第三章　坦克履带与主动轮的设计

第一节　履带的设计技术

一、简介

（一）设计要求

履带是履带推进装置的主要部件之一。其功用是保证车辆在无路的地面上的通过性，降低车辆的行驶阻力；它支撑负重轮并为其提供一条连续滚动的轨道，通过和地面的相互作用，它将地面的牵引力、附着力和地面制动力传给车体，保证车辆的正常运动。

对履带的要求，概括起来应有以下几点。

（1）履带应在质量比较小的条件下，具有高的强度和长的使用寿命。这一要求首先要靠采用高强度材料制造的履带板和履带销来保证。

（2）在选择履带板结构时，必须力求降低行动部分的动载荷和功率损失。要实现这一点首先应依靠降低履带的质量，其次是采用小啮合节距和使用橡胶金属铰链。

（3）履带应有足够大的纵向刚度和扭转刚度，以便降低预紧力和减小履带脱落的可能性。采用不对称的橡胶衬套和具有橡胶径向变形限制的履带销，可部分提高橡胶金属铰链履带的纵向刚度。

（4）履带板着地面上的筋、履刺的形状与高矮应保证：当直线行驶阻力和转向阻力达到最小时，履带在纵向和横向上对地面有可靠的啮合力；并且善于排泥和尽可能减小对路面的破坏。必要时使用可更换的辅助结构来实现。

（5）履带板的结构和工艺应简单，成本低，便于投入自动化生产；组装、维修、保养和更换简便易行等。

（二）履带技术的发展

履带着地面有金属和橡胶两种方式，早期坦克的履带板（如原苏制T-34坦克）用金属着地面，上有较高的履刺，能嵌入地面提高附着性能，但履刺进出土壤会产生行驶阻力，转向时履刺在地面滑动会产生转向阻力。试验表明“一”字形和“人”字形履刺附着性能较好，行驶阻力和转向阻力较小，并能较好地排除履刺上的积泥，使工作性能稳定。

为避免金属履刺损伤路面，美国首先使用了着地面挂胶的履带板，随后又发展为可更换的着地胶块，将胶块硫化在有足够刚度的冲压钢质底板上，插入金属履带板体（如德国豹2坦克履带板），或用螺栓与金属履带板体连接（如美国M113装甲运兵车履带板）。也有些履带在负重轮滚道上敷设橡胶垫，可减小冲击和噪声，但增加了行驶阻力，加重了负重轮胶胎热负荷，增加了履带重量。

履带板之间的铰链多用敞开式金属铰链和橡胶金属铰链。第二次世界大战中的坦克履带铰链多用敞开式金属铰链，水和泥、沙能直接进入铰链中，使铰链严重磨损，履带节距增大，履带晃动和噪声加大，行驶效率降低。

第二次世界大战后美国使用了橡胶金属铰链，结构有单销和双销之分。M113装甲运兵车的单销铰链履带板，每个耳孔压入一个胶套，胶套粘接并硫化在外为圆柱面、内为等边棱柱的钢套外圆柱面上，相邻履带板的耳子沿履带宽相间排列，用与钢套内孔相配的棱柱钢销穿在一起。M-46坦克履带双销铰链的履带销为圆钢，在销上粘接并硫化胶套，然后压入板体耳孔中，相邻履带板的销子用端连器固接成一体。胶套外径大于销耳孔径，压入后靠过盈阻止胶套与耳孔接触面相对运动，由胶套扭转变形实现销子与耳孔相对转动。双销铰链胶套的承压面积比单销铰链大，胶套转角仅为单销的一半左右，但结构较重。组装橡胶金属铰链履带时，要使相邻履带板顺着履带圈弯曲，转角约为履带在主动轮上转角的一半。如胶套工作失效，但板体耳孔磨损尚小，更换胶套，能继续使用。

为防止履带脱带，履带滚道一侧有诱导齿，与双排负重轮相配的履带板中部有单诱导齿，与单排负重轮相配的履带板两端有双诱导齿。

一侧履带作用的最大牵引力约为车辆战斗全重G=mg的65％，因此要求履带具有高强度和高耐磨性。铸造履带板用高锰钢，耳孔加工用冷挤工艺。模锻履带板用合金结构钢。钢销及销套宜用冷拉型材。

二、履带板的设计

（一）履带设计时的技术要求

对履带的基本要求是：与主动轮的啮合可靠；与地面的附着性能良好，直线行驶和转向阻力小；保证坦克高度通行性能；使用期限长；重量轻；效率高；排泥性能好。为此应合理地拟定履带板的结构并正确地选择材料和热处理方法。

此外履带销的固定方法应可靠且便于更换。

现代坦克履带节距tl和履带板宽度b的比值或（Z为主动轮的齿数）。

按铰链的结构，履带可分为金属铰链及橡胶铰链。金属铰链的履带结构简单，但此种履带的缺点是铰链磨损较快，其平均寿命较低。橡胶铰链履带的使用寿命较长，行驶时噪声较小，具有较高的效率，传给传动装置的动负荷也较小。橡胶铰链的履带板可分为单销式和双销式，后者每块履带板有两根履带销，重量较重。

履带板有金属的和敷胶的两种。金属履带板的结构简单且重量轻。在履带板的着地面上敷有橡胶是为了避免破坏公路面，且可减小履带与地面接触时的撞击噪声。有些履带板滚道部分敷有橡胶，能减缓冲击，改善负重轮与悬挂装置的工作条件，缺点是较重且易着火烧毁。

金属履带板制造方式可分为铸造和模锻的，一般采用铸造。

（二）履带的评价参数

可用下列参数简单地评价履带的结构：

1.强度系数

式中，P为拉断履带板的力，可在拉力机上用抗拉试验方法得到；G为坦克质量。

在现有结构中K=1.5～6，设计时应取K=2.5～3.5。

2.履带的相对质量

式中，Gl为两条履带的质量。

第二次世界大战期间坦克平均的履带相对质量为8.4％，其中最大值与平均值相差很大。

上述两个评比参数是很不全面的，它没有考虑履带的附着性能、使用寿命等因素，故仅用作相对比较。

（三）作用于履带环上的力

坦克的履带是由许多块履带板组成的一条封闭的链形带，将链形履带简化成一条无重量、无厚度、不可拉伸的、封闭的环形软带子，这个环形软带子称为履带环。当车辆不动时，履带环被履带的预张力均匀地张紧，而当车辆行驶时，履带环受到复杂力的作用。车辆行驶时作用于履带上的力分为恒定力（预张力、牵引力和由于离心力产生的张力）和交变力（由于履带、负重轮和车体的纵向和横向振动，啮合不均匀和履带的板块结构等产生的动载荷）。张力的恒定分量在很大程度上决定行驶部分各元件的载荷、履带寿命、功率损失和履带脱落的概率。可按传统理论计算出张力的恒定分量。

