Конструкция основных элементов

Приводные цепи. Основными типами современных приводных цепей являются шарнирные роликовые, втулочные и зубчатые цепи. Они стандартизованы и изготовляются специализированными заводами. Главными характеристиками цепи являются шаг, ширина и разрушающая нагрузка.

Роликовая цепь изображена на рис.10.3, а—однорядная, на рис. 10.3,б—двухрядная. Валик 3 запрессован в отверстие внешнего звена 2, а втулка 4 — в отверстие внутреннего звена 1. Втулка на валике и ролик 5 на втулке свободно поворачиваются. Зацепление цепи с зубом звездочки 6 происходит через ролик. Применение втулки позволяет распределить нагрузку по всей длине валика и этим уменьшить износ шарниров. Перекатывание ролика по зубу частично заменяет трение скольжения трением качения, что снижает износ зубьев. Ролик выравнивает сосредоточенное давление зуба на втулку и уменьшает ее износ.

Роликовые цепи применяют при окружных скоростях до 20 м/с. Наряду с однорядными изготовляют двух-, трех-и четырехрядные цепи (рис.10.3,б). Многорядные цепи позволяют увеличивать нагрузку пропорционально числу рядов. Такие цепи применяют при больших нагрузках в сочетании с высокой скоростью: В этих случаях нецелесообразно применять однорядные тяжелые цепи с большим шагом из-за больших динамических нагрузок.

Втулочные цепи по конструкции аналогичны роликовым, но у них нет ролика 5. Вследствие этого износ цепи и звездочек увеличивается, но снижаются масса и стоимость цепи.

Зубчатые цепи (рис.10.4,а,б) состоят из набора пластин с двумя зубообразными выступами. Пластины цепи зацепляются с зубьями звездочки своими торцовыми плоскостями. Угол вклинивания β принят равным 60°.

Зубчатые цепи позволяют передавать большие нагрузки. Зубчатые цепи работают плавно, с меньшим шумом. Их рекомендуют применять при сравнительно высоких скоростях — до 35 м/с.

Зубчатые цепи различают по конструкции шарниров. Применяют шарниры скольжения (рис.10.5,а) и шарниры качения (рис.10.5,б). В шарнирах скольжения вкладыши 7 и 2 пронизывают пластины по всей ширине цепи. При этом вкладыш 7 закреплен в пластинах Б, а вкладыш 2— в пластинах А. Шарнир допускает поворот пластины в одну или в обе стороны на φ_mах. Обычно φ_mах=30°. Значение угла φ_mах ограничивает минимальное число зубьев звездочки по условию

z_min=360/φ_mах=12.

Зубчатые цепи с шарнирами качения стандартизованы (ГОСТ 13552—81). Шарниры качения не имеют валика. Их изготовляют с двумя сегментными вкладышами 1 и 2. При повороте звеньев вкладыши перекатываются, что повышает КПД передачи и долговечность цепи.

Звездочки приводных цепей. По конструкции они во многом подобны зубчатым колесам (рис.10.1). Делительная окружность звездочки проходит через центры шарниров цепи. Диаметр этой окружности определяется равенством

d=p_цsin(π/z). (10.8)

Профиль и размеры зубьев звездочек зависят от типа и размеров цепи. Для стандартных цепей все размеры зубьев звездочек стандартизованы. У звездочек зубчатых цепей форма рабочего участка профиля прямолинейна (рис.10.4).

Роликовые и втулочные цепи могут зацепляться с зубьями различного профиля: выпуклым, прямолинейным и вогнутым (рис.10.7,a,б,в). Вогнутым выполняют только основной нижний участок профиля. У вершины зуб имеет скругленную выпуклую форму, а в средней части — небольшой прямолинейный переходный участок.

Такая форма зуба позволяет изготовлять его методом обкатки, что повышает производительность и точность. Вогнутый профиль (рис.10.7,в) в настоящее время принят за основной. Зуб любого профиля должен обеспечивать свободный вход и выход шарниров из зацепления. Качество профиля в значительной степени определяется значением угла профиля γ (рис.10.7, для выпуклого и вогнутого профилей γ изменяется по высоте зуба). При увеличении γ уменьшается износ зубьев и шарниров, связанный с перемещениями шарниров по профилю зуба в процессе зацепления. С другой стороны, увеличение γ приводит к усилению удара шарниров при входе в зацепление, а также к увеличению натяжения холостой ветви цепи. Более благоприятным в этом отношении является также вогнутый профиль.

