Upotreba lančanog pogona u pogonu omogućava. Lančana klasifikacija

lančani pogoni: prednosti i nedostaci, klasifikacija. Dizajn pogonskih lanaca

Lančani prijenos se zasniva na spajanju lanca i lančanika. Princip zahvata, a ne trenja, kao i povećana čvrstoća čeličnog lanca u odnosu na kaiš, omogućavaju lancu da, pod jednakim uslovima, prenosi velika opterećenja. Odsustvo klizanja osigurava konstantnost prosječnog omjera prijenosa.

Princip uključivanja ne zahtijeva prethodno zatezanje lanca, čime se smanjuje opterećenje na osovinama i ležajevima. Lančani pogoni mogu raditi na manjim središnjim rastojanjima i pri velikim prijenosnim odnosima, kao i prenositi snagu s jednog pogonskog vratila na nekoliko pogonskih.

Glavni razlog za nedostatke lančanog prijenosa je taj što se lanac sastoji od odvojenih krutih karika i nalazi se na lančaniku ne u krugu, već u poligonu. S tim je povezana varijabilnost brzine lanca unutar jednog okretaja, trošenje šarki lanca, buka i dodatna dinamička opterećenja. Osim toga, lanac je skuplji i teži za proizvodnju.

Glavne vrste pogonskih lanaca su valjkasti, rukavni (GOST 13568-75) i zupčanici GOST 13552-81).

Valjčani lanac se sastoji od dva reda vanjskih (1) i unutrašnjih (2) ploča. Valjci (3) se utisnu u vanjske ploče i provuku kroz čahure (4). Čaure su utisnute u rupe na unutrašnjim pločama. Navlaka na valjku i valjak na rukavu mogu se slobodno okretati.

Upotreba čahure omogućuje vam da rasporedite opterećenje duž cijele dužine valjka i time smanjite trošenje šarki. Uz jednoredne lance izrađuju se dvoredni, troredni i četvororedni. Sastavljaju se od istih elemenata, samo valjak prolazi kroz sve redove.

Lanci za rukave su po dizajnu slični lancima sa valjcima, ali nemaju valjak (5). Kao rezultat, povećava se trošenje lanca i lančanika, ali se smanjuje težina i cijena lanca.

Zupčasti lanci se sastoje od skupa ploča sa dva zubasta izbočina. Ploče lanca svojim krajnjim ravnima zahvataju zube lančanika. Ugao zastoja je uzet 60 .

Dizajn zupčastih lanaca omogućava im da budu široki i da prenose velika opterećenja. Rade glatko sa manje buke. Preporučuju se za upotrebu pri relativno velikim brzinama - do 35 m / s.

Moskovski državni institut

Elektronika i matematika

(Tehnički univerzitet)

na kursu „Detalji o mašinama

i osnove dizajna"

"lančani transferi"

Moskva 1998

§ 1. OPŠTE INFORMACIJE

Lančani pogon se sastoji od pogonskih i pogonskih lančanika i lanca koji okružuje lančanike i zahvata njihove zube. Koriste se i lančani pogoni sa nekoliko pogonskih lančanika. Pored navedenih osnovnih elemenata, lančani pogoni uključuju zatezače, podmazivače i štitnike.

Lanac se sastoji od karika povezanih šarkama koje obezbeđuju pokretljivost ili "fleksibilnost" lanca.

Lančani prijenosi se mogu izvesti u širokom rasponu parametara.

Lančani pogoni se široko koriste u poljoprivrednim i dizajućim i transportnim vozilima, opremi za bušenje nafte, motociklima, biciklima i automobilima.

Pored lančanih pogona, u mašinstvu se koriste i lančani uređaji, odnosno lančani pogoni sa radnim tijelima (posude, strugači) u transporterima, elevatorima, bagerima i drugim mašinama.

Prednosti lančanih pogona uključuju: 1) mogućnost upotrebe u značajnom rasponu međucentralnih rastojanja; 2) manji od remenskih pogona, dimenzije; 3) nedostatak klizanja; 4) visoka efikasnost; 5) male sile koje deluju na vratila, jer nema potrebe za velikim početnim naponom; 6) mogućnost lake zamene lanca; 7) mogućnost prenošenja kretanja na više lančanika.

Istovremeno, lančani pogoni nisu bez nedostataka: 1) rade u odsustvu tečnog trenja u šarkama i samim tim uz njihovo neizbežno habanje, što je značajno kod lošeg podmazivanja i prodiranja prašine i prljavštine; habanje šarki dovodi do povećanja koraka karike i dužine lanca, što iziskuje upotrebu zatezača; 2) zahtevaju veću tačnost ugradnje osovine od klinastih pogona i složenije održavanje - podmazivanje, podešavanje; 3) transmisije zahtevaju ugradnju na kartere; 4) brzina lanca, posebno kod malog broja zubaca lančanika, nije konstantna, što uzrokuje fluktuacije u prenosnom odnosu, iako su ove fluktuacije male (vidi § 7).

Lanci koji se koriste u mašinstvu, po prirodi posla koji obavljaju podijeljeni u dvije grupe: pogon i vuču. Lanci su standardizovani, proizvode se u specijalizovanim fabrikama. Samo proizvodnja pogonskih lanaca u SSSR-u prelazi 80 miliona m m godišnje. Godišnje se njima opremi više od 8 miliona automobila.

Kao pogonski lanci koriste se lanci sa valjcima, rukavima i zupčanicima. Odlikuju se malim koracima (za smanjenje dinamičkih opterećenja) i šarkama otpornim na habanje (kako bi se osigurala izdržljivost).

Glavne geometrijske karakteristike lanaca su korak i širina, glavna karakteristika snage je prekidno opterećenje, koje se utvrđuje empirijski. U skladu sa međunarodnim standardima, lanci se koriste sa korakom koji je višekratnik od 25,4 mm (tj. ~ 1 inč)

U SSSR-u se slijedeći lanci pogonskih valjaka i rukavaca proizvode u skladu sa GOST 13568-75 *:

PRL - valjak jednoredni normalna tačnost;

PR - valjak visoke preciznosti;

PRD - valjak duge veze;

PV - rukav;

PRI - valjak sa zakrivljenim pločama,

kao i valjkasti lanci prema GOST 21834-76 * za bušaće uređaje (u brzim zupčanicima).

Rolerski lanci su lanci sa karikama, od kojih je svaki napravljen od dvije ploče pritisnute na valjke (spoljne karike) ili čahure (unutrašnje karike). Čaure se postavljaju na valjke spojnih karika i formiraju šarke. Vanjske i unutrašnje karike u lancu se izmjenjuju.

Čaure, zauzvrat, nose valjke koji ulaze u šupljine između zuba na lančanicima i zahvaćaju lančanike. Valjci zamjenjuju trenje klizanja između lanca i lančanika trenjem kotrljanja, što smanjuje habanje zubaca lančanika. Ploče su ocrtane konturom koja podsjeća na broj 8 i približava ploče tijelima jednake vlačne čvrstoće.

Valjci (osovine) lanaca su stepenasti ili glatki.

Krajevi valjaka su zakivani, tako da su karike lanca jednodijelne. Krajevi lanca su povezani veznim karikama sa klinovima učvršćenim šljokicama ili zakovicama. Ako je potrebno koristiti lanac s neparnim brojem karika, koriste se posebne prijelazne karike, koje su, međutim, slabije od glavnih;

stoga se obično nastoji koristiti lanci sa parnim brojem karika.

Pri velikim opterećenjima i brzinama, kako bi se izbjegla upotreba lanaca sa velikim koracima, koji su nepovoljni u odnosu na dinamička opterećenja, koriste se višeredni lanci. Sastoje se od istih elemenata kao i jednoredni, samo su im trepavice povećane dužine. Prenesene snage i prekidna opterećenja višerednih kola su gotovo proporcionalne broju redova.

Karakteristike valjkastih lanaca PR povećane tačnosti date su u tabeli. 1. Valjčani lanci normalne tačnosti PRL standardizirani su u rasponu koraka 15.875.. .50.8 i dizajnirani su za prekidno opterećenje 10 ... 30% manje nego kod lanaca visoke preciznosti.

