Застосування у приводі ланцюгової передачі забезпечує. Класифікація ланцюгових передач

Ланцюгові передачі: переваги та недоліки, класифікація. Конструкції приводних ланцюгів

Ланцюгова передача заснована на зачепленні ланцюга та зірочок. Принцип зачеплення, а не тертя, а також підвищена міцність сталевого ланцюга в порівнянні з ременем дозволяють передавати ланцюгом за інших рівних умов великі навантаження. Відсутність ковзання забезпечує сталість середнього передавального відношення.

Принцип зачеплення не вимагає попереднього натягу ланцюга, у зв'язку з чим зменшується навантаження на вали та опори. Ланцюгові передачі можуть працювати при менших міжосьових відстанях і великих передатних відносинах, а також передавати потужність від одного провідного валу кільком веденим.

Основною причиною недоліків ланцюгової передачі є те, що ланцюг складається з окремих жорстких ланок і розташовується на зірочці не по колу, а по багатокутнику. З цим пов'язані мінливість швидкості ланцюга в межах одного обороту, знос шарнірів ланцюга, шум та додаткові динамічні навантаження. Крім того ланцюг дорожчий і складніший у виготовленні.

Основними типами приводних ланцюгів є роликові, втулкові (ГОСТ 13568-75) та зубчасті ланцюги ГОСТ 13552-81).

Роликова ланцюг складається з двох рядів зовнішніх (1) та внутрішніх (2) пластин. У зовнішні пластини запресовані валики (3), пропущені через втулки (4). Втулки запресовані в отвори внутрішніх пластин. Втулка на валику та ролик на втулці можуть вільно повертатися.

Застосування втулки дозволяє розподілити навантаження по всій довжині валика і зменшити знос шарнірів. Поряд з однорядними виготовляють дво-, три- та чотирирядні ланцюги. Їх збирають із тих же елементів, тільки валик проходить через усі ряди.

Втулкові ланцюги за конструкцією аналогічні роликовим, але у них немає ролика (5). Внаслідок цього знос ланцюга та зірочок збільшується, але знижується маса та вартість ланцюга.

Зубчасті ланцюги складаються з набору пластин із двома зубоподібними виступами. Пластини ланцюга зачіплюються із зубами зірочки своїми торцевими площинами. Кут заклинювання прийнятий 60 .

Конструкція зубчастих ланцюгів дозволяє виготовляти їх широкими та передавати великі навантаження. Вони працюють плавно, із меншим шумом. Їх рекомендують застосовувати за порівняно високих швидкостей - до 35 м/с.

Московський державний інститут

Електроніки та Математики

(Технічний університет)

за курсом «Деталі машин

та основи конструювання»

«Ланцюгові передачі»

Москва 1998

§ 1. ЗАГАЛЬНІ ВІДОМОСТІ

Ланцюгова передача складається з ведучої і веденої зірочок і ланцюга, що охоплює зірочки і зачіпається за їхні зуби. Застосовують також ланцюгові передачі з кількома відомими зірочками. Крім перерахованих основних елементів, ланцюгові передачі включають натяжні пристрої, мастильні пристрої та огородження.

Ланцюг складається зі з'єднаних шарнірами ланок, які забезпечують рухливість або «гнучкість» ланцюга.

Ланцюгові передачі можуть виконуватись у широкому діапазоні параметрів.

Широко використовують ланцюгові передачі у сільськогосподарських та підйомно-транспортних машинах, нафтобуровому устаткуванні, мотоциклах, велосипедах, автомобілях.

Крім ланцюгових приводів, у машинобудуванні застосовують ланцюгові пристрої, тобто ланцюгові передачі з робочими органами (ковшами, скребками) у транспортерах, елеваторах, екскаваторах та інших машинах.

До переваг ланцюгових передач відносять: 1) можливість застосування у значному діапазоні міжосьових відстаней; 2) менші, ніж у ремінних передач, габарити; 3) відсутність ковзання; 4) високий ККД; 5) малі сили, що діють на вали, оскільки немає потреби у великому початковому натягу; 6) можливість легкої заміни ланцюга; 7) можливість передачі руху кільком зірочкам.

Разом з тим ланцюгові передачі не позбавлені недоліків: 1) вони працюють в умовах відсутності рідинного тертя в шарнірах і, отже, з неминучим їх зносом, суттєвим при поганому змащуванні та попаданні пилу та бруду; знос шарнірів призводить до збільшення кроку ланок та довжини ланцюга, що викликає необхідність застосування натяжних пристроїв; 2) вони вимагають більш високої точності установки валів, ніж клинопасові передачі, і більш складного догляду - змащування, регулювання; 3) передачі вимагають установки на картерах; 4) швидкість руху ланцюга, особливо при малих числах зубів зірочок, не постійна, що викликає коливання передавального відношення, хоча ці коливання невеликі (див. § 7).

Ланцюги, що застосовуються в машинобудуванні, за характером виконуваної ними роботи поділяють на дві групи: приводні та тягові. Ланцюги стандартизовані, їх виробляють на спеціалізованих заводах. Випуск лише приводних ланцюгів у СРСР перевищує 80 млн. м на рік. Ними оснащується щорічно понад 8 млн машин.

Як приводні застосовують роликові, втулкові та зубчасті ланцюги. Для них характерні малі кроки (для зменшення динамічних навантажень) та зносостійкі шарніри (для забезпечення довговічності).

Основними геометричними характеристиками ланцюгів є крок і ширина, основною силовою характеристикою - руйнівне навантаження, яке встановлюється досвідченим шляхом. Відповідно до міжнародних стандартів застосовують ланцюги з кроком, кратним 25,4 мм (тобто ~ 1 дюйму)

У СРСР виготовляють наступні приводні роликові та втулкові ланцюги за ГОСТ 13568-75*:

ПРЛ - роликові однорядні нормальної точності;

ПР – роликові підвищеної точності;

ПРД - роликові довголанкові;

ПВ – втулкові;

ПРИ - роликові із вигнутими пластинами,

а також роликові ланцюги за ГОСТ 21834-76 для бурових установок (у швидкохідних передачах).

Роликові ланцюги - це ланцюги зі ланками, кожна з яких виконана з двох пластин, напресованих на валики (зовнішні ланки) або втулки (внутрішні ланки). Втулки надіті на валики сполучених ланок і утворюють шарніри. Зовнішні та внутрішні ланки в ланцюзі чергуються.

Втулки, у свою чергу, несуть ролики, які входять у западини між зубами на зірочках і зчіплюються із зірочками. Завдяки роликам тертя ковзання між ланцюгом і зірочкою замінюється тертям кочення, що зменшує знос зубів зірочок. Пластини окреслюють контуром, що нагадує цифру 8 і наближає пластини до тіл рівного опору розтягу.

Валики (осі) ланцюгів виконують ступінчастими чи гладкими.

