущерб подвижности. Блокиро-
ваться могут по два («Центурион», «Чифтен»), три (MK-III), че-
тыре катка (Т-26) и все катки («Штрауслер»).
В смешанных системах подрессоривания некоторые
катки имеют индивидуальные подвески, а часть катков—-блокиро-
ванные. Смешанная система подрессоривания используется на без-
башенном танке Strv-ЮЗ. В ней, чтобы уменьшить сильные про-
дольно-угловые колебания при очень короткой базе машины, вто-
рые и третьи катки имеют независимую подвеску, а крайние опор-
ные катки связаны по диагонали системой компенсации.
В подвесках с металлическим упругим эле-
ментом используется упругая деформация стали, работающей
на изгиб или кручение. По конструктивным особенностям рессоры
с металлическим упругим элементом делятся на торсионные (од-
но-, двухторсионные и пучковые), с винтовыми, тарельчатыми и
буферными пружинами, с листовой рессорой. Впервые торсионные
рессоры, в которых сталь работает на кручение, были применены
на отечественных танках КВ и Т-40, а ныне применяются на боль-
шинстве отечественных (рис. 123) и зарубежных танков (Т-62,
Т-72, БМП-1, М60А1, «Леопард-1»). Двухторсионные подвески
применялись на танке T-V и АСУ-57, пучковый торсион — на тяже-
лом танке Т-10. Двухторсионные трубчато-стержневые подвески,
позволяющие увеличить динамические хода катков, применяются
на танках Ml, М60АЗ и БМП М-2 в США. Винтовые пружины в ка-
честве упругого элемента используются на танках Т-34, «Центури-
313
314
он», «Чифтен», тарельчатые — пружины Бельвиля — на швейцар-
ских танках Pz-61, Pz-68.
Неметаллические рессоры по роду материала, упру-
гие свойства которого используются, делятся на резиновые
(R-35, Франция), пневматические (танк Strv-ЮЗ, Шве-
ция, и танк «74», Япония), гидравлические и гидро-
пневматические, В пневматической рессоре (ПР) сжимается
до 25—35 МПа и расширяется воздух или азот. При наезде катка
на неровность поршень 8 (рис. 124) через отверстия е, ж и канал д
выдавливает масло из полости В в полость Б. Поршень-раздели-
тель 4 сжимает газ в полости А. Характеристика пневматической
рессоры соответствует политропе сжатия газа. В гидравлических
рессорах (ГР) сжимается или расширяется специальная жидкость
или масло. Упругие свойства масел проявляются при давлении
200—300 МПа. В гидропневмэтической рессоре (ГПР) сжимаются
газ и жидкость. В них развиваются такие’же давления, как и в ГР,
Гидравлические и гидропневматические рессоры требуют создания
высокопрочных конструкций, что приводит к их значительному ус-
ложнению и увеличению массы, поэтому на современных танках
применяются только ПР.
В комбинированном подрессоривании танка ХМ1 (ва-
риант фирмы «Дженерал моторе») в подвесках первого, второго и
шестого катков использовались пневматические рессоры, в подвес-
ках остальных катков — торсионы.
13.3. АНАЛИЗ КОНСТРУКЦИЙ ПОДВЕСОК
Система подрессоривания танка Т-72 индивидуальная, торсион-
ная. Каждый из узлов подвесок состоит из торсионного вала и ба-
лансира в сборе. Гидравлические амортизаторы установлены на
первые, вторые и шестые подвески, а жесткие ограничители хода
катка — для первых, вторых, пятых и шестых подвесок. Кронштей-
ны подвесок вварены в корпус на разной высоте, что диктуется со-
ображениями компоновки и приводит к различиям в величинах ста-
тических [f0 = (47,5—118) мм] и динамических [/д — (204—260) мм]
ходов катков. Жесткость подвесок с = (310—435) кН/м, удельная
потенциальная энергия без учета амортизаторов X = 0,535 м, с уче-
том амортизаторов — 0,75 м.
Торсионный вал — стальной стержень длиной 2310 мм и
диаметром 47 мм. При изготовлении торсионы шлифуют, накаты-
вают роликами и подвергают заневоливанию (двухкратная за-
крутка на угол 145 и 105°). Стержень торсиона обматывают изоля-
ционной лентой, предохраняя его от царапин, которые могут стать
причиной последующих усталостных разрушений. Разное число
шлицев на головках торсиона (большой = 52 и малой zt = 48)
обеспечивает выставку балансира на угол закрутки с точностью
Дш = 360° г~ ~2' = 0,58°. Балансир в сборе состоит из баланси-
ра 18 (рис. 123), втулки 6, распорной втулки 8 и обоймы 9 подшип-
315
316
ника. Балансир опирается на два двухрядных игольчатых подшип-
ника 12 и 14 и от осевых перемещений удерживается 33 шарика-
ми 7. В его теле имеются шлицы для большой головки торсиона, а
во втулке — шлицованное отверстие для крепления малой головки
торсиона противоположного борта. Во фланце имеются четыре от-
верстия для болтов 15 крепления втулки 6 к кронштейну 5. Между
фланцем втулки и кронштейном устанавливаются прокладки 16
для выставки катков по колее. Уплотнениями 4 и 10 опор баланси-
ров являются две самоподжимные резиновые манжеты с наружной
стороны и одна — с внутренней.
Балансиры первого, второго и шестого катков имеют пальцы 17
для соединения с тягой амортизатора. При такой конструкции за-
труднен демонтаж балансиров в полевых условиях из-за необходи-
мости вывешивать каток противоположной стороны для разгрузки
его торсиона.
В трубчато-стержневой подвеске американского танка М60АЗ
(рис. 125) повторены основные конструктивные решения подвески
АСУ-57. Головка стержневого торсиона 12 соединяется с баланси-
Рис. 125. Трубчато-стержневая подвеска танка М60АЗ:
1 — шлицевая муфта; 2, 4— трубчатый торсион; 3 — кронштейн; 5, 7 — роликопод-
шипники; 6 — кронштейны балансира; 8 — ограничитель хода катка; 9 — балансир;
10 — ротор амортизатора; 11 — кулачковая муфта; 12 — стержневой торсион
ром 9 через шлицы, а малая головка — со шлицевой муфтой 1,
установленной на подшипниках в кронштейне. Со шлицевой муф-
той через шлицы соединяется трубчатый торсион 2, второй конец
которого через шлицевую головку и кронштейн 3 получает опору
на корпус. Такая конструкция как бы позволяет увеличить длину
торсиона, а следовательно, и динамический ход катка. К неподвиж-
ной опоре крепится второй трубчатый торсион 4, играющий роль
подрессорника. Он вступает в работу при вполне определенном пе-
ремещении опорного катка на прямом ходе (сближение с корпу-
сом), для этого на втором конце трубы на шлицах установлена
кулачковая муфта 11, между кулачками которой и неподвижными
кулачками на кронштейне 6 балансира имеется зазор. Только пос-
ле выбора этого зазора вступает в работу трубчатый торсион-под-
рессорник. Кронштейн 6 балансира играет одновременно роль кор-
317
пуса амортизатора. Ротор 10 амортизатора с лопастями установ-
лен на оси балансира. Ось балансира опирается на кронштейн че-
рез роликоподшипники 5 и 7.
Пневматическая подвеска БМД-1 состоит из двух цилиндров 3
и 10 (рис. 124), которые монтируются в корпусе 5 рессоры, порш-
ня 8 в сборе, поршня-разделителя 4 в сборе. С помощью проушины
в корпусе она устанавливается в машине, а через проушину в што-
ке соединяется с рычагом, установленным на шлицах балансира.
Полости под поршнем-разделителем и штоком заполнены мине-
ральным маслом и сообщаются друг с другом системой каналов в
корпусе. На пути масла, перетекающего из одного цилиндра в дру-
гой, стоит клапан 7. На прямом ходе шток в сборе входит в ци-
линдр 10 и вытесняет масло через большие е и малые ж отверстия
корпуса 6 клапана в пространство под поршнем-разделителем. Со-
противление клапана истечению рабочей жидкости незначительно.
Поршень-разделитель, перемещаясь в цилиндре 3, сжимает газ в
пневмокамере 2. На обратном ходе сжатый в пневмокамере газ
вытесняет масло в полость под штоком, при этом клапан 7 пере-
крывает в корпусе клапана 6 большие отверстия, а масло перете-
кает через малые отверстия е, чем увеличивается сопротивление
на обратном ходе по сравнению с прямым. При необходимости
изменения положения корпуса изменяется количество масла в ци-
линдрах. Запирание подвески при минимальном клиренсе произ-
водится путем подачи масла в полость над поршнем.
Торсионные подвески отличаются отработанной и на-
дежной технологией производства со значительными возможностя-
ми массового изготовления, сравнительно небольшой массой и низ-
кой стоимостью, простотой обслуживания и ремонта, большими
возможностями унификации. Однако для обеспечения высокой
плавности хода требуется установка отдельного агрегата — амор-
тизатора; торсионы занимают значительный объем внутри танка,
увеличивают высоту корпуса на 100—150 мм, регулирование поло-
жения корпуса затруднено.
Пневматические подвески позволяют высвободить
объем внутри танка, совместить в одном агрегате функции упруго-
го элемента и амортизатора, обеспечить регулирование положения
корпуса. В то же время их масса больше массы торсионных подве-
сок, а стоимость выше на 20—25% вследствие усложнения техно-
логии производства.
13.4. ТРЕБОВАНИЯ К АМОРТИЗАТОРАМ
И ИХ КЛАССИФИКАЦИЯ
Амортизаторами называются фрикционные устройства
ходовой части, превращающие механическую энергию в тепло. Они
служат для быстрого гашения колебаний танка, поглощения толч-
ков и ударов, действующих на корпус через опорные катки, и для
уменьшения колебаний при движении по неровностям.
318
13.4.1. Требования к амортизаторам и пути их выполнения
Специальные требования сводятся к тому, что амортизаторы
должны обеспечить танку высокую плавность хода и иметь ста-
бильные характеристики при допустимых отклонениях технологи-
ческих размеров деталей в производстве, износах и колебаниях
температуры в эксплуатации.
Плавность хода может быть улучшена за счет оптимизации ха-
рактеристик амортизатора, увеличения сил их сопротивления, ко-
личества и рациональной расстановки по борту машины и приме-
нения САР сил сопротивления амортизаторов.
Для обеспечения стабильности характеристик амортизаторов:
применяют короткие дросселирующие отверстия (/ 3d, где
I — длина отверстия, d — диаметр отверстия), коэффициент истече-
ния через которые не зависит от вязкости рабочей жидкости, а зна-
чит, и от температуры;
используют рабочие жидкости с пологими вязкостно-темпера-
турными характеристиками и высокими смазывающими антикор-
розионными свойствами;
принимают меры по обеспечению допустимых температур нагре-
ва амортизаторов;
в конструкции избегают боковых нагрузок на поршни и боль-
ших контактных напряжений в приводе от балансира к поршню
амортизатора.
Для уменьшения нагрева амортизатора необходимо уменьшить
тепловыделение и увеличить коэффициент теплоотдачи.
Уменьшению тепловыделения в амортизаторах способствуют
оптимизация их характеристик, автоматическое регулирование сил
сопротивления и выключение их с помощью специальных термо-
клапанов по достижении предельной температуры. Улучшение теп-
лоотвода может быть достигнуто снятием с корпуса защитных ко-
жухов и введением для защиты штоков амортизаторов резиновых
гофров, увеличением поверхностей охлаждения при раздельном вы-
полнении амортизатора и компенсационной камеры и оребрением
корпуса амортизатора.
Общеконструкторские требования к амортизаторам: взаимоза-
меняемость, компактность, простота изготовления, сборки, заправ-
ки, монтажной регулировки, установки на танк и обслуживания в
эксплуатации, что достигается тщательной отработкой конструк-
ции, применением технологических форм основных рабочих дета-
лей, простой кинематикой привода от катка к амортизатору.
13.4.2. Классификация амортизаторов
Амортизаторы классифицируются:
по принципу действия — на фрикционные (сухого трения), гид-
равлические (вязкостного трения) и релаксационные;
319
по характеру действия сил — на амортизаторы одностороннего
и двустороннего действия (с сопротивлением на прямом и обрат-
ном ходах);
по конструкции — на рычажно-лопастные, рычажно-поршневые
и телескопические (двух- и однотрубные).
Во фрикционных амортизаторах сила сопротивления
зависит от перемещения опорного катка. Такие амортизаторы, раз-
работанные фирмой Порше, установлены на танке «Леопард-2».
Наибольшее распространение получили гидравлические амортиза-
торы, в которых сила сопротивления зависит от скорости переме-
щения опорного катка. В релаксационных амортизаторах сила соп-
ротивления зависит как от скорости, так и от перемещения катка.
Из-за повышенной сложности и чувствительности к износу они не
нашли применения.
Рычажно-лопастные амортизаторы (Т-62 и Т-72)
компактны, размещаются в расточках бортовых листов корпуса и
не требуют пространства между корпусом и опорным катком, изно-
состойки и не перегреваются вследствие непосредственного соеди-
нения с корпусом танка. Однако технология изготовления лопа-
стей трудоемка, требуются специальные меры по уплотнению пе-
риметра контакта лопастей с корпусом.
Рычажно-поршневые амортизаторы (ПТ-76, Т-10)
обладают теми же преимуществами, что и рычажно-лопастные.
Кроме того, упрощено производство их основных деталей — ци-
линдра и поршня. Основной их недостаток — повышенный износ
мест контакта кулачка с поршнем из-за высоких контактных на-
пряжений на рабочей поверхности цилиндра и поршня вследствие
большой боковой нагрузки.
Телескопические амортизаторы наиболее износо-
стойки и имеют стабильные характеристики в процессе эксплуата-
ции из-за отсутствия боковой нагрузки на поршень и минимально-
го числа шарниров. Они технологичны, просты в эксплуатации.