Dugovezani valjkasti lanci PRD-a izvode se u dvostrukim koracima u odnosu na konvencionalne valjkaste lance. Stoga su lakši i jeftiniji od konvencionalnih. Preporučljivo ih je koristiti pri malim brzinama, posebno u poljoprivrednom inženjerstvu.

PV rukavni lanci su po dizajnu slični lancima sa valjcima, ali nemaju valjke, što umanjuje cijenu lanca i smanjuje dimenzije i težinu uz povećanu površinu projekcije šarke. Ovi lanci su napravljeni sa nagibom od samo 9,525 mm i koriste se, posebno, u motociklima i automobilima (pogon bregaste osovine). Lanci pokazuju dovoljne performanse.

Valjčani lanci sa zakrivljenim PRI pločama sastavljeni su od identičnih karika sličnih prelaznoj karici (vidi sliku 12.2, e). Zbog činjenice da ploče rade na savijanje i stoga imaju povećanu savitljivost, ovi lanci se koriste za dinamička opterećenja (udarci, česta preokreta, itd.).

Oznaka valjkastog ili rukavnog lanca označava: tip, korak, prekidno opterećenje i GOST broj (na primjer, Lanac PR-25.4-5670 GOST 13568 -75 *). Za višeredne lance, broj redova je naveden na početku oznake.

Lanci zupčanika (tabela 2) su lanci sa karikama iz kompleta ploča. Svaka ploča ima dva zuba sa šupljinom između njih za smještaj zupčanika. Radne (vanjske) površine zubaca ovih ploča (kontaktne površine sa lančanicima ograničene su ravninama i nagnute jedna prema drugoj pod uglom klina od 60°). Kod ovih površina svaka karika se nalazi na dva zupca lančanika. Zubi lančanika imaju trapezni profil.

Ploče u karikama se razmiču za debljinu jedne ili dvije ploče spojnih karika.

Trenutno se uglavnom proizvode lanci sa kotrljajućim zglobovima, koji su standardizovani (GOST 13552-81*).

Za formiranje šarki, prizme s cilindričnim radnim površinama se ubacuju u rupe karika. Prizme počivaju na ravnima. Posebnom profilacijom otvora ploče i odgovarajućih površina prizmi moguće je postići gotovo čisto valjanje u šarki. Postoje eksperimentalni i operativni podaci da je resurs lanaca zupčanika sa kotrljajućim zglobovima višestruko veći od lanaca sa kliznim zglobovima.

Da bi se spriječilo bočno klizanje lanca sa lančanika, predviđene su vodilice koje su obične ploče, ali bez udubljenja za zube lančanika. Koristite unutrašnje ili bočne vodilice. Unutrašnje vodeće ploče zahtevaju odgovarajući žleb na lančanicima koji će biti obrađen. Oni pružaju bolje vođenje pri velikim brzinama i od primarne su upotrebe.

Prednosti zupčastih lanaca u odnosu na valjkaste lance su manje buke, povećana kinematička tačnost i dozvoljena brzina, kao i povećana pouzdanost povezana sa dizajnom sa više oštrica. Međutim, oni su teži, teži za proizvodnju i skuplji. Zbog toga su ograničene upotrebe i zamjenjuju se valjkastim lancima.

Vučni lanci podijeljeni su u tri glavna tipa: lamelarni ali GOST 588-81 *; sklopivi prema GOST 589 85; okrugla veza (normalna i povećana čvrstoća), respektivno, prema GOST 2319-81.

Lisni lanci koriste se za kretanje robe pod bilo kojim uglom u odnosu na horizontalnu ravan u transportnim mašinama (transportne trake, liftovi, pokretne stepenice itd.). Obično se sastoje od ploča i osovina jednostavnog oblika sa ili bez čahure; oni su okarakterisani

velike stepenice, jer se bočne ploče često koriste za osiguranje transportne trake. Brzine ovog tipa lanaca obično ne prelaze 2...3 M/S.

Okrugli link iepi Uglavnom se koriste za vješanje i podizanje tereta.

Postoje posebni lanci koji prenose kretanje između lančanika sa međusobno okomitim osama. Valjci (osovine) dvaju susjednih karika takvog lanca međusobno su okomiti.

Snage za prijenos za koje se koriste lančani prijenosi variraju od frakcija do stotina kilovata, obično do 100 kW u općoj tehnici. Središnji razmaci lančanih pogona dostižu 8 m.

Brzine i brzina lančanika ograničene su veličinom udarne sile koja se javlja između zuba lančanika i osovine lanca, habanja i buke zupčanika. Najveće preporučene i maksimalne brzine rotacije lančanika date su u tabeli. 3. Brzine lanca obično ne prelaze 15 m/s, međutim, u zupčanicima sa visokokvalitetnim lancima i lančanicima, uz efektivne metode podmazivanja, dostižu 35 m/s.

Prosječna brzina lanca, m/s,

V=znP/(60*1000)

gdje je z broj zubaca lančanika; P trošak njegove rotacije, min -1; R-

Prijenosni omjer se određuje iz uvjeta jednakosti prosječne brzine lanca na lančanicima:

z1n1P=z2n2P

Otuda i omjer prijenosa, shvaćen kao omjer rotacijskih frekvencija pogonskog i gonjenog lančanika,

U=n1/n2=z2/z1,

gdje n1 i p2- frekvencija rotacije vodećeg i gonjenog lančanika, min -1; z1 i z2 - broj zubaca pogonskog i gonjenog lančanika.

Omjer prijenosa je ograničen dimenzijama zupčanika, uglovima omotača i brojem zubaca. Obično u£7. U nekim slučajevima, u niskim brzinama, ako prostor dopušta, u £10.

Broj zubaca lančanika. Minimalni broj zubaca lančanika ograničen je trošenjem zgloba, dinamičkim opterećenjem i bukom zupčanika. Što je manji broj zubaca lančanika, to je veće habanje, jer je ugao rotacije karike kada lanac ide na i izvan lančanika 360°/z.

Sa smanjenjem broja zuba povećava se neujednačena brzina lanca i brzina udara lanca na lančanik. Minimalni broj zubaca lančanika lančanika, u zavisnosti od omjera prijenosa, bira se prema empirijskoj ovisnosti

Z1min=29-2u³13

U zavisnosti od brzine bira se z1min pri velikim brzinama z1min=19...23; prosječno 17...19, a na niskom 13...15.U zupčanicima zupčanika z1min je veći za 20...30%.

Kako se lanac troši, njegove šarke se podižu duž profila zupca lančanika od stabla do vrha, što u konačnici dovodi do odvajanja. U ovom slučaju, maksimalno dozvoljeno povećanje koraka lanca je manji, što je veći broj zubaca lančanika. Stoga je maksimalni broj zuba ograničen kada se koriste valjkasti lanci vrijednosti 100 ... 120 i zupčani 120 ... 140.

Poželjno je odabrati neparan broj zubaca lančanika (posebno mali), koji u kombinaciji s parnim brojem karika lanca doprinosi ravnomjernom trošenju. Još je povoljnije, sa stanovišta habanja, izabrati broj zubaca malog lančanika iz niza prostih brojeva.

Razmak lančanika i dužina lanca. Minimalni središnji razmak amin (mm) određuje se iz uslova:

nedostatak interferencije (tj. ukrštanja) zvijezda

amin>0,5(De1+De2)

gdje je De1 i De2 - vanjski prečnici zvijezda;

tako da ugao namotavanja lanca malog lančanika bude veći od 120°, odnosno da je ugao nagiba svake grane prema osovini prenosa manji od 30°. A pošto sin30°=0,5, onda amin> d2-d1.

Optimalne središnje udaljenosti

a \u003d (30 ... 50) R.

Obično se preporučuje da se središnje udaljenosti ograniči vrijednošću

Amax=80P

Potreban broj karika lanca W određen je unaprijed odabranim središnjim rastojanjem a, korak R i broj zubaca lančanika z1 i z2:

W=(z1+z2)/2+2a/P+((z2-z1)/2p) 2 P/a;

rezultirajuća vrijednost W se zaokružuje na najbliži cijeli (po mogućnosti paran) broj.