Кінці валиків розклепують, тому ланки ланцюга нероз'ємні. Кінці ланцюга з'єднують сполучними ланками із закріпленням валиків шплінтами або розклепуванням. У разі необхідності використання ланцюга з непарним числом ланок застосовують спеціальні перехідні ланки, які, проте, слабші, ніж основні;

тому зазвичай прагнуть застосовувати ланцюги з парним числом ланок.

При великих навантаженнях і швидкостях, щоб уникнути застосування ланцюгів з великими кроками, несприятливих щодо динамічних навантажень, застосовують багаторядні ланцюги. Їх складають із тих самих елементів, як і однорядні, лише їх налики мають збільшену довжину. Потужні потужності і руйнівні навантаження багаторядних ланцюгів майже пропорційні числу рядів.

Характеристики роликових ланцюгів підвищеної точності ПР наведено у табл. 1. Роликові ланцюги нормальної точності ПРЛ стандаргізовані в діапазоні кроків 15,875...50,8 і розраховані на руйнівне навантаження на 10...30% менше, ніж у ланцюгів попишонної точності.

Довго з в е н ні е р о л і к о ві ланцюги ПРД виконують у подвоєним кроком у порівнянні зі звичайними роликовими. Тому вони легші і дешевші за звичайні. Їх доцільно застосовувати за малих швидкостях, зокрема, у сільськогосподарському машинобудуванні.

Втулкові ланцюги ПВ за конструкцією збігаються з роликовими, але не мають роликів, що здешевлює ланцюг і зменшує габарити і масу при збільшеній площі проекції шарніра. Ці ланцюги виготовляють з кроком лише 9,525 мм і застосовують, зокрема, у мотоциклах та автомобілях (привод до розподільчого валу). Ланцюги показують достатню працездатність.

Роликові ланцюги з вигнутими пластинами ПРІ набирають з однакових ланок, подібних до перехідної ланки (див. рис. 12.2, е). У зв'язку з тим, що пластини працюють на вигин і тому мають підвищену податливість, ці ланцюги застосовують при динамічних навантаженнях (ударах, частих реверсах і т. д.).

У позначенні роликового або втулкового ланцюга вказують: тип, крок, навантаження, що руйнує, і номер ГОСТу (наприклад, Ланцюг ПР-25,4-5670 ГОСТ 13568 -75 *).У багаторядних ланцюгів на початку позначення вказують число рядів.

Зубчасті ланцюги (табл. 2) – це ланцюги зі ланками із наборів пластин. Кожна пластина має два зуби з западиною між ними розміщення зуба зірочки. Робочі (зовнішні) поверхні зубів цих пластин (поверхні контакту із зірочками, обмежені площинами та нахилені одна до одної під кутом вклинювання a, рівним 60°). Цими поверхнями кожна ланка сідає на два зуби зірочки. Зуби зірочок мають трапецієподібний профіль.

Пластини у ланках розсунуті на товщину однієї або двох пластин сполучених ланок.

Нині переважно виготовляють ланцюги з шарнірами кочення, які стандартизовані (ГОСТ 13552-81*).

Для утворення шарнірів в отвори ланок вставляють призми з робочими циліндричними поверхнями. Призми спираються на лиски. При спеціальному профілюванні отвору пластин та відповідних поверхонь призм можна отримати у шарнірі практично чисте кочення. Є експериментальні та експлуатаційні дані про те, що ресурс зубчастих ланцюгів із шарнірами кочення у багато разів вищий, ніж ланцюгів із шарнірами ковзання.

Щоб уникнути бічного сповзання ланцюга із зірочок передбачають напрямні пластини, що являють собою звичайні пластини, але без виїмок для зубів зірочок. Застосовують внутрішні чи бічні напрямні пластини. Внутрішні напрямні пластини вимагають проточки відповідної канавки на зірочках. Вони забезпечують найкращий напрямок при високих швидкостях і мають основне застосування.

Достоїнствами зубчастих ланцюгів у порівнянні з роликовими є менший шум, підвищена кінематична точність і допустима швидкість, а також підвищена надійність, пов'язана з багатопластинчастою конструкцією. Однак вони важчі, складніші у виготовленні та дорожчі. Тому вони мають обмежене застосування та витісняються роликовими ланцюгами.

Тягові ланцюги підрозділяють р. а три основних типи: пластинчасті та ГОСТ 588-81*; розбірні за ГОСТ 58985; круглозвепні (нормальної та підвищеної міцності) відповідно за ГОСТ 2319-81.

Пластинчасті ланцюгислужать для переміщення вантажів під будь-яким кутом до горизонтальної площини в машинах, що транспортують (конвеєрах, підйомниках, ескалаторах та ін). Вони зазвичай складаються з пластин простої форми та осей з втулками або без втулок; для них характерні

великі кроки, оскільки бічні пластини часто використовують із закріплення полотна транспортера. Швидкості руху ланцюгів цього зазвичай не перевищують 2...3 М/С.

Круглоланкові єпивикористовують в основному для підвісу та підйому вантажів.

Існують спеціальні ланцюги, що передають рух між зірочками із взаємно перпендикулярними осями. Валики (осі) двох сусідніх ланок такого ланцюга взаємно перпендикулярні.

Потужності, передачі яких застосовують ланцюгові передачі, змінюються в діапазоні від часток до сотень кіловат, у загальному машинобудуванні зазвичай до 100 кВт. Міжосьові відстані ланцюгових передач сягають 8 м.

Частоти обертання зірочок та швидкість обмежуються величиною сили удару, що виникає між зубом зірочки та шарніром ланцюга, зносом та шумом передач. Найбільші рекомендовані та граничні частоти обертання зірочок наведені в табл. 3. Швидкості руху ланцюгів зазвичай не перевищують 15 м/с, однак у передачах з ланцюгами та зірочками високої якості при ефективних способах змащування досягають 35 м/с.

Середня швидкість ланцюга, м/с,

V=znP/(60*1000)

де z – число зубів зірочки; пстота її обертання, хв -1; Р-

Передатне відношення визначають із умови рівності середньої швидкості ланцюга на зірочках:

z1n1P=z2n2P

Звідси передатне ставлення, що розуміється як відношення частот обертання провідної та веденої зірочок,

U=n1/n2=z2/z1,

де п1і п2-частоти обертання провідної та веденої зірочок, хв -1; z1 та z2 - числа зубів провідної та веденої зірочок.

Передатне відношення обмежується габаритами передачі, кутами обхвату та числами зубів. Зазвичай u£7. В окремих випадках у тихохідних передачах, якщо дозволяє місце, £10.

Числа зубів зірочок. Мінімальні числа зубів зірочок обмежуються зношуванням шарнірів, динамічними навантаженнями, а також шумом передач. Чим менше число зубів зірочки, тим більше зношування, так як кут повороту ланки при набіганні ланцюга на зірочку і збіганні з неї дорівнює 360 ° / z.

