Характеристика цепных передач

Размещено на http://www.allbest.ru/

Цепные передачи



1. Виды и конструкция цепных передач

Цепные передачи относятся к передачам с гибкими связями. Связь между входной 1 (рис. 21.1) и выходной 2 звездочками осуществляется при помощи цепи 3.

Рис. 1.

Передача движения основана на зацеплении цепи и звездочек. Различают цепные передачи втулочные, втулочно-роликовые (или роликовые) (рис. 21.1), зубчатые и другие. На рис. 21.2 показана конструкция элементов наиболее употребительных цепей - втулочно-роликовой и цепной.

На рис. приведена конструкция однорядной втулочно-роликовой цепи. Внутреннее 4 и внешнее 5 звенья соединены шарнирно. Шарнир состоит из валика 1, запрессованного в отверстие внешнего звена, и втулки 2, запрессованной в отверстие внутреннего звена. На втулке свободно посажен ролик 3. Втулка и валик, а значит, внутреннее и внешнее звенья, могут свободно поворачиваться друг относительно друга. Применение втулки позволяет распределить нагрузку по всей длине валика и этим уменьшить износ. Перекатывание ролика по зубу звездочки частично заменяет трение скольжения трением качения, что снижает износ зубьев.



Рис. 2.

Втулочно-роликовые цепи применяют при окружных скоростях до 20 м/с. Наряду с однорядными изготавливают двух-, трех и четырехрядные цепи.

Втулочные цепи по конструкции аналогичны втулочно-роликовым, но у них нет ролика. Износ цепи и звездочек увеличивается, но снижается масса и стоимость цепи.

Зубчатая цепь (рис. 21.2б) состоит из наборов пластин с двумя зубообразными выступами, шарнирно связанных друг с другом. Пластины цепи зацепляются с зубьями звездочки своими торцевыми плоскостями. Конструкция зубчатых цепей позволяет изготавливать их широкими и передавать большие нагрузки. Зубчатые цепи работают более плавно и с меньшим шумом, чем втулочно-роликовые. Зубчатые цепные передачи могут использоваться при сравнительно высоких скоростях - до 35 м/с. Однако, для них требуется более высокая точность изготовления и монтажа.

Общие недостатки цепных передач связаны с износом шарниров цепи, шумом и ударными нагрузками.

Цепные передачи применяют при значительных межосевых расстояниях, а также для передачи движения от одного входного вала нескольким выходным. То есть, в тех случаях, когда зубчатые передачи неприменимы, а ременные недостаточно надежны. Цепные передачи используются в транспортном и химическом машиностроении, станкостроении и сельхозмашиностроении, горном оборудовании и подъемно-транспортных машинах.

Здесь будем рассматривать только втулочно-роликовую передачу, как наиболее употребительную.

2. Геометрические, кинематические и силовые параметры втулочно-роликовой передачи

Во втулочно-роликовой передаче стандартизованы цепь и размеры зуба звездочек (ГОСТ 13568-81). Главными размерами цепи являются шаг pц и диаметр ролика d3 (рис. 21.2). В таблице 21.1 приведены некоторые стандартные значения.

Таблица 21.1.

Шаг цепи рц, мм	8	9,525	12,7	15,875	19,05	25,4
Диаметр ролика d3, мм	5	6,35	7,75	10,16	11,91	15,88

C этими главными размерами связаны геометрические параметры передачи (рис. 21.1).

Делительный диаметр звездочки:

Диаметр вершин звездочки:



где: К = 0,7 - коэффициент высоты зуба;

Кz - коэффициент числа зубьев: Кz = ctg (180/z);

- геометрическая характеристика зацепления: = рц/d3.

Диаметр впадин звездочки:

Межосевое расстояние:

где lp - число звеньев цепи.

Кинематическими параметрами передачи являются, передаточное отношение, частоты вращения звездочек и скорость цепи.

Передаточное отношение цепной передачи:

Распространенные значения u до 5. При бьльших значениях u становится нецелесообразным выполнять одноступенчатую передачу из-за больших ее габаритов.

Скорость цепи равна окружной скорости звездочки по делитель- ному диаметру:



(м/с)

Со скоростью цепи и частотой вращения звездочки связаны износ, шум и динамические нагрузки привода. Наибольшее распространение получили тихоходные и среднескоростные передачи со скоростями до 15 м/c и частотами вращения входной звездочки до 500 об/мин.