Ova formula je izvedena on analogija sa formulom za dužinu pojasa i približna je. Prva dva člana formule daju traženi broj karika na z1=z2, kada su grane lanca paralelne, treći član uzima u obzir nagib grana.

Udaljenost između osovina lančanika prema odabranom broju karika lanca (isključujući labavost lanca) slijedi iz prethodne formule.

Lanac mora imati malo labavosti kako bi se izbjeglo prekomjerno opterećenje gravitacijom i radijalno otpuštanje lančanika.

Da biste to učinili, središnja udaljenost se smanjuje za (0,002 ... 0,004) a.

Korak lanca se uzima kao glavni parametar vrijednog prijenosa. Lanci sa velikim nagibom imaju veliku nosivost, ali dozvoljavaju mnogo manje brzine, rade sa velikim dinamičkim opterećenjima i bukom. Trebali biste odabrati lanac s minimalnim dopuštenim korakom za dato opterećenje. Obično a/80£P£a/25; Korak zupčanika prilikom projektovanja moguće je smanjiti povećanjem njegove širine, a kod valjkastih lanaca - primenom višerednih lanaca. Dozvoljeni koraci prema kriteriju brzine prijenosa slijede iz tabele. 3.

Lančani pogoni otkazuju iz sljedećih razloga: 1. Istrošenost šarki, što dovodi do izduženja lanca i kršenja njegovog zahvata sa lančanicima (glavni kriterij za performanse za većinu zupčanika).

2. Otkazivanje od zamora lamela je glavni kriterijum za brze lance za teške uslove rada u dobro podmazanim zatvorenim kućištima radilice.

3. Okretanje valjaka i čahura u pločama na mjestima presovanja je čest uzrok kvara lanaca, povezan s nedovoljno kvalitetnom izradom.

4. Drobljenje i uništavanje valjaka.

5. Postizanje maksimalnog progiba grane u praznom hodu je jedan od kriterijuma za zupčanike sa neregulisanim središnjim rastojanjem, koji rade u odsustvu zatezača i skučenih dimenzija.

6. Istrošenost zubaca lančanika.

U skladu sa navedenim razlozima kvara lančanih zupčanika, može se zaključiti da je vijek trajanja zupčanika najčešće ograničen izdržljivošću lanca.

Trajnost lanca prvenstveno zavisi od otpornosti šarki na habanje.

Materijal i termička obrada lanaca su kritični za njihovu trajnost.

Ploče se izrađuju od srednjeg ugljeničnog ili legiranog kaljenog čelika: 45, 50, 40X, 40XN, ZOHNZA sa tvrdoćom uglavnom 40 ... 50HRCe; ploče zupčanika - uglavnom od čelika 50. Zakrivljene ploče u pravilu se izrađuju od legiranih čelika. Ploče se, ovisno o namjeni lanca, kale na tvrdoću od 40.-.50 HRC. Dijelovi šarki - valjci, čahure i prizme - uglavnom se izrađuju od karburiziranih čelika 15, 20, 15X, 20X, 12XNZ, 20XIZA, 20X2H4A, ZOHNZA i kaljeni su na 55.-.65 HRCe. Zbog visokih zahtjeva za moderne lančane pogone, preporučljivo je koristiti legirane čelike. Efikasna je upotreba gasne cijanizacije radnih površina šarki. Višestruko povećanje vijeka trajanja lanaca može se postići difuzijskim hromiranjem šarki. Zamorna čvrstoća ploča kotrljajućeg lanca značajno se povećava presovanjem ivica rupa. Peskarenje je takođe efikasno.

U šarkama valjkastih lanaca plastika se počinje koristiti za rad bez maziva ili sa oskudnim zalihama.

Resurs lančanih pogona u stacionarnim mašinama trebao bi biti 10 ... 15 hiljada sati rada.

U skladu sa glavnim kriterijumom za performanse vrednih zupčanika, otpornost na habanje šarki cene, nosivost lančanih pogona može se odrediti prema stanju, ali na koji pritisak u šarkama ne bi trebalo da prelazi dozvoljeni vrednost u ovim uslovima rada.

U proračunima vrijednih zupčanika, posebno uzimajući u obzir radne uvjete povezane s veličinom puta trenja, zgodno je koristiti najjednostavniji odnos potencijskog zakona između tlaka R i trenjem Pm=C, gdje OD pod ovim ograničenim uslovima može se smatrati konstantnom vrednošću. Indeks t zavisi od prirode trenja; zupčanici sa dobrim podmazivanjem tokom normalnog rada t oko 3 (u uslovima lošeg podmazivanja t kreće se od 1 do 2).

Dozvoljena korisna sila koju lanac s kliznim zglobom može prenijeti,

F=[p]oA/Ke;

ovdje [R] o - dozvoljeni pritisak, MPa, u šarkama za prosečne uslove rada (tabela 12.4); A- projekcija nosive površine šarke, mm 2, jednaka za cijene valjka i čahure dBin |, ; Ke - koeficijent rada.

Operativni koeficijent Ke, može se predstaviti kao proizvod parcijalnih koeficijenata:

Ke \u003d KdKaKnKregKcmKrezhKt.

Koeficijent Kd uzima u obzir dinamiku opterećenja; pri tihom opterećenju Kd=1; pod opterećenjem sa udarcima 1.2. ..1.5; sa jakim udarima 1.8. Koeficijent Ka uzima u obzir dužinu lanca (centralno rastojanje); očigledno je da što je duži lanac, to je rjeđe, ceteris paribus, svaka karika u zahvatu sa lančanikom i manje se habaju šarke; kada je a=(30...50)P uzeti Ka=1; at a<25Р Ka=-1,25, sa a=(60... 80) R Ka=0,9. Koeficijent Kn uzima u obzir nagib prijenosa prema horizontu; što je veći nagib mjenjača prema horizontu, to je manje dopušteno ukupno trošenje lanca; kada je linija centara lančanika nagnuta pod uglom prema horizontu do 45° Kn= jedan; kada je nagnut pod uglom y većim od 45° Kn=0,15Öy. Koeficijent Craig uzima u obzir podešavanje stepena prenosa; za zupčanike sa podešavanjem položaja osovine jednog od lančanika Kreg=1; za zupčanike sa vučnim zvjezdicama ili potisnim valjcima Kreg=1,1; za zupčanike sa nepodesivim osovinama lančanika Creg=1,25. Koeficijent Kcm uzima u obzir prirodu podmazivanja; sa kontinuiranim podmazivanjem u uljnom koritu ili iz pumpe Kcm = 0,8, sa redovnim podmazivanjem kapanjem ili podmazivanjem između šarki Kcm = 1, sa periodičnim podmazivanjem 1,5. Koeficijent Krej . uzima u obzir način prijenosa; pri jednosmjenskom radu Krezh=1. Koeficijent Kt uzima u obzir temperaturu okoline, na -25° 1.

Prilikom procjene vrijednosti operativnog faktora Ke potrebno je barem okvirno uzeti u obzir stohastičku (slučajnu) prirodu niza parametara koji na nju utiču.

Ako je, prema proračunu, vrijednost koeficijenta Ke>2...3, tada je potrebno poduzeti konstruktivne mjere za poboljšanje rada prijenosa.

Pogonski lanci su projektovani na osnovu geometrijske sličnosti, tako da se površina projekcije nosive površine šarke za svaki raspon veličina lanaca može predstaviti kao ALI=k.č. 2 , gdje sa - koeficijent proporcionalnosti, s "0,25 za jednoredne lance, osim za lance koji nisu uključeni u redovne veličine: PR-8-460; PR-12.7-400-1 i PR. 12.7-900-2 (vidi tabelu 12.1).

Dozvoljena sila F lanac sa mp redovima

F= sR 2 [p]o mp/Ke,

gdje tr - koeficijent reda lanca, uzimajući u obzir neravnomjernu raspodjelu opterećenja po redovima:

zp=1 . . . . 2 3

tp,=1 .... 1,7 2,5

Dozvoljeni obrtni moment (N*m) na malom lančaniku

T1=Fd1/2*10 3=FPz1/2p10 3

Otuda i korak lanca

P=18,5 3Ö T1Ke/(cz1mp[p]o).