Із зменшенням числа зубів зростають нерівномірність швидкості руху ланцюга та швидкість удару ланцюга об зірочку. Мінімальна кількість зубів зірочок роликових ланцюгів залежно від передатного відношення вибирають за емпіричною залежністю.

Z1min=29-2u³13

Залежно від частоти обертання z1min вибирають за високих частотах обертання z1min=19...23; середніх 17...19, а за низьких 13... 15. У передачах зубчастими ланцюгами z1min більше на 20...30 %.

У міру зношування ланцюга її шарніри піднімаються за профілем зуба зірочки від ніжки до вершини, що призводить в кінцевому рахунку до порушення зачеплення. При цьому гранично допустиме збільшення кроку ланцюга тим менше, чим більша кількість зубів зірочки. Тому максимальне число зубів обмежують під час використання роликових ланцюгів величиною 100...120, а зубчастих 120...140.

Переважно вибирати непарне число зубів зірочок (особливо малої), що у поєднанні з парним числом ланок ланцюга сприяє рівномірному зносу. Ще сприятливіше, з погляду зносу, вибирати число зубів малої зірочки з низки простих чисел.

Відстань між осями і зірочок і довжина ланцюга. Мінімальну міжосьову відстань amin (мм) визначають з умов:

відсутності інтерференції (тобто перетину) зірочок

amin>0,5(De1+De2)

де De1 та De2 - зовнішні діаметри зірочок;

щоб кут обхвату ланцюгом малої зірочки був більше 120 °, тобто кут нахилу кожної гілки до осі передачі був менше 30 °. Оскільки sin30°=0,5, то amin> d2-d1.

Оптимальні міжосьові відстані

а = (30 ... 50) Р.

Зазвичай міжосьові відстані рекомендують обмежувати величиною

Amax=80P

Потрібне число ланок ланцюга W визначають за попередньо обраним міжосьовим відстанню а,кроку Рі числам зубів зірочок z1 та z2:

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

отримане значення W округляють до найближчого цілого (бажано парного) числа.

Ця формула виводиться поаналогії з формулою для довжини ременя та є наближеною. Перші два члени формули дають потрібну кількість ланок при z1=z2, коли гілки ланцюга паралельні, третій член враховує нахил гілок.

Відстань між осями зірочок за вибраним числом ланок ланцюга (без урахування провисання ланцюга) випливає з попередньої формули.

Ланцюг повинен мати деяке провисання, щоб уникнути підвищеного навантаження від сили тяжіння і радіального биття зірочок.

Для цього міжосьову відстань зменшують на (0,002...0.004) а.

Крок ланцюга прийнято за основний параметр цінної передачі. Ланцюги з великим кроком мають більшу здатність, що несе, але допускають значно менші частоти обертання, вони працюють з великими динамічними навантаженнями і шумом. Слід вибирати ланцюг із мінімально допустимим для даного навантаження кроком. Зазвичай a/80£P£a/25; зменшити крок зубчастих ланцюгів при конструюванні можна, збільшивши її ширину, а для роликових ланцюгів - застосувавши багаторядні ланцюги. Допустимі кроки за критерієм швидкохідності передачі випливають із табл. 3.

Ланцюгові передачі виходять з ладу з таких причин: 1. Зношування шарнірів, що призводить до подовження ланцюга і порушення його зачеплення із зірочками (основний критерій працездатності для більшості передач).

2. Установка руйнування пластин по вушах основний критерій для швидкохідних важконавантажених роликових ланцюгів, що працюють в закритих картерах з хорошим змащуванням.

3. П р о в о р а ч і в а н і е валиків і втулок у пластинах у місцях запресовування-поширена причина виходу з ладу ланцюгів, пов'язана з недостатньо високою якістю виготовлення.

4. Вифарбовування та руйнування роликів.

5. Досягнення граничного провисання холостої гілки - один із критеріїв для передач з нерегульованою міжосьовою відстанню, що працюють за відсутності натяжних пристроїв та стиснених габаритів.

6. Зношування зубів зірочок.

Відповідно до наведених причин виходу ланцюгових передач з ладу можна дійти невтішного висновку у тому, що термін служби передачі найчастіше обмежується довговічністю ланцюга.

Довговічність ланцюга в першу чергу залежить від зносостійкості шарнірів.

Матеріал і термічна обробка ланцюгів мають вирішальне значення для їхньої довговічності.

Пластини виконують із середньовуглецевих або легованих сталей, що гартуються: 45, 50, 40Х, 40ХН, ЗОХНЗА твердістю переважно 40...50HRCе; пластини зубчастих ланцюгів - переважно зі сталі 50. Вигнуті пластини, як правило, виготовляють із легованих сталей. Пластини в залежності від призначення ланцюга загартовують до твердості 40-50 HRCе. Деталі шарнірів валики, втулки та призми - виконують переважно з цементованих сталей 15, 20, 15Х, 20Х, 12ХНЗ, 20ХІЗА, 20Х2Н4А, ЗОХНЗА і піддають загартування до 55.-.65 HRCе. У зв'язку з високими вимогами до сучасних ланцюгових передач доцільно застосовувати леговані сталі. Ефективне застосування газового ціанування робочих поверхонь шарнірів. Багатократного підвищення ресурсу ланцюгів можна досягти дифузійним хромуванням шарнірів. Втомну міцність пластин роликових ланцюгів істотно підвищують обтисканням країв отворів. Ефективна також дробоструминна обробка.

У шарнірах роликових ланцюгів для роботи без мастильного матеріалу або при мізерній подачі починають застосовувати пластмаси.

Ресурс ланцюгових передач у стаціонарних машинах має становити 10...15 тис. год. роботи.

Відповідно до основного критерію працездатності цінних передач зносостійкістю шарнірів ціни несуча здатність ланцюгових передач може бути визначена згідно з умовою, але якому тиск у шарнірах не повинен перевищувати допустимого в цих умовах експлуатації.

У розрахунках цінних передач, зокрема в обліку умов експлуатації, пов'язаних з величиною шляху тертя, зручно використовувати найпростішу статечну залежність між тиском рта шляхом тертя Pm=С, де Зу цих обмежених умовах можна як постійна величина. Показник тзалежить від характеру тертя; при нормальній експлуатації передач з гарним мастилом тблизько 3 (в умовах мізерного мастила тколивається від 1 до 2).

Допустима користь, яка може передавати ланцюг з шарніром ковзання,

F=[p]oA/Kе;

тут [р]о- допустимий тиск, МПа, у шарнірах для середніх експлуатаційних умов (табл. 12.4); A -проекція опорної поверхні шарніра, мм 2 , рівна для роликових і втулкових цін dBвн |,; Kе – коефіцієнт експлуатації.