Материалы цепей и звездочек. Цепи и звездочки должны быть стойкими против износа и ударных нагрузок. Большинство цепей и звездочек изготовляют из углеродистых и легированных сталей с последующей термической обработкой. Например, для звездочек рекомендуется применять стали 45, 40Х и др.; для пластин цепей — стали 45, 50 и др.; для валиков вкладышей и роликов—стали 15, 20, 20Х и др. Детали шарниров цепей в большинстве случаев цементируют, что повышает их износостойкость при сохранении ударной прочности.

Силы в цепной передаче.Силовая схема цепной передачи аналогична силовой схеме ременной передачи. Здесь различают: F₁ и F₂ — натяжения ведущей и ведомой ветвей цепи; F_t — окружную силу; F₀—силу предварительного натяжения; F_v — натяжения от центробежных сил. Выражения для определения сил в цепной передаче

F₁-F₂=F_t, (10.9)

F_v=qv², (10.10)

где q— масса единицы длины цепи; v — окружная скорость.

Для цепной передачи значение F₀ определяют как натяжение от силы тяжести свободной ветви цепи:

F₀=K_faqg, (10.11)

где а—длина свободной ветви цепи, приближенно равная межосевому расстоянию; g — ускорение силы тяжести; K_f — коэффициент провисания, зависящий от расположения привода и стрелы провисания цепи f.

Для рекомендуемых значений f≈(0,01...0,02)а принимают: при горизонтальном расположении K_f = 6; под углом 40° к горизонту K_f=3; при вертикальном расположении K_f=1. Значение K_f уменьшается с увеличением f.

Натяжение ведомой ветви F₂ равно большему из натяжений F_о и F_v.

Для цепной передачи, работающей по принципу зацепления значение F₀ составляет всего несколько процентов от F_t. Для распространенных на практике тихоходных и среднескоростных передач (v≤10 м/с) также невелико и натяжение F_v. Для практических расчетов можно принимать F_v ~0,1%, a F₀~4% от F_t.

F₁≈F_t, F₂≈0. (10.12)

Неравномерность движения и колебания цепи. На рис.10.8 показаны скорости шарниров цепи и зубьев ведущей звездочки. В данный момент шарнир А находится в зацеплении, а шарнир В приближается к зацеплению с зубом С. Скорость шарнира А равна окружной скорости звездочки v в точке, совпадающей с центром шарнира. Эту скорость можно разложить на составляющие: v₂, направленную вдоль ветви цепи, и v₁—перпендикулярно цепи.

В зависимости от положения ведущего шарнира составляющие скорости изменяются:

v₂=vcosθ, v₁=vsinθ. (10.13)

Здесь значение угла θ изменяется в пределах — φ/2≤θ≤+φ/2. Угол (—φ/2) соответствует моменту входа в зацепление шарнира А, угол (+φ/2) - шарнира В, а φ=2π/z.

На рис.10.9 показаны графики изменения скоростей v₂ и v₁. Эти скорости являются периодическими функциями времени t, период которых равен φ/ω. На графике θ=-φ/2 при t=0, θ=0 при t=φ(2ω) и θ=φ/2 при t=φ/ω.

Движение ведомой звездочки определяется скоростью v₂. Периодическое изменение этой скорости сопровождается непостоянством передаточного отношения i и дополнительными динамическими нагрузками. Со скоростью v₁ связаны поперечные колебания ветвей цепи и удары шарниров цепи о зубья звездочки. Колебания и удары в свою очередь вызывают дополнительные динамические нагрузки.

Перечисленные отрицательные кинематические и динамические свойства передачи проявляются тем сильнее, чем меньше число зубьев звездочки z.

При большинстве режимов работы цепных передач резонансные колебания не наблюдаются, так как частота возмущающих импульсов больше частоты собственных колебаний. Кроме того, амплитуды колебаний уменьшаются вследствие демпфирующих свойств цепи.

Для приближенной оценки критической частоты вращения можно использовать формулу

(10.14)

где а—межосевое расстояние, м; F₁ — натяжение ведущей ветви, Н; q-масса 1 м длины цепи, кг/м; n_1k — в мин^-1.

Удар шарнира о зуб и ограничение шага цепи. В момент входа в зацепление шарнира В с зубом С (рис.10.8) вертикальные составляющие их скоростей v₁ и направлены навстречу друг другу—соприкосновение шарнира с зубом сопровождается ударом и потерей кинетической энергии

E_k=0,5m .