Približna vrijednost koraka jednorednog lanca (mm)

P=(12,8…13,5) 3OT1/z1

gde je koeficijent 12,8 - za PR kola, a koeficijent 13,5 - za PRL kola, T\- moment, N*m.

Odabir lančanih pogona vrši se sljedećim redoslijedom. Prvo odredite ili odaberite broj zubaca malog lančanika i provjerite broj zuba velikog. Zatim se postavljaju u koracima lanca, uzimajući u obzir brzinu rotacije malog lančanika prema tabeli. 12.3 ili preliminarno odrediti korak prema jednoj od gornjih formula, posebno postavljanjem približne vrijednosti Ke.

Zatim se po redoslijedu verifikacionog proračuna određuje trenutak na malom lančaniku koji lanac može prenijeti i upoređuje se sa datim. Obično se ovi proračuni rade s nekoliko, bliskih optimalnim kombinacijama parametara i odabire se najbolja opcija.

Trajnost kola se najrealnije procjenjuje metodom sličnosti zasnovanom na prijenosnom resursu utvrđenom iz radnog iskustva ili testiranja, koji se uzima kao referenca. Ovaj resurs, prema I. I. Ivashkovu, pomnožen je omjerom prilagođenih faktora korekcije za referentni i izračunati prijenos.

Korekcioni faktori:

prema tvrdoći šarki pri radu sa podmazivanjem i kontaminacijom abrazivima: površine bez termičke obrade 2, sa masivnim otvrdnjavanjem 1, sa karburizacijom 0,65;

pritisak u zglobovima (r / r "o), pri čemu je sa kontinuiranim podmazivanjem x= 1,5...2,5, sa periodičnim podmazivanjem bez kontaminacije abrazivima x=1, isto sa abrazivnom kontaminacijom tokom masovnog kaljenja x=0,6;

prema radnim uslovima kada se podmazuje uljem: bez abrazivne kontaminacije 1, u abrazivnom okruženju 10 ... 100;

po prirodi podmazivanja: periodično nepravilno 0,3. obična 0,1, uljna kupka 0,06 itd.

Lanci zupčanika sa kotrljajućim zglobovima biraju se prema zaštićenim podacima ili polu-empirijskim ovisnostima iz kriterija otpornosti na habanje.

Prilikom određivanja operativnog faktora Ke dozvoljeno je ograničiti se na uzimanje u obzir koeficijenta ugla nagiba Kn i at i> 10 m/s koeficijent centrifugalnog utjecaja Kv \u003d 1 + 1,1 * 10 -3 v 2

Vodeća grana lanca tokom rada doživljava konstantno opterećenje F1, koje se sastoji od korisne sile F i napetosti pogonjene grane F2:

F1=F+F2

Obično se uzima napetost pogonjene grane sa poznatom marginom

F2=Fq+Fc

gdje je Fq - napetost zbog gravitacije; Fc - napetost od djelovanja centrifugalnih opterećenja na karike lanca.

Napetost Fq(N) se određuje približno, kao za apsolutno fleksibilnu nerastezljivu nit:

Fq=ql 2 /(8f)g cosy

gdje je q - težina jednog metra lanca, kg; l - udaljenost između tačaka ovjesa lanca, m; f - progib, m; g - ubrzanje slobodnog pada, m/s 2 ; y- ugao nagiba prema horizontu linije koja povezuje tačke ovjesa lanca, koji se približno uzima jednak kutu nagiba prijenosa.

Uzimajući l jednako središnjoj udaljenosti a i f=0.02a, dobijamo pojednostavljenu zavisnost

Fq=60qa udobno³10q

Napetost lanca od centrifugalnih opterećenja Fc(N) za lančane pogone određuje se po analogiji sa remenskim prijenosima, tj.

Fc \u003d qv 2,

gdje v- brzina lanca, m/s.

Centrifugalna sila koja djeluje duž cijele konture lanca uzrokuje dodatno trošenje šarki.

Proračunato opterećenje na osovinama lanca je nešto veće od korisne obimne sile zbog napetosti lanca od mase. RmF ga prihvata. Kod horizontalnog prenosa uzima se Rm = 1,15, a kod vertikalnog Rm = 1,05.

Lančani pogoni svih vrsta testiraju se na čvrstoću vrijednostima prekidnog opterećenja Frazr (vidi tabelu 12.1) i napetosti najopterećenije grane F1max, određujući uvjetnu vrijednost faktora sigurnosti

K=Fraz/F1max,

Gdje je F1max = F + Fq + Fc + Fd (za definiciju Fd, vidjeti § 12.7).

Ako je vrijednost faktora sigurnosti K> 5...6, onda se smatra da lanac zadovoljava uslove statičke čvrstoće.

Tokom rada lančanog pogona, kretanje lanca je određeno kretanjem šarke karike koja je posljednja bila u zahvatu sa pogonskim lančanikom. Svaka karika vodi lanac dok se lančanik rotira za jedan korak, a zatim ustupa mjesto sljedećoj karici. S tim u vezi, brzina lanca s ravnomjernom rotacijom lančanika nije konstantna. Brzina lanca je maksimalna u položaju lančanika, u kojem je polumjer lančanika provučen kroz šarku okomit na vodeću granu lanca.

U proizvoljnom kutnom položaju lančanika, kada se vodeći zglob rotira u odnosu na okomicu na vodeću granu pod uglom, uzdužna brzina lanca (slika 12.6, a)

V=w1R1 cosa

Gdje w1- konstantna ugaona brzina pogonskog lančanika; R1 - radijus lokacije šarki lanca (početni krug) pogonskog lančanika.

Od ugla a varira od 0 do p/z1, tada brzina lanca varira od Vmax do Vmax cos p/z1

Trenutna ugaona brzina gonjenog lančanika

w2=v/(R2 cosb)

gdje je R2 polumjer početne kružnice gonjenog lančanika; b- ugao rotacije šarke pored vodeće grane lanca (u odnosu na okomitu granu), koji varira od 0 do p / z2

Otuda i trenutni omjer prijenosa

u=w1/w2=R2/R1 cosb/cosa

Iz ove formule i Sl. 12.6, b možete vidjeti da:

1) prenosni odnos nije konstantan;

2) ujednačenost kretanja je veća što je veći broj zubaca lančanika, od tada cosa i cosb bliže jedinstvu; od primarnog značaja je povećanje broja zubaca malog lančanika;

3) ujednačenost kretanja se može primetno poboljšati ako ceo broj karika stane u vodeću granu; pod ovim uslovom, uniformnost je veća, što je bliži broj zubaca zvezda; na z1=z2 u=konst.

Promjenjivost prijenosnog omjera može se ilustrirati koeficijentom neravnomjerne rotacije gonjenog lančanika s ravnomjernom rotacijom pogonskog lančanika.

Na primjer, za prijenos sa z1=18 i z2=36 e varira unutar 1,1...2,1%. Manja vrijednost odgovara prenosu, u kojem vodeća grana sadrži cijeli broj W1 veza, a veća odgovara prijenosu, u kojem i W1 + 0,5 veza.

Dinamička opterećenja lančanih pogona uzrokovana su:

a) promjenjivi omjer prijenosa, koji dovodi do ubrzanja masa povezanih lančanim pogonima;

b) udaranje karika lanca o zupce lančanika kada nove karike uđu u zahvat.

Udarna sila na ulazu karika u zahvat procjenjuje se iz jednakosti kinetičke energije udara ulazne karike lanca energije deformacije sistema.

Procjenjuje se da je smanjena masa radnog dijela lanca jednaka masi 1,7 ... 2 karike. Obilno podmazivanje može značajno smanjiti udarnu silu.

Gubici trenja u lančanim pogonima su zbir gubitaka: a) trenja u šarkama; b) trenje između ploča; c) trenje između lančanika i karika lanca, a kod kotrljajućih lanaca i između valjka i čaure, kada se karike uhvate i otkače; d) trenje u ležajevima; e) gubitak prskanja ulja.

Glavni su gubici trenja u šarkama i nosačima.

Gubici zbog prskanja ulja su značajni samo kada se lanac podmazuje potapanjem na ograničenju brzine za ovu vrstu podmazivanja v = 10 ... 15 m/s.