Коефіцієнт експлуатації Ке,може бути представлений у вигляді добутку приватних коефіцієнтів:

Ке = KдKаKнKрегKсмKрежKт.

Коефіцієнт Kд враховує динамічність навантаження; при спокійному навантаженні Kд = 1; при навантаженні з поштовхами 1,2. ..1,5; за сильних ударів 1,8. Коефіцієнт Kа враховує довжину ланцюга (міжосьова відстань); очевидно, що чим довше ланцюг, тим рідше за інших рівних умов кожна ланка входить у зачеплення із зірочкою і тим менше знос у шарнірах; при а=(30...50)P приймають Kа=1; при а<25Р Ка=-1,25,при a = (60 ... 80) Р Ka = 0,9. Коефіцієнт Kн враховує нахил передачі горизонту; чим більший нахил передачі до горизонту, тим менше допустиме сумарне зношування ланцюга; при нахилі лінії центрів зірочок під кутом до горизонту до 45° Кн = 1; при нахилі під кутом y більше 45 Kn=0,15Öy. Коефіцієнт Крігвраховує регулювання передачі; для передач з регулюванням положення осі однієї із зірочок Kрег=1; для передач з відтяжними зірочками або натискними роликами Kрег = 1,1; для передач з нерегульованими осями зірочок Крег = 1,25. Коефіцієнт Kcм враховує характер змащування; при безперервному змащуванні в масляній панні або від насоса Kсм=0,8, при регулярному краплинному або внутрішньошарнірному змащуванні Kсм=1 при періодичному змащуванні 1,5. Коефіцієнт Kреж . враховує режим роботи передачі; при однозмінній роботі Kреж = 1. Коефіцієнт Kт враховує температуру довкілля, при –25° 1.

Оцінюючи значення коефіцієнта експлуатації Кенеобхідно хоча б орієнтовно враховувати стохастичний (випадковий) характер низки параметрів, що впливають на нього.

Якщо з розрахунку значення коефіцієнта Kе>2...3, необхідно вжити конструктивні заходи щодо поліпшення роботи передачі.

Привідні ланцюги проектують на основі геометричної подоби, тому площу проекції опорної поверхні шарніра для кожного розмірного ряду ланцюгів можна подати у вигляді А=сР 2 ,де з -коефіцієнт пропорційності, з»0,25 для однорядних ланцюгів, крім ланцюгів, що не входять до закономірного розмірного ряду: ПР-8-460; ПР-12,7-400-1 та ПР. 12,7-900-2 (див. табл. 12.1).

Допустима сила F ланцюга з mp рядами

F= сР 2 [p]o mp/Kе,

де тр -коефіцієнт рядності ланцюга, що враховує нерівномірність розподілу навантаження за рядами:

zp=1. . . . 2 3

тp, = 1 .... 1,7 2,5

Допустимий момент (Н*м) на малій зірочці

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

Звідси крок ланцюга

Р = 18,5 3Ö T1Кэ/(cz1mp[p]o).

Орієнтовне значення кроку однорядного ланцюга (мм)

P = (12,8 ... 13,5) 3ÖT1/z1

де коефіцієнт 12,8 - для ланцюгів ПР, а коефіцієнт 13,5 - для ланцюгів ПРЛ, Т-момент, Н*м.

Підбір ланцюгових передач роблять у такому порядку. Спочатку визначають чи вибирають число зубів малої зірочки та перевіряють кількість зубів великої. Потім задаються кроками ланцюга з урахуванням частоти обертання малої зірочки табл. 12.3 або попередньо визначають крок по одній з наведених вище формул, зокрема, задавшись орієнтовним значенням Kе.

Потім у порядку перевірочного розрахунку визначають момент на малій зірочці, який може передавати ланцюг, і зіставляють його із заданим. Зазвичай ці розрахунки роблять за кількох, близьких до оптимальних поєднань параметрів і вибирають оптимальний варіант.

Довговічність ланцюгів найбільш реально оцінювати за методом подібності на основі встановленого з досвіду експлуатації або випробувань ресурсу передачі, що приймається за еталонну. Цей ресурс по І. І. Івашкову множиться на відношення уточнених коригуючих коефіцієнтів для еталонної та передач, що розраховується.

Коригувальні коефіцієнти:

по твердості шарнірів при роботі з мастилом та забрудненням абразивами: поверхні без термообробки 2, при об'ємному загартуванні 1, при цементації 0,65;

по тиску в шарнірах (р/р"о),де при безперервному мастилі х= 1,5...2,5, при періодичному мастилі без забруднення абразивами x=1, те ж із абразивним забрудненням при об'ємному загартуванні х=0,6;

за умовами роботи при змащуванні маслом: без абразивного забруднення 1, в абразивному середовищі 10... 100;

за характером змащування: періодичне нерегулярне 0,3. регулярне 0,1, масляної ванні 0,06 і т. д.

Передачі зубчастими ланцюгами з шарнірами кочення підбирають за фірмовими даними або напівемпіричним залежностями з критерію зносостійкості.

При визначенні коефіцієнта експлуатації Кедопускається обмежуватися врахуванням коефіцієнта кута нахилу Kн та при та> 10 м/с коефіцієнта впливу відцентрових сил Кv=1+1,1*10 -3 v 2

Провідна гілка ланцюга в процесі роботи відчуває постійне навантаження F1, що складається з корисної сили F і натягу веденої гілки F2:

F1=F+F2

Натяг веденої гілки із явним запасом зазвичай приймають

F2=Fq+Fц

де Fq - натяг від дії сили тяжіння; Fц - натяг від впливу відцентрових навантажень на ланки ланцюга.

Натяг Fq(Н) визначається приблизно, як для абсолютно гнучкої нерозтяжної нитки:

Fq=ql 2 /(8f)g cosy

де q - маса одного метра ланцюга, кг; l - відстань між точками підвісу ланцюга, м; f - стріла провисання, м; g - прискорення вільного падіння, м/с 2; y -кут нахилу до горизонту лінії, що з'єднує точки підвісу ланцюга, який приблизно приймають рівним куту нахилу передачі.

Приймаючи l рівним міжосьової відстані аі f=0,02а, отримуємо спрощену залежність

Fq=60qa cosy³10q

Натяг ланцюга відцентрових навантажень Fц(Н) для ланцюгових передач визначають за аналогією з ремінними передачами, тобто.

Fц = qv 2 ,

де v -швидкість руху ланцюга, м/с.

Відцентрова сила, що діє по всьому контуру ланцюга, викликає додаткове зношування шарнірів.

Розрахункове навантаження на вали ланцюгової передачі дещо більше корисної окружної сили внаслідок натягу ланцюга від маси. Її приймають RMF. При горизонтальній передачі приймають Rm = 1,15 при вертикальній Rm = 1,05.