车辆匀速行驶时，履带环各段有不同的张紧恒定力作用如图3-1所示。沿逆行驶方向看，从主动轮到接地段之间的、传递牵引力的那一段履带叫做履带的工作段（紧边），其长度为Lj。沿顺行驶方向看，从主动轮到接地段之间的、没有牵引力载荷的那一段叫做履带的非工作段（松边），其长度为Ls。这两段履带长度与履带接地段长度L加在一起便是履带环的总长度。

（1）离心力对预张力的影响　车辆在静态状况下，履带环被预张力Fyz拉紧［图3-1（a）］。当车辆行驶时，由于履带板位移方向的变化产生离心力F1为：

F1=mdv2

式中　md——履带的单位长度重量；

v——车辆行驶速度。

一般情况下，离心力产生的张力与履带环全长上的预张力相加。当采用弹性履带时，在离心的作用下使履带变长，在诱导轮位置固定的情况下，这会使预张力变小，弹性履带的预张力如下式所示：

式中　Fyz——履带的预张力；

K——履带挠度和行走装置分结构的系数，对于装用弹性履带的履带行驶装置来说，K=0.2～0.5。

（2）非工作段和工作段的张力预张力的变化与履带的形式无关，但与牵引力Fq有关。

履带环非工作段的张力的恒定分量由下式表示：

将前述弹性履带的预张力表达式代入上式后，Ffz变为如下形式

式中，；。

履带环工作段的张力由非工作段的张力恒定分量和牵引力组成，如下式所示：

Fgz=Ffz+Fq

非工作段的张力和工作段的张力的分布如图3-1（b）、（c）所示，图示力的大小和张力的方向是相互垂直的。

当Ffz≈0时，最可能出现履带脱落或履带啮合不良的现象。首先是在最大的牵引力（Fqmax）作用时，可能出现这种履带松弛的现象。假定此时的行驶速度不高F1≈0，由前述Ffz式可得到求预张力的条件方程式为

在主动轮后置的条件下，比值Ls/Lj=7～12，所以Fyz≥（0.08～0.12）Fqmax。在主动轮前置的条件下，比值Ls:Lj=0.08～0.14，相应地要求较大的预张力Fyz≈0.9Fqmax。

履带环较大的张力恒定分量会导致行驶部分较大的功率损失，所以在没有履带自动张紧机构的情况下，对于军用履带式车辆最可能的使用工况来说，通常根据张力来确定预张力，必要时，将该值提高到能消除履带脱落现象和不破坏啮合为止。

采用刚性履带时，履带的预张力不超过8kN。对于装用弹性履带的，按其质量确定，属于轻型军用履带式车辆来说，预张力达到20kN；而对于其质量为中型和重型军用履带式车辆来说，预张力在30kN或30kN以上。要减小预张力，通常同时采取预防履带脱落的专门措施，例如：采用具有大静行程的悬挂装置，安装专门的补偿机构，或履带自动张紧机构。

计算张力的可变分量有一定难度，它们的影响一般是在确定强度储备系数时加以考虑。

（四）金属铸造履带板结构设计

坦克制造业中主要采用金属铸造履带板，其材料为高锰钢，这种履带板从铸造得到毛坯后只需经过水韧处理（即水中淬火）和打磨、拉孔即可制成。

铸造履带板的结构设计，应根据疲劳强度观点来选择材料，选定合理的基本结构。同时，应考虑材料的铸造性能特点和铸造的结构工艺性。

1.基本结构

在履带环和主动轮设计中，已确定了履带板的宽度、节距与主动轮齿圈的啮合方式、啮合孔数目等有关结构参数。

履带板的基本结构包括板体、啮合孔、诱导齿、销耳、连接筋和着地筋等。图3-2为中坦克履带板的结构图。

（1）板体——履带板的各部分通过板体连成一体，与负重轮相接触的滚道表面即为板体的一平面。板体应有合适的厚度，可根据刚度、强度的要求和材料的铸造流动性来确定。现有各车型履带板的板体厚度数据列于表3-1中。

（2）啮合孔——啮合孔的尺寸应与相啮合的主动轮齿圈相配合，孔的宽度应大于齿圈的厚度，啮合孔常做成梯形状，如坦克的履带板其啮合孔的两侧宽度分别为60mm和38mm，齿圈厚度为30mm，孔的长度应大于主动轮齿圈的节圆齿宽，使齿圈能自由进入与退出啮合。啮合孔的断面即为与主动轮齿圈相啮合的圆弧（即链销）。

（3）诱导齿——其数目与负重轮的轮缘数有关，单轮缘为双诱导齿，双轮缘为单诱导齿，如图3-3所示。其高度应使坦克在侧倾坡行驶及转向时履带不会从负重轮上脱落，且不得与主动轮和诱导轮的轮毂相干涉，在负重轮脱胶后也不宜与该轮毂干涉。诱导齿可增加履带板的强度和刚度，尤其是纵向强度。诱导齿的外形与三角形相似，考虑减轻重量做成中空的，且有一定的壁厚。中坦克曾用间隔一块履带板有诱导齿，一块无诱导齿的履带装车试验，经4000多公里试车（包括克服纵横坡道，超越障碍等）未发生脱轨现象。这种无诱导齿的结构可减轻履带的重量。有的诱导齿上部两侧开排泥口，虽可减轻一些重量，但排泥作用不大，且易使诱导齿变形或折断，此种结构不宜采用。