Наибольшей простотой отличается однотрубный амортизатор. От
него лучше отводится тепло в окружающую* среду. В однотрубных
амортизаторах компенсационная камера выполнена в виде отдель-
ного резервуара, в двухтрубных она располагается концентрично
относительно силового цилиндра (БМП-1).
13.5. КОНСТРУКЦИИ АМОРТИЗАТОРОВ
Конструктивной особенностью фрикционного амортизатора тан-
ка «Леопард-2» является выполнение амортизатора и упругого эле-
мента в виде моноблока (рис. 126). Неподвижные диски 3 трения
амортизатора своими наружными зубьями входят в зацепление со
шлицами на кронштейне 2 подвески. Балансир / через подшипни-
ки опирается на кронштейн. На оси балансира имеются шлицы, на
которые внутренними зубьями устанавливаются подвижные дис-
ки 9 трения. Комплект дисков сжимается тарельчатыми пружина-
ми 6 через два кольца 7 и 8. Кольцо 8 соединено шлицами с тру-
320
Рис. 126. Фрикционный амортизатор танка «Леопард-2>:
1 — балансир; 2 — кронштейн; 3 — неподвижные диски трения; 4— торсионы; 5 —
крышка; 6 — тарельчатые пружины; 7 — кольцо с наружными шлицами; 8 — коль-
цо с внутренними шлнцамн; 9 — подвижные диски трения; а — зазор между ку-
лачками дисков
бой балансира 1, а кольцо 7 —с кронштейном 2. Оба кольца вы-
полнены в виде кулачковых муфт. Зазор между кулачками выби-
рается в пределах хода катка до 200 мм, чем обеспечиваются по-
стоянное сжатие комплекта дисков и постоянная сила сопротивле-
ния на прямом и обратном ходах 7,5 кН. При большем ходе катка
кулачки отодвигают кольца 7 и 8 друг от друга, вследствие чего
увеличивается поджатие дисков трения от тарельчатых пружин и
сопротивление амортизатора от 7,5 кН при f 200 мм до 27,5 кН
при f = 550 мм. Диски амортизатора имеют пластмассовое покры-
тие, работают в масле, износостойки. Примерно 65% поверхности
амортизатора охлаждается потоком воздуха, а 35%—конвекцией.
Недостатками амортизаторов являются повышенный нагрев тор-
сионов и большая масса (около 100 кг).
21 Зак. 5205
321
Амортизатор танка Т-72 — гидравлический, лопастной, двусто-
роннего действия (рис. 127). В корпусе 4 амортизатора устанавли-
Рис 127. Лопастный гидравлический амортизатор танка Т-72:
1 — рычаг с осью; 2 — крышка; 3 — перегородка; 4 — корпус; 5 — ло-
пасть; 6 — бронзовая пластина; 7, 8 — пробки; 9, 12 — стаканы; 10 —
клапан прямого хода; 11 — пружина; 13 — клапан обратного хода;
а — отверстия в лопасти и оси; б, в — выступы перегородки; д. е—
рабочие камеры
вается перегородка 3. На корпус через бронзовое кольцо, а на пе-
регородку— через игольчатый подшипник опирается рычаг 1 с
осью. На шлицах оси установлена и закреплена пробкой лопасть 5
амортизатора. Лопасть и два выступа перегородки образуют четы-
ре рабочие камеры д и е. Камеры отверстиями в лопасти и оси по-
парно сообщаются между собой. В выступах перегородки установ-
лено по два клапанных устройства, каждое из которых состоит из
клапана 10 прямого хода, стаканов 9 и 12, клапана 13 обратного
322
хода и пружины 11. Фланец перегородки 8 и внутренняя поверх-
ность крышки 2 образуют компенсационную камеру для сбора ра-
бочей жидкости, просочившейся из рабочих камер, и для пополне-
ния рабочих камер при создании в них разрежения. Три резиновые
манжеты предотвращают вытекание рабочей жидкости из компен-
сационной камеры; амортизаторы в процессе эксплуатации до-
заправки не требуют. Заправка амортизатора производится через
пробку 8 в корпусе, а выпуск воздуха — через пробку 7 в крышке.
Стыки перегородки с осью и лопастей с корпусом уплотняют с по-
мощью подпружиненных бронзовых пластин.
При работе амортизатора на прямом и обратном ходах рабочая
жидкость проходит через калиброванное отверстие клапана 13 об-
ратного хода. При больших скоростях перемещения рычага на пря-
мом ходе максимальные силы сопротивления ограничены клапа-
ном 10 прямого хода, при отжатии которого от стакана 9 жидкость
на прямом ходе будет протекать как через калиброванное отвер-
стие клапана 13 обратного хода, так и через отверстия в тарелях
клапанов 10 и 13.
Ограничительный клапан на обратном ходе в этом амортизато-
ре, как и в большинстве танковых амортизаторов, отсутствует, так
как сила сопротивления на обратном ходе не может быть больше,
чем максимальное усилие закрутки торсиона.
Конструктивной особенностью телескопических амортизаторов
(рис. 128) является наличие компенсационной камеры г, в которую
через компенсационное отверстие б на прямом ходе должен посту-
пить объем рабочей жидкости, равный объему штока 3, вошедшего
в полость цилиндра, а на обратном ходе этот же объем жидкости
должен через компенсационное отверстие б и компенсационный
клапан 8 поступить в подпоршневое пространство. На прямом и
обратном ходах рабочая жидкость перетекает через одни и те же
основные отверстия а в поршне амортизатора, а для различия в
крутизне характеристик выполняются дополнительные отверстия в.
Имеются ограничительные клапаны 10 сопротивлений на прямом
ходе. Масло, просочившееся через уплотнения штока, работающие
на обратном ходе при высоких давлениях (12—14 МПа), поступа-
ет через специально выполненные сливные отверстия д в компен-
сационную камеру.
13.6. РАСЧЕТ ТОРСИОННОЙ ПОДВЕСКИ
Проектировочный расчет торсионной подвески проводится в це-
лях выбора конструкции подвески (стержневая или трубчато-
стержневая), а также диаметра и длины стержня и трубы, при ко-
торых обеспечивается требуемая плавность хода. По компоновоч-
ным соображениям задаются динамическим ходом /д, который при
клиренсе Лкл 450 мм не должен превышать 350 мм, статической
нагрузкой на каток "0 = г— и жесткостью подвески в статике со.
21*
323
Рис. 128. Конструктивная схема телеско-
пического амортизатора:
1 — гайка; 2 —крышка; 3 — шток; 4 — цилиндр;
5 — корпус; 6 — поршень; 7 — нижняя крышка с
проушиной; 8 — компенсационный клапан; 9 —
клапан дополнительного отверстия; 10 — ограни-
чительный клапан; а — основное дросселирую-
щее отверстие; б — компенсационное отверстие;
в — дополнительное отверстие; г — компенсаци-
онная камера; д — сливиое отверстие
324
Жесткость подвески в статике должна быть такой, чтобы частота
собственных угловых колебаний была в пределах
4 </<’«< 4,5 , откуда
с с
= (167)
где
/о — момент инерции корпуса танка относительно поперечной
оси, проходящей через центр масс;
lj — расстояние от центра масс до осей опорных катков, извест-
ное из компоновочной схемы системы подрессоривания.
Из этой же схемы известна величина радиуса балансира 2?с-
Торсионная сталь 45ХНМФА имеет предел текучести т8 =
= 850 МПа. Прочность торсионов оценивается по максимальным
направлениям хт- Для незаневоленных стержневых и трубчатых
торсионов Хт < tS1 а заневоленных стержневых хт < Ts + т0 =
= 1350 МПа, здесь т0 — остаточное напряжение заневоливания
торсиона, определяемое зависимостью
% = ------V12-. (1S8)
о
где
— =0,5—0,6—величина,, характеризующая глубину пласти-
ческой деформации при заневоливании; г — радиус торсиона; М —
радиус той части сечения торсиона, которая работает в пределах
упругой деформации металла.
Угол закрутки торсиона при его заневоливании определяется
зависимостью
Тз=^. (169)
ОГ1
где
/т — длина торсиона;
G = 8,2-104 МПа — модуль упругости второго рода.
Расчет производится в такой последовательности.
Определяется максимальный угол закрутки торсиона tpm
(рис. 129) как частное от деления максимального хода катка fmax
на радиус балансира 7?б. так как fmax = f0 + /д, a f0 = —, то
Со
(170)
«б \ Со /
325
Рис. 129. Расчетная схема торсионной подвески
Максимальный скручивающий момент
ТИкр == С0_/щах^?б СО® а-
При заневоленном торсионе должно выполняться условие т <
< [тт], поэтому, так как полярный момент сопротивления сечения
торсиона №р = — ~р и в то же время Wp = 0,2 d3c, диаметр тор-
[тт]
сиона
(171)
При сохранении напряжений в допустимых пределах и обеспе-
чении угла закрутки <рт торсион должен иметь длину
z __ VmG/p.c
Т АГкр
где /р.с —jy —полярный момент инерции для торсиона диа-
метром dc-
Принимается решение о конструкции торсиона, для чего длина
торсиона сравнивается с шириной корпуса Вс. При 1Т > 2ВС уста-
новить торсион диаметром dc на танк невозможно. Необходимо,
если позволяет компоновка, увеличить радиус балансира 7?б и пов-
торить расчет заново. При Вс < /т < 2ВС может быть установлена
трубчато-стержневая несоосная подвеска. При < /т < Вс мо-
326
жет быть установлена стержневая несоосная или трубчато-стерж-
невая соосная подвеска. При /т < у можно установить стержне-
вую соосную подвеску.
В случае принятия решения об установке стержневой подвески
проектировочный расчет на этом заканчивается. Для трубчато-
стержневой подвески расчет продолжается.
По условиям компоновки задаемся длиной стержневого торсио-
на /т. с, тогда угол закрутки его
^кр^т. с
Тс ——
Grp.c
Следовательно, для получения общего угла перемещения балан-
сира <рт необходимо, чтобы трубчатый торсион закрутился на угол
(172)
?тр = ?т-Тс-
Размеры сечения трубы выбираем так, чтобы максимальные на-
пряжения не превышали предела текучести т«, тогда полярный мо-
мент сопротивления сечения трубы 1Гр.тр = -. В то же время
rf4 — d4
IFp.tp^0,2^^-----
^тр. H
где
dTp. E, d-rp. в — соответственно наружный и внутренний диаметры
трубы торсиона.
Величиной dTp. в задаемся из условия сборки трубчато-стержне-
вого торсиона:
^7тр. в — dc +• 2Д,
где
Д^ 10 мм — зазор между стержнем и трубой.
Зеличину rfTP. в найдем путем графоаналитического решения
уравнения
dTp.u — 51^р. rpd^p, и + dтр.в •
Искомое значение с?тр. н получаем по пересечению кривой </4тр.п
и прямой 5U7P. тр^тр.н + й4тр. в. Необходимая длина трубчатого тор-
сиона
/ ___ТтрО/р-тр
(173)
где
— — (d4
р. тр — \итр.н
— ^тр.в) —осевой момент инерции сечения трубы.
327
Поверочный расчет торсионной подвески проводится в целях
определения собственной частоты К<г продольно-угловых колеба-
ний и напряжений в торсионе т.
Частота собственных продольно-угловых колебаний определя-
ется по формуле
Для стержневой подвески при определении жесткости в стати-
ке Со = —Л из расчетной схемы (рис. 129) найдем статический ход
/о
катка
/о = /?6 sin ([3 + у0) — А>6 sin ₽.
Угол статической закрутки торсиона отыскивается из урав-
нения
ДоА’б cosB = ckTo>
где
О/р.б
ск = —— —жесткость стержня торсиона при кручении.
£т.с
Откуда
Р0/?б cos ₽/т с
(174)
Максимальные напряжения кручения торсиона определяются
по максимальному скручивающему моменту
GI
<Р max = СкФт — -—- (175)
Ч.с
Из расчетной схемы (рис. 129) <рт = Т.о + ₽ + а, тогда
Мкр max О/рс
IT I W
р.с ‘т с р.с
Окончательно
__ Gdc
''т ' — Ч1 т-
"т. с
Жесткость трубчато-стержневого торсиона при кручении опре-
деляется по формуле
< = —77---------------------Г' (176>
d^ — d^ I
\ с тр.н тр.в /
328
Прочность стержня оценивается по формуле
МКр тах
р.с
5Мкр тах
(177)
а трубчатого торсиона — по формуле
5Л1кр тах^тр. н
"т. тр — —- -——
rf1 — rf4
итр.н “тр.в
(178)
Должно выполняться условие 1т. с < Ts + То, Тт. тр < Ts.
Общий угол закрутки трубчато-стержневого торсиона определя-
ется зависимостью
-Мкр max
Чт = <Рс +1 ?тр — ---------------
(179)
Заключительным этапом поверочного расчета может быть оп-
ределение показателя живучести подвески — ее удельной потенци-
альной энергии.
13.7. РАСЧЕТ ПНЕВМАТИЧЕСКОЙ ПОДВЕСКИ
Исходя из требований к плавности хода и компоновки, задаемся
Ро, fо, со, fn и fmax- Максимальные давления рт газа в рессоре не
должны превышать 250—350 МПа. Расчет проводится для одного
основного значения клиренса, показатель политропы сжатия % =
= 1,2—1,3 принимается для всех скоростей подъема катка, демпфи-
рующие свойства рессоры не учитываются.
Проектировочный расчет пневмоподвески проводится в целях
определения основных размеров пневморессоры в предположении,
что передаточное число привода от катка к поршню рабочего ци-
линдра— величина постоянная (и = const). Он проводится в та-
кой последовательности.