Силовыми параметрами цепной передачи являются крутящие моменты Т (рис. 21.1), окружная сила Ft, силы натяжения ведущей F1 и ведомой F2 ветвей цепи. Верхняя ветвь цепи на рис. 21.1 является ведущей, а нижняя - ведомой. Кроме того, на передачу действуют следующие силы: центробежная сила участков цепи, находящихся на звездочках, сила тяжести ведомой ветви цепи, вызывающая ее провисание, и сила предварительного натяжения цепи. В большинстве случаев эти силы весьма невелики по сравнению с окружной силой и в расчете могут не учитываться.

Между силами натяжения ведущей и ведомой ветви и окружной силой существует соотношение:

Сила натяжения ведомой ветви зависит только от предварительного натяжения и провисания цепи и величина этой силы невелика, она составляет (3 4) % от окружной силы. Для практических расчетов можно принимать:

3. Критерии работоспособности и расчет на прочность

При работе цепной передачи происходят повороты звеньев цепи друг относительно друга при наличии поперечной силы между втулкой и валиком цепи. Поэтому, основной причиной потери работоспособности цепной передачи является износ шарниров цепи. В соответствии с этим, критерием работоспособности и расчета является давление в шарнирах цепи. Условие прочности для однорядной цепи:

где: р - расчетное давление в шарнире цепи, МПа;

Ft - окружная сила на звездочке, Н;

КЭ - коэффициент эксплуатации (выбирается из справочников в зависимости от условий работы КЭ = (11,5));

d1 - диаметр валика (рис. 21.2), мм;

b2 - длина втулки (рис. 21.2), мм;

[p] - допускаемое давление в шарнире, МПа (см. ниже).

Потеря работоспособности цепной передачи заключается в следующем. В неизношенной передаче шаг цепи равен шагу зубьев звездочки по делительной окружности и ролики цепи находятся во впадинах между зубьями звездочки (рис. 21.3а).

Рис.3.



По мере износа шарниров цепи ее шаг увеличивается (р'ц > pц на рис. 21.3) и цепь располагается уже не на делительном диаметре, а на большем диаметре (d' > d на рис. 21.3б).

Нетрудно видеть, что при некотором критическом износе шарниров контакт роликов с поверхностями зубьев звездочки становится кромочным и цепь выходит из зацепления с зубьями. Возможность спадания цепи со звездочки, возрастает с увеличением числа ее зубьев. На основании расчетов и опыта эксплуатации втулочно-роликовых передач установлено оптимальное число зубьев ведущей звездочки, при котором цепь имеет максимальный срок службы с учетом ее прочности и способности к зацеплению: цепной передача роликовой зацепление

Полученное значение округляется до целого нечетного числа. (Расчетное число звеньев цепи округляется до целого четного. Нечетное число зубьев звездочек и четное число звеньев цепи приводит к тому, что один и тот же зуб звездочки контактирует с разными звеньями цепи для более равномерного износа).

Задачей проектного расчета является определение шага цепи и геометрических размеров передачи. Причем, по условию прочности рассчитывается только шаг цепи, остальные параметры - по формулам геометрических параметров и рекомендациям.

Формула проектного расчета выводится из условия прочности (21.7) для однорядной цепи. Выразив окружную силу через мощность и скорость цепи, а также с учетом того, что для стандартной втулочно-роликовой цепи с небольшой погрешностью можно принять d1b2 = 0,28pц2 [17], после преобразований получим:



(мм)

Допускаемое давление в шарнире цепи определено на основе специальных испытаний и опыта эксплуатации (таблица 21.2).

Таблица 2

Шаг цепи рц, мм	Допускаемое давление в шарнирах цепи [p], МПа, при частоте вращения малой звездочки n1, об/мин
	50	200	600	1000	1600
15,875 19,0525,4 31,7538,1 44,4550,8	35 35 35 35	31,5 30 29 26	26 23,5 21 15	23,5 19 16,5	18,5 15

По полученному по формуле (21.12) результату принимают ближайший больший шаг стандартной цепи. Если рассчитанное значение шага превышает стандартные значения, или если шаг слишком велик по конструктивным соображениям, то применяют многорядную цепь.

Пример расчета

Рассчитать на прочность равномерно нагруженную горизонтальную нерегулируемую втулочно-роликовую передачу с периодической смазкой и односменной работой по следующим данным.

Мощность на ведущей звездочке Р1 = 7,5 кВт.

Частота вращения ведущей звездочки n1 = 460 об/мин.

Частота вращения ведомой звездочки n2 = 200 об/мин.

Решение.