（4）销耳——销耳的数目不应太少，以免受力不均匀；也不应太多，以免间隙过多影响强度且受结构限制。销耳一般数目为7个（一边为3个，另一边为4个），各段销耳长度大致相同，两端则可短些。提高金属铰链销耳内孔耐磨性，可采取下列措施：

a.在工作表面进行冷作硬化可提高高锰钢的抗磨性，故履带板在淬火后将销耳内孔用硬质合金拉刀进行冷作拉孔，拉孔后销孔表面的硬化层约为0.1～0.4mm，提高了表面光洁度并减小履带节距与销孔尺寸的制造偏差。经此工序后工作表面的硬度可由HRC14提高到HRC38。

b.用热处理（或用高频淬火）提高销孔工作表面的硬度，或采用可换套管，均可提高其耐磨性，有一种专门材料做成的套筒其表面硬度可达HRC60～65。

c.增加销耳壁厚的允许磨损量，即采用不等厚的壁厚，如图3-4所示为履带输送车的履带板销耳，其内孔中心与销耳外接圆弧中心偏移2mm。

d.采用橡胶铰链，由橡胶的变形代替金属铰链销耳内孔和履带销的磨损。

连接筋和着地筋——其作用是在减轻履带板重量的前提下，增加其强度、刚度和附着能力，但地面阻力也随着增加。纵向筋增加纵向刚度、强度和横向附着，但增加横向转向阻力。横向筋增加横向强度、刚度和纵向附着，但增加纵向行驶地面阻力。连接筋不要过多过密。凹陷部位四壁应有较大斜角和过渡圆弧，以减小应力集中及积泥。着地筋有直线形和人字形两种。实践表明：人字形着地筋的履带板可兼顾纵向横向的刚度、强度和附着性能，由于横向附着和排泥性较好，坦克在水稻田等泥泞路面行驶时有较好的通行性能。水陆坦克在出、入水时能防止坦克侧滑。人字形履带板在支承面上沿前进方向一般都采用反向布置（即人字形尖端向后如图3-5所示）因反向布置改善了排泥状况，附着性能好，地面阻力小。

为延长履带板的使用寿命，某些钢种可在其着地筋等部位进行高频淬火，以提高其硬度。

2.履带板的筋、履齿和诱导齿的尺寸

履带板体的厚度主要与取得毛坯的方法有关。

加强筋的厚度δ不大，δ=（1.2～1.4）δ0，δ0为履带板体厚度。铸造斜度的圆角半径按有关规定。模锻履带板体应具有一定的厚度。模锻履带板的销耳边缘有宽8～12mm的加强凸缘，其厚度比销耳的壁厚大1～2mm。

履齿（防滑筋）的高度，建议从铰链轴心线算起取1/3履带节距。过大会增加地面的变形阻力，过小会降低履带对地面的附着性能。由于受工艺上的限制，模锻履带板履齿的凸出部分的高度一般不超过15mm，所以不是总能保证这种履带板所要求的履齿高度，特别是对金属铰链的履带更是如此。基底（接地面）处的履齿的厚度为8～10mm，其长度选择条件是：当负重轮的静载荷作用于履带板时，保证与地面的接触区内的单位平均压力为5～9MPa。

在负重轮有外部减振器条件下，履带板诱导齿的高度是负重轮橡胶圈厚度的2.0～2.5倍；当负重轮带有金属轮缘时，履带板诱导齿的高度h（离滚道表面的高度）不小于60～85mm。履带板基底处的履带板齿的长度尽量沿着履带板基底的整个宽度。履带板诱导齿在纵向平面内的倾斜角应在履带弯曲角达到最大值时，相邻诱导齿不会发生干涉。铸造履带板齿厚度为6+1mm，其侧面的倾斜角为2°（单面齿）和5°～8°（空心齿）。空心诱导齿基底处的宽度为

b≈2［h-γw］tanα+γw

式中　h——诱导齿齿高；

γw——诱导齿齿顶圈角的外半径，γw=δ+γn，此处δ为诱导齿齿的壁厚，γn为诱导齿齿顶圆角的内半径，按有关资料，γn=0.5δ；

α——诱导齿齿侧倾斜角。

根据双销式橡胶金属铰链履带的中间连接的固定方法，可将齿设计成实心的、叉形的或U形的。行走装置用单排负重轮时，履带板上用两侧单向诱导齿。

3.履带板的制造

履带板的结构设计应很好考虑铸造工艺的要求，这对保证铸件质量和提高产品合格率关系极大。设计中应注意下列原则：

a.履带板的结构应易于造型，各部位要求合适的拔模斜度（铸造斜度）一般取1°～2°。

b.应根据铸件材料的铸造流动性及铸件尺寸、结构形状来确定铸件的最小壁厚，壁厚过小容易产生浇不足和冷隔等铸造缺陷。对用ZGMn13的铸件，其最小壁厚可定为5～8mm。

c.应考虑铸件的冷凝特性来设计铸件的结构形状。铸件各部分壁厚应尽可能均匀，截面大小不宜突变，使铸件能同时凝固，不同壁厚部分连接处应逐渐平滑过渡。各部分连接处的内接圆直径d与较厚壁的厚度B之比不得大于1.3。为避免局部金属聚集应防止几个交接点集中或互相靠近，避免“十”字形或“Y”形连接。各部分连接处的过渡圆角半径应选择适当，在设计履带板时可参考以下公式（图3-6）：

式中，a、b为被连接的两处壁厚，mm。

因铸件断面厚薄不均匀会造成金属局部聚集，这些部位凝固较慢，温度较高，最后凝固部位容易出现缩孔，缩松。因铸件各部位温差较大，在铸件凝固后继续冷却，这种温差容易产生较大的铸造应力而使铸件产生冷裂，热裂和变形。这些铸造缺陷减少了铸件的有效受力面积，降低了铸件的强度。生产中因设计的结构工艺性太差而造成大量废品的实例是很多的，故有特别强调的必要。图3-7用局部结构正误对比的实例来加以说明，供设计时参考。由于不同材料

的铸造工艺性能（流动性、收缩率、导热性等）不同，设计时履带板结构应按具体经验或实验数据来确定，且必须经过小量工艺试制的考验。

履带板、履带销是坦克上使用批量大、消耗量多的零件，根据车型实现通用化、系列化，对提高生产率，降低成本，减少部队备品的品种等关系很大。在保证使用性能要求的前提下，在设计中必须很好考虑，如我国水陆坦克与履带输送车的履带板、履带销可以互换。

各种车型履带板的结构参数列于表3-2中。

（五）履带板、履带销受力分析及试验

履带板形状复杂，作用在三个坐标平面内的拉伸、压缩和弯曲力大小不定，因此履带板履带销的应力状态都很复杂，难以准确计算它们的应力。现有资料上介绍的强度计算方法都是近似的，且所给的数据范围很大，不能依靠所介绍的计算方法来确定其主要尺寸参数。在设计时一般采用统计分析对比的方法，初步确定其尺寸参数（销耳个数、宽度、节距、销耳内径及外径等），再进行结构设计，然后对试制样品进行抗拉、抗弯强度试验及跑车试验，再根据试验中暴露的问题进行修改，其中有些是结构问题，有些是工艺问题。