Prosječne vrijednosti efikasnosti za prijenos pune projektne snage prilično precizno proizvedenih i dobro podmazanih zupčanika su 0,96 ... 0,98.

Lančani pogoni su raspoređeni tako da se lanac kreće u okomitoj ravni, a relativni visinski položaj pogonskog i gonjenog lančanika može biti proizvoljan. Optimalne lokacije lančanog pogona su horizontalne i nagnute pod uglom do 45° u odnosu na horizontalu. Vertikalno raspoređeni zupčanici zahtijevaju pažljivije podešavanje napetosti lanca, jer njegova labavost ne osigurava samozatezanje; stoga je preporučljivo barem malo međusobno pomicanje lančanika u horizontalnom smjeru.

Vodeći u lančanim pogonima mogu biti i gornja i donja grana. Vodeća grana mora biti gornja grana u sljedećim slučajevima:

a) u zupčanicima sa malim središnjim razmakom (a<30P при i> 2) i u zupčanicima blizu vertikalnog, kako bi se izbjeglo hvatanje dodatnih zuba opuštenom gornjom pogonskom granom;

b) u horizontalnim zupčanicima sa velikim središnjim razmakom (a> 60P) i malim brojem zubaca lančanika kako bi se izbjegao kontakt između grana.

Napetost lanca. Lančani prijenosi, zbog neizbježnog izduživanja lanca kao posljedica habanja i kontaktnog gužvanja u šarkama, po pravilu moraju moći regulirati njegovu napetost. Predopterećenje je neophodno u vertikalnim zupčanicima. U horizontalnim i kosim zupčanicima, zahvat lanca sa lančanicima je obezbeđen zatezanjem od sopstvene gravitacije lanca, ali labava strelica lanca mora biti optimalna u gornjim granicama.

Za zupčanike s kutom nagiba do 45 ° prema horizontu, progib f se bira približno jednak 0,02a. Za zupčanike blizu vertikalnog, f = (0,01 ... 0,015) a.

Napetost lanca se podešava:

a) pomeranje ose jedne od zvezda;

b) podešavanje zvjezdica ili valjaka.

Poželjno je da se može kompenzirati izduženje lanca unutar dvije karike, nakon čega se dvije karike lanca uklanjaju.

Podešavanje lančanika i valjka treba, ako je moguće, ugraditi na gonjenu granu lanca na mjestima njegovog najvećeg progiba. Ako ih nije moguće ugraditi na pogonsku granu, postavljaju se na vodeću, ali da bi se smanjile vibracije postavljaju se na unutrašnju stranu, gdje rade kao poteznice. U zupčanicima sa zupčastim lancem PZ-1 upravljački lančanici mogu raditi samo kao izvlakači, a valjci kao zatezni. Broj zubaca kontrolnog lančanika bira se jednak broju malog radnog lančanika ili veći. Istovremeno, moraju biti najmanje tri karike lanca u zahvatu sa lančanikom za podešavanje. Kretanje upravljačkih lančanika i valjaka u lančanim pogonima slično je onom u remenskim pogonima i vrši se opterećenjem, oprugom ili vijkom. Najčešći je dizajn lančanika s ekscentričnom osi, pritisnutom spiralnom oprugom.

Poznata je uspješna primjena lančanih pogona sa visokokvalitetnim valjkastim lancima u zatvorenim kućištima radilice sa dobrim podmazivanjem sa fiksnim osovinama lančanika bez posebnih zatezača.

Carters. Da bi se osigurala mogućnost kontinuiranog obilnog podmazivanja lanca, zaštita od zagađenja, tihi rad i da bi se osigurala sigurnost rada, lančani pogoni su zatvoreni u kućište radilice (Sl. 12.7).

Unutrašnje dimenzije kućišta radilice moraju omogućiti opuštanje lanca, kao i mogućnost praktičnog održavanja mjenjača. Za praćenje stanja lanca i nivoa ulja, kućište radilice je opremljeno prozorom i indikatorom nivoa ulja.

§ 9. Zvezdice

Profiliranje lančanika kotrljača uglavnom se vrši u skladu sa GOST 591-69, koji obezbeđuje profile otporne na habanje bez pomaka (slika 12.8, a) za kinematičke precizne zupčanike i sa pomakom za druge zupčanike (slika 12.8, b). offset profil se odlikuje činjenicom da je depresija ocrtana iz dva centra pomaknuta za e=0,03P

Šarke karika lanca, koje su u zahvatu sa lančanikom, nalaze se na razdjelnom krugu lančanika.

Promjer kruga dionice iz razmatranja trokuta s vrhovima u središtu lančanika i u središtima dvije susjedne šarke

Dd \u003d P / (grijeh (180 0 / z))

Prečnik kruga ušice

De=P(0,5+ctg (180 0 /z))

Profili zuba se sastoje od: a) šupljine ocrtane poluprečnikom r = 0,5025d1 + 0,05 mm, tj. nešto veće od polovine prečnika valjka d1 ; b) luk ocrtan poluprečnikom r1=0,8d1+r; c) pravolinijski prelazni presek; d) glava ocrtana poluprečnikom r2 . Polumjer r2 je odabran tako da se valjak lanca ne kotrlja duž cijelog profila zubaca, već glatko dolazi u kontakt sa zupcem lančanika u radnom položaju na dnu šupljine ili nešto više. Profil lančanika omogućava zahvat sa lancem koji ima određeni povećani korak zbog habanja. U ovom slučaju, valjci lanca su u kontaktu s dijelovima profila zubaca koji su udaljeniji od središta lančanika.

U specifikaciji GOST 591-b9*, koeficijent visine zuba se mijenja od 0,48 sa odnosom koraka prema prečniku valjka lanca R/d1=1,4...1,5 do 0,565 sa R/d1= 1,8... 2,0.

Širina (mm) zupčanika lančanika za jednoredni, dvo- i troredni b1 "0,95Bin-0,15, pri čemu je Vvn - razmak između unutrašnjih ploča.

Poluprečnik Rz zuba u uzdužnom presjeku (za nesmetano odvijanje lanca) i koordinata h centra zakrivljenosti iz kruga vrhova zubaca su Rz=1,7d1 i h=0,8d1.

Pri brzini lanca do 5 m / s, dozvoljeno je, prema GOST 592-81, koristiti pojednostavljeni profil lančanika, koji se sastoji od udubljenja ocrtanog duž luka, ravnog radnog dijela i zaobljenja duž luka na vrhovi. Profil vam omogućava da skratite komplet alata za rezanje lančanika.

Profiliranje lančanika zupčanika sa lancima zupčanika prema GOST 13576-81 (slika 12.9) je mnogo jednostavnije, jer su radni profili zuba ravni.

U prijenosu korisnog opterećenja sudjeluje 3 ... 7 zuba (u zavisnosti od ukupnog broja zubaca lančanika), zatim slijedi prijelazni dio sa neopterećenim zubima i na kraju 2 ... 4 zuba koji rade sa stražnjom stranom.

Prečnik koraka kruga lančanika određen je istim odnosom kao i za valjkaste lance.

Prečnik kruga ušice

De=Pctg (180 0 /z)

Visina zuba h2=h1+ e, gdje je h1 - udaljenost od središnje linije ploče do njene osnove; e - radijalni zazor jednak 0,1 R.

Ugao klinanja lanca a=60°. Dvostruki ugao šupljine zuba 2b=a-j, ugao oštrenja zuba g=30°-j, gdje je j=360°/z.

Karike neistrošenog zupčastog lanca spajaju se sa zupcima lančanika uz radne ivice oba zuba. Kao rezultat rastezanja od habanja šarki, lanac se nalazi na većem radijusu, a karike lanca su u kontaktu sa zupcima lančanika samo duž jedne radne površine.

Širina zupčanika lančanika sa unutrašnjim smjerom B = b + 2s, gdje je s debljina lančane ploče.

Lančanici s velikim brojem zubaca niskobrzinskih zupčanika (do 3 m / s) u odsustvu udarnih opterećenja mogu se izraditi od livenog željeza SCH 20, SCH 30 sa otvrdnjavanjem. U nepovoljnim uslovima u pogledu habanja, na primjer, u poljoprivrednim mašinama, koristi se antifrikciono i kaljeno nodularno lijevano željezo.