Ланцюгові передачі всіх типів перевіряють на міцність за значеннями руйнівного навантаження Fразр (див. табл. 12.1) та натягу найбільш навантаженої гілки F1max, визначаючи умовну величину коефіцієнта запасу міцності

K=Fрозр/F1max,

Де F1max=F+Fq+Fц+Fд (визначення Fд див. § 12.7).

Якщо значення коефіцієнта запасу міцності До> 5...6, то вважають, що ланцюг задовольняє умовам статичної міцності.

Працюючи ланцюгової передачі рух ланцюга визначається рухом шарніра ланки, що увійшов останнім в зачеплення з провідною зірочкою. Кожна ланка веде ланцюг при повороті зірочки на один кутовий крок, а потім поступається місцем наступній ланці. У зв'язку з цим швидкість ланцюга при рівномірному обертанні зірочки не постійна. Швидкість ланцюга максимальна в положенні зірочки, при якому радіус зірочки, проведений через шарнір, перпендикулярний до провідної гілки ланцюга.

У довільному кутовому положенні зірочки, коли провідний шарнір повернутий щодо перпендикуляра до провідної гілки під кутом, поздовжня швидкість ланцюга (рис. 12.6 а)

V=w1R1 cosa

Де w1- Постійна кутова швидкість провідної зірочки; R1 - радіус розташування шарнірів ланцюга (початкового кола) провідної зірочки.

Оскільки кут aзмінюється в межах від 0 до p/z1, швидкість ланцюга змінюється від Vmax до Vmax cos p/z1

Миттєва кутова швидкість веденої зірочки

w2=v/(R2 cosb)

де R2 - радіус початкового кола веденої зірочки; b- кут повороту шарніра, що примикає до провідної гілки ланцюга (стосовно перпендикуляра на цю гілку), що змінюється в межах від 0 до p/z2

Звідси миттєве передатне відношення

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

З цієї формули та рис. 12.6 б можна бачити, що:

1) передатне ставлення який завжди;

2) рівномірність руху тим вища, що більше числа зубів зірочок, оскільки тоді cosa та cosbближче до одиниці; основне значення має збільшення кількості зубів малої зірочки;

3) рівномірність руху можна помітно підвищити, якщо зробити так, щоб у провідній гілки укладалося ціле число ланок; за дотримання цієї умови рівномірність тим вище, що ближче одне до іншого числа зубів зірочок; при z1 = z2 u = const.

Змінність передавального відношення можна ілюструвати коефіцієнтом нерівномірності обертання веденої зірочки при рівномірному обертанні провідної зірочки.

Наприклад, передачі з z1=18 і z2 =36 e змінюється не більше 1,1...2,1 %. Найменше значення відповідає передачі, у якої у провідній гілки укладається ціле число W1 ланок, а більше - передачі, у якої і W1+0,5 ланок.

Динамічні навантаження ланцюгових передач викликаються:

а) змінним передатним ставленням, що призводить до прискорень мас, що з'єднуються ланцюговими передачами;

б) ударами ланок ланцюга об зуби зірочок при вході в зачеплення нових ланок.

Сила удару при вході ланок н зачеплення оцінюється з рівності кінетичної енергії удару ланцюга, що набігає, ланцюга енергії деформації системи.

Наведену масу робочої ділянки ланцюга оцінюють рівною масою 1,7...2 ланок. Рясне змащування може суттєво знижувати силу удару.

Втрати на тертя у ланцюгових передачах складаються із втрат: а) на тертя у шарнірах; б) на тертя між пластинами; в) на тертя між зірочкою та ланками ланцюга, а в роликових ланцюгах також між роликом та втулкою, при вході ланок у зачеплення та виході з зачеплення; г) на тертя в опорах; д) втрат на розбризкування олії.

Основними є втрати на тертя у шарнірах та опорах.

Втрати на розбризкування масла істотні тільки при змащуванні ланцюга зануренням на граничній для цього виду мастила швидкості v = 10 ... 15 м / с.

Середні значення ККД при передачі повної розрахункової потужності досить точно виготовлених і добре змащуваних передач складають 0,96 ... 0,98.

Ланцюгові передачі мають у своєму розпорядженні так, щоб ланцюг рухався у вертикальній площині, причому взаємне положення по висоті провідної і веденої зірочок може бути довільним. Оптимальними розташуваннями ланцюгової передачі є горизонтальне та похиле під кутом до 45° до горизонту. Вертикально розташовані передачі вимагають ретельнішого регулювання натягу ланцюга, так як його провисання не забезпечує самонатягування; тому доцільно хоча б невелике взаємне усунення зірочок у горизонтальному напрямі.

Ведучою у ланцюгових передачах може бути як верхня, так і нижня гілки. Провідна гілка повинна бути верхньою у таких випадках:

а) у передачах з малою міжосьовою відстанню (а<30P при та> 2) і в передачах, близьких до вертикальних, щоб уникнути захоплення провисаючою верхньою веденою гілкою додаткових зубів;

б) у горизонтальних передачах з великою міжосьовою відстанню (а> 60Р) і малими числами зубів зірочок, щоб уникнути зіткнення гілок.

Натяг ланцюгів. Ланцюгові передачі у зв'язку з неминучим подовженням ланцюга в результаті зносу та контактних обм'ят у шарнірах, як правило, повинні мати можливість регулювання його натягу. Попереднє натяг істотно у вертикальних передачах. У горизонтальних та похилих передачах зачеплення ланцюга із зірочками забезпечується натягом від власної сили тяжіння ланцюга, але стріла провисання ланцюга має бути оптимальною у зазначених вище межах.

Для передач з кутом нахилу до 45° до горизонту стрілу провисання f вибирають приблизно дорівнює 0,02а. Для передач, близьких до вертикальних, f = (0,01 ... 0,015) а.

Натяг ланцюга регулюють:

а) переміщенням осі однієї із зірочок;

б) регулюючими зірочками чи роликами.

Бажана можливість компенсувати подовження ланцюга в межах двох ланок, після чого дві ланки ланцюга видаляють.

Регулюючі зірочки і ролики слід встановлювати на веденій гілки ланцюга в місцях її найбільшого провисання. При неможливості установки на веденій гілки їх ставлять на провідній, але для зменшення вібрацій – з внутрішньої сторони, де вони працюють як відтяжні. У передачах із зубчастим ланцюгом ПЗ-1 регулюючі зірочки можуть працювати тільки як відтяжні, а ролики як натяжні. Число зубів регулюючих зірочок вибирають рівним числу малої робочої зірочки або великим. При цьому в зачепленні з регулюючою зірочкою має бути не менше трьох ланок ланцюга. Переміщення регулюючих зірочок і роликів у ланцюгових передачах аналогічно такому в ременах і здійснюється вантажем, пружиною або гвинтом. Найбільшого поширення має конструкція зірочки з ексцентричною віссю, що підтискується спіральною пружиною.