履带板主要承受拉力，一条履带其最大计算牵引力P=0.5φG，由于受拉，在薄弱环节销耳因磨损会被拉断或板体及连接筋等处会出现裂纹。

履带板位于硬的不平地面，其工作情况如两支点梁一样，中间承受负重轮传来的集中负荷。履带板处于松软地面，相当于平板弯曲（如图3-8所示）。以上两种工况都是使履带板产生弯曲变形而促使连接筋、着地筋等处产生裂纹。当板体发生较大的永久变形时履带销就不易拆卸。

履带销主要承受剪切和弯曲。磨损后的履带销有时也会剪断。

履带板在抗拉、抗弯试验机上进行试验，可以较真实地反映履带板的受力情况，并可综合检验履带板结构的合理性及其工艺质量。

履带板的抗拉试验是在专门的拉力机上进行的，被试验的履带板如图3-9（a）所示如水陆坦克的履带板要求拉力在40t时销耳处不应出现裂纹。

履带板的抗弯试验是将履带板支承在跨距为L的两点上，在中间加以集中负荷P如图3-9（b）所示。如水陆坦克的履带板要求当跨距L=260mm，负荷P≥6t（实际为8～10t）保持30s，履带板上不应有裂纹，去负荷后没有永久变形，可顺利穿入履带销。

为了从结构合理性和强度方面来评定履带，要进行履带的破坏试验。可在卧式万能破坏机上进行履带的破坏试验，并自动记录履带的破坏曲线（图3-10）。

三、橡胶履带板的设计

（一）橡胶金属铰链履带的设计原则

串联式橡胶金属铰链履带相邻履带板的耳孔座是橡胶金属元件压入其中，交替地配置在一个共用轴线上（一个接一个地串联），就像开铰链履带那样，将扭转力和张力通过履带销从一个履带板的耳孔座顺序地传送到另一个履带板耳孔座上。

并联式橡胶金属铰链履带，相邻履带板耳孔座的轴线在一定的距离上相互间平行排列，在这种情况下扭转力矩和张力是由同一个方向平行排列的履带耳孔座内的所有橡胶环来传送的。

并联式橡胶金属铰链履带的每个履带板有两个履带销；相邻履带板的履带销彼此之间是用两个或更多连接元件连接。最边上的连接元件（端联器）一般是用来与主动轮啮合，并起着连接作用；有时在连接元件（中间的或边上）上装有诱导齿以保持履带不向侧边移动。

并联式橡胶金属铰链的出现是借助减少张力对橡胶的压力，力求提高履带的使用寿命和径向刚度：在履带宽度相等的条件下，并联式铰链胶环部分的长度比串联式铰链的大0.5～0.8倍。通过实验查明，由于履带销弯曲对橡胶的压力在铰链长度上分配的并不均匀，并且不均匀系数，即是过载系数（最大压力与平均压力之比）并联式铰链的为1.5～2.0，而串联式的则为1.1～1.3。这种差别是并联式铰链内履带销弯曲段长度较大和连接元件易变形性（嵌固刚性小）造成的。

这两种形式的橡胶金属铰链各有其优缺点。比如，并联式橡胶金属铰链履带的重量大，附着性能比较高，自动清除能力较好；串联式橡胶金属铰链履带无故障性高，便于维修，在履带链环上的稳定性较佳。

为了在与负重接触的部位减少磨损和降低压力，履带上的滚道可以挂胶。采用挂了胶的滚道就能减小负重轮直径，这样一来，首先有助于增大悬挂装置的动行程和改进行走装置的总体布置。在这种情况下，行走装置的重量减少得不多，这是因为负重轮重量的减少而使由履带重量不可避免的增加所弥补。

表3-3中列出国外的履带结构参数以便进行比较。从表中可以看出，在国外的军用履带车辆上采用并联式铰链履带为多。认为比其他形式的要好。

在制造和使用军用履带车辆履带方面积累了不少经验，从而形成一些原则，在设计新样品时应当予以考虑。

（1）履带板环耳孔座　选用耳孔座长度时建议其与履带销直径的比对并联式铰链不能超过7，对串联式铰链不能超过3.5，这是由于履带销的挠度较大，橡胶的过载系数过度增加。串联式橡胶金属铰链的工作长度（最边上的耳孔座带有压入的橡胶）比中间的耳孔座的工作长度少，所有中间耳孔座的长度是一样的。因为铰链的直径很少是随着军用履带车辆的重量改变而变化的，一般来说中型军用履带车辆的履带板制有七个耳孔座，而其余的军用履带车辆的履带上制有五个耳孔座。对于并联式铰链，履带板整体制造时最好用三个刚性连接件。

中型军用履带车辆的耳孔座内径通常是在38～42mm范围内选定，对于中间质量型的是在34～38mm范围内，对于轻型的则是在30～34mm范围内选定。耳孔座的孔是按12级（很少按11级）精度制造，表面粗糙度Rz20～80μm。因为橡胶金属铰链履带的耳孔座实际上是不磨损的，所以其壁厚可以是最小的（对铸造的履带板为6～7mm，而对锻压的履带板为3～5mm）。在锻压履带板耳孔座端面上有宽为8～12mm的加强筋，其厚度比耳孔座基体部分厚度大1～2mm。除此之外，宽度为0.5～2mm的孔边倒角是用来防止在压入时损伤橡胶的。

（2）履刺　履刺的总支承表面（陷入约5mm与土壤接触的表面）应这样选定，当负重轮静载荷作用在履带板上时与土壤接触的平均压力为5～9MPa。当压力值较小时，与结冰的和硬土的附着性变坏，而当压力值较大时，会加快履刺磨损的速度。履刺的高度通常约为履带板节距的1/3。当高度增大时消耗在土壤变形上和履带板在土壤上转动时的功率会增加。当高度减小时会降低附着性能。为了提高履带侧滑的稳定性，约10％的履刺总长分布在履带纵向轴线上，随着纵向分布履刺长度的增大，转向阻力矩也会增大。履刺根部的厚度通常采用8～14mm。

（3）诱导齿　导向诱导齿的排列和横截面形状依负重轮的形式而定：对于双轮缘的采用单个中央对称双面诱导齿，对于单轮缘的采用两个侧边单面诱导齿。诱导齿高度应高出负重轮实心轮胎厚度的1～1.5倍；诱导齿横截面楔角等于5°～8°。纵断面楔角是由履带在主动轮和诱导轮上所需折曲度来决定的；在这种情况下诱导齿侧表面面积（为了减小磨损）取最大值。