Glavni materijali za proizvodnju lančanika: srednje ugljični ili legirani čelici 45, 40X, 50G2, 35KhGSA, 40KhN s površinskim ili općim kaljenjem do tvrdoće od 45 ... mm i kaljenim na NKSe 55...60. Ako vam je potreban tih i nesmetan rad zupčanika sa snagom R£5 kW i v £ 8 m/s, moguće je izraditi felge lančanika od plastike - tekstolita, poliformaldehida, poliamida, što dovodi do smanjenja buke i povećane izdržljivosti lanca (zbog smanjenja dinamičkih opterećenja).

Zbog niske čvrstoće plastike, koriste se i metalno-plastični lančanici.

Zvjezdice su po dizajnu slične zupčanicima. Zbog činjenice da zupci lančanika u valjkastim zupčanicima imaju relativno malu širinu, lančanici u zupčanicima valjka imaju relativno malu širinu, lančanici se često izrađuju od diska i glavčine spojenih vijcima, zakovicama ili zavarivanjem.

Da bi se olakšala zamjena nakon istrošenosti, lančanici postavljeni na osovine između oslonaca, kod strojeva s teškom demontažom, napravljeni su razdvojeni duž dijametralne ravni. Ravan konektora prolazi kroz šupljinu zuba, za šta se broj zubaca lančanika bira paran.

§ 10. PODMAZIVANJE

Za kritične prijenose snage, ako je moguće, treba koristiti kontinuirano podmazivanje kućišta radilice sljedećih tipova:

a) potapanjem lanca u uljnu kupku, a potapanje lanca u ulje na najdubljoj tački ne smije prelaziti širinu ploče; primijeniti do brzine lanca od 10 m/s kako bi se izbjeglo neprihvatljivo miješanje ulja;

b) prskanje uz pomoć posebnih prskajućih izbočina ili prstenova i reflektirajućih štitnika, kroz koje ulje teče na lanac, koristi se brzinom od 6 ... 12 m / s u slučajevima kada se nivo ulja u kadi ne može podići na lokaciju lanca;

c) cirkulacijsko mlazno podmazivanje iz pumpe, najnaprednija metoda, koristi se za snažne brze zupčanike;

d) cirkulirajući centrifugalni sa dovodom ulja kroz kanale u vratilima i lančanicima direktno do lanca; koristi se za skučene dimenzije prijenosa, na primjer, u transportnim vozilima;

e) cirkulaciono podmazivanje raspršivanjem kapljica ulja u mlazu vazduha pod pritiskom; koristi se pri brzinama preko 12 m/s.

U zupčanicima srednje brzine koji nemaju zatvorena kućišta radilice, može se koristiti plastično međuzglobno podmazivanje ili podmazivanje kap po kap. Plastično podmazivanje unutar šarke vrši se periodično, nakon 120...180 sati, potapanjem lanca u ulje zagrijano na temperaturu koja osigurava njegovo razrjeđivanje. Mast je primjenjiva za brzine lanca do 4 m/s i podmazivanje kap po kap do 6 m/s.

U zupčanicima s velikim lancima, ograničenja brzine za svaku metodu podmazivanja su nešto niža.

Uz periodičan rad i male brzine lanca, dozvoljeno je periodično podmazivanje ručnim podmazivačem (svakih 6 ... 8 sati). Ulje se dovodi u donju granu na ulazu u zahvat sa lančanikom.

Kod ručnog podmazivanja kap po kap, kao i mlaznog podmazivanja iz pumpe, potrebno je osigurati da se mazivo rasporedi po cijeloj širini lanca i uđe između ploča za podmazivanje šarki. Poželjno je dopremati mazivo na unutrašnju površinu lanca, odakle se pod djelovanjem centrifugalne sile bolje dovodi do šarki.

Za podmazivanje lančanih pogona, ovisno o opterećenju, koriste se industrijska ulja I-G-A-46 ... I-G-A-68, a kod malih opterećenja N-G-A-32.

U inozemstvu su počeli proizvoditi lance za rad u laganim režimima koji ne zahtijevaju podmazivanje, čije su trljajuće površine prekrivene samopodmazujućim materijalima protiv trenja.

Trenutno moderni motocikli koriste lance sa zaštitnim kapama na svakoj karici. Takvi motocikli voze se s otvorenim lancima, koji se apsolutno ne boje ni vode ni prljavštine. Uobičajeno, prema obliku zaptivnih prstenova, oni se nazivaju "O-prstenovi". Ovaj dizajn lanca, koji ima solidne prednosti, ima samo jedan nedostatak: u poređenju sa konvencionalnim lancima, ima povećano trenje, što pogoršava efikasnost prijenosa u "zglobovima" sa žlijezdama. Stoga se „O-ring“ neće koristiti u motociklima za kros i cestovne trke (dinamika je kod njih izuzetno važna, a vijek trajanja lanca nije bitan zbog kratkog trajanja trka), kao ni kao na vozilima malog kapaciteta.

Međutim, postoje i lanci koje kreatori nazivaju "X-prsten". U njima se brtveni prstenovi više ne izrađuju u obliku krofne za obuku, već imaju oblik poprečnog presjeka koji podsjeća na slovo "X". Zahvaljujući ovoj inovaciji, gubici trenja u spojevima lanca smanjeni su za 75% u poređenju sa „O-prstenom“.

LITERATURA

1. Mašinski dijelovi: Udžbenik za studente inženjerskih i mašinskih specijalnosti univerziteta. – 4. izd., revidirano. i dodatne - M.: Mashinostroenie, 1989. - 496 str.

2. MOTO br. 7/98, Molimo dobre lance, c84…85. – “Za volanom”, 1998.


§ 1. OPŠTE INFORMACIJE

§ 3. GLAVNI PARAMETRI POGONSKIH LANACA
§ 4. KRITERIJUMI ZA UPRAVLJIVOST I PRORAČUN LANČANIH ZUPČANIKA. MATERIJALI LANCA
§ 5. NOSIVOST I PRORAČUN LANČANIH ZUPČANIKA
§ 6. KONSTANTNE SILE U GRANAMA LANCA I OPTEREĆENJA NA VRATILA
§ 7. OSCILACIJE PRENOSNOG ODNOSA I DINAMIČKOG OPTEREĆENJA
§ 8. GUBITAK OD TRENJA. GEAR DESIGN
§ 9. Zvezdice
§ 10. PODMAZIVANJE
§ 11. LANCI “O-RING” i “X-RING”
LITERATURA

Nalog za posao

Naši stručnjaci će Vam pomoći da napišete rad sa obaveznom provjerom jedinstvenosti u Antiplagijat sistemu
Pošaljite prijavu sa zahtjevima odmah da saznate cijenu i mogućnost pisanja.

§ 1. OPŠTE INFORMACIJE

Lanac se sastoji od karika povezanih šarkama koje obezbeđuju pokretljivost ili "fleksibilnost" lanca.

Lančani prijenosi se mogu izvesti u širokom rasponu parametara.

Lančani pogoni se široko koriste u poljoprivrednim i dizajućim i transportnim vozilima, opremi za bušenje nafte, motociklima, biciklima i automobilima.

Pored lančanih pogona, u mašinstvu se koriste i lančani uređaji, odnosno lančani pogoni sa radnim tijelima (posude, strugači) u transporterima, elevatorima, bagerima i drugim mašinama.

Lanci koji se koriste u mašinstvu, prema prirodi posla koji obavljaju, dijele se u dvije grupe: pogonski i vučni. Lanci su standardizovani, proizvode se u specijalizovanim fabrikama. Samo proizvodnja pogonskih lanaca u SSSR-u prelazi 80 miliona m m godišnje. Godišnje se njima opremi više od 8 miliona automobila.

U SSSR-u se slijedeći lanci pogonskih valjaka i rukavaca proizvode u skladu sa GOST 13568-75 *:

PRL - valjak jednoredni normalna tačnost;

PR - valjak visoke preciznosti;

PRD - valjak duge veze;

PV - rukav;

PRI - valjak sa zakrivljenim pločama,

kao i valjkasti lanci prema GOST 21834-76 * za bušaće uređaje (u brzim zupčanicima).