Здесь m=qp_ц—масса цепи, которая участвует в ударе (массе одного звена); р_ц—шаг цепи; v_y—скорость удара. После преобразований для цепных передач получают

E_k=0,5q (10.15)

Последовательные удары являются одной из причин разрушения шарниров цепи и зубьев звездочки и раскалыванию роликов. Для ограничения вредного влияния ударов выработаны рекомендации по выбору шага цепи в зависимости от быстроходности передачи.

Частота вращения n₁ мин^-1:

роликовые цепи при z₁≥15 1250 1000 900 800 630 500 400 300

зубчатые цепи при z₁≥17 3300 2650 2200 1650 1320 - - -

Наибольший допускаемый

шаг цепи [р_ц]_max, мм 12,70 15,87 19,05 25,40 31,75 38,10 44,45 50,80

На практике желательно принимать шаг меньше допускаемого. При увеличении частоты вращения за указанные пределы необходимы повышенная точность и обильная смазка передачи.

Критерии работоспособности и расчета.Детали стандартных цепей конструируют равнопрочными. Это достигается сочетанием размеров деталей, их материалов и термообработки. Основной причиной потери работоспособности является износ шарниров цепи. В качестве основного расчета принят расчет износостойкости шарниров

p=F_t/(Bd)≤[p], (10.16)

где р—давление в шарнире; F_t—окружная сила; d и В— диаметр валика и ширина цепи, равная длине втулки.

Износ шарниров и его связь с основными параметрами передачи. При работе цепного привода в шарнирах совершаются повороты на угол

φ=2π/z. (10.17)

За один пробег цепи в каждом шарнире совершается четыре поворота: два на ведущей и два на ведомой звездочках. Эти повороты вызывают износ втулок и валиков. Их центры расходятся на ∆р_ц (рис.10.10).

Срок службы цепи по износу зависит от межосевого расстояния а, числа зубьев малой звездочки z_l, нагрузки или давления р в шарнирах, условий смазки, износостойкости материала деталей шарниров, допускаемого относительного износа. Срок службы цепи увеличивается с увеличением межосевого расстояния а. Увеличивается длина цепи L и уменьшается число пробегов цепи в единицу времени, т.е. уменьшается число поворотов в каждом шарнире цепи. С увеличением z₁ уменьшается угол поворота в шарнирах, что благоприятно сказывается на уменьшении износа. Однако при этом уменьшается допускаемый износ (∆р_ц/р_ц). Параметры z₁ и ∆р_ц/р_ц взаимосвязаны. Решающее влияние на долговечность цепи по износу шарниров оказывает величина давления р в шарнирах. Опытами установлено, что влияние р на долговечность цепи проявляется в степенной форме и значительно превышает влияние всех других факторов. Не менее существенно влияние смазки и загрязнения цепи (табл.10.2 и 10.3).

Допускаемое значение износа цепи и рекомендации по выбору числа зубьев звездочек. Допускаемое значение относительного износа ∆р_ц/р_ц ограничивается возможностью потери, зацепления цепи со звездочкой, а также уменьшением прочности цепи. Шаг р_ц новой цепи равен шагу звездочки по делительной окружности d. При этом цепь располагается на звездочке так, как изображено на рис.10.11,а.

Рис.10.11

Шаг изношенной цепи, измеряемый как расстояние между центрами роликов,

(10.18)

Изношенная цепь с увеличенным шагом располагается на новом диаметре звездочки d' (рис.10.11,б). При значение угла π/z, запишем

(10.19)

Зацепление возможно только при условии

=const. (10.20)

Для стандартных цепей и звездочек заданного шага правая часть уравнения есть величина постоянная.

При износе ∆р_ц диаметр d' возможность спадания цепи со звездочки возрастают с увеличением z. Цепь теряет зацепление в первую очередь с большей звездочкой из пары, так как z₂>z₁.

Применять звездочки с малым числом зубьев выгодно по условию сохранения зацепления с изношенной цепью. По условиям зацепления при малых z можно допускать больший относительный износ (∆р_ц/р_ц), который при этих условиях ограничивается только уменьшением прочности изношенной цепи и возможностью ее разрыва. С уменьшением z уменьшаются габариты передачи. При этом уменьшение z приводит к увеличению интенсивности износа цепи, неравномерности хода, шума и динамических нагрузок.