（4）端联器和啮合耳　在串联式橡胶金属铰链履带上承受载荷最大的地方是与履带板基体连接处；为了加强这个部位，在某种情况下有意地增大最边上的耳孔座的工作长和采用附加加强筋。

对并联式橡胶金属铰链履带端联器固定的先进方式是夹紧连接。在设计这种时，必须力求借助降低在弧形区段上变形截面的高度最大地提高端联器的易变形性。端联器的螺纹连接按6级精度制造。

（5）铰链的橡胶元件　橡胶元件是具有矩形或梯形截面的环状胶环。其厚度应这样选定：使压入比（橡胶自由厚度与压入后变形厚度之比）等于1.4～1.7。对于串联式铰链，在一个耳孔座内的环的数量不能多于2～3个；在短的最边上的耳孔座内可以是一个环。

矩形截面环的高度宽度比通常等于1.5～2；当宽度较小时，不能保证压入时环的稳定性，宽度较大时，会增加环的预应力。

对于梯形截面环的梯形下底边的总宽度应等于耳孔座的总长度，而压入比为1.7～1.9。梯形上底边宽度是根据耳孔座自由容积需要填充橡胶的条件来选定，在这种情况下，容积填充系数（耳孔座自由容积与橡胶环总体积之比）应不小于0.95。当系数值较大时，橡胶会突出耳孔座端部；使得履带装配复杂化，并且会在压入时增加环的切断率；当系数较小时，铰链刚度会降低。

各环之间的距离（间距）应能保证有一定的环的相互侧向增高；一个环的体积与耳孔座自由容积在一个间距上的比，对并联式橡胶金属铰链为1.03～1.05，对串联式的为1.1～1.2。侧向增高会减小各环之间的自由容积和提高铰链的刚度，但是当其过度增大时，就会增大在压入时环的切断率，进行压入时采用由30％的蓖麻油和70％的乙醇合成的润滑油。

（6）履带销和衬套　为了制造履带销和衬套要用轧制圆钢（并联式橡胶金属铰链）或者精轧圆钢（串联式橡胶金属铰链）而无需补充机加表面。制造精度按11级。履带销长度应比履带宽度少1％～3％。特别要注意的是，衬套两端部的相互平行性（串联式橡胶金属铰链）为了避免装配时在它们之间出现间隙，造成使用中可能进入土粒而楔紧履带销。装配履带时，履带销和衬套的六面体表面要涂以润滑材料。

军用履带车辆的履带载荷大，而它的质量受到严格的限制以及对其可靠性的要求，所以要利用高合金结构钢和高强度橡胶来制造它们。俄罗斯最广泛采用的是钢38XC，等温淬火，其硬度为HB 341～444。还可用铸钢110Г13Π，其硬度为HB170～217和钢36СГМ，其硬度为HB 229～269，制成铸造履带板，还有用钢20ХГСМА，其硬度为HB 388～477制成模锻履带板，导向诱齿导是焊上去的；履带销是用钢30XTCHA，其硬度为HB 415～514制成，六面体衬套是用钢40X，其硬度为HRC 34～44制成。

对于有中间连接的履带，履带销通常要进行表面滚压强化，以提高疲劳强度。履带有螺纹的要镀上一层防蚀材料。

铰链的橡胶零件俄罗斯采用牌号为ИРП—1392（在天然橡胶基础上）和ИРП—1393（在异戊二烯合成橡胶基础上）制成的。

履带滚道面挂胶和沥青路面用着地胶块采用牌号为51—3064（以合成橡为胶基础）的橡胶。履带橡胶元件的制造是采用模压法，用“列依克纳”胶黏剂将其固结在金属基体上。目前正在研究用压注法来代替需要耗费大量手工劳动的模压法，采用比较先进的压注工艺，能使挂胶过程自动化。

铰链（履带销和衬套）橡胶元件制造质量的检验是在橡胶制品厂用模拟橡胶环在履带中承受载荷的专用试验台上，在径向载荷不变条件下做规定的扭转角并按规定的变形循环次数进行抽检。

（二）履带张力计算

当坦克在起伏地段行驶时，履带经受着复杂的力作用。假定把张力分成恒定力，认为是在稳定行驶状态下不变的静张力，拉力，离心力和交变力，随时可变的坦克车体纵向、横向振动和负重轮、履带振动的载荷，以及履带链环等行驶不均匀性的载荷。张力的恒定分量对履链的作用负荷和履带行驶装置的可靠性有很大的影响。

土壤的研磨作用对履带啮合元件的寿命也有影响。举例来说，在砂土地上，具有较高的磨料侵蚀性，主动轮齿圈寿命最短。当坦克在磨蚀性较小的土壤上快速行驶时，零件的磨损并不大，尽管在啮合部位上有较高的冲击载荷。在恶劣的道路条件下以小半径转向，在绝大多数情况下出现履带脱落也是与张力恒定分量有关。

但是，应当指出的是鉴于坦克行驶的最大和平均速度以及单位功率的增加，动载荷在构成履带行驶装置总载荷量方面所起的作用大大地增加了，关于这点计算和设计行走装置时必须予以考虑。

如果认为，坦克在平坦路段上以恒速直线行驶或沿弯度不变的路段行驶，那么可把履带看作是一条软带，在运动中保持着不变的封闭曲线形状。

当直线行驶处于牵引状态和坦克转向行驶高速侧，主动轮驱动履带的那段属于履带链环的工作支段，它受工作载荷（牵引力）的影响，而履带绕下来的那段属于自由支段。工作支段和自由支段都承受着张力的恒定分量：