Відомо успішне застосування ланцюгових передач роликовими ланцюгами підвищеної якості у закритих картерах при гарному змащуванні з нерухомими осями зірочок без спеціальних натяжних пристроїв.

Картери. Для забезпечення можливості безперервного рясного змащування ланцюга, захисту від забруднень, безшумності роботи та для забезпечення безпеки експлуатації ланцюгові передачі укладають у картери (рис. 12.7).

Внутрішні розміри картера повинні забезпечувати можливість провисання ланцюга, і навіть можливість зручного обслуговування передачі. Для спостереження за станом ланцюга та рівнем масла картер постачають вікном та покажчиком рівня масла.

§ 9. ЗІРКИ

Профілювання зірочок роликових ланцюгів в основному проводять за ГОСТ 591-69, що передбачає зносостійкі профілі без зміщення (рис. 12.8, а) для кінематичних точних передач і зі зміщенням для інших передач (рис. 12.8, б) Профіль зі зсувом відрізняється із двох центрів, зміщених на величину е=0,03P

Шарніри ланок ланцюга, що знаходяться в зачепленні із зірочкою, розташовують на ділильному колі зірочки.

Діаметр ділового кола з розгляду трикутника з вершинами в центрі зірочки та в центрах двох суміжних шарнірів.

Dд=P/(sin (180 0 /z))

Діаметр кола виступів

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

Профілі зуба складаються з: а) западини, що окреслюється радіусом r=0,5025d1+0,05 мм, тобто трохи більше половини діаметра ролика d1 ; б) дуги, що окреслюється радіусом r1=0,8d1+r; в) прямолінійної перехідної ділянки; г) головки, що окреслюється радіусом r2 . Радіус r2 вибирають таким, щоб ролик ланцюга не котився по всьому профілю зуба, а плавно входив у зіткнення із зубом зірочки в робочому положенні на дні западини або трохи вище. Профіль зірочки забезпечує зчеплення з ланцюгом, що має до певної міри збільшений крок внаслідок зношування. При цьому ролики ланцюга контактують з ділянками профілю зубів, більш віддаленими від центру зірочок.

В уточненні ГОСТ 591-б9* коефіцієнт висоти зуба змінюється від 0,48 при відношенні кроку до діаметра ролика ланцюга Р/d1=1,4...1,5 до 0,565 при Р/d1= 1,8... 2,0.

Ширина (мм) зубчастого вінця зірочки для однорядної, дво- та трирядної b1»0,95Bвн-0,15, де ВВН -відстань між внутрішніми пластинами.

Радіус Rз зуба в поздовжньому перерізі (для плавного набігання ланцюга) та координату h центру кривизни від кола вершин зубів приймають Rз=1,7d1 та h=0,8d1.

При швидкості ланцюга до 5 м/с допустимо за ГОСТ 592-81 застосовувати спрощений профіль зірочок, що складається з западини, окресленої по дузі, прямолінійної робочої ділянки та закруглення по дузі у вершин. Профіль дозволяє скоротити комплект інструменту для нарізання зірочок.

Профілювання зірочок передач із зубчастими ланцюгами за ГОСТ 13576-81 (рис. 12.9) значно простіше, оскільки робочі профілі зубів прямолінійні.

У передачі корисного навантаження беруть участь 3...7 зубів (залежно від загального числа зубів зірочки), потім слідує перехідна ділянка з ненавантаженими зубами і, нарешті, 2...4 зуби, що працюють тильною стороною.

Діаметр ділового кола зірочок визначається за тією самою залежністю, що і для роликових ланцюгів.

Діаметр кола виступів

De=P ctg (180 0 /z)

Висота зуба h2=h1+ е,де h1 - відстань від лінії центрів пластини до її основи; е -радіальний зазор, що дорівнює 0,1 Р.

Кут вклинювання ланцюга a = 60 °. Подвійний кут западини зуба 2b=a-j, кут загострення зуба g=30°-j, де j=360°/z.

Ланки незношеного зубчастого ланцюга входять у зачеплення із зубами зірочки робочими гранями обох зубів. В результаті витяжки від зносу в шарнірах ланцюг розташовується на більшому радіусі, і ланки ланцюга контактують із зубами зірочки тільки по одній робочій грані.

Ширина зубчастого вінця зірочок з внутрішнім напрямом = b+2s, де s-товщина пластини ланцюга.

Зірочки з великим числом зубів тихохідних передач (до 3 м/с) за відсутності ударних навантажень допустимо виготовляти з чавуну марки СЧ 20, СЧ 30 із загартуванням. У несприятливих умовах з точки зору зносу, наприклад, у сільськогосподарських машинах, застосовують антифрикційний і високоміцний чавун із загартуванням.

Основні матеріали для виготовлення зірочок: середньовуглецеві або леговані сталі 45, 40Х, 50Г2, 35ХГСА, 40ХН з поверхневим або загальним загартуванням до твердості 45...55 НКСе або цементовані сталі 15, 20Х, 12ХНЗА з цементацією на 1 мм та загартуванням до НКСе 55...60. При необхідності безшумної та плавної роботи передач потужністю Р£5кВт і v£8 м/с можна виготовляти вінці зірочок із пластмас - текстоліту, поліформальдегіду, поліамідів, що призводить до зниження шуму та підвищення довговічності ланцюгів (у зв'язку зі зниженням динамічних навантажень).

Внаслідок невисокої міцності пластмас застосовують також металопластмасові зірочки.

Зірочки за конструктивним оформленням аналогічні зубчастим колесам. У зв'язку з тим, що зубці зірочок у роликових передачах мають відносно невелику ширину, зірочок у роликових передачах мають відносно невелику ширину, зірочки нерідко виготовляють з диска та маточини, що з'єднуються болтами, заклепками або зварюванням.

Для полегшення заміни після зносу, зірочки, що встановлюються на валах між опорами, в машинах з важким розбиранням роблять роз'ємними по діаметральній площині. Площина роз'єму проходить через западини зубів, навіщо числа зубів зірочки доводиться вибирати парним.

§ 10. ЗМАЗУВАННЯ

Для відповідальних силових передач слід по можливості застосовувати безперервне картерне змащування видів:

а) зануренням ланцюга в масляну ванну, причому занурення ланцюга в масло в найглибшій точці не повинно перевищувати ширини пластини; застосовують до швидкості ланцюга 10 м/с, щоб уникнути неприпустимого збовтування олії;

б) розбризкування за допомогою спеціальних розбризкуючих виступів або кілець і щитків, що відображають, по яких масло стікає на ланцюг, застосовують при швидкості 6...12 м/с у випадках, коли рівень масла у ванні не може бути піднятий до розташування ланцюга;

в) циркуляційне струменеве змащування від насоса, найбільш досконалий спосіб, застосовують для потужних швидкохідних передач;

г) циркуляційне відцентрове з подачею масла через канали у валах та зірочках безпосередньо на ланцюг; застосовують при обмежених габаритах передачі, наприклад, у транспортних машинах;

д) циркуляційне змащування розпиленням крапель олії у струмені повітря під тиском; застосовують при швидкості понад 12 м/с.