Для передач с роликовой цепью рекомендуют следующие числа зубьев малой звездочки z₁:

Передаточное отношение

i 1...2 2...3 3...4 4...5 5...6 >6

z₁ 30...27 27...25 25...23 23...21 21...17 17...15

Примечания: 1. Большие значения z₁—для быстроходных передач. При v>25 м/с рекомендуется принимать z₁>35. 2. Для тихоходных передач можно принимать z₁ меньше табличных значений, но не меньше z_min, равного 7. 3. По условиям потери зацепления изношенной цепи максимальное число зубьев большой звездочки z_2max желательно принимать не более 100...120.

Допускаемое давление в шарнирах цепи. На основе испытаний и опыта эксплуатации рекомендуют принимать значения [p₀] согласно табл.10.1. Значения соответствуют типовой передаче, работающей в средних условиях эксплуатации: нагрузка постоянная и равномерная, расположение горизонтальное, натяжение поддерживается в пределах нормы, смазка и защита от загрязнения удовлетворительные, значения z, а, i', p_ц, а также качество цепи — в пределах рекомендуемых норм, долговечность цепи по износу не менее 3000...5000 ч.

Таблица 10.1

Влияние различия в условиях работы рассчитываемой и типовой передач принято учитывать введением коэффициента эксплуатации К_э.

для рассчитываемой передачи

. (10.21)

В свою очередь,

К_э=К_ДК_аК_HК_регК_сК_реж. (10.22)

Здесь К_Д — коэффициент динамической нагрузки; К_а — коэффициент межосевого расстояния или длины цепи; К_H — коэффициент наклона передачи к горизонту; К_рег — коэффициент способа регулировки натяжения цепи; К_с — коэффициент смазки и загрязнения передачи; К_реж—коэффициент режима или продолжительности работы передачи в течение суток. Значения коэффициентов и рекомендации по выбору смазки цепных передач приведены в табл. 10.2 и 10.3.

Практический расчет цепной передачи сводится к тому, чтобы по заданным Р, n₁ и i определить р_ц, z и а.

Таблица 10.2

Таблица 10.3

Выбор шага цепи. Стандартные цепи построены так, что с увеличением шага цепи увеличиваются ее статическая прочность и площадь опорной поверхности шарнира, а следовательно, и нагрузочная способность по давлению в шарнирах. Таким образом, шаг цепи связан с нагрузкой передачи. На основании формул (10.16) и (10.21) можно записать

F_t=[p]Bd=[p_o]Bd/K_Э.

И далее, используя формулы (10.1) и (10.2), получим

P₁=[p_o]Bdz₁n₁ р_ц/K_Э·60).

Обозначим K_z=z_o1/z₁ коэффициент числа зубьев,

К_n=n₀₁/n₁—коэффициент частоты вращения. (10.23)

При этом P₁=[p_o]Bdz₀₁n₀₁ р_ц/(K_Э·K_zKn·60). (10.24)

Произведение Р₁К_эК_zК_n можно рассматривать как расчетную мощность Р_р, эквивалентную по своему влиянию на долговечность цепи мощности Р₁, приложенной в условиях работы базовой передачи:

P_p =Р₁К_эК_zК_n=[p₀]Bdz_0ln_0l р_ц/60. (10.25)

Для удобства практических расчетов по формуле (10.24) составлена табл. 10.4 допускаемых значений расчетной мощности в зависимости от шага цепей. Здесь использована связь между [p₀], n₀₁ и р_ц, определяемая по табл.10.1. Кроме того, принято z₀₁=25, а за n₀₁ принимается ближайшая к расчетной частота вращения из ряда в табл. 10.1: n₀₁=50, 200, 400, 600, 800, 1000, 1200, 1600 мин^-1.

После определения расчетной мощности для проектируемой передачи по условию

P_p =Р₁К_эК_zК_n≤[P_p] (10.26)

по табл.10.4 назначают шаг цепи р_ц, который должен быть ≤[p_ц]_max.

Таблица 10.4

Если однорядная цепь недостаточна или имеет слишком большой шаг, то применяют многорядную цепь. При этом

Р'_p=Р_p/К_ряд≤[Р_р], (10.27)

где К_ряд —коэффициент числа рядов, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по рядам цепи:

Число рядов 1 2 3 4

К_ряд 1 1,7 2,5 3

Параметрами оптимизации для цепной передачи являются: 1) тип цепи; 2) число рядов цепи; 3) число зубьев звездочек; 4) шаг цепи (с учетом частоты вращения); 5) межосевое расстояние.