Tp.п=Tp+Tc，TCB.п=Tcn+Tv　　（3-1）

式中　Tp，TCB——在工作支段和自由支段上的静张力；

Tv——履带离心力。

如果认为，力Tp和TCB作用在距主动轮轴线的同一半径上，那么从其平衡条件可得出：

Tp-TCB=PT　　（3-2）

式中　PT——牵引力（履带上的工作力）。

受离心力影响的履带上的张力

式中　v——坦克行驶速度，m/s；

qr——履带的单位长度质量，kN/m；

g——自由落体加速度。

坦克在转向行驶低速侧和直线行驶减速或制动，主动轮绕动履带那段认为是自由支段，而绕下来的是工作支段，它承受工作（制动）力。

履带和悬挂装置在牵引力作用下产生的弹性变形，会使履带链环各支段的长度变化和重新分布，从而导致预张力的变化。

如果假定，履带的纵向刚度和橡胶金属胶链的角刚度对履链上的张力影响不大时，那就可以利用B.Φ.普拉托诺夫公式

式中　TO为预张紧力、LCB、Lp分别为履带链环自由支段和工作支段的长度。

根据B.Φ.普拉托诺夫的看法，悬挂系统弹性元件的刚度只有在主动轮配置在后部位置和配置托带轮的情况下予以考虑是合适的；那么：

式中　KO——履带铰链刚度，kN/mm2；

FД——铰链的可变形面积，mm2；

mn——悬挂装置的刚度，kN/mm；

nO.K——一侧负重轮（悬挂装置）的数量；

αH.3——履带后支接地角。

橡胶金属铰链履带在离心力作用下的弹性变形促使预张紧力减小。在用由A.A扎古达耶维提出的相似的张力计算方法时，当坦克在pT=0（惯性行驶）假定状态下以给定速度行驶时，考虑离心力先求算静张紧力，然后再以静张紧力求算TCB和pr力。

B.Φ.普拉托诺夫得出了考虑到行驶速度的用于计算履带张力TCT的下列近似式：

式中　lni——第i个履带下垂段的长度。

方程式（3-6）用逐步逼近法解算。

（三）橡胶金属铰链载荷值和刚度计算

橡胶金属铰链载荷值和刚度的计算是根据A.H克雷洛夫编著的梁在弹性基座上弯曲的理论确定的，目的是为了在设计阶段对橡胶金属铰链进行比较。

采用下列假设：

橡胶基座的刚度在铰链整个长度上固定不变，并依据温克列尔条件（基座在任意截面上的反力与在其中的位移成比例）；

在相连接的链环耳孔座端面之间无间隙；

链环金属元件的弹性变形忽略不计。

在串联式橡胶金属铰链中耳机座编号排列顺序是从左往右。如果把坐标原点放在第一个耳孔座外边缘上，横坐标轴沿奇数耳孔座轴线引向铰链中部，而纵坐标轴—引向履带销在奇数耳孔座中移动的方向，并把张力施加在履带相连接的履带板上，那么耳孔座轴线由于橡胶基座的弹性变形而移动，移动量a（图3-11）。在这种情况下，分布的载荷将作用在履带销上，载荷的强度是由履带销在弹性基座上的位移量和其刚度来决定的。

对于所有奇数耳孔座来说，履带销的弯曲用四阶齐次微分方程来描述：

对于所有偶数耳座来说，用带有常系数的非齐次方程来描述

式中　EI——履带销在弯曲时的刚度；

E——材料弹性模数；

I——履带销惯性矩；

k——弹性（橡胶）基座的支承刚度，用实验或分析法求算。

齐次方程的一般积分可以写成无因次式：

y=V1（ξ）C1+V2（ξ）C2+V3（ξ）C3+V4（ξ）C4　　（3-7）

式中　C1，C2，C3，C4——未知积分常数；

——无因次横坐标；

V1（ξ），V2（ξ），V3（ξ），V4（ξ）——A.H.克雷洛夫基本函数；

x——因次（现有的）横坐标。

连续地将用于所有耳孔座的前述方程求积分，可得出履带销的弯曲方程：

式中　i——耳孔座的顺序号；

n——耳孔座总数；

λ——第i个耳孔座右端面的无因次横坐标。

将公式（3-7）对参数ξ求微分，就可得出为了求算截面θ精角，弯曲力矩M和在履带销整个长度上的剪力Q的方程。

对于履带销的左端，当ξ=0时弯曲力矩和剪力也等于零，而且C3和C4也变为零。计算简图的对称性能履带板半部进行计算。在履带板的中部，截面转角和剪力等于零，从而能列两个方程以便求算未知积分常数。第三个方程为了求算值a，根据由偶数（或奇数的）的耳孔座承受的载荷总和等式的条件得出拉伸履带的张力T，即是：

关于履带板所有耳孔座弹性基座（橡胶金属衬套）支承刚度等式的假设可行的话，如果实际的差别少于20％，否则刚度的计算要按并联式铰链所采用的方法进行。

（四）橡胶金属铰链可靠性计算

橡胶金属铰链寿命和无故障的计算是根据其工作时间N（周期）与张力T，扭转角α和橡胶环稳定温度的台架试验关系曲线进行的。众所周知，这些关系式可用方程式写出

lgN=A1-A2α-A3T-A4tyz+A5α2　　（3-9）

式中　Ai——取决于铰链结构特点的常系数。

橡胶金属铰链在台架上工作时间的分布函数可写成对数—正态律：

式中　M，σ——数学期望值和对数N的均方根偏差。

经查明，偏差σ不取决于铰链在台架上的平均工作时间，通过台架试验能评定履带链环形状、履带节距、军用履带车辆的质量，行驶速度等对橡胶金属铰链履带寿命的影响。

在使用过程中由偶然的道路条件使铰链寿命降低比由橡胶环材料性能的意外性所造成的要少得多，所以在计算时，道路条件认为是不变的，相当于以恒定的平均速度和行驶阻力系数不变的直线行驶。

在不同的使用条件下变速行驶时，铰链的寿命和无故障的预测要求有附加的统计信息。

把积累损伤线性理论作为计算方法的基础，它假定损伤的程度在任何时候不取决于加载的过程，因为是一次次地把以前的损伤累计起来的。铰链橡胶的损伤程度以履带链环转次来计，其一周可用下列公式表示

式中　N——在履带链环i点载荷状态时铰链的工作时间；

代号1，2，3，4，5——相当于链环上的各点，进入主动轮点，负重轮下面接触点，诱导轮的接触点，退出主动轮点（图3-12）。

橡胶金属铰链的可靠性是用履带链环直到50％铰链损坏时的转数（N，转数），铰链的平均寿命（S，千米）和用百分数r表示的寿命（Sr），这些可用公式求算：

式中　nr——履带中履带板块数；

tr——履带板节距，mm；

ur——概率r正态律分位点；

m=0.4343——从自然对数到普通对数的过渡系数。

（五）端联器连接可靠性的计算

通过实际经验表明，履带端联器的可靠性是由接触表面的固定性来决定的，不然的话连接部位就会塞满土壤而导致极大的磨损。

如果橡胶元件的扭转力矩不超过在接触区内由紧固螺栓形成的摩擦力矩的话，端联器和履带销接触表面的相互固定性就能保持住。所以，计算可靠性的最终目的就是合理地规定出紧固螺栓的公差和拧紧力矩，从而能保证选定间隙，并在履带销与端联器结合中产生必需的摩擦力矩。