1. Передаточное отношение:



2. Число зубьев ведущей звездочки (21.8):

Значение округляется до целого нечетного числа: z1 = 25.

3. Число зубьев ведомой звездочки:

Значение округляем до целого нечетного числа: z2 = 57.

4. Фактическое передаточное отношение:

5. Крутящий момент на входной звездочке:

Нм

6. Коэффициент эксплуатации выбираем из справочника [17] в соответствии с условиями работы, заданными в примере: КЭ = 1,8.

7. Допускаемое давление в шарнирах цепи выбирается по таблице 21.2. Так как шаг цепи неизвестен, то предварительное значение определяем следующим образом. Методом интерполяции находим значения допускаемого давления при различных величинах шага для n1 = 400 об/мин: [p] = (20 ч 28) МПа. Принимаем среднее значение [p] = 24 МПа.



мм

6. По ГОСТ 13568-81 (таблица 21.1) выбираем цепь с шагом pц = 25,4 мм и диаметром ролика d3 = 15,88 мм. Согласно таблице 21.2, значение допускаемого давления в шарнирах цепи с выбранным шагом больше, чем предварительно выбранное. Поэтому, проверка по формуле (21.7) будет удовлетворительной.

7. Предварительное межосевое расстояние рекомендуется принимать а = (30 50)рц:

мм

8. Число звеньев цепи:

Округляем до целого четного числа lр = 122.

9. Действительное межосевое расстояние (21.4):



10. Длина цепи:

мм

11. Диаметральные размеры ведущей звездочки.

Делительный диаметр (21.1):

мм

Диаметр вершин определяется по формуле (21.2), для которой сначала найдем значения коэффициентов (стр. 215).

Коэффициент высоты зуба К = 0,7.

Коэффициент числа зубьев:

Геометрическая характеристика зацепления:

мм

Диаметр впадин (21.3):



мм

12. Диаметральные размеры ведомой звездочки.

Делительный диаметр (21.1):

мм

Диаметр вершин определяется по формуле (21.2), для которой сначала найдем значения коэффициентов (стр. 215).

К = 0,7; = 1,6.

Коэффициент числа зубьев:

мм

Диаметр впадин (21.3):

мм



Рекомендуемая литература

1. Авиационные зубчатые передачи и редукторы. Справочник. Под редакцией Булгакова Э.Б. Москва, «Машиностроение», 1981.

2. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. В трех томах. Москва, «Машиностроение», 1982.

3. Артоболевский И.И. Механизмы в современной технике. Том III. Зуб¬чатые механизмы. М., Наука, 1973.

4. Артоболевский И.И. Теория механизмов и машин. М., Наука, 1975.

5. Бернштейн С.А. Сопротивление материалов. М., «Высшая школа», 1961.

6. Гавриленко Б.А. и др. Гидравлический привод. М., Машиностроение, 1968.

7. Детали машин. Атлас конструкций. Под ред. Решетова Д.Н. Москва, «Машиностроение», 1989.

8. Иванов М.Н. Детали машин. Москва, «Высшая школа», 1991.

9. Коловский М.З. Динамика машин. Л., Ленинградский политехнический институт, 1980.

10. Основы расчета и конструирования деталей летательных аппаратов. Под ред. Кестельмана В.Н. Москва, 1989.

11. Пневмопривод систем управления летательных аппаратов. Под ред. Чашина В.А. М., Машиностроение, 1987.

12. Прикладная механика. Под ред. Осецкого В.М. М., «Машиностроение», 1977.

13. Пятаев А.В. Теория механизмов и машин. Учебное пособие. Ташкент, Ташкентский государственный авиационный институт, 2001.

14. Пятаев А.В. Динамика машин. Ташкентский политехнический институт. Ташкент, 1990.

15. Пятаев А.В. Детали машин. Учебное пособие. Ташкент, Ташкентский государственный авиационный институт, 2004.

16. Справочник машиностроителя, том 3. Под редак¬цией Ачеркана Н.С. Москва, Машгиз, 1963.

17. Справочник машиностроителя, том 4, книги I и II. Под редак¬цией Ачеркана Н.С. Москва, Машгиз, 1963.

18. Теория механизмов и машин. Под ред. Фролова К.В. М., Высшая школа, 1987.

19. Тимошенко С.П. Колебания в инженерном деле. М., Физматгиз, 1959.

20. Трение, изнашивание и смазка. Справочник. Под редакцией Крагельского И.В. и Алисина В.В. Москва, «Машиностроение», 1978.

Размещено на Allbest.ru

...