Материал: Основы проектирования и конструирования деталей машин. Нилов В.А., Жилин Р.А

11.5.Основные параметры цепных передач

Скорость цепи с частотой вращения звездочек ограничивается износом цепи. Средняя скорость цепи определяется по формуле:

м/с

где Z – число зубьев звездочки;

U – частота вращения (об/мин);

t – шаг цепи, мм.

Считается, что «U» ограничивается напряжениями при ударе цепи о звездочку. Рекомендуемые значения «n» в зависимости от типа цепи и величины шага «t» приводятся в справочной литературе.

Передаточное число (среднее) – определяется из условия равенства средней скорости цепи на звездочках

Z, n, t = Z₂·n₂·t

Передаточное число ограничивается допускаемыми габаритами передачи, углами обхвата и числами зубьев. Обычно U ≤ 7, но в тихоходных передачах U ≤ 10.

Числа зубьев звездочек. Минимальные числа зубьев звездочек отграничиваются износом шарниров, динамическими нагрузками и шумом передач. С уменьшением «Z» возрастают неравномерность скорости цепи и скорость удара цепи о звездочку. Минимальные числа зубьев в силовых передачах роликовыми цепями при максимальных частотах вращения: Z_min = 19…23; при средних Z_min = 17-19; при низких Z_min = 13…15.

В передачах зубчатыми цепями Z_min увеличивают на 20…30 %. Следует выбирать нечетное число Z (особенно на малой звездочке), что в сочетании с четным числом звеньев цепи способствует ее равномерному износу.

Расстояние между осями звездочек и длина цепи. Минимальное межосевое расстояние определяется из условия, при котором угол обхвата цепью малой звездочки должен быть δ ≥ 120°.

При U ≤ 3.

, мм

При U > 3

, мм

Оптимальное межосевое расстояние

a =(30…50)t

Максимальное межосевое расстояние

а_max = 80t

Количество звеньев цепи определяют по предварительно выбранному межосевому расстоянию a_min; шагу t и Z₁, Z₂

Первые два члена формулы определяют потребное число звеньев при Z₁ = Z₂, когда ветви цепи параллельны; Третий член учитывает наклон ветвей.

Число звеньев «Y», полученное по формуле округляется до ближайшего четного числа. Затем находится уточненное межосевое расстояние

Полученное значение «а» необходимо уменьшить на (0,002…0,004)а_W для обеспечения провисания цепи.

Шаг цепи является основным параметром цепной передачи. Цепи с большими шагами имеют большую несущую способность, но допускают меньшие частоты вращения, работают с большими динамическими нагрузками и шумом.

11.6.Критерии работоспособности и расчета цепных передач

Причины выхода из строя цепных передач:

а) Износ шарниров, приводящий к удлинению цепи. Допускаемое удлинение – 1,5…2,5 % (для всех цепей);

б) усталостное разрушение пластин по пружинам (основной критерий для быстроходных тяжелонагруженных роликовых цепей);

в) поворачивание осей и втулок в пластинах в местах запрессовки;

г) выкрашивание и раскалывание роликов;

д) износ зубьев звездочек.

В качестве основоного расчета передач следует принять расчет, обеспечивающий высокую износостойкость шарниров. Ресурс цепи R ≥ 3…5 тыс. часов работы.

11.7.Основы работы передачи

Окружное усилие в цепной передаче передается за счет сил давления зубьев ведущей звездочки на звенья цепи и затем давлением звеньев ведущей ветви на зубья ведомой звездочки.

В процессе работы ведущая ветвь цепи испытывает постоянную нагрузку S₁, которая состоит из полезной силы P и натяжения ведомой ветви S₂.

S₁ =Р + S₂

Натяжение S₂ можно определить из условия равновесия цепи (рис. 11.6). При этом вес (q) одного погонного метра цепи принимается для простоты как вес на длине, равной межосевому расстоянию (a_W). Стрела провисания – (f).

Рис. 11.69. Определение усилия натяжения цепи

Уравнение моментов

Обычно S₂ составляет менее 10 % от Р.

Обозначим

,

где k_f – коэффициент провисания

и получим

S₂ = k_f·q·a.

Принимая f = 0,02·а, получим для горизонтальной передачи (Q = 0) k_f = 6, при Q ≤ 40°.

k_f = 4 и при Q > 40° k_f = 2, а при Q =90° k_f = 1,0.

Натяжение цепи от центробежной силы определяется и учитывается при V > 5 м/с.

где V – скорость цепи, м/с

g = 9,81 м/с² – ускорение силы тяжести.

Каждое звено ведет цепь при повороте звездочки на один угловой шаг, а затем уступает место следующему звену. В связи с этим скорость цепи при равномерном ращении звездочки не постоянна. Она максимальна в положении звездочки, когда ее радиус, проведенный через шарнир, перпендикулярен ведущей ветви.

В произвольном угловом положении звездочки, когда ведущий шарнир повернут на угол α скорость цепи равна

V = ω₁·R₁·Cos α ;

где ω₁ – постоянная угловая скорость ведущей звездочки;

R₁ – радиус начальной окружности.