计算是根据对端联器连接可靠性评定的概率方法进行的，考虑了孔和履带节销子尺寸的分配。

图3-13中绘出端联器连接示意图，履带销装入端联器孔中，其间隙δ1（在截面Ⅰ—Ⅰ）和δ2（在截面Ⅱ—Ⅱ），并且δ1<δ2（δi=Di-di）。

用拧紧螺栓使端联器压紧履带销的过程可分做三个步骤：

（1）减小两个截面中的间隙和拧紧力为一定值Q1=C1δ2，这里要选定较小的间隙，C1——端联器刚度。

（2）增大拧紧力到Q2时，这要在截面Ⅱ-Ⅱ中选定较大间隙：Q2=C2（δ1-δ2），这里C2端联器—履带销组合刚度。

（3）继续增大螺栓的拧紧力（到值Q3），要同时压紧两个履带销。在履带销2和端联器3之间产生摩擦力矩Mτp，它阻止履带销在外部扭转力矩Mθ的作用下的转动；Mτp=kQ3，这里k——比例系数。

为了可靠地夹住履带销并防止其转动，必须按照不等式：

Mτp≥MB　　（3-13）

这样一来，螺栓的总拧紧力

Q6=Q1+Q2+Q3　　（3-14）

力Q1可以借助增大Q6和减小Q1和Q2来增大，有可能依靠使用润滑材料来减少螺纹上和头部支承表面上的摩擦，减小端联器和端联器-履带销组合刚度，规定出公差以保证较小的间隙和连接部位中的间隙差。

刚度C1和C2值可在测定拧紧力Q1值时通过实验求出。为了求算系数k，在拧紧力不同值情况下测出履带销2的转动力矩。C1，C2和k的值可以用电子计算机进行计算。为此，端联器像是一个闭合的静不定系统，是由一系列的直线和曲线的变截面梁组成。计算是用力法并使用麦克斯韦—莫尔公式来完成。

解算相当于无履带销的端联器系统的超静定问题，并求出能保证选定间隙δ1（在有公盈时—装配的可能性）的拧紧力Q1。对于力Q6的增大值，算出端联器孔的相应直径要与所安装的履带销的直径相等。当孔和履带销的直径相等时，后者则用规定的一组不变形的心轴来代替，能阻止端联器孔直径继续减小，然后在这种端联器连接状态下解算系统的超静定，并求出在规定采用的心轴的力。这一过程连续地重复进行直到力为Q2而δ2=0时为止。

端联器和履带销2之间的摩擦力矩

MTP=fΠd2∑xj

式中　d2——履带销2的直径；

fΠ——履带销一端联器间的摩擦系数；xj——在第j个规定的心轴中的力（求和法适用所有安装在端联器右孔中的心轴）。

当摩擦力矩MTP达到规定值MB时，求出螺栓所需的拧紧力Q6或拧紧力矩

式中　α——螺栓螺纹导程角；

φ'——摩擦角，相当于螺纹上的摩擦系数fp=1.15f；

f——螺栓和端联器之间的摩擦系数；

f1——螺栓头部间的摩擦系数；

D6，dO——端联器上螺栓头端和螺栓孔直径；

dp——螺栓螺纹中径。

在履带销和端联器连接中，由于直径公差可能出现间隙和间隙差，拧紧力Q1和Q2也有不同值，它能将上述间隙消除掉。还有Q3和MTP也会出现个别值。

假定，直径尺寸D和d偏差的分布（在图纸公差范围内）由于是相互没有联系而引起的各样的偏差，是按正态分布规律产生的。那么在连接部位中间隙正态分布的特性曲线可写成下式：

M（δ）=M（D）-M（d）　　（3-15）

式中　ΔD，Δd，Dmax，Dmin，dmax，dmin——公差范围，端联器孔和履带销的最大，最小直径；

M，σ——期望值和均方根偏差。

拧紧力Q1，Q2，Q3和摩擦力矩MTP作为个别值的线性组合也属于正态分布律；在某个给定值时，力Q6得出：

条件Mτp≥MB出现的概率用下列公式求算

P（Mτp≥MB）=0.5-Φ0（Z）　　（3-19）

式中　Φ0（Z）——概率积分。

得出的数据能解决下列实际问题：

如果已知M（δ），σ（δ），Q6，C1，C2和k，就能评定出端联器连接具体结构无故障工作（根据履带销不转动特征）的概率。

在选定连接结构时，要选好公差范围和螺栓拧紧力以保证给定的无故障工作概率。

（六）橡胶履带板设计

橡胶履带的基本板体、材料和金属铸造履带板是一样的，不再重复。

（1）橡胶金属铰链基本结构

①单销式橡胶金属铰链　单销式橡胶金属铰链的计算简图，如图3-14所示。

连接履带板的销耳在铰链（销）的纵向上连续排列。为了保证单销式橡胶金属铰链履带的可分解性，常常将铰链设计成由橡胶金属衬套和连接销构成的一个组件。衬套的内孔和销做成一定形状（通常是六角形的），以防止它们相互间转动。用螺母在轴向上将橡胶金属衬套压紧，以消除它们之间的端面间隙；防止磨料进入衬套和销之间的间隙内；并且将销子轴向定位。

②双销式橡胶金属铰链　双销式橡胶金属铰链（图3-15）的相邻履带板的销耳与履带销相互间平行布置，用端连器体和连接片连接，而端连器体和连接片本身借助楔体夹板或锥体螺栓连接固定在履带销上（图3-16）。

在橡胶金属铰链内，橡胶圈被黏结在销或金属衬套上，并且被一起压入履带销耳内，其压紧度要求达到橡胶圈在销耳内即使有足够大的摩擦力也不能转动的程度。组装好的铰链上，用橡胶填满销耳的全部空间。

橡胶金属铰链履带的使用期首先取决于橡胶金属铰链的寿命。铰链的橡胶圈不仅承受压装时的径向压缩，还承受着大小不断变化着的作用于履带的张力的单向压缩。除此之外，当一块履带板相对于另一块履带板转动时，使橡圈产生扭转；并且在其同心层又受到方向变化的剪切应力τ的作用。在这样复杂力的作用下，由于橡胶疲劳的结果而破坏橡胶金属铰链。一般说来，橡胶疲劳破坏的发展过程是先从橡胶圈的内部有张力作用的一面开始，它与作用应力的大小、频率、振幅及其符号变化以及温度有关。