Valjci (osovine) lanaca su stepenasti ili glatki.

stoga se obično nastoji koristiti lanci sa parnim brojem karika.

Ploče u karikama se razmiču za debljinu jedne ili dvije ploče spojnih karika.

Trenutno se uglavnom proizvode lanci sa kotrljajućim zglobovima, koji su standardizovani (GOST 13552-81*).

Vučni lanci podijeljeni su u tri glavna tipa: lamelarni ali GOST 588-81 *; sklopivi prema GOST 589 85; okrugla veza (normalna i povećana čvrstoća), respektivno, prema GOST 2319-81.

velike stepenice, jer se bočne ploče često koriste za osiguranje transportne trake. Brzine ovog tipa lanaca obično ne prelaze 2...3 M/S.

Okrugli link iepi Uglavnom se koriste za vješanje i podizanje tereta.

Postoje posebni lanci koji prenose kretanje između lančanika sa međusobno okomitim osama. Valjci (osovine) dvaju susjednih karika takvog lanca međusobno su okomiti.

§ 3. GLAVNI PARAMETRI POGONSKIH LANACA

Snage za prijenos za koje se koriste lančani prijenosi variraju od frakcija do stotina kilovata, obično do 100 kW u općoj tehnici. Središnji razmaci lančanih pogona dostižu 8 m.

Prosječna brzina lanca, m/s,

V=znP/(60*1000)

gdje je z broj zubaca lančanika; P brzina njegove rotacije, min-1; R-

Prijenosni omjer se određuje iz uvjeta jednakosti prosječne brzine lanca na lančanicima:

z1n1P=z2n2P

Otuda i omjer prijenosa, shvaćen kao omjer rotacijskih frekvencija pogonskog i gonjenog lančanika,

U=n1/n2=z2/z1,

gdje n1 i p2- brzina rotacije pogonskog i gonjenog lančanika, min-1; z1 i z2 - broj zubaca pogonskog i gonjenog lančanika.

Omjer prijenosa je ograničen dimenzijama zupčanika, uglovima omotača i brojem zubaca. Obično u£7. U nekim slučajevima, u niskim brzinama, ako prostor dopušta, u £10.

Z1min=29-2u ³ 13

U zavisnosti od brzine bira se z1min pri velikim brzinama z1min=19...23; prosječno 17...19, a na niskom 13...15.U zupčanicima zupčanika z1min je veći za 20...30%.

Razmak lančanika i dužina lanca. Minimalni središnji razmak amin (mm) određuje se iz uslova:

nedostatak interferencije (tj. ukrštanja) zvijezda

amin>0,5(De1+De2)

gdje je De1 i De2 - vanjski prečnici zvijezda;

tako da ugao namotavanja lanca malog lančanika bude veći od 120°, odnosno da je ugao nagiba svake grane prema osovini prenosa manji od 30°. A pošto sin30°=0,5, onda amin> d2-d1 .

Optimalne središnje udaljenosti

a \u003d (30 ... 50) R.

Amax=80P

Potreban broj karika lanca W određen je unaprijed odabranim središnjim rastojanjem a, korak R i broj zubaca lančanika z1 i z2:

W=(z1+z2)/2+2a/P+((z2-z1)/2 str ) 2 P/a;

rezultirajuća vrijednost W se zaokružuje na najbliži cijeli (po mogućnosti paran) broj.

Udaljenost između osovina lančanika prema odabranom broju karika lanca (isključujući labavost lanca) slijedi iz prethodne formule.

Lanac mora imati malo labavosti kako bi se izbjeglo prekomjerno opterećenje gravitacijom i radijalno otpuštanje lančanika.

Da biste to učinili, središnja udaljenost se smanjuje za (0,002 ... 0,004) a.

§ 4. KRITERIJUMI ZA UPRAVLJIVOST I PRORAČUN LANČANIH ZUPČANIKA. MATERIJALI LANCA

2. Otkazivanje od zamora lamela je glavni kriterijum za brze lance za teške uslove rada u dobro podmazanim zatvorenim kućištima radilice.

3. Okretanje valjaka i čahura u pločama na mjestima presovanja je čest uzrok kvara lanaca, povezan s nedovoljno kvalitetnom izradom.

4. Drobljenje i uništavanje valjaka.

5. Postizanje maksimalnog progiba grane u praznom hodu je jedan od kriterijuma za zupčanike sa neregulisanim središnjim rastojanjem, koji rade u odsustvu zatezača i skučenih dimenzija.

6. Istrošenost zubaca lančanika.

U skladu sa navedenim razlozima kvara lančanih zupčanika, može se zaključiti da je vijek trajanja zupčanika najčešće ograničen izdržljivošću lanca.

Trajnost lanca prvenstveno zavisi od otpornosti šarki na habanje.

Materijal i termička obrada lanaca su kritični za njihovu trajnost.

U šarkama valjkastih lanaca plastika se počinje koristiti za rad bez maziva ili sa oskudnim zalihama.

Resurs lančanih pogona u stacionarnim mašinama trebao bi biti 10 ... 15 hiljada sati rada.

§ 5. NOSIVOST I PRORAČUN LANČANIH ZUPČANIKA

Dozvoljena korisna sila koju lanac s kliznim zglobom može prenijeti,

F=[p]oA/Ke;

ovdje [R] o - dozvoljeni pritisak, MPa, u šarkama za prosečne uslove rada (tabela 12.4); A- projekcija nosive površine šarke, mm2, jednaka za cijene valjka i čahure dBin |, ; Ke - koeficijent rada.

Operativni koeficijent Ke, može se predstaviti kao proizvod parcijalnih koeficijenata:

Ke \u003d KdKaKnKregKcmKrezhKt.

Prilikom procjene vrijednosti operativnog faktora Ke potrebno je barem okvirno uzeti u obzir stohastičku (slučajnu) prirodu niza parametara koji na nju utiču.

Ako je, prema proračunu, vrijednost koeficijenta Ke>2...3, tada je potrebno poduzeti konstruktivne mjere za poboljšanje rada prijenosa.

Pogonski lanci su projektovani na osnovu geometrijske sličnosti, tako da se površina projekcije nosive površine šarke za svaki raspon veličina lanaca može predstaviti kao ALI =cf 2 , gdje sa - koeficijent proporcionalnosti, s "0,25 za jednoredne lance, osim za lance koji nisu uključeni u redovne veličine: PR-8-460; PR-12.7-400-1 i PR. 12.7-900-2 (vidi tabelu 12.1).

Dozvoljena sila F lanac sa mp redovima

F= k.č 2 [p]o mp/Ke,

gdje tr - koeficijent reda lanca, uzimajući u obzir neravnomjernu raspodjelu opterećenja po redovima:

zp=1 . . . . 2 3

tp,=1 .... 1,7 2,5

Dozvoljeni obrtni moment (N*m) na malom lančaniku

T1=Fd1/2*10 3 =FPz1/2 str 10 3

Otuda i korak lanca

P=18,5 3 Ö T1Ke/(cz1mp[p]o).

Približna vrijednost koraka jednorednog lanca (mm)

P=(12,8…13,5) 3 Ö T1/z1

gde je koeficijent 12,8 - za PR kola, a koeficijent 13,5 - za PRL kola, T\- moment, N*m.

Korekcioni faktori:

prema tvrdoći šarki pri radu sa podmazivanjem i kontaminacijom abrazivima: površine bez termičke obrade 2, sa masivnim otvrdnjavanjem 1, sa karburizacijom 0,65;

prema radnim uslovima kada se podmazuje uljem: bez abrazivne kontaminacije 1, u abrazivnom okruženju 10 ... 100;

po prirodi podmazivanja: periodično nepravilno 0,3. obična 0,1, uljna kupka 0,06 itd.

Lanci zupčanika sa kotrljajućim zglobovima biraju se prema zaštićenim podacima ili polu-empirijskim ovisnostima iz kriterija otpornosti na habanje.