1. Выбирают схему уста-
новки пневматической под-
вески (рис. 130) и исходя
из компоновочных сообра-
жений назначают переда-
точное число привода и.
При его уменьшении сокра-
щается диаметр рабочего
цилиндра, но увеличиваются
длина и поверхность охлаж-
дения. Радиус рычага, за-
крепленного на балансире,
и
Рис. 130. Схема установки
пневматической рессоры
329
2. Коэффициент динамичности ka = 7 ma*- определяют из ус-
Ро
ловия обеспечения жесткости в статике
г — — °jtnax — Ро —
/д
Ро
В выполненных конструкциях kR = 3—5, Рутах — максимальная
упругая сила.
3. Площадь поршня определяется из условия сохранения давле-
ний в рессоре при максимальном ходе в допустимых пределах:
Г.Р)?
р =п _______™
л глах гт
Так как Ртах = Рутах« = kRPou, то
£>п = 1 . (181)
V ~Рт
4. Внутренняя длина рабочего цилиндра
/ц = /п+;— +Д. (182)
и
где
= Dn — длина поршня, примерно равная его диаметру;
Д = (0,02—0,03) м —запас хода поршня, исключающий его уда-
ры в торцы рабочего цилиндра.
5. Минимальный объем газа (рис. 131) в пневморессоре получа-
ется из условия обеспечения заданного коэффициента динамично-
сти в процессе политропического сжатия:
, Рт / min + д
Ро \ ^min /
где
р0 — давление газа в рессоре при статическом положении
катка;
АУд = — Sn — объем, описываемый поршнем при его переме-
щении от статического положения до верхнего ограничителя хода;
/д ,,
'’п
^min--' (183)
/Лд-1
Полный объем пневмоцилиндра
Vmax = IZmin +, Д = I/mln +) Sn. (184)
и
330
Рис. 131. Расчетная схема двухцилиндровой
подвески
331
6. Минимальное давление в рессоре и усилие предварительно-
го поджатия (f=0) будут:
Рв₽=Рт(^
\ ^тах
PnpSn
Р пр == -
(185)
Поверочный расчет пневмоподвески сводится к уточненному
построению графоаналитическим методом характеристики рессо-
ры Рк = PK(f), определению и X. Для этого задаются различны-
ми положениями катка (6—8 точек) от f=0 до fmax (рис. 131);
определяют соответствующие каждому положению катка )г пере-
мещения поршня /пг! находят передаточное число привода ид оп-
ределяют усилие на поршне рессоры Pni; определяют упругую
силу рессоры, приведенную к оси катка PKi (табл. 17).
Таблица 17
Порядок расчета Параметры Номера точек Способ определения
1 2 ... п
1 Ход катка, fK< 0 /о /max Произвольно
2 3 ХОД ПОрШНЯ, fni Передаточное число привода, щ 0 /по /п max Графически Графоаналитически Ui=bd/ba
4 Усилие на пор- шне рессоры, Pni Рпар Р по Рп max р . _ с „ ( V 4U — оп /7пр 1 1 max ‘-’п/п /
5 Сила рессоры, приведенная к оси катка, РКг ^к.пр р0 Рmax Рц i == Рц
Результаты расчета сводятся в таблицу. По данным 1-й и 4-й
строк таблицы строится упругая характеристика.
Прочностной расчет рессоры производится по рт. Максималь-
ное давление, при котором произойдет разрушение цилиндра, оп-
ределяется по формуле
а2 —• 1
Рр=
(186)
где
а — отношение наружного диаметра цилиндра Р)ц. н к внутрен-
нему £)ц. в, для которого можно принять Пц. B=Z)n;
os— максимальное напряжение на внутренней стенке, равное
пределу текучести материала (для стали 12Х щ = 850 МПа).
332
Задавшись запасом прочности п и подставив в уравнение (186)
Рр=прт, получим
^ц.и = £>п — ---- (187)
13.8. ОСНОВЫ ПРОЧНОСТНОГО РАСЧЕТА БАЛАНСИРА
Наибольшие напряжения в различных сечениях балансира
возникают при пробоях подвески, когда реакция под опорным кат-
ком достигает 10 статических нагрузок. Расчет прочности баланси-
ра в сечениях I—I, II—II, III—III (рис. 132) проводится по мето-
дам курсов «Сопротивление материалов» и «Детали машин» на
десятикратную статическую нагрузку Рктах=ЮРо-
В сечении I—I действует изгибающий момент Л4из='Рктахе, а
допустимые напряжения не должны превышать 500 А1Па.
В сечении II—II действуют скручивающий момент Л4кр =
РктахС и изгибающий момент, который при ударе малой го-
ловки балансира в упор зависит от максимальной упругой силы
333
рессоры, Mm=Pyщах /?б- Суммарное напряжение в сечении II—II
определяется в соответствии с теорией прочности по формуле
ac — Va~ +,4t2
и не должно превышать 500 МПа.
Сечение III—III нагружено изгибающим моментом, величина
которого в расчетах принимается МИз='Л<тахС. Занижение фак-
тического значения плеча приложения силы компенсируется при-
нятием для сечения III—III меньшей величины допустимого на-
пряжения, равного 400 МПа.
Напряжения смятия шлицев балансира и кронштейна корпу-
са определяются по формуле
где
DIb DB, I — наружный и внутренний диаметры шлицев и их
длина;
z — число шлицев;
^>=0,75— коэффициент, учитывающий неравномерность нагру-
жения шлицев.
В выполненных конструкциях эти напряжения не превышают
200 МПа.
Износостойкость втулок осей балансиров оценивается по услов-
ному удельному давлению при статической нагрузке
Здесь R— реакция, воспринимаемая опорой, S=Dl — площадь
втулки, подсчитываемая как произведение диаметра втулки на ее
длину.
Для внутренней опоры = Ро —- , SB=£>B /в; для наружной
а—Ь
опоры Ро , Sa=DBln. В выполненных конструкциях ус-
а—b
ловные удельные давления составляют: для бронзовых втулок 4—
5 МПа, для чугунных 3,5—4 МПа, для стальных и текстолитовых
2—2,5 МПа.
13.9. РАСЧЕТ ГИДРАВЛИЧЕСКИХ
ТЕЛЕСКОПИЧЕСКИХ АМОРТИЗАТОРОВ
При расчете амортизаторов необходимо обеспечить требуемые
по результатам проектировочного расчета системы подрессорива-
ния характеристики, прочность и работоспособность конструкции.
334
В качестве исходных данных при расчете амортизаторов при-
нимаются требуемые их характеристики, компоновочная схема хо-
довой части.
Характеристики амортизаторов задаются обычно для прямого
и обратного ходов в виде: Ра. п = &а. nfm при / < /0. к; Ра п =
= Ра. пшах при / /о. к', Ра. об = kaj | /1т 1 при / <С 0. Здесь jf0. к -—
скорость перемещения катка, при которой вступает в работу ог-
раничительный клапан.
Конструктивная схема телескопического амортизатора приве-
дена на рис. 128.
В процессе расчета необходимо найти основные размеры
амортизатора и его проходных сечений: Dn — диаметр поршня;
Dm — диаметр штока; — длина цилиндра; S — площадь основ-
ных дросселирующих отверстий поршня, работающих на прямом
и обратном ходах; £д— площадь дополнительных отверстий порш-
ня, работающих на прямом ходе; 5К — площадь отверстий, пере-
пускающих жидкость на прямом ходе в компенсационную камеру;
£кл— площадь отверстия, обеспечивающего возвращение жидко-
сти из компенсационной камеры на обратном ходе.
С учетом общей компоновки ходовой части принимается реше-
ние о размещении амортизатора, и с учетом передаточного отно-
шения привода амортизатора иа строится его характеристика,
приведенная к штоку (поршню). Сила сопротивления амортизато-
ра, приведенная к штоку, и скорость штока подсчитываются по
формулам:
Р ш — Р а^а» Уш—~Ул---
Иа
В координатах Р-ш., f™ строится характеристика амортизатора.
На полученной характеристике выделяются две расчетные точки.
Точка А с координатами Рш. Об = Ру max fA используется при
расчете проходных сечений на обратном ходе амортизатора. Мак-
симальное сопротивление амортизатора на обратном ходе соот-
ветствует максимальному усилию торсиона. Точка В с координа-
тами Ап. пр = Ра. птах «а! /в используется при расчетах проходных
сечений на прямом ходе амортизатора.
Длина цилиндра гидроамортизатора определяется по формуле
(182). Диаметр поршня Dn определяется с учетом необходимости
обеспечения работоспособности уплотнений штока. Для известных
конструкций допустимое давление рт= (12—16) МПа, а диаметр
штока Дш= (0,15—0,3) ДП=ХДП. Максимальная сила сопротивле-
ния амортизатора на обратном ходе ограничивается максимальным
усилием закрутки торсиона, поэтому
Ру max^a Pm ~“ (1
откуда D __ 1 A~4Pymax«a (189)
335
После выбора основных размеров амортизатора необходимо
решить, возможно ли в имеющихся габаритах установить его и
будет ли обеспечен нормальный тепловой режим работы, при ко-
тором максимальные температуры нагрева не превышают допу-
стимых, которые обычно устанавливаются с учетом температур,
приводящих к обугливанию рабочей жидкости и потере эластич-
ности уплотнением.
Для того чтобы можно было в пространство Н между бортом
машины и катком поставить телескопический амортизатор, необ-
ходимо выполнить условие
Я>£>п+2Л+|28, (190)
где
2/г=Дц. н—£)п— толщина стенок цилиндра однотрубного амор-
тизатора, Дц. н определяется по формуле (187);
б —зазор между амортизатором и корпусом машины и амор-
тизатором и катком [6= (10—15) мм].
При выполнении этого условия по характеристике работоспо-
собности амортизатора, рассматриваемой в курсе «Теория дви-
жения танка и БМП», проверяется, как обеспечивается необходи-
мый теплоотвод с получаемой поверхности амортизатора.
Фактическая требуемая площадь охлаждения амортизатора
определяется из неравенств:
<? \_______^т-т <? \________^гр.д_____
°охл „ (т т х' ~ > (191)
“иср 1 .тmax 1 о) а®ср.гр. д v max Г о)
где
Qt.t, Qrp. д — тепловыделение ь наиболее нагруженных амор-
тизаторах при движении по местности со скоростью Уср. т.т и
грунтовым дорогам со скоростью Vcp. гр. д,
av ср.т.т’ Ovcp гр.д —коэффициенты теплоотдачи для скоростей
1^ср. т.т И ^ср. гр. д;
Дпах. — максимально допустимая температура нагрева амор-
тизатора и температура окружающей среды.
Порядок определения тепловыделения в амортизаторах и гра-
фики для задания коэффициентов теплоотдачи приведены в рабо-
те [19].
Перегрева амортизатора не будет в том случае, если площадь
охлаждения амортизатора будет больше или равна потребной,
т. е.
^ц.н/ц 50Хл.
Если не выполняется любое из неравенств (190) или (191),
это указывает на невозможность установки телескопических амор-
тизаторов, причем, если выполняется условие (190) и не выпол-
няется условие (191), можно попытаться увеличить Dn, если это
позволяет размер б. В противном случае необходимо устанавли-
336
вать на танк рычажно-лопастные амортизаторы либо по два те-
лескопических амортизатора на борт.
При выполнении условий (190) и (191) продолжается расчет
телескопического амортизатора.
Для определения площади основных проходных сечений, со-
ставляем уравнение расхода масла
= 1/
4 FP
где
р — плотность жидкости, кг/м3;
цотв = 0,7 — коэффициент расхода масла при истечении из
круглых коротких (/ 3d) отверстий с острыми кромками общей
площадью S.
Если величина Da не корректировалась по условию обеспече-
ния допустимой максимальной температуры нагрева амортизато-
ров Тщах, то р=рт; если была корректирована и Dnl>Dn, то
47*у tnax^j
Подставив р или рт в исходное уравнение, получим
Величина S распределяется между несколькими отверстиями
f fl : и
диаметром а так, что о — где z — число отверстии.
Откуда
при этом для каждого из отверстий должно соблюдаться условие
Z < 3d.
Уравнение расхода масла через компенсационное отверстие бу-
дет
где
4-^а.п тахца
22 Зак. 5205
337
Отсюда площадь компенсационного отверстия
_ Г др
8[10тв ' 2fa.ntnaxua
(193)
M-zotb = 0,8, чем учитываются относительно малое истечение мас-
ла и большие побочные утечки.
Уравнение расхода истечения жидкости на прямом ходе через
все группы отверстий
(С 1*0тв С I С | 1 ^Р
О Од II/
Рютв /г Р
Отсюда площадь дополнительных отверстий
= 7Рп3/в , /
Sp-отв г п maxua
^ОТВ
Я *^К
Р-ОТВЙ
[(194)
По Зд определяются количество и диаметры дополнительных
отверстий.
Площадь компенсационного клапана Зкл определяется с таким
расчетом, чтобы перепад давлений в компенсационной камере и
подпоршневом пространстве Др = (0,03—0,04) МПа.
Ограничительный клапан прямого хода выбирается так, что-
бы силы сопротивления на прямом ходе не превышали макси-
мальных значений по проектировочному расчету.
Все детали' амортизатора проверяются на прочность извест-
ными методами.
После изготовления амортизаторов снимаются их характери-
стики на стендах и проверяется соответствие полученных харак-
теристик требуемым.
13.10. ОСОБЕННОСТИ РАСЧЕТА ЛОПАСТНЫХ
ГИДРАВЛИЧЕСКИХ АМОРТИЗАТОРОВ
Для гидравлических лопастных амортизаторов отпадает необ-
ходимость в расчете компенсационных отверстий и клапанов, объ-
ем жидкости, протекающей через клапаны прямого и обратного
ходов, определяется не перемещением штока, а поворотом рыча-
га. Характеристика такого амортизатора перестраивается в ко-
ординаты Рр, fp (усилие на рычаге, скорость конца рычага).