（2）对履带选型和设计铰链的要求

①力求减小各种应力。在选择履带的形式和设计其铰链时，首先力求减小各种应力。例如，单销式橡胶金属铰链由于履带销是可活动的，橡胶圈的扭角可减小约50％，相应的剪切应力τ也就减小。同时，这种形式铰链的履带内，传递张力的橡胶衬套的总长度比履带板的宽度小50％，∑br<0.56b1，所以它们具有比较高的应力。对于双销式铰链的履带来说，传递张力的橡胶衬套的宽度要大得多，这可以减小法向应力值，或者相应地在履带宽度相等的条件下，可以传递较大的牵引力。当双销式橡胶金属铰链履带弯曲时，其橡胶衬套内的剪切应力要比单销式的大得多。

②铰链应具有较高的纵向刚度、扭转刚度和较小的角刚度。在设计橡胶金属铰链履带时，除了限制橡胶件的最大应力之外，还必须要求其具有较高的纵向和扭转刚度，并且尽可能使铰链具有较小的角刚度。在张力的作用下，履带的节距变大。履带的节距越大，橡胶衬套的刚度就越小，它们的总长度也越小。由于单销式橡胶金属铰链履带的橡胶衬套的总长度比较短，故其纵向刚度也比双销式橡胶金属铰链履带的纵向刚度小。

履带的扭转刚度说明履带的纵向抗扭转强度特性。通常从整条履带来看，首先是考虑负重轮下面的那一段履带的稳定性。由于橡胶金属铰链履带的扭转刚度较低，因此会出现较大的扭曲。

对于橡胶金属铰链的履带来说，不希望增大角刚度，因为这样会增加履带行驶装置的功率损失。双销式橡胶金属铰链履带由于它的橡胶衬套的总长度大，因此它的角刚度比单销式铰链履带的也高。

橡胶金属铰链张紧时和扭转时的弹性特性在很大程度上与温度有关。车辆行驶时，铰链内的橡胶发热，伴随而来的是各层橡胶的热滞摩擦。实验表明，通常情况下，这种发热的温度不高（10～15℃）。如果发热温度不超过80℃，那么仍能保持铰链的寿命。低温对橡胶金属铰链的工作影响特别大。随着温度的下降，橡胶的弹性模量变大，相应地增加铰链的纵向刚度和角刚度。此时，如果从履带节距的稳定性观点看，增加履带的纵向刚度是有利的。那么增加角刚度却会增加行驶装置的功率损失。当气温极低时，铰链的刚度可能增长到为了使履带板作相对转动而非将橡胶圈损坏不可的地步。

（3）橡胶衬套压入销耳过盈量的确定　履带卷绕时，橡胶衬套内外层产生一个相对转角，衬套承受转矩。此外，车辆转向时，衬套还承受一定轴向力，为此在保证衬套内表面与钢套管（或履带销）有足够黏结强度的同时，还应保证衬套压入销耳孔有合适的过盈量，使衬套外表面和相配合表面间具有一定的摩擦阻力矩和摩擦阻力，以防止在转矩和轴向力作用下，径向产生相对滑转和轴向产生相对滑移。一旦衬套相对销耳产生滑转或滑移，则衬套销耳内孔摩擦发热，衬套会很快损坏。

衬套压入销耳内孔的过盈量（图3-17），假设压入前自由状态衬套外径为d0，内径为d1，销耳内径为d2，则衬套壁厚为（d0-d1）/2，径向绝对过盈量为。相对过盈量即半径方向绝对过盈量与压缩前衬套壁厚之比值，即

当δ较小时，衬套压入较容易，但工作时衬套外表面与销耳内孔间可能产生滑转和滑移，甚至在压入过程中就将衬套压坏。

相对过盈量的大小决定衬套预压缩应力的大小。为降低预压缩应力以提高使用寿命，δ值在保证上述要求（工作时不滑转、滑移）条件下应取下限值。

过盈量不仅和结构尺寸参数有关，而且和橡胶材料的物理机械性能有关。因此合适的过盈量应通过计算特别应通过试验来确定。M113，M41A3及“豹”2坦克的δ值分别为24％，27.5％和33％。

（4）橡胶衬套预扭角的确定　两块履带板装配后在自由状态下，按工作时的卷绕方向扭转成一定角度，该角即为装配预扭角θ1（图3-18）。其作用是减少履带板卷绕时胶套的扭角和剪应力，减少循环疲劳载荷以延长胶套寿命，同时还可以减少胶套变形时消耗的能量以提高车辆行走系统的效率。

双销式履带在齿圈上卷绕的简图，如图3-18所示，齿圈反时针旋转时，1，2，3分别为链销A的拉直、自由和绕紧位置。在自由位置时，预扭角为θ1，此时链销B处胶套扭角为0；牵引力将履带拉直时.胶套反向扭角为-θ1，链销B处胶套在进入啮合过程中，扭角由-θ1→0→（θ-θ1）。虽然由1～3链销B处胶套向正、反两方向的相对扭角不变，但扭角的绝对值却减少了，|-θ1|<θ。如不采用预扭角，则链销A在位置1为自由位置，链销B处胶套的扭角为0→θ1，显然增大了扭角的绝对值。

如上所述，增大预扭角对履带卷绕时减小胶套的扭角有利，但预扭角会使坦克停放时履带着地区段胶套产生静置扭角-θ1。由于静置时胶套不承受履带的牵引力，因此主要应考虑减少胶套卷绕时的剪应力，若装配预扭角等于胶套工作时转角的一半，则胶套扭角的绝对值为最小。

现分析单销式履带板在主动轮上卷绕时胶套相对于销耳的转角，先假设相邻履带板安装时没有预扭角，且忽略履带的悬垂量，当齿圈转过一个齿间角θ时（见图3-19），链销B处胶套的相对转角等于齿间角θ（θ=2π/Zz）：单销其相邻履带板连接销耳处都有胶套，当两侧胶套扭转刚性相同时，每侧胶套相对销耳孔的转角为θ/2=π/Zz，预扭角应取为可能转角的一半，即应取为。如Z=13，θ=360°/13=27.7°，预扭角可取为7°。

双销式履带板两个胶套的实际转角不等，θ2>θ1，且θ=θ1+θ2，这是由于双销式履带板具有两个不等的节距所致。因θ1与θ2相差不大，可以取预扭角等于θ/4，即。由上述可见，单销式和双销式，其预扭角均可取为（即齿间角的1/4）。表3-4列出几种履带板预扭角的验算数据和实际转角。