У середньошвидкісних передачах, які не мають герметичних картерів, можна застосовувати пластичне внутрішньошарнірне або крапельне змащування. Пластичне внутрішньошарнірне змащення здійснюють періодичним, через 120...180 год, зануренням ланцюга в олію, нагріту до температури, що забезпечує його розрідження. Пластичний мастильний матеріал застосовується при швидкості ланцюга до 4 м/с, а крапельне змащування - до 6 м/с.

У передачах з ланцюгами великих кроків граничні швидкості кожного способу змащування трохи нижче.

При періодичній роботі та низьких швидкостях руху ланцюга допустиме періодичне змащування за допомогою ручної маслянки (через кожні 6...8 год). Олія подається на нижню гілку біля входу в зачеплення із зірочкою.

При краплинному ручному, а також струминному змащуванні від насоса необхідно забезпечувати розподіл мастильного матеріалу по всій ширині ланцюга та попадання його між пластинами для змащування шарнірів. Підводити мастило переважно на внутрішню поверхню ланцюга, Звідки під дією відцентрової сили вона краще подається до шарнірів.

Залежно від навантаження для змащування ланцюгових передач застосовують олії індустріальні І-Г-А-46...І-Г-А-68, а при малих навантаженнях Н-Г-А-32.

За кордоном почали випускати для роботи при легких режимах ланцюга, що не вимагають змащування, поверхні, що труться, яких покриті самозмащувальними антифрикційними матеріалами.

В даний час на сучасних мотоциклах застосовують ланцюги, що мають захисні сальники-ковпачки на кожній ланці. Такі мотоцикли їздять із відкритими ланцюгами, які зовсім не бояться ні води, ні бруду. Умовно, за формою ущільнювальних каблучок, вони отримали назву "О-рінг". Така конструкція ланцюга, що має суцільні переваги, має лише один недолік: у порівнянні зі звичайними ланцюгами, вона має підвищене тертя, що погіршує ККД передачі в "суглобах" із сальниками. Тому "О-ринг" не застосовується в мотоциклах для кросу та шосейно-кільцевих перегонів (у них надзвичайно важлива динаміка, а ресурс ланцюга не має значення через нетривалість заїздів), а також на малокубатурній техніці.

Однак є також ланцюги, названі творцями "X-ринг". У них кільця ущільнювачів зроблені вже не у формі навчального бублика, а мають у поперечному перерізі форму, що нагадує букву “X”. Завдяки такому нововведенню втрати від тертя в шарнірах ланцюга вдалося знизити на 75% порівняно з "О-рінг".

ЛІТЕРАТУРА

1. Деталі машин: Підручник для студентів машинобудівних та механічних спеціальностей вузів. - 4-те вид., Перероб. та дод. - М.: Машинобудування, 1989. - 496 с.

2. МОТО № 7/98, Улагоджуйте хороші ланцюги, с84…85. Ó “За кермом”, 1998.


§ 1. ЗАГАЛЬНІ ВІДОМОСТІ

§ 3. ОСНОВНІ ПАРАМЕТРИ ПРИВІДНИХ ЛАНЦЮБНИХ ПЕРЕДАЧ
§ 4. КРИТЕРІЇ РОБОТОЗДАТНОСТІ І РОЗРАХУНКУ ЛАНЦЮБНИХ ПЕРЕДАЧ. МАТЕРІАЛИ ЛАНЦЮГІВ
§ 5. НЕСУЧА ЗДАТНІСТЬ І РОЗРАХУНОК ЛАНЦЮБНИХ ПЕРЕДАЧ
§ 6. ПОСТОЯНІ СИЛИ У ГІЛЛЯХ ЛАНЦЮГУ І НАВАНТАЖЕННЯ НА ВАЛИ
§ 7. КОЛИВАННЯ ПЕРЕДАЧНОГО ВІДНОСИНИ І ДИНАМІЧНІ НАВАНТАЖЕННЯ
§ 8. ВТРАТИ НА ТРАННЯ. КОНСТРУЮВАННЯ ПЕРЕДАЧ
§ 9. ЗІРКИ
§ 10. ЗМАЗУВАННЯ
§ 11. Ланцюги "О-РІНГ" і "X-РІНГ"
ЛІТЕРАТУРА

Замовлення роботи

Наші фахівці допоможуть написати роботу з обов'язковою перевіркою на унікальність у системі «Антиплагіат»
Надішліть заявкуз вимогами прямо зараз, щоб дізнатися вартість та можливість написання.

§ 1. ЗАГАЛЬНІ ВІДОМОСТІ

Ланцюг складається зі з'єднаних шарнірами ланок, які забезпечують рухливість або "гнучкість" ланцюга.

Ланцюгові передачі можуть виконуватись у широкому діапазоні параметрів.

У СРСР виготовляють наступні приводні роликові та втулкові ланцюги за ГОСТ 13568-75*:

ПРЛ - роликові однорядні нормальної точності;

ПР – роликові підвищеної точності;

ПРД - роликові довголанкові;

ПВ – втулкові;

ПРИ - роликові із вигнутими пластинами,

а також роликові ланцюги за ГОСТ 21834-76 для бурових установок (у швидкохідних передачах).

Валики (осі) ланцюгів виконують ступінчастими чи гладкими.

тому зазвичай прагнуть застосовувати ланцюги з парним числом ланок.

Пластини у ланках розсунуті на товщину однієї або двох пластин сполучених ланок.

Нині переважно виготовляють ланцюги з шарнірами кочення, які стандартизовані (ГОСТ 13552-81*).

Круглоланкові єпивикористовують в основному для підвісу та підйому вантажів.

§ 3. ОСНОВНІ ПАРАМЕТРИ ПРИВІДНИХ ЛАНЦЮБНИХ ПЕРЕДАЧ

Середня швидкість ланцюга, м/с,

V=znP/(60*1000)

де z – число зубів зірочки; пстота її обертання, хв-1; Р-

Передатне відношення визначають із умови рівності середньої швидкості ланцюга на зірочках:

z1n1P=z2n2P

Звідси передатне ставлення, що розуміється як відношення частот обертання провідної та веденої зірочок,

U=n1/n2=z2/z1,

де п1і п2-частоти обертання провідної та веденої зірочок, мін-1; z1 та z2 - числа зубів провідної та веденої зірочок.