Расход жидкости через отверстия определяется зависимостью
'2/?р
(195)
338
где
Rh, Rb, Rp — наружный и внутренний радиусы лопасти, радиус
рычага;
Ь — ширина лопасти амортизатора.
Давление в рабочей полости амортизатора
Ч*н2-*в2)
(196)
22*
339
14. ДВИЖИТЕЛИ ТАНКОВ
Движителем называется совокупность агрегатов ходовой части,
непосредственно взаимодействующих с окружающей средой для
создания внешнего тягового усилия, движущего танк. Современ-
ные танки имеют сухопутный, но могут иметь водоходный движи-
тель.
В качестве сухопутных на танках применяются гусеничные
движители, преимуществами которых по сравнению с колесными,
колесно-гусеничными и другими типами движителей являются
простота устройства, компактность, меньшая уязвимость на поле
боя, более высокие проходимость и маневренность.
14.1. ГУСЕНИЧНЫЙ ДВИЖИТЕЛЬ
Гусеничный движитель призван обеспечить танку высокую под-
вижность, которая характеризуется быстроходностью, проходи-
мостью и поворотливостью машины, высокую надежность в экс-
плуатации и неуязвимость на поле боя, удобство обслуживания
и замены отдельных деталей движителя, небольшую массу.
Для повышения быстроходности танка добиваются уменьшения
потерь в гусеничном движителе, главным образом путем приме-
нения гусениц с резинометаллическим шарниром (РМШ), умень-
шают погонную массу гусениц и предварительное натяжение до
предела, обеспечивающего работу гусениц без сброса, предусмат-
ривают возможность выставки опорных катков по колее.
Высокая проходимость по слабым грунтам характеризуется
G _
средним удельным давлением Qcv=------- и обобщенным пара-
2аАг
метром давления Q =-------------- (здесь G — сила веса танка,
2п6г / DKl
L — длина опорной поверхности, Ьт — ширина гусеницы, п — число
опорных катков на борт, DK — диаметр опорных катков, I — шаг
трака). Для основных танков ^ср^90 КПа, a Q^190 КПа. По-
вышению проходимости способствует применение уширителей гу-
сениц, съемных почвозацепов, равномерному распределению на-
грузки по опорной поверхности — применение гусениц с РМШ.
340
Улучшение поворотливости танка достигается рациональным
отношением —, применением траков с закругленными торцами
и уменьшением нагрузки на крайние опорные катки. Однако в
связи с ростом удельных мощностей танков и необходимостью
повышения устойчивости прямолинейного движения для реализа-
ции высоких скоростей следует добиваться увеличения сцепных
свойств гусениц в поперечном направлении, что уменьшит вероят-
ность появления заноса.
Высокая надежность работы в эксплуатации и неуязвимость
на поле боя достигаются надежным удержанием гусениц на обво-
де, применением прочных и износоустойчивых гусениц и ведущих
колес, снижением динамических нагрузок ходовой части, защи-
щенностью подшипников от попаданий воды, пыли и грязи, низ-
ким расположением гусеничного обвода и задним расположением
ведущего колеса. Надежное удержание гусениц на обводе обес-
печивается достаточным предварительным их натяжением, высо-
кими гребнями траков, специальными дисками на ведущих коле-
сах, применением зубьев ведущего колеса с приливами, предотвра-
щающими сброс. Снижение динамических нагрузок достигается
рациональной формой гусеничного обвода с поддерживающими
катками, применением мелкозвенчатых гусениц с РМШ, цевоч-
ного зацепления ведущего колеса с гусеницей, катков с наруж-
ной резиновой шиной, обрезиненных гусениц, компенсирующих
устройств или механизмов натяжения, уменьшающих колебания
в натяжении гусениц.
Движитель танка защищен от ружейно-пулеметного огня и ос-
колков снарядов. Широкое применение противотанковых мин де-
лает настоятельно необходимым поиски путей повышения проти-
воминной стойкости движителей.
Удобство обслуживания движителя и приспособленность его
к полевому ремонту закладываются на стадии конструирования
машины. Узлы и детали движителя должны обеспечивать лег-
кость выполнения монтажно-демонтажных работ.
Гусеничные движители классифицируются по форме гусенич-
ного обвода на движители с поддерживающими катками и без
поддерживающих катков; по положению ведущих колес на движи-
тели с носовым и кормовым расположением ведущих колес; по
способу передачи силы веса танка на грунт на движители со сво-
бодным ленивцем (направляющим колесом) и ведущим колесом;
со свободным ведущим колесом и несущим ленивцем; с несущим
ленивцем и ведущим колесом (рис. 133). На современных быстро-
ходных танках предпочтение отдается движителям с поддержива-
ющими катками, кормовым расположением ведущих колес, со
свободным ленивцем и ведущим колесом. В этом случае снижа-
ются динамические нагрузки на узлы ходовой части и трансмис-
сии, уязвимость на поле боя, повышается проходимость. На само-
ходных установках США М107 и Ml 10 при кормовом расположе-
нии боевой рубки в целях равномерного распределения нагрузки
341
Мвк
<toWxlx>-
"в* 6
2
Рис. 133. Типы гусеничных движителей:
а — с поддерживающими катками, задним ведущим колесом
и свободными ленивцами; б — без поддерживающих катков с
задним расположением ведущего колеса; в — с поддерживаю-
щими катками, передним ведущим колесом и несущим ленив-
цем; г — без поддерживающих катков с передним ведущим
колесом
по опорной поверхности и повышения устойчивости при стрельбе
при носовом свободном расположении ведущего колеса применя-
ется несущий ленивец.
Гусеничные движители состоят из ведущих колес, гусениц,
опорных и поддерживающих катков, механизмов натяжения с ле-
нивцами и компенсирующих устройств.
14.1.1. Ведущие колеса
Ведущими называются колеса, приводимые во вращение дви-
гателем через трансмиссию, перематывающие гусеницы для пре-
образования подведенного к ним крутящего момента в силы тяги.
Ведущие колеса работают в условиях больших по величине зна-
копеременных нагрузок в абразивной среде, что приводит к по-
вышенному износу зубчатых венцов.
342
Классификация зацепления ведущего колеса с гусеницей про-
водится: по конструкции элементов ведущего колеса и гусеницы
на виды зацеплений — цевочное, гребневое и зубовое; по профи-
лировке зубьев на типы зацеплений —специальное и нормальное;
по способу передачи усилия — тянущий, толкающий и пальцевый.
Гребневое зацепление применялось на танках Т-34 и
Т-44, а зубовое — на тракторах НД-35 (рис. 134).
На современных танках применяется цевочное зацепле-
ние. Цевками называются наружные цилиндрические поверхно-
сти развитых проушин трака, предназначенные для контактирова-
ния с зубьями ведущего колеса. Этот вид зацепления обладает
следующими преимуществами: отсутствуют выворачивающие трак
моменты, так как тяговое усилие прикладывается к цевке в пло-
скости трака; из-за большого числа зубьев (13—14) прочность
ведущего колеса выше, чем при гребневом зацеплении, где веду-
щее колесо имеет 5—6 роликов; легче обеспечивается мелкозвен-
чатость гусениц (для Т-62 /г = 0,137 м, для Т-34 /г = 0,172 м), что
снижает шум и динамические нагрузки; упрощаются механизм на-
тяжения (можно удалять по одному траку, а на Т-34 по два — с
гребнем и без гребня), процесс надевания и натяжения гусениц.
Специальное зацепление характерно для гусениц с
ОМШ. При этом, зацеплении шаг гусеницы не равен шагу веду-
щего колеса (/г /в. к) и поэтому тяговое усилие от ведущего ко-
леса к гусенице передается одним зубом, что сопровождается
большими контактными напряжениями и износом зуба и цевки.
343
При lT < lB к в тяговом режиме ведет зуб, выходящий из зацепле-
ния, гусеница укладывается по ведущему колесу без выпучивания
(рис. 135, а), а в тормозном режиме (рис. 135,6) ведет гусеница,
которая выпучивается на ведущем колесе. При /г > 1В. к в тяговом
режиме ведет зуб, входящий в зацепление, гусеница выпучивается
на ведущем колесе; в тормозном режиме выпучиваний гусеницы
не наблюдается.
Для устранения выпучиваний новой гусеницы (Zr > ZB. к) в тор-
мозном режиме на некоторых легких машинах (АСУ-57) приме-
няется двухшаговое (специальное улучшенное) зацепление с не-
симметричным профилем зуба. В тормозном режиме цевка кон-
тактирует с ведущим колесом на меньшем радиусе (Zr> ZB. к), по-
этому выпучиваний гусениц не будет (рис. 135, в, г).
Нормальное зацепление характеризуется равенством
шагов гусениц и ведущего колеса (Zr=ZB.к). Тяговое усилие пе-
редается всеми зубьями ведущего колеса, находящимися на дуге
охвата, а опасность выпучиваний как в тормозном, так и в тяго-
вом режиме исключена. В гусеницах с РМШ вследствие отсутст-
вия износа шарниров сохраняется примерно неизменный шаг (4=
= ZB.K= const). Это одношаговое нормальное зацепление (рис.
135, д, е). В гусеницах с ОМШ Т-55 и Т-62 использовано много-
шаговое нормальное зацепление (4=ZB. K=var). За счет специаль-
ной профилировки зубьев ведущего колеса добиваются, чтобы с
увеличением шага гусеницы при ее износе цевки располагались
на большем рабочем радиусе (рис. 135, ж, з).
При толкающем способе передачи тягового усилия зуб
упирается в цевку, расположенную в задней по ходу трака части,
поэтому как при входе трака на ведущее колесо, когда ведет
зуб, входящий в зацепление, так и при сходе трака с ведущего ко-
леса, когда ведет зуб, выходящий из зацепления, имеют место
большие потери на трение в шарнире. Нагруженный тяговым уси-
лием, предварительным натяжением и центробежной силой шар-
360°
нир поворачивается на угол у — ---- (zB. к — число зубьев веду-
2 в. к
щего колеса). Потери на трение в зацеплении незначительны. Для
этого способа передачи усилия характерны большой износ паль-
цев и пониженный износ зубьев. Толкающий способ применяется
при многошаговом нормальном зацеплении, так как в силу пере-
дачи тягового усилия через несколько зубьев уменьшается износ
шарниров и зубьев ведущего колеса.
При тянущем способе передачи тягового усилия зуб
ведет гусеницу, упираясь в цевку, расположенную на переднем
конце трака. Палец шарнира, в котором происходит поворот на
угол у, как при входе, так и при сходе с ведущего колеса силой
тяги не нагружен, что уменьшает износ шарниров. Цевка в этом
случае скользит по зубу, будучи нагруженной большими силами.
Это приводит к большим потерям на трение и повышенным изно-
сам зубьев. Тянущий способ применяется на легких и тяжелых
танках со специальным зацеплением, где через определенный про-
344
.°,45
бег предусмотрена замена зубчатых венцов или ведущих колес
правого и левого бортов местами. Кроме того, поворот цевки вы-
ходящего на ведущее колесо трака происходит под небольшим
нормальным усилием по окружности впадин, а не по рабочему
профилю зуба.
Пальцевый способ применяется на гусеницах с РМШ
параллельного типа (БМП-1), где тяговое усилие передается че-
рез соединительные звенья, надетые на концы пальцев.
Требования к ведущим колесам. Ведущие колеса должны обес-
печивать надежное зацепление с гусеницей в различных режимах
работы, минимальные потери в зацеплении и самоочистку от гря-
зи, песка, льда, снега во избежание выпучиваний гусеницы.
Надежность зацепления повышается выбором вида и типа за-
цепления гусеницы с ведущим колесом, профилировкой высоких
зубьев ведущего колеса, установкой дисков, предотвращающих
спадание гусениц при поворотах. Для повышения срока службы
и уменьшения потерь применяют нормальное зацепление с толка-
ющим способом передачи усилия, профилируют зацепление, обес-
печивающее свободный вход и выход цевок с ведущего колеса и
минимальное скольжение под нагрузкой, увеличивают площадь и
приведенный радиус кривизны в точке контакта зуба с цевкой,
применяют симметричный профиль зуба, допускающий замену
ведущих колес для увеличения общего их срока службы, съемные
зубчатые венцы, износостойкие, прочные, самоупрочняющие мате-
риалы (Г13Л) для изготовления зубчатых венцов, наплавку зубь-
ев сверхтвердыми материалами (сормайт и др.).
Для самоочистки ведущих колес в их наружном диске дела-
ют окна для выхода грязи, а на некоторых машинах устанавли-
вают специальные кронштейны — грязеочистители (ПТ-76, ИС-3).
Расчет ведущего колеса. Здесь будут рассмотрены только спе-
цифические вопросы расчета ведущего колеса, включающие про-
филирование зубьев, проверку их прочности и долговечности.
Профилирование зубьев проводится в целях обеспечения без-
ударной передачи усилия от ведущего колеса к гусенице, свобод-
ного входа и выхода элементов гусеницы из зацепления, миниму-
ма скольжения по колесу под нагрузкой и наименьших контакт-
ных напряжений в зацеплении. При профилировании зубьев для
нормального многошагового зацепления на основе накопленного
опыта можно принять, что предельно допустимое приращение ша-
га гусеницы из-за износа пальцев и проушин траков |Д/г=(0,1—
—0,15) /г, радиус цевок гц = (0,13—0,17) /г, а число зубьев веду-
щего колеса zB.K=13—14.
Профилирование зубьев (рис. 136) проводится в такой после-
довательности.
1. Проводится начальная окружность. Ее радиус
о — к
п 180°
2 sin--
- К
345
Рис. 136. Профилирование зубьев ведущего колеса нормаль-
ного многошагового зацепления
2. На начальной окружности на расстоянии /в. к = 4 наносятся
центры цевок оь о2, ..., оп.
3. Из центров Oi, Ог, ..о„ радиусом г=(1,1—1,2) гц строятся
окружности, описывающие профиль ножки зуба, сопрягающийся с
окружностью впадин Rn.
4. В точке О] от плоскости трака ог о2 вниз откладывается угол
давления 6д=40°.
5. Перпендикулярно отрезку ОВ строится отрезок АЕ, пред-
ставляющий собой исходный прямолинейный профиль зуба.
6. Через точку В проводится вспомогательная окружность, об-
легчающая построение остальных зубьев.
7. По допустимой величине приращения шага гусеницы Д/г
определяется высота зуба h.
Допустимое приращение шага гусеницы равно разности между
наибольшим и наименьшим шагом ведущего колеса:
д/г = 1в.к max — /в.к mm = (Он + 2А) sin — (Da + 2гц) sin .
Zb.к Zb.к
Решая это уравнение, получим
2 sin----
гв.к
8. Проводится окружность головок зубьев
/?Г = -Z?H +'
347
9. Исходный прямолинейный профиль зуба заменяется криво-
линейным. Для этого цевки траков предельно изношенной гусе-
ницы изображаются на максимальном рабочем радиусе Дг=
= 7?н + h. Проводится построение по пунктам 4, 5. Полученный
ломаный профиль ANC заменяются лекальной кривой.
10. Строится симметричная часть профиля зуба, при этом при-
нимается, что толщина зуба по начальной окружности ан= (0,3—
-0,4) /в.к.
Рис. 137. Расчетная
схема нагружения зуба
ведущего колеса
Проверка прочности зуба по напря-
жениям изгиба в плоскости основания
проводится при допущениях, что на
зубья одного ведущего колеса действует
наибольшая необходимая при поворотах
и обеспеченная по сцеплению сила тяги
P=mgfn,c __L
Т[г.д
или Р = mg (fn, с 4- /г, д), усилие —
«в
(пв — число венцов) передается одним
зубом, как в специальном зацеплении, и
приложено к вершине зуба (рис. 137).
Эти допущения заведомо увеличива-
ют запас прочности, при этом получаем
а —^ = _^_ (197)
1ГИЗ пвЬа2
Полученные напряжения не должны превышать 500—
600 МПа.
Долговечность зуба проверяется по контактным напряжениям
смятия
а к= 0,421/' РЕ-, (198)
V Рпр
где
Р
р=---------------погонная нагрузка на единицу длины зу-
пвЬ cos 6Д
ба;
/?з и
рпр —__-—_ — приведенный радиус кривизны в точке контак-
та ± Гц
та зуба и цевки; знак «+» берется для выпуклого, знак «—»—
для вогнутого профиля;
£=2,06 105 МПа — модуль упругости первого рода для стали.
В выполненных конструкциях ок (2,5—5) • 103 МПа.
14.1.2. Гусеницы
Гусеницей называется замкнутая цепь из шарнирно соединен-
ных звеньев — траков. Она служит для распределения силы веса
348
танка по опорной поверхности, сцепления с грунтом, необходимо-
го для создания силы тяги, и передачи силы тяги на корпус.
Гусеница работает в тяжелых условиях, испытывая динамиче-
ские нагрузки со стороны грунта и опорных катков.
Требования к гусеницам состоят в следующем: высокая несу-
щая способность, надежное сцепление в продольном направлении
при незначительном сопротивлении прямолинейному движению и
повороту, незначительные потери и продолжительный срок служ-
бы, высокая прочность при минимальной массе, влияющей на об-
щую динамическую нагруженность движителя, простота и малая
трудоемкость обслуживания, приспособленность к полевому ре-
монту.
Высокой несущей способности добиваются увели-
чением площади опорной поверхности гусениц, умеренной, до 30%,
ажурностью (отношение площади отверстий к общей площади)
траков с площадью отдельных отверстий в плице не более (8—
10) • 10~4 м2, применением почвозацепов высотой (2,5—3) • 10 ~2 м,
съемных шпор высотой до (7—8) • 10-2 м, уширителей гусениц с
закруглением торцов траков.
Уменьшение потерь и повышение срока
службы гусениц достигаются выбором износоустойчивых мате-
риалов для литых (стали Г13ЛА и КДЛВТ) и штампованных
(35ХГ2 и ТВМ) траков и хромокремниевых сталей (37ХСА,
38ХСА, 40ХС) для пальцев; установкой в проушинах траков изно-
соустойчивых втулок (сталь 45ХНМФА, сормайт, металлокерами-
ка); установкой уплотнений, предотвращающих попадание и
сменность абразива в шарнире; применением гусениц с РМШ; на-
плавкой почвозацепов и цевок траков сверхтвердыми износоустой-
чивыми материалами (45ХНМФА, сормайт).
Технологические мероприятия включают термическую обработ-
ку траков и пальцев, химико-термическую обработку (цементиро-
вание пальцев до твердости HRC=50 и борирование — насыщение
поверхностного слоя стали карбидом бора с доведением твердо-
сти до HRC 50), наклеп внутренней поверхности проушин тра-
ков из стали Г13ЛА до HRC = 40 путем калибровки отверстий
в проушинах.
Повышению прочности при минимальной массе спо-
собствуют скелетообразная форма сечения трака, обрезинивание
беговой дорожки и опорной поверхности, применение легких ма-
териалов (алюминиевые и титановые сплавы) для изготовления
деталей гусеницы.
Простота обслуживания гусениц достигается удоб-
ным разъединением и соединением траков, применением цевочно-
го зацепления, облегчающего замену траков, пальцев и гусениц
в сборе, гусениц с РМШ, не требующим сокращения числа траков
из-за износа шарниров, надежным удержанием пальцев от выпа-
дания, отсутствием резьбовых крепежных деталей.
Классификация гусениц проводится:
по конструкции шарниров, соединяющих траки в гусеницу: с
349
открытым металлическим шарниром (ОМШ), с уплотненным ме-
таллическим шарниром (УМШ), с резинометаллическим шарни-
ром (РМШ), с подшипниками в шарнирах;
по способу изготовления траков: с литыми (Т-62), штампован-
ными (ИС-3), сварными (БМП-1) траками;
по способу фиксации пальцев: с плавающим и закрепленным
в одном из соединяемых траков пальцем.
Гусеницы с ОМШ просты в изготовлении и эксплуатации,
хорошо приспособлены к массовому производству, имеют малую
относительную массу (7—9% массы машины), но повышенный
износ шарниров, большие потери на высоких скоростях движения
и малый пробег до полного износа (1500—2500 км).
Гусеницы с УМШ (ЗСУ-23Х4) имеют более высокий срок
службы, но более сложны в производстве, затруднены их сборка
и разборка.
В гусеницах с РМШ применение резиновых колец меж-
ду проушинами траков и пальцами устраняет трение скольжения
в шарнирах и заменяет его трением внутри резиновых колец. Ре-
зиновые кольца подвергаются скручиванию при перегибе траков
на гусеничном обводе и смятию от растягивающих гусеницу уси-
лий. Различают гусеницы с РМШ последовательного, как на Т-62
(рис. 138), и параллельного, как на БМП-1, типа. При относитель-
ном повороте траков на угол у каждый из шарниров в гусени-
це последовательного типа закручивается на угол а в гусени-
це параллельного типа — на полный угол у, чем обусловливает-
ся более высокий уровень касательных напряжений в РМШ па-
раллельного типа. Нормальные же напряжения в резиновых втул-
ках гусениц с параллельным шарниром, наоборот, меньше, так как
в каждом из соединяемых траков резиновые втулки, воспринима-
ющие растягивающие усилия, занимают почти всю ширину трака.
Для уменьшения касательных напряжений в резине при сборке
траки относительно друг друга устанавливаются под некоторым
углом 60 в сторону их перегиба при прохождении по обводу, уве-
личивают диаметр направляющих и ведущих колес. Запас хода по
гусенице с РМШ составляет у современных танков более 8000 км,
причем он ограничивается уже износом не шарниров, а цевок.
Упругость гусениц с РМШ снижает динамическую нагруженность
трансмиссии и ходовой части, улучшает проходимость по мягким
грунтам. Гусеницы с РМШ сложны в производстве, имеют боль-
шую относительную массу (до 10%), склонность к сбросу на
больших скоростях движения. Надевание гусеницы и замена по-
врежденных деталей затруднены.
Гусеницы с подшипниками качения в шарнирах
отличаются повышенным ресурсом (15000—20 000 км), но слож-
ны по устройству и дороги в производстве.
Применение литья позволяет получить траки сложной скеле-
тообразной формы с развитыми грунтозацепами. Изготовление
350
2
Рис. 138. Гусеница с резиномета^лическим шарниром последовательного
типа танка Т-62:
1 — гребень; 2 — резиновые кольца; 3 — стальная втулка; 4 — гайка; 5 — шестигран-
ный палец 6 — цевка трака; 7 — плица трака; 8 — проушины
траков штамповкой повышает их прочность, но связано с больши-
ми технологическими трудностями. Изготовление траков сваркой
из отдельных деталей упрощает технологию производства, но от-
личается большой трудоемкостью сварочных работ, не поддаю-
щихся автоматизации. На некоторых машинах на беговые дорож-
ки траков навулканизирована резина.
Расчет гусениц. При проектировочном расчете выбирается наи-
более рациональная конструкция шарнира и определяются основ-
ные размеры деталей гусеницы. При поверочном расчете оценива-
ются прочность и износостойкость гусениц.
Расчет гусениц с ОМШ и плавающим пальцем про-
водится по необходимому для поворота и обеспеченному по сцеп-
лению усилию на забегающей гусенице Р = fn. с G. Определение
по расчетной схеме (рис. 139) усилий Pi, действующих на каж-
дую проушину, представляет собой статически неопределимую за-
дачу. Учитывая, что после 200—300 км пробега напряжения в шар-
нирах выравниваются, о прочности проушин судят по средним на-
пряжениям на разрыв проушин
а =-------—п----- , (199)
351
Рис. 139. Расчетная схема гусеницы с открытым металлическим шар-
ниром
которые не должны превышать 60 МПа (здесь п — число про-
ушин трака).
Прочность пальца оценивается по средним напряжениям среза
т =
(200)
2/2-------
4
которые не должны превышать 80 МПа. Износостойкость гусениц
обеспечивается, если средние удельные давления пальца на про-
ушины
р =------п--- (201)
1
не превышают 50 МПа.
Плица трака рассчитывается на прочность как двухопорная
балка, опирающаяся на грунт концами трака при приложении де-
сятикратной статической нагрузки на каток в центр трака. Из-за
сложности сечения плицы расчет носит приближенный характер,
надежность конструкции проверяется экспериментально.
Расчет гусеницы с РМШ. Резиновые кольца шарни-
ров испытывают напряжения, обусловленные их запрессовкой в
проушины траков, нагружением траков растягивающими усилия-
ми и относительным поворотом траков. При существующих сте-
пенях запрессовки % = — = 1,5—1,7 (й0, h — соответственно тол-
352
щина резинового кольца в свободном и запрессованном состоянии)
и высоких напряжениях смятия о = (65—100) МПа основной при-
чиной выхода из строя резиновых колец является усталостное раз-
рушение под действием касательных напряжений. Величина этих
напряжений однозначно определяется углом поворота 0 проуши-
ны относительно пальца (рис. 140).
а
Рис. 140. Расчетная схема гусеницы с резинометаллическим шарниром:
а — резиновое кольцо; б — схема огибания направляющего колеса гусеницей с
РМШ последовательного типа; в — схема огибания направляющего колеса гусе-
ницей с РМШ параллельного типа
Сечение АВ при повороте проушины относительно пальца на
угол 6 займет положение АВ. Момент М, вызывающий этот пово-
рот, одинаков во всех сечениях резинового кольца М = т 2зт g2b =
= тт2л г\Ь, поэтому наибольшее значение напряжения имеет мес-
то на минимальном радиусе
Деформация элементарного слоя dp будет
dl~pd$.
(202)
Из условий упругой деформации по закону Гука
dl = dp = ?! dP, (203)
Gp bGp
где Gp = (0,8—1) МПа — модуль упругости второго рода для
запрессованного резинового кольца.
Из выражений (202) и (203) получим
откуда после разделения переменных можем записать
м
2itp3Z>Gp
dp.
23 Зак. 5205
353
Проинтегрировав это выражение, будем иметь
2 2
6 = —^— - Г2~Г1
2лОр& 2г2г2
откуда получим зависимость момента кручения от угла
а подставив это значение в выражение для максимального на-
пряжения тт, получим зависимость его от
2г2
^=оре 2 2 2 . (204)
г2 Г1
Допустимые значения т = (0,6—0,7) МПа. Уменьшить макси-
мальные касательные напряжения можно либо за счет уменьшения
угла 0 поворота или разницы радиусов г2 и /у. Последнее прак-
тически невозможно, так как радиус пальца или втулки /у огра-
ничен по условию прочности, поэтому принимаются меры для
уменьшения угла 0: увеличивают диаметр наименьшего из колес,
направляющего или ведущего, собирают траки повернутыми на
угол 0О в сторону их поворота при работе на обводе, применяют
гусеницы с РМШ последовательного типа. Так, на танке Т-62 с
РМШ число зубьев ведущего колеса увеличено с 13 до 14, угол
предварительного поворота траков составляет 10°.
При повороте траков относительно друг друга на угол у и пред-
варительном угле сборки 0о, фактический угол концентричного
кручения для гусеницы с РМШ последовательного типа будет
6 = е°
2
а для гусеницы параллельного типа
где у3—угол поворота трака относительно соединительного звена.
Следовательно, в гусенице с РМШ последовательного типа ка-
сательные напряжения меньше, но напряжения смятия
Р
°см — п
2/у 2 bi
1
больше, так как сумма длин проушин меньше, чем при парал-
лельном шарнире.
354
В гусеницах с РМШ плицы траков, проушины и пальцы рас-
считываются так же, как и в гусеницах с ОМШ, при этом учиты-
ваются отсутствие износа пальцев при эксплуатации и дополни-
тельные напряжения разрыва, возникающие в проушине от за-
прессовки резиновых колец. Допустимые напряжения на срез паль-
ца [т] = 150 МПа, а на разрыв проушин [сг] = 100 МПа. Число
возможных циклов нагружения по усталостной прочности РМШ
определяется по формуле А. И. Малиновского:
Пц =
[ 1,96
| (г-0,3)2
2 -105,
(205)
откуда пробег машины до разрушения гусеницы по усталостной
прочности будет
2лгцг'г/г
_ 1000 т ’
где
zr — число траков в гусеничном обводе;
т — число точек перегиба на обводе.
14.1.3. Опорные и поддерживающие катки
Опорными называются катки, передающие силу веса танка че-
рез гусеницы на грунт. Они служат для уменьшения сопротивле-
ния движению танка по гусеницам. К ним предъявляются следую-
щие требования: минимальное сопротивление качению, сохране-
ние работоспособности в течение длительного времени эксплуата-
ции, смягчение толчков и ударов, передаваемых от гусеницы к
подшипникам опорных катков, бесшумность качения, минимальная
масса.
Сопротивление качению уменьшается при увеличении диамет-
ра катков и жесткости шин, применении экономичных подшипни-
ков и их регулярной смазке, строгой установке катков по колее.
Продолжительность работы катков повышается при равномерном
их нагружении, отсутствии пробоев подвесок, надежной защите от
попаданий пыли и грязи в опоры, увеличении ширины резиновых
шин, их защите от повреждения гребнем трака. Уменьшению мас-
сы опорных катков способствует широкое применение легких спла-
вов. Так, стальной диск опорных катков танка «Леопард-1» имел
массу 47 кг, алюминиевый с напыленным износостойким слоем —
25 кг. Применение алюминия в качестве материала для изготовле-
ния дисков катков позволяет значительно уменьшить температу-
ру нагрева резиновых шин вследствие интенсивного отвода тепла
через диски катков, что объясняется повышенной (в 1,5 раза по
сравнению со сталью) теплопроводностью алюминия, поэтому при
одних и тех же размерах и нагрузке для алюминиевых катков
можно допустить повышенные скоростные режимы движения без
перегрева резиновой шины.
23
355
Классификация опорных катков проводится; по степени смяг-
чения толчков и ударов, передаваемых от гусеницы к подшипни-
кам, — цельнометаллические, с внутренней амортизацией и с на-
ружной резиновой шиной; по числу ободов или шин на одном кат-
ке — односкатные и двухскатные (рис. 141).
Рис. 141. Опорные катки:
а — цельнометаллический двухскатный; б — с внутренней амортизацией двухскат-
ный; в — с наружной амортизацией односкатный; 1 — отлнвка катка; 2, 14 —лаби-
ринт и резиновые самоподжимные манжеты; 3, 15, 21 — роликоподшипники; 4, 23 —
пробки заправочного отверстия; 5, 22 — броневые крышки; 6 — шарикоподшипники;
7 —распорная втулка; 8, 12 — наружный н внутренний диски; 9, 11 —резиновые коль-
ца; 10, 17 — бандаж; 13, 24 — ступицы; 16, 19 —/Диски; 18 — шина; 20 — комбинирован-
ное уплотнение
Цельнометаллические катки (рис. 141, а) просты
в производстве, отличаются незначительным сопротивлением каче-
нию по гусенице, достаточной прочностью ободов, их масса сос-
тавляет около 4% массы танка. Однако такие катки не смягчают
толчки и удары, передаваемые на подшипники, повышают динами-
ческие нагрузки на траки и уровень шумов при движении танка,
поэтому они применялись на сравнительно тихоходных тяжелых
танках ИС-3 и Т-10 и не перспективны для быстроходных танков.
В катках с внутренней амортизацией (рис. 141,
б), относительная масса которых 5—6%, резиновые кольца, при-
жатые с большой силой к дискам и ободам, смягчают толчки и
удары, передаваемые на подшипники, и динамические нагрузки
на траки. Для их изготовления требуется меньше резины, чем
для катков с наружной шиной, резиновые кольца более долговеч-
ны по сравнению с шинами, однако такие катки сложны в произ-
водстве.
356
Опорные катки с наружной массивной рези-
новой шиной (рис. 123 и 141, в) в наибольшей степени сни-
жают нагруженность подшипников, траков гусениц и шум ходо-
вой части при движении, поэтому такие катки наиболее перспек-
тивны для быстроходных танков и устанавливаются на большин-
стве современных образцов бронетанковой техники. Относитель-
ная масса катков, изготовленных из стали, — 6—7%, а при из-
готовлении из алюминия — около 5%. Основной недостаток кат-
ков с наружной шиной — повышенная вероятность разрушения
шины гребнями траков и посторонними предметами.
Односкатные катки (рис. 141, в) применяются на лег-
ких танках, БМП и других гусеничных машинах (легких). Они
просты в изготовлении, увеличивают запас плавучести плавающих
машин, но из-за необходимости иметь два гребня на каждом тра-
ке утяжеляется гусеница, сокращается ширина и ухудшаются ус-
ловия очистки беговой дорожки.
При двухскатных катках (рис. 123 и 141 а, б) наи-
более полно используется ширина гусениц, более равномерно (в
двух точках) передается нагрузка на трак. Недостаток таких кат-
ков состоит в опасности неравномерного нагружения и износа шин,
в пониженном по сравнению с односкатными катками теплоотво-
де, так как условия теплоотвода от двух боковых поверхностей
шин, обращенных к гребню трака, ухудшаются.
Поддерживающие катки (ролики) должны иметь малую массу
и размеры, устанавливаться на экономичных подшипниках каче-
ния. Их установка должна обеспечивать возможность выставки
всех роликов в одной вертикальной плоскости с направляющими,
ведущими колесами и опорными катками. Поддерживающие кат-
ки классифицируются так же, как и опорные. Ввиду малого диа-
метра роликов они по сравнению с опорными катками вращаются
с большими частотами и для их установки требуются более вы-
сокооборотные подшипники качения. Их конструкция во многом
напоминает конструкцию опорных катков.
Расчет опорных катков. Для всех катков обязательным являет-
ся расчет подшипников; для цельнометаллических и с внутрен-
ней амортизацией —расчет контактных напряжений между обо-
дьями и гусеницами; катков с внутренней амортизацией — расчет
усталостной выносливости резиновых колец; в катках с наружной
амортизацией — расчет работоспособности шин. В качестве рас-
четной принимается статическая нагрузка
Расчет подшипников производится по методике, из-
ложенной в подразд. 6.4, при этом нагрузка на каждый из рас-
считываемых подшипников определяется в соответствии со схемой
на рис. 141 по формулам:
357
коэффициент динамичности (безопасности) Кб = 2—3, коэффици-
ент, учитывающий более тяжелый режим работы подшипников
при вращении наружной обоймы, V = 1,4. Нижняя граница коэф-
фициента безопасности соответствует каткам с наружной резино-
вой шиной, верхняя — цельнометаллическим. Частота вращения
подшипника на i-й передаче
,, _ nN гв.к
—------ • -----•
итр/
Контактные напряжения между ободьями и трака-
ми, подсчитанные по формуле (198), не должны превышать
220 МПа.
Для обеспечения усталостной выносливости резиновых колец
катков с внутренней амортизацией касательные напряжения в
кольцах (рис. 141, б), подсчитанные по формуле
т =,
Лк" (К2—Г2)
где пк — число резиновых колец одного катка, не должно пре-
вышать 100 кПа.
Основными видами разрушений резинового массива шин явля-
ются нарушение механической прочности, усталостные разрушения
и тепловые разрушения.
Оценка механической прочности резиновой шины
•(рис. 141, в) производится по условному удельному давлению
пшСкЬ
где пш — число шин в катке.
Усталостная прочность шины оценивается коэффи-
циентом напряженности работы шин, представляющему собой про-
изведение условного удельного давления на среднюю скорость
движения по шоссе.
Допускаемые значения этих параметров приведены в табл. 18.
О тепловой напряженности шины судят по устано-
вившимся температурам наиболее нагретой центральной зоны ши-
ны при длительном движении со средней скоростью v (км/ч) по
шоссе:
T = T0 + cAP^v, (206)
где
То — температура окружающего воздуха;
с — коэффициент, характеризующий теплоотдачу от резиново-
го массива; для стальных катков с = 0,76, для алюминиевых —
с = 0,317;
1 1 3 /у
А =------ 1/ ---' 1 / -----конструктивный параметр, оп-
о I । 7?к
ределяемый размерами шины;
358
Таблица 18
Тип катка k, МПа kvt МПа - мс-"^
Одношинные, //*=(35—50) мм 0,22 2,0—2,5
Двухшинные, Н =(35—65) мм 0,18 1,5—2,5
* Н — высота резиновой шины.
•St.о = 2^ (Ок — Н)(Н + Ь) — площадь поверхности отвода теп'
ла от шины в воздух и бандаж.
В формуле (206) все линейные размеры шины даны в см, на-
грузка на каток — в Н, скорость движения — в км/ч.
При температуре окружающей среды То = 293 К допустимая
избыточная температура нагрева резиновых шин, изготовленных
из синтетических резин, составляет 120 К (АГ = 120 К). Имея
эту величину, а также допустимые величины k и kv, можно для
катка построить характеристику
Характеристика работо-
способности шин катка —
это зависимость предельно
допустимых для шины на-
грузок от скорости движе-
ния танка. В координа-
тах Р, v она ограничивает
зону, в которой каток рабо-
тает без разрушения шин
(рис. 142).
Нагруженность шин оп-
ределяется статической на-
грузкой на каток Ро, верти-
работоспособности его шин.
Рис. 142. Характеристика ра-
ботоспособности шин
кальными составляющими
от предварительного натя-
жения гусениц Гц и силы тяги,
приведенной к ведущему колесу,
При заднем расположении ведущего колеса и угле наклона
задней ветви гусеницы £ нагрузка на наиболее нагруженные шины
задних катков
Рш = Ро +1 (Гп + Рв.к) sin р.
Так как сила тяги Рв.к на ведущем колесе зависит от номера
передачи и меняется от скорости движения, то на характеристику
работоспособности катка можно наложить нагрузочную характе-
ристику шины
РШ'—РМ-
359
Теплового разрушения шин не будет, если пересечение нагру-
зочной характеристики Рш = Pm (и) с характеристикой работоспо-
собности Р — Р (k, АД v) произойдет при скорости теплового раз-
рушения пт. р больше средней скорости по дорогам с твердым по-
крытием иср.
Усталостных разрушений не будет, если пересечение нагрузоч-
ной характеристики с характеристикой работоспособности Р =
= Р (k, Л 7, и) произойдет при скорости усталостных нарушений
Уу. Р ^ср-
С увеличением нагрузок на каток и с повышением температур
окружающей среды возможности движения танков с высокими
скоростями без разрушения катков уменьшаются. Например, на
танке «Леопард-1» при увеличении скоростей движения по срав-
нению с М60А1 для сохранения работоспособности катков, несмот-
ря на меньшую массу («Леопард-1» — 40 т; М60А1—48 т), уста-
новили семь опорных катков. На танке «Леопард-2» вынуждены
для сохранения работоспособности катков при увеличении сред-
них скоростей и массы машины пойти на увеличение до 700 мм
диаметра опорных катков и уширение резиновых шин.
14.1.4. Механизмы натяжения с направляющими
колесами
Механизмы натяжения с направляющими колесами служат для
регулирования предварительного натяжения гусениц. Они воспри-
нимают большие силы предварительного и рабочего натяжения гу-
сениц, испытывают большие удары о препятствия, не защищены
от ружейно-пулеметного и снарядного обстрелов.
Механизмы натяжения должны обеспечить легкое и удобное
регулирование натяжения усилием одного члена экипажа (жела-
тельно в движении), надежность работы во время всего срока эк-
сплуатации, достаточный ход ленивца для соединения и натяже-
ния после удаления трака (двух траков при гребном зацеплении),
малые интервалы между фиксированными положениями кривоши-
па ленивца.
Для этого при предварительных натяжениях 15—40 кН ис-
пользуют необратимые червячные или винтовые передачи, рычаги
с большими плечами, а также обеспечивают легкий доступ к ме-
ханизму натяжения. Регулирование натяжения в движении воз-
можно с помощью гидравлических механизмов натяжения. Надеж-
ность механизма натяжения повышается при разгрузке червячных
передач после установки требуемого натяжения надежным сто-
порением механизма натяжения, применением в ленивцах подшип-
ников, способных воспринимать мощные толчки и удары, а также
приданием ободьям ленивцев специальной формы, обеспечиваю-
щей самоочистку от снега и грязи, скалывание льда с беговой
дорожки.
Механизмы натяжения классифицируются:
по форме траектории перемещения — механизмы с перемеще-
360
нием ленивца по дуге окружности (все ВГМ без несущего ленив-
ца) и с прямолинейным перемещением ленивца (несущий ленивец
АСУ-57);
по конструкции устройства, облегчающего натяжение,— меха-
низмы без облегчающих передач (ПТ-76), с винтовыми передача-
ми (ИС-2, ИС-3, БМА), с червячными передачами (Т-72, БМП-1),
гидравлические (БМД-1, Strv-103, танк «74»);
по нагруженное™ механизма натяжения в процессе движе-
ния— механизмы нагруженного (Т-72) и разгруженного (БМП-И
типа.
В механизмах натяжения нагруженного типа при движении
машины силы натяжения гусениц воспринимаются облегчающим
устройством, а в механизмах разгруженного типа — замыкаются
на корпусе танка, минуя облегчающее устройство.
Наиболее перспективными для быстроходных танков считаются
гидравлические механизмы натяжения. Их конструкция позволя-
ет регулировать предварительное натяжение в зависимости от
скорости движения танка и поддерживать его для танков массой
40—50 т на уровне 10—12 кН, обеспечивающем неспадание гу-
сениц.
Для механизмов натяжения производятся кинематический, си-
ловой и прочностной расчеты.
Кинематический расчет проводится в целях определения необ-
ходимого перемещения X ленивца, радиуса гкр кривошипа и угла
6 поворота кривошипа (рис. 143).
Рис. 143. Схема для определения необходимого
перемещения Л. ленивца и момента М оси кри-
вошипа
В процессе эксплуатации машин для восстановления предвари-
тельного натяжения гусениц перемещением ленивца должно ком-
пенсироваться удлинение гусеницы /г на один шаг. Считая, что
первоначальное натяжение новой гусеницы требует такого же пе-
ремещения ленивца, общее его перемещение X определяется из
удлинения гусеницы на два шага.
24 Зак. 5205
361
Возможное изменение длины гусеничного обвода при регули-
ровании клиренса определяется с учетом изменения длин перед-
него |ДЛ и заднего Д3 наклонных участков обвода (рис. 144):
Д = ДП +|Д3 = ^Н---------+|-^-------------S-
COS ат COS a COS 'Ат COS 0
Рис. 144. Схема для определения изменения длины
гусеничного обвода при регулировании клиренса
При перемещении ленивца на расстояние X из точки 1- в точку
2 (рис. 143) верхняя и нижняя ветви гусениц вытянутся на
Л cos —, т. е. А = 2Х cos . Отсюда необходимое перемещение ле-
нивца
а
2 cos—
2
В то же время X=2rKpsin-^ . Обычно принимают 6^180°. Из
двух последних уравнений получим
ГкР=-------------Г. (207)
а о
4 cos--sin -
2 2
При силовом расчете определяется момент М на оси кривоши-
па, необходимый для нормального натяжения гусеницы, выбира-
ют тип механизма натяжения и передаточное число иы облегчаю-
щей передачи. Момент М определяется для наиболее тяжелого
случая, когда радиус кривошипа перпендикулярен биссектрисе
угла а (рис. 143).
362
Равнодействующая F сил предварительного натяжения Тп, за-
даваемого из условия обеспечения неспадания, приложенная к оси
ленивца, определяется по формуле
F = 2Tncos у-
и дает на плече гкр искомый момент
М = 27 пгкр cos .
При 7И<500 Нм обходятся механизмами без облегчающих уст-
ройств; при большем значении момента применяют облегчающие
механизмы, для которых М = Рвщ/?кл«мТ]м- Откуда
2rnrKpcos-|-
Щ, =------------,
Рвщ^м
где
Рвщ — усилие на конце рукоятки ключа, которое не должно
превышать 300 Н; <
/?кл —радиус рукоятки ключа, выбираемый по условиям ком-
поновки;
т]м — КПД облегчающего устройства.
Прочностной расчет предусматривает выявление наиболее
опасного режима работы, определение наибольших действующих
сил, подсчет напряжений и запасов прочности. При заднем рас-
положении ведущих колес натяжной механизм нагружен наи-
большим усилием при повороте на заднем ходе на горизонталь-
ном участке, когда сила тяги ограничена по сцеплению
¥max = 0,5G,
так как поворот на косогоре при движении задним ходом мало-
вероятен.
При переднем расположении ведущих колес механизмы натя-
жения нагружаются наибольшей силой при повороте на косого-
ре. Она равна силе, необходимой для поворота и обеспеченной по
сцеплению P=fn. cG. Максимальный расчетный момент
Мт = 2Ргкр cos --.
Расчет подшипников при переднем расположении направляю-
щих колес проводится так же, как и для опорных катков при пе-
ременной скорости и постоянной
нагрузке F—2Tncos—, а при зад-
24*
363
нем расположении направляющих колес — как для подшипников
трансмиссий с учетом переменной скорости и нагрузки в зависи-
мости от номера включенной передачи.
14.1.5. Компенсирующие устройства
Компенсирующие устройства, обеспечивающие примерно по-
стоянное натяжение гусениц при изменении расстояния между
крайними опорными катками и ведущими и направляющими ко-
лесами в процессе продольно-угловых колебаний корпуса и при
наезде крайних катков на неровности местности и препятствия,
по своей конструкции могут быть рычажные, гидравлические и
пневматические. Наиболее полно задача компенсации была реше-
на на СУ-Т70 (США), где с помощью рычажной системы пово-
рачивались картер бортового редуктора (рис. 145, а) и направля-
Рис. 145. Компенсирующие устройства:
а — качающаяся бортовая передача СУ-Т70; б — рычажное компен-
сирующее устройство ленивца СУ-Т70; в — рычажное компенсирую-
щее устройство ленивца танков М46 и М60; г — натяжной каток зад-
ней наклонной ветви танков М46 н М60
ющее колесо (рис. 145,6). На танках М46 и М60 уже нет качаю-
щегося бортового редуктора, но сохранено рычажное компенсиру-
ющее устройство для передней наклонной ветви гусеницы (рис.
145,в), а в задней наклонной ветви между ведущим и опорным
364
катками поставлен натяжной каток малого диаметра (рис. 145, г),
нагруженный специальным торсионом. Компенсирующие устройст-
ва способствуют удержанию гусеницы на обводе при меньших на-
тяжениях, снижают динамические нагрузки в движителе, но ус-
ложняют в целом конструкцию ходовой части, поэтому на танках
третьего поколения они не применяются.
14.2. ВОДОХОДНЫЙ ДВИЖИТЕЛЬ
Водоходный движитель предназначен для создания потребной
силы тяги на плаву при движении объекта передним и задним
ходом.
14.2.1. Классификация, требования и анализ
конструкций водоходных движителей,
Водоходные движители работают на плавающих машинах в
особых условиях и к ним предъявляются специальные требова-
ния:
высокие значения пропульсивного КПД (отношение мощно-
сти, реализуемой на плаву, к мощности, подведенной к водоход-
ному движителю);
обеспечение машине на плаву высоких динамических свойств,
хорошей маневренности, возможности движения задним ходом;
хорошая защищенность при движении по местности, при вы-
ходе на берег и при сходе в воду;
установка движителя не должна ухудшать основные геометри-
ческие параметры машины (клиренс, габариты и др.).
Высокий пропульсивный КПД достигается выбором типа во-
доходного движителя, обтекаемой формой корпуса, оптимальной
конструкцией водовода, размещением винтов на достаточном рас-
стоянии от корпуса танка, применением насадки.
Высокие динамические качества достигаются выбором типа
водоходного движителя, совершенством приводов управления, ре-
гулированием положения движителей.
Хорошая защищенность обеспечивается выбором типа движи-
теля, его защитой при входе в водную преграду и выходе из нее
путем подъема на различную высоту, укрытием в специальных
нишах, установкой предохранительных решеток.
Стабильность геометрических параметров машин достигается
специальными конструктивными мероприятиями, установкой лег-
косъемных или встроенных движителей без большого изменения
водоизмещения.
По способу создания тягового усилия на плаву водоходные
движители делятся на движители с гребными винтами, с воздуш-
ными винтами, с гребной гусеницей, водометные и др. В танко-
строении в качестве водоходного движителя применяются греб-
ной винт, водометы и гребная гусеница.
365
Гребной винт характеризуется высоким значением пропульсив-
ного КПД, достигающего величины 0,5—0,7. Это позволяет пла-
вающим средствам развивать высокие скорости Движители не
требуют сложного привода, обладают сравнительно небольшой
массой. Наряду с достоинствами гпебной винт имеет существен-
ные недостатки: значительное сопротивление выступающих под-
водных частей, недостаточная защищенность и низкая проходи-
мость по мелководным водоемам.
Гребной винт устанавливается на транспортерах К-68, БАВ,
МАВ.
Водометные движители хорошо защищены, имеют высокую жи-
вучесть, обеспечивают плавающим средствам хорошую маневрен-
ность, достаточно высокие скорости по мелководью, могут исполь-
зоваться как водооткачивающее средство. Однако значения про-
пульсивного КПД у них ниже, чем у гребных винтов (0,45—0,5),
хуже экономичность, меньше запас плавучести машины. Все во-
дометные движители с осевыми насосами (рис. 146) имеют общие
элементы; рабочее колесо 3 (насос) или гребной винт, спрямляю-
щий аппарат 4, воцовод 2, входной 1 и выходной 5 патрубки. По
типу водовода водометные движители могут быть с атмосфер-
ным, полуатм1осферным и подводным выбросом струи.
Рис. 146. Ьоломет-
ный движитель и его
геометрия:
1 — входной патрубок;
2 — водовод; 3 — рабо-
чее колесо; 4 — спрям-
ляющий аппарат; 5 —
выходной патрубок
В водометных движителях с атмосферным (надводным) выб-
росом струи выходные участки водоводов не погружены в воду,
струя воды выбрасывается в атмосферу. Такие движители мало-
эффективны и имеют большие габариты. Водометные движители
с подводным выбросом струи характеризуются высокой эффек-
тивностью, малой массой и габаритами. Выходные участки водо-
366
водов полностью погружены в воду В водометных движителях с
полуподводпым выбросом струи выходные участки водовода на
55—60% погружены в воду. Они сочетают в себе характерные
черты двух предыдущих схем, превосходят по эффективности во-
дометные движители с атмосферным выбросом струи, но уступают
движителям с подводным выбросом струи. Водометные движите-
ли применяются на танках ПТ-76 и ПТ-76Б, БМД, бронетранспор-
терах БТР-60ПБ, БТР-70, БРДМ-2, LV-TP-2 (США).
Гребная гусеница конструктивно проста, надежна в работе, не
занимает внутренний объем машины. Но низкое значение про-
пульсивного КПД' (0,1—0,15) обеспечивает низкие тяговые ка-
чества и невысокую маневренность. Однако, несмотря на эти не-
достатки, гребная гусеница применяется на танках, БМП и броне-
транспортерах: БМП-1 (СССР), Ml 13, Ml 14, «Шеридан» (США),
АМХ-51 (Франция), «Скорпион» (Англия), «Мардер» (ФРГ).
Колесные водоходные движители имеют еще более низкое зна-
чение пропульсивного КПД, очень низкие тяговые качества и сла-
бую маневренность.
Основные эксплуатационные параметры различных типов во-
доходных движителей приводятся в табл. 19.
Таблица 19
Тип водоходного движителя Удельная сила тяги иа швартовых, Н/кВт Относительный диаметр циркуляции Расход топлива, л/км
Колесный 4,0—20,0 2,5—4,5 12—18
Гусеничный 26,7—63,3 8—11 8—15
Гребной винт 106.6—1.60,0 ,1,6—-.3,5 1,2—3,5
Водомет 66,7—133,3 0,7—2,4 4,5—6,0
Водоходный движитель боевой машины десантной (рис. 147) —
водометный, с подводным выбросом струи, с осевым пропеллер-
ным водяным насосом и направляющим аппаратом. Поворот ма-
шины на плаву осуществляется заслонками. Движитель включает
заборный патрубок /, осевой водяной насос 2, водопроточную тру-
бу 3 и заслонку 4. Заборные патрубки приварены к днищу, окна
закрыты решетками.
Водоходный движитель боевой машины пехоты (рис. 148) —
гусеничный, с полным погружением гусениц в воду, с гидродина-
мическими кожухами. Он отличается простотой конструкции и
эксплуатации. Передний 1 и средний 2 щитки закрывают верхнюю
ветьь гусеницы, изолируя ее в замкнутом объеме воды. Со сторо-
ны кормы этот объем ограничивается гидродинамической решет-
кой 3. Передний и средний щитки могут подниматься, давая сво-
367
Рис. 147. Водоходный движитель боевой машины десантной
БМД-1:
1 — заборный патрубок; 2 — осевой водяной насос; 3 — водопроточ-
ная труба; 4 — заслонка
бодный доступ к узлам ходовой части. На плаву верхние ветви
гусениц движутся в замкнутом объеме, который перемещается
вместе с машиной. Часть воды из этого объема выбрасывается
гусеницей из-под передних щитков, создавая дифферент на корму,
чем улучшаются условия плава. Нижние ветви гусениц грунтоза-
цепами отталкиваются от слоя воды, создавая тяговую силу.
Часть воды увлекается гусеницами и выбрасывается через гидро-
динамические решетки, образуя реактивную силу, которая допол-
няет тяговую силу на плаву.
14.2.2. Расчет водоходных движителей
Способность плавающей машины перемещаться по воде с за-
данной скоростью и затратой определенной мощности установ-
ленного на ней двигателя называется ходкостью. При прочих
равных условиях она зависит от сопротивления воды, эффектив-
ности водоходного движителя и мощности двигателя. Так как
мощность двигателя определяется условиями движения машины
по суше, то скорость движения машин по воде при одинаковой
мощности двигателя зависит в основном от сопротивления воды и
эффективности водоходного движителя
Сопротивление воды движению плавающих машин зависит от
размеров и формы корпуса, от глубины водоема и от состояния
водной поверхности (скорость и направление течения, размер
368
волн и направление их бега). С уменьшением глубины водной
преграды сопротивление воды увеличивается. Увеличение сопро-
тивления воды зависит от отношения глубины и углубления кор-
пуса: чем меньше это отношение, тем значительнее увеличение
сопротивления. Точный учет влияния глубины водоема, скорости
течения, волнения водной преграды на сопротивление воды за-
труднен, поэтому расчет сопротивления воды обычно проводится
для спокойной воды (без течения, волн) с глубиной 3—5 м.
Для расчета сопротивления воды гусеничных плавающих ма-
шин можно использовать формулу
= aS-^+P’, (208)
где а, р — опытные коэффициенты;
v—относительная скорость машины, м/с;
S —площадь наибольшего (миделевого) сечения подводной
части корпуса и ходовой части, м2.
В расчетах принимается а=270—320 и р=0,11—0,13.
Расчет водоходного движителя может произво-
дится по одной из следующих схем.
1. Заданы боевая масса машины и мощность двигателя. По-
добрать и рассчитать движитель, обеспечивающий максимальную
скорость движения на воде при полном использовании мощности
двигателя.
2. Заданы боевая масса машины, мощность двигателя и мак-
симальная скорость движения. Подобрать и рассчитать движи-
тель, обеспечивающий движение с заданной скоростью.
3. Заданы боевая масса машины и максимальная скорость дви-
жения. Подобрать и рассчитать движитель, обеспечивающий дви-
жение с заданной скоростью при минимальной затрате мощности.
Для этих схем расчета могут быть введены по компоновочным
соображениям ограничения либо по диаметру рабочего колеса во-
домета (гребного винта), либо по частоте вращения его.
Наиболее часто производится поверочный расчет на базе ис-
пользования готовых конструкций. Целью такого расчета явля-
ется определение ходкости машины по известным конструктив-
ным и гидравлическим характеристикам выбранного движителя.
370
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. Автомобиль МАЗ-537 и его модификации: Техническое описание и ин-
струкция по эксплуатации. 1S64. 489 с.
2. Айзерман М. А. Автоматика переключения передач. М.: Машино-
строение, 1948. 140 с.
3. А н т о н о в А. С. и др. Армейские гусеничные машины. Ч. 2. Конст-
рукция и расчет. М.: Воениздат, 1974. 435 с.
4. Антонов А. С. и др. Армейские автомобили. Теория. М.: Воениздат,
1970. 528 с.
5. Антонов А. С. и др. Армейские автомобили. Конструкция и расчет.
Ч. 1. Типы автомобилей, компоновка, силовые передачи. М.: Воениздат, 1970.
543 с.
6. Анурьев В. И. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3-х т.
М.: Машиностроение, 1978.
7. Балдин В. А. Теория и конструкция танков. М.: Воениздат, 1975.
442 с.
8. Байдин А. К- Подвижность танков и конструктивные пути ее обес-
печения. М., 1980 126 с.
9. Барский И. Б. Конструирование и расчет тракторов М.: Машино-
строение, 1980. 336 с.
10. Б а ш т а Т. М. Машиностроительная гидравлика. М.: Машгиз, 1963.
696 с.
11. Буров С. С. Конструкция и расчет танков. М., 1973 602 с.
12. Викторов Е. БТР и БМП иностранных армий. — Зарубежное во-
енное обозрение, 1981, № 1.
13. Викторов Е. Западногерманский танк «Леопард-2».— Зарубежное
военное обозрение, 1980, № 8.
14. Викторов Е. Американский танк ХМ1 «Абрамс».— Зарубежное во-
енное обозрение, 1980, № 9.
15. Викторов Е. Развитие танковых систем управления огнем.— За-
рубежное военное обозрение, 1979, № 8.
16. Викторов Е. Бронетанковая техника Швеции.— Зарубежное воен-
ное обозрение, 1978, № 10.
17. Г а вр и л е н к о Б. А., С ем и ч а ст н о в И. Ф. Гидродинамические
передачи. М.: Машиностроение, 1980. 2)24 с.
18. Дидусев Б. Унификация бронетанковой техники в странах
НАТО.— Зарубежное военное обозрение, 1978, № 4.
19. Дмитриев А. А., Чобиток В. А., Тельминов А. В. Теория и
расчет нелинейных систем подрессоривания гусеничных машин. М.: Машиностро-
ение, 1976 207 с.
20. Дунаев И. Ф. Конструирование узлов и деталей машин. М: Выс-
шая школа, 1978. 352 с.
21. Козлов А. Г., Талу К- А. Конструкция и расчет танков. М., 1958.
518 с.
22. Кравченко П Е. Сопротивление материалов. М.: Воениздат, 1978.
312 с.
23. Крайнюк Ю. Пути развития танков капиталистических госу-
дарств.— Зарубежное военное обозрение, 1978, № 11.
24. К р а й н ю к Ю. Двигатели основных боевых танков.— Зарубежное во-
енное обозрение, 1977, № 2.
25. Кудрявцев В. Н. и др. Планетарные передачи: Справочник. Л.:
Машиностроение, 1977. 535 с.
26. Л а п т е в Ю. Н. Автотракторные гидротрансформаторы. М.: Машино-
строение, 1973. 280 с.
27. Л о г а ч е в В. Проблемы защиты от нейтронного оружия.— Военный
вестник, 1980, К» 7.
28. Л о mo в Б. Ф. и др. Основы инженерной психологии. М.: Высшая
школа, 1977. 335 с.
29. М и ш и н Н. Бронетанковая техника ФРГ.— Зарубежное военное обо-
зрение, 1978, № 8.
371
30. Н о с о в Н. А. и др. Расчет и конструирование гусеничных машин. Л.:
Машиностроение, 19’2. 560 с.
31. Платонов В. Ф. и др. Гусеничные транспортеры-тягачи. М.: Маши-
ностроение, 1978. 351 с.
32 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные. Расчет на проч-
ность. ГОСТ 21354—75.
33. Подшипники качения: Каталог-справочник, М., 1972.
34. Попов Н. С., Изотов С. П. и др. Транспортные машины с газо-
турбинными двигателями. Л.: Машиностроение, 1980. Й21 с.
35. Приходько Э. Лазерные дальномеры.— Зарубежное военное обо-
зрение, 1980, № 10.
36. П р о к о ф ь е в В. Н. и др. Машиностроительный гидропригод. М.: Ма-
шиностроение, 1978. 496 с.
37. Расчет и выбор подшипников качения: Справочник. М.: Машинострое-
ние, 1974. 57 с.
38. Решетов Д. Н. Детали машин. М.: Машиностроение, 1975. 666 с.
39. Ротенберг Р. В., Фа робин Я. Е. Основы проектирования и
расчета деталей и узлов боевых машин. Детали машин. М., 1974. 460 с.
40. С а ф о н о в Б. Танковые пушки и боеприпасы. — Зарубежное военное
обозрение, 1980, № 6.
41. Сафонов Б. Тенденции развития танков.— Зарубежное военное обо-
зрение, 1982, № 2.
42. Советская Военная Энциклопедия (СВЭ), 1976, т. 1, 628 с.; 1979, т. 7,
686 с.; 1980, т. 8, 686 с.
43. Степанов А. П. Методика расчета основных водоходных качеств
плавающих машин М., 1971. 54 с.
44. С тесин С. П., Яковенко Е. А. Гидродинамические передачи.
М.: Машиностроение, 1973. 352 с.
45. Талу К. А. Конструкции и расчет танков. М., 1963. 540 с.
46. Танки и танковые войска М.: Воениздат, 1980. 432 с.
47. Чобиток В. А. Теория движения танков и БМП. М: Воениздат, 1984.
48 Чупраков Ю. И Гидропривод и средства гидроавтоматики. М.:
Машиностроение, 1979. 132 с.
49. «Soldat tind Technik», 1975, № 4, s. 182—185; 1976, № I, s.20—23; 1981,
№ 8, s. 420--42Й, № 11, s. 6,28, 629; 1982, № 2, s. 68—77, № 3, s. 130—139.
50. «Armor», 1976, № 3, p 15—20, 39—44; 1978, № 1, p. 30—36; 1981, № 3,
p. 19—23, № 5, p 14—16, № 6, p. 30—33.
372
ОГЛАВЛЕНИЕ
Стр.
ПРЕДИСЛОВИЕ......................................................3
1. СОВРЕМЕННОЕ СОСТОЯНИЕ И ТЕНДЕНЦИИ РАЗВИТИЯ БРОНЕ-
ТАНКОВОЙ ТЕХНИКИ .............................................. 4
1.1 Развитие танков после второй мировой войны . —
1.2. Современные зарубежные танки ..........................6
1.3. Тенденции развития бронетанковой техники..............13
2. КОМПОНОВКА ТАНКА.............................................19
2.1. Общая компоновка танка.................................—
2.2. Классификация и сравнительная оценка общих компоновок
танков...................................................25
2.3. Частные компоновки танка..............................30
2l4. Эр’ аномические требования к размещению экипажа в танке . 36
2.5. Особенности компоновки объектов БТТ специального назначения 37
3. ЗАЩИТА ТАНКА................................................ 40
3.1. Требования к защите и основные пути нх выполнения . 41
3.2. Броневая защита танка . . ........... .46
3 3. Специальная защита танка........................... 62
3.4. Методы оценки защиты . . . -............... 69
4. ОПОРЫ, СТОПОРЫ И МЕХАНИЗМЫ ПОВОРОТА БАШЕН . . 73
4.1. Опоры танковых башен . . ................—
4.2. Стопоры танковых башен................................83
4.3. Механизмы поворота башен (МПБ)........................86
5. ТРАНСМИССИЯ ТАНКОВ. ФРИКЦИОНЫ И ТОРМОЗА . . .103
5.1. Трансмиссия танков . . . . .................—
5.2. Фрикционные элементы танковых трансмиссий............105
5.3. Тормоза танковых трансмиссий . . ... 132
6. КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ.............................................’43
6.1. Требования к коробкам передач и основные пути их выполнения —
6.2. Классификация, анализ конструкций и сравнительная оценка
простых коробок передач ................................144
373
Стр.
6.3. Кинематический расчет коробок передач . . . 151
6.4. Конструкция и расчет узлов коробки передач . . 156
7. ПЛАНЕТАРНЫЕ КОРОБКИ ПЕРЕДАЧ (ПКП) . . ... 170
7.1 Классификация планетарных коробок передач, их сравнительная
оценка...........................-................. —
7.2. Кинематический анализ ПКП ... ... 175
7.3. Силовой анализ ПКП ................................ .... 181
7.4. Синтез ПКП.......................... . . 189
7.5. Подбор чисел зубьев шестерен в планетарных передачах 198
7.6. Особенности прочностных расчетов деталей ПКП . 199
7.7. Анализ выполненных конструкций ПКП.....................201
8. МЕХАНИЗМЫ ПОВОРОТА ТАНКОВ.....................................206
8.1. Требования к механизмам поворота........................—
8.3. Классификация механизмов поворота ... ... 207
8.3. Анализ выполненных конструкций и сравнительная оценка меха-
низмов поворота ...» 208
8.4. Расчет механизмов поворота.............................215
9. МЕХАНИЗМЫ ПЕРЕДАЧ И ПОВОРОТА..................................221
9 1 Классификация и требования к механизмам передач и поворота —
9.2. Анализ работы МПП при прямолинейном движении . 222
9.3. Анализ работы МПП при повороте.........................230
9.4. Поворот танка с двухпоточным МПП при нейтрали в коробке
передач...................................................... .... 233
9.5. Анализ выполненных конструкций МПП.................... . 234
9.6. Кинематический расчет двухпоточных МПП . . . 239
9.7 Прочностной расчет деталей МПП ... .... 242
10. ГИДРОМЕХАНИЧЕСКИЕ ТРАНСМИССИИ................................245
10.1 Классификация гидромеханических трансмиссий . •—
10.Й. Гидропередачи, используемые в гидромеханических трансмиссиях 248
10.3 Анализ выполненных констпукций гидромеханических транс-
миссий ..................................................... 255
10.4. Проектный расчет однопоточных гидромеханических трансмис-
сий при прямолинейном движении танка . . . . 267
11. БОРТОВЫЕ РЕДУКТОРЫ......................................... 277
11.1. Требования к бортовым редукторам . . . ... —
11.2. Классификация бортовых редукторов и их сравнительная
оценка ..... ...........................278
11.3. Расчет бортовых редукторов........................ .... 282
12 ПРИВОДЫ УПРАВЛЕНИЯ ..........................................284
12.1. Требования к приводам управления и пути их выполнения —
1'21.2. Классификация и сравнительная конструктивная оценка приво-
дов управления............................................ 285
12.3. Расчет механических приводов управления непосредственного
действия ................................................ . . 295
12.4. Особенности расчета приводов с сервопружинами . 299
12.5 Анализ выполненных конструкций сервоприводов управления . 300
12.6. Расчет гидросервоприводов управления.................306
374
13. СИСТЕМА ПОДРЕССОРИВАИИЯ ТАНКОВ . .................зц
13.1. Требования к системам подрессориваиия и пути их выполнения —
13.2. Классификация систем подрессориваиия.....................313
13 3. Анализ конструкций подвесок............................315
13.4. Требования к амортизаторам и их классификация . 318
13.5. Конструкции амортизаторов .... ... 320
13.6. Расчет торсионной подвески...............................323
13.7. Расчет пневматической подвески . .' . . 329
13.8. Основы . прочностного расчета балансира 333
13.9. Расчет гидравлических телескопических амортизаторов . 334
13.10. Особенности расчета лопастных гидравлических амортизаторов 338
14. ДВИЖИТЕЛИ ТАНКОВ...............................................340
14.1. Гусеничный движитель . —
14.2. Водоходный движитель...................................365
Список использованной литературы . . . ,......................371
Редактор И. М. Голощапов
Редактор (литературный) Е. И. Харитонова
Технический редактор Л. А. Ворон
Корректор Т. Б. Лазебная
Сдано в набор 13.04.84. Подписано в печать 23.11.84. Г-72803.
Формат 60x90/16. Печ. л. 23V2. Усл. печ. л. 23,5. Уч.-изд. л. 24,18.
Усл. кр. отт. 23,75.
Изд. № 14/9648 Зак. 5205
Бесплатно
376