Угол (α) изменяется в пределах от 0 до , поэтому и скорость цепи изменяется от V_max до .

Мгновенная угловая скорость ведомой звездочки равна

где R₂ – радиус начальной окружности ведомой звездочки

β – угол поворота шарнира, примыкающего к ведущей ветви по отношению к перпендикуляру на эту ветвь. Угол β изменяется от «0» до .

Мгновенное передаточное число равно

т.к. α ≠ const; β ≠ const, то и U ≠ const , чем больше Z₁ и Z₂, тем выше равномерность движения.

11.8.Расчет передачи

Допускаемое полезное усилие (Р_П) должно быть больше заданного (Р)

где [P] – допускаемое удельное давление принимается в зависимости от (t) и (U₁),

F – площадь проекции опорной поверхности шарнира

К – коэффициент, характеризующий условия эксплуатации передачи

К_э = К_д·К_а·К_п·К_рч·К_с·К_р

где К_д – коэффициент динамичности. При спокойной нагрузке К_д = 1; При ударах К_д = 1,2…1,5;

К_а – коэффициент, учитывающий межосевое расстояние. При а = (30…50)t; К_а= 1,0. При а = 25t; К_а = 1,25; при а > 50t; К_а = 0,8.

К_п – коэффициент, учитывающий соглашение линии центров. При Q ≤ 60° К_п = 1,0; при Q > 60° К_п 1,25.

К_рч – коэффициент, учитывающий возможность регулирования межосевого расстояния (а). Для регулируемых передач К_рч = 1,0, иначе К_рч = 1,25

К_с – коэффициент, учитывающий характер смазки. Для непрерывной смазки К_с = 0,8, для капельной К_с = 1,0, для периодической К_с = 1,5.

К_р – коэффициент, учитывающий режим работы

При односменной работе → К_р = 1,0

2-х сменной работе → К_р = 1,25

3-х сменной работе → К_р = 1,45

11.9.Конструирование цепных передач

Для создания условий обильной смазки цепи, защиты от загрязнений, бесшумности и безопасности работы, цепные передачи заключают в картеры. Внутренние размеры картера должны обеспечивать возможность провисания цепи и ее удобного обслуживания. Радиальный зазор между внутренней стенкой картера и наружной поверхностью звездочек принимают равным ℓ = (t + 30) мм. Зазор, учитывающий провисание цепи, назначают в пределах 0,1а, а ширину картера будут на 60 мм больше ширины цепи. Картер снабжают окном и указателем уровня масла.

В ответственных силовых передачах рекомендуется применять картерную смазку следующих видов

а) окунанием цепи в масло на глубину, равную ширине пластины. Применяют при V ≤ 10 м/с.

б) разбрызгиванием с помощью специальных колец, отражательных щитков, по которым масло стекает на цепь. Применяют при V = 6…12 м/с в случаях, когда уровень масла не может быть поднят до горизонта цепи;

в) циркуляционную струйную смазку от насоса – это наиболее совершенный способ. Применяется для быстроходных мощных передач;

г) циркуляционную смазку с распылением капель масла в струе сжатого воздуха. Применяют при V > 12 м/с.

В среднескоростных передачах, не имеющих герметичных картеров, можно применять консистентную внутришарнирную или капельную смазку. Консистентную смазку осуществляют периодических через 120…180 часов погружением цепи в нагретую смазку. Такая смазка применима при V ≤ 4 м/с.

В приборостроении находят приложение металлические шариковые цепи.

12.Зубчатые передачи

12.1.Общие сведения

Зубчатой передачей называется механизм, который с помощью зубчатого зацепления передает или преобразует движение с изменением угловых скоростей и моментов.

Зубчатые передачи применяются для преобразования и передачи вращательного движения между валами с параллельными, пересекающимися и перекрещивающимися осями, а также для преобразования вращательного движения в поступательное и наоборот.

Достоинства передач:

1) возможность передачи больших нагрузок (до N = 50000 кВт);

2) возможность работы с большими окружными скоростями (V ≤ 150 м/с);

3) сравнительно малые нагрузки на опоры;

4) высокий КПД (η ≈ 0,99);

5) высокая долговечность и надежность;

6) неизменность передаточного числа;

7) простота ухода;

8) возможность использования широкой номенклатуры материалов.

Недостатки передач:

1) сложность изготовления;

2) наличие шума во время работы;

3) не предохраняют детали машины от поломок во время перегрузок.

Зубчатая передача состоит из 2-х колес, имеющих чередующие зубья и впадины. Меньшее из двух сцепляющихся колес называется шестерней, а большее – колесом. Параметры шестерни сопровождаются индексом “1”, а колеса – “2”. Наиболее распространенными являются передачи с эвольвентным профилем зуба. Эвольвентное зацепление обладает технологическими достоинствами. Зубчатые передачи находят широкое применение в различных отраслях промышленности: автотракторостроении, станкостроении, самолетостроении, энергетическом машиностроении и др. для передачи усилий от весьма малых значений до 100 000 кВт. Размеры зубчатого колеса могут быть от нескольких мм, до нескольких метров (12 м и более).