Z1min=29-2u ³ 13

Відстань між осями і зірочок і довжина ланцюга. Мінімальну міжосьову відстань amin (мм) визначають з умов:

відсутності інтерференції (тобто перетину) зірочок

amin>0,5(De1+De2)

де De1 та De2 - зовнішні діаметри зірочок;

Оптимальні міжосьові відстані

а = (30 ... 50) Р.

Amax=80P

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

отримане значення W округляють до найближчого цілого (бажано парного) числа.

Для цього міжосьову відстань зменшують на (0,002...0.004) а.

§ 4. КРИТЕРІЇ РОБОТОЗДАТНОСТІ І РОЗРАХУНКУ ЛАНЦЮБНИХ ПЕРЕДАЧ. МАТЕРІАЛИ ЛАНЦЮГІВ

4. Вифарбовування та руйнування роликів.

6. Зношування зубів зірочок.

Довговічність ланцюга в першу чергу залежить від зносостійкості шарнірів.

Матеріал і термічна обробка ланцюгів мають вирішальне значення для їхньої довговічності.

Ресурс ланцюгових передач у стаціонарних машинах має становити 10...15 тис. год. роботи.

§ 5. НЕСУЧА ЗДАТНІСТЬ І РОЗРАХУНОК ЛАНЦЮБНИХ ПЕРЕДАЧ

Допустима користь, яка може передавати ланцюг з шарніром ковзання,

F=[p]oA/Kе;

тут [р]о- допустимий тиск, МПа, у шарнірах для середніх експлуатаційних умов (табл. 12.4); A -проекція опорної поверхні шарніра, мм2, рівна для роликових та втулкових цін dBвн|, ; Kе – коефіцієнт експлуатації.

Коефіцієнт експлуатації Ке,може бути представлений у вигляді добутку приватних коефіцієнтів:

Ке = KдKаKнKрегKсмKрежKт.

Привідні ланцюги проектують на основі геометричної подоби, тому площу проекції опорної поверхні шарніра для кожного розмірного ряду ланцюгів можна подати у вигляді А =сР 2 , де з -коефіцієнт пропорційності, з»0,25 для однорядних ланцюгів, крім ланцюгів, що не входять до закономірного розмірного ряду: ПР-8-460; ПР-12,7-400-1 та ПР. 12,7-900-2 (див. табл. 12.1).

Допустима сила F ланцюга з mp рядами

F= сР 2 [p]o mp/Kе,

де тр -коефіцієнт рядності ланцюга, що враховує нерівномірність розподілу навантаження за рядами:

zp=1. . . . 2 3

тp, = 1 .... 1,7 2,5

Допустимий момент (Н*м) на малій зірочці

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

Звідси крок ланцюга

Р = 18,5 3 Ö T1Кэ/(cz1mp[p]o).

Орієнтовне значення кроку однорядного ланцюга (мм)

P = (12,8 ... 13,5) 3 Ö T1/z1

де коефіцієнт 12,8 - для ланцюгів ПР, а коефіцієнт 13,5 - для ланцюгів ПРЛ, Т-момент, Н*м.

Коригувальні коефіцієнти:

за умовами роботи при змащуванні маслом: без абразивного забруднення 1, в абразивному середовищі 10... 100;

за характером змащування: періодичне нерегулярне 0,3. регулярне 0,1, масляної ванні 0,06 і т. д.

§ 6. ПОСТОЯНІ СИЛИ У ГІЛЛЯХ ЛАНЦЮГУ І НАВАНТАЖЕННЯ НА ВАЛИ

Натяг веденої гілки із явним запасом зазвичай приймають

F2=Fq+Fц

де Fq - натяг від дії сили тяжіння; Fц - натяг від впливу відцентрових навантажень на ланки ланцюга.

Натяг Fq(Н) визначається приблизно, як для абсолютно гнучкої нерозтяжної нитки:

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

де q - маса одного метра ланцюга, кг; l - відстань між точками підвісу ланцюга, м; f - стріла провисання, м; g - прискорення вільного падіння, м/с2; y - кут нахилу до горизонту лінії, що з'єднує точки підвісу ланцюга, який приблизно приймають рівним куту нахилу передачі.

Приймаючи l рівним міжосьової відстані аі f=0,02а, отримуємо спрощену залежність

Fq=60qa cosy³10q

Fц = qv 2 ,

де v -швидкість руху ланцюга, м/с.

Відцентрова сила, що діє по всьому контуру ланцюга, викликає додаткове зношування шарнірів.

K=Fрозр/F1max,

Де F1max=F+Fq+Fц+Fд (визначення Fд див. § 12.7).

§ 7. КОЛИВАННЯ ПЕРЕДАЧНОГО ВІДНОСИНИ І ДИНАМІЧНІ НАВАНТАЖЕННЯ

V= w 1R1 cos a

Де w 1 - Постійна кутова швидкість провідної зірочки; R1 - радіус розташування шарнірів ланцюга (початкового кола) провідної зірочки.

Оскільки кут aзмінюється в межах від 0 до p/z1, швидкість ланцюга змінюється від Vmax до Vmax cos p/z1

Миттєва кутова швидкість веденої зірочки

w 2=v/(R2 cos b )

Звідси миттєве передатне відношення

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

З цієї формули та рис. 12.6 б можна бачити, що:

1) передатне ставлення який завжди;

2) рівномірність руху тим вища, що більше числа зубів зірочок, оскільки тоді cos a та cos bближче до одиниці; основне значення має збільшення кількості зубів малої зірочки;

Динамічні навантаження ланцюгових передач викликаються:

а) змінним передатним ставленням, що призводить до прискорень мас, що з'єднуються ланцюговими передачами;

б) ударами ланок ланцюга об зуби зірочок при вході в зачеплення нових ланок.

§ 8. ВТРАТИ НА ТРАННЯ. КОНСТРУЮВАННЯ ПЕРЕДАЧ

Основними є втрати на тертя у шарнірах та опорах.

Натяг ланцюга регулюють:

а) переміщенням осі однієї із зірочок;

б) регулюючими зірочками чи роликами.

§ 9. ЗІРКИ

Шарніри ланок ланцюга, що знаходяться в зачепленні із зірочкою, розташовують на ділильному колі зірочки.

Dд = P / (sin (180 0 /z))

Діаметр кола виступів

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

Діаметр ділового кола зірочок визначається за тією самою залежністю, що і для роликових ланцюгів.

Діаметр кола виступів

De=P ctg (180 0 /z)

Кут вклинювання ланцюга a = 60 °. Подвійний кут западини зуба 2b=a-j, кут загострення зуба g=30°-j, де j=360°/z.

Ширина зубчастого вінця зірочок з внутрішнім напрямом = b+2s, де s-товщина пластини ланцюга.

Основні матеріали для виготовлення зірочок: середньовуглецеві або леговані сталі 45, 40Х, 50Г2, 35ХГСА, 40ХН з поверхневим або загальним загартуванням до твердості 45...55