Prilikom određivanja operativnog faktora Ke dozvoljeno je ograničiti se na uzimanje u obzir koeficijenta ugla nagiba Kn i at i> 10 m/s koeficijent centrifugalnog utjecaja Kv=1+1,1*10 -3 v 2

§ 6. KONSTANTNE SILE U GRANAMA LANCA I OPTEREĆENJA NA VRATILA

Vodeća grana lanca tokom rada doživljava konstantno opterećenje F1, koje se sastoji od korisne sile F i napetosti pogonjene grane F2:

Obično se uzima napetost pogonjene grane sa poznatom marginom

F2=Fq+Fc

gdje je Fq - napetost zbog gravitacije; Fc - napetost od djelovanja centrifugalnih opterećenja na karike lanca.

Napetost Fq(N) se određuje približno, kao za apsolutno fleksibilnu nerastezljivu nit:

Fq=ql 2 /(8f)g cos y

gdje je q - težina jednog metra lanca, kg; l - udaljenost između tačaka ovjesa lanca, m; f - progib, m; g - ubrzanje slobodnog pada, m/s2; y - ugao nagiba prema horizontu linije koja povezuje tačke ovjesa lanca, koji se približno uzima jednak kutu nagiba prijenosa.

Uzimajući l jednako središnjoj udaljenosti a i f=0.02a, dobijamo pojednostavljenu zavisnost

Fq=60qa udobno³10q

Napetost lanca od centrifugalnih opterećenja Fc(N) za lančane pogone određuje se po analogiji sa remenskim prijenosima, tj.

Fc=qv 2 ,

gdje v- brzina lanca, m/s.

Centrifugalna sila koja djeluje duž cijele konture lanca uzrokuje dodatno trošenje šarki.

K=Fraz/F1max,

Gdje je F1max = F + Fq + Fc + Fd (za definiciju Fd, vidjeti § 12.7).

Ako je vrijednost faktora sigurnosti K> 5...6, onda se smatra da lanac zadovoljava uslove statičke čvrstoće.

§ 7. OSCILACIJE PRENOSNOG ODNOSA I DINAMIČKOG OPTEREĆENJA

U proizvoljnom kutnom položaju lančanika, kada se vodeći zglob rotira u odnosu na okomicu na vodeću granu pod uglom, uzdužna brzina lanca (slika 12.6, a)

V= w 1R1 cos a

Gdje w 1 - konstantna ugaona brzina pogonskog lančanika; R1 - radijus lokacije šarki lanca (početni krug) pogonskog lančanika.

Od ugla a varira od 0 do p/z1, tada brzina lanca varira od Vmax do Vmax cos p/z1

Trenutna ugaona brzina gonjenog lančanika

w 2=v/(R2 cos b )

gdje je R2 polumjer početne kružnice gonjenog lančanika; b- ugao rotacije šarke pored vodeće grane lanca (u odnosu na okomitu granu), koji varira od 0 do p / z2

Otuda i trenutni omjer prijenosa

u= w 1/ w 2=R2/R1 koz b / cos a

Iz ove formule i Sl. 12.6, b možete vidjeti da:

1) prenosni odnos nije konstantan;

2) ujednačenost kretanja je veća što je veći broj zubaca lančanika, od tada cos a i cos b bliže jedinstvu; od primarnog značaja je povećanje broja zubaca malog lančanika;

3) ujednačenost kretanja se može primetno poboljšati ako ceo broj karika stane u vodeću granu; pod ovim uslovom, uniformnost je veća, što je bliži broj zubaca zvezda; na z1=z2 u=konst.

Promjenjivost prijenosnog omjera može se ilustrirati koeficijentom neravnomjerne rotacije gonjenog lančanika s ravnomjernom rotacijom pogonskog lančanika.

Dinamička opterećenja lančanih pogona uzrokovana su:

a) promjenjivi omjer prijenosa, koji dovodi do ubrzanja masa povezanih lančanim pogonima;

b) udaranje karika lanca o zupce lančanika kada nove karike uđu u zahvat.

Udarna sila na ulazu karika u zahvat procjenjuje se iz jednakosti kinetičke energije udara ulazne karike lanca energije deformacije sistema.

Procjenjuje se da je smanjena masa radnog dijela lanca jednaka masi 1,7 ... 2 karike. Obilno podmazivanje može značajno smanjiti udarnu silu.

§ 8. GUBITAK OD TRENJA. GEAR DESIGN

Glavni su gubici trenja u šarkama i nosačima.

Gubici zbog prskanja ulja su značajni samo kada se lanac podmazuje potapanjem na ograničenju brzine za ovu vrstu podmazivanja v = 10 ... 15 m/s.

Prosječne vrijednosti efikasnosti za prijenos pune projektne snage prilično precizno proizvedenih i dobro podmazanih zupčanika su 0,96 ... 0,98.

Vodeći u lančanim pogonima mogu biti i gornja i donja grana. Vodeća grana mora biti gornja grana u sljedećim slučajevima:

a) u zupčanicima sa malim središnjim razmakom (a<30P при i> 2) i u zupčanicima blizu vertikalnog, kako bi se izbjeglo hvatanje dodatnih zuba opuštenom gornjom pogonskom granom;

b) u horizontalnim zupčanicima sa velikim središnjim razmakom (a> 60P) i malim brojem zubaca lančanika kako bi se izbjegao kontakt između grana.

Za zupčanike s kutom nagiba do 45 ° prema horizontu, progib f se bira približno jednak 0,02a. Za zupčanike blizu vertikalnog, f = (0,01 ... 0,015) a.

Napetost lanca se podešava:

a) pomeranje ose jedne od zvezda;

b) podešavanje zvjezdica ili valjaka.

Poželjno je da se može kompenzirati izduženje lanca unutar dvije karike, nakon čega se dvije karike lanca uklanjaju.

§ 9. Zvezdice

Šarke karika lanca, koje su u zahvatu sa lančanikom, nalaze se na razdjelnom krugu lančanika.

Promjer kruga dionice iz razmatranja trokuta s vrhovima u središtu lančanika i u središtima dvije susjedne šarke

Dd \u003d P / (grijeh (180 0 /z))

Prečnik kruga ušice

De=P(0,5+ctg (180 0 /z))

U specifikaciji GOST 591-b9*, koeficijent visine zuba se mijenja od 0,48 sa odnosom koraka prema prečniku valjka lanca R/d1=1,4...1,5 do 0,565 sa R/d1 = 1,8... 2,0.

Širina (mm) zupčanika lančanika za jednoredni, dvo- i troredni b1 "0,95Bin-0,15, pri čemu je Vvn - razmak između unutrašnjih ploča.

Poluprečnik Rz zuba u uzdužnom presjeku (za nesmetano odvijanje lanca) i koordinata h centra zakrivljenosti iz kruga vrhova zubaca su Rz=1,7d1 i h=0,8d1.

Profiliranje lančanika zupčanika sa lancima zupčanika prema GOST 13576-81 (slika 12.9) je mnogo jednostavnije, jer su radni profili zuba ravni.

Prečnik koraka kruga lančanika određen je istim odnosom kao i za valjkaste lance.

Prečnik kruga ušice

De=Pctg (180 0 /z)

Visina zuba h2=h1+ e, gdje je h1 - udaljenost od središnje linije ploče do njene osnove; e - radijalni zazor jednak 0,1 R.

Ugao klinanja lanca a=60°. Dvostruki ugao šupljine zuba 2b=a-j, ugao oštrenja zuba g=30°-j, gdje je j=360°/z.

Širina zupčanika lančanika sa unutrašnjim smjerom B = b + 2s, gdje je s debljina lančane ploče.

Glavni materijali za proizvodnju lančanika: srednje ugljični ili legirani čelici 45, 40X, 50G2, 35KhGSA, 40KhN s površinskim ili općim kaljenjem do tvrdoće od 45 ... mm i kaljenim na NKSe 55...60. Ako vam je potreban tih i nesmetan rad zupčanika sa snagom R £ 5 kW i v £ 8 m/s, moguće je izraditi felge lančanika od plastike - tekstolita, poliformaldehida, poliamida, što dovodi do smanjenja buke i povećane izdržljivosti lanca (zbog smanjenja dinamičkih opterećenja).