Цевочное зацепление, предназначенное изначально для металлических гусениц, в настоящее является наиболее распространенным в конструкции тяговых и транспортных машин с резиноармированными гусеницами (РАГ), имеющими неоспоримые преимущества над гусеницами других типов [1–3].
Причем узел гусеничного зацепления (рис. 1) еще в большей степени подвержен влиянию повышенных динамических нагрузок при комплектации машины РАГ ввиду их значительных конструктивных отличий от металлических гусениц, включая продольную податливость и отсутствие силового равновесия цевки на ВК [4–7].
Это приводит к интенсивному накоплению повреждений и отказов элементов гусеничного зацепления, особенно зубьев ведущих колес (ВК), за счет повышенного трения о рабочие поверхности цевок.
Очевидна необходимость методической проработки процесса проектирования ВК под РАГ. Методика, учитывающая особенности конструкции РАГ, отработана [5, 6] и апробирована в конструкции шасси самоходного гусеничного опрыскивателя, что подтверждено экспериментальными исследованиями [7]. Однако при проектировании ВК возникают трудности с определением оптимальной величины угла давления, характеризующего передаточную способность всего узла. Существующие рекомендации позволяют определить это значение приблизительно для ВК с ограниченным числом зубьев (10–14).
Угол давления имеет большое значение в обеспечении работоспособности узла зацепления и ходовой системы в целом: влияет на вход и выход цевок из зацепления и устойчивое положение цевки при движении по дуге охвата (т. е. на обеспечение силового равновесия между цевкой и зубом ВК). При малых значениях угла давления затруднен вход и выход цевки из зацепления (т. к. зуб приближается по форме к прямоугольнику). При слишком больших значениях угла давления уменьшается высота зуба вплоть до критической, что может быть причиной спадания гусеницы с ВК.
Исходя из вышесказанного, уточнение значения угла давления при проектировании ВК цевочного зацепления является весьма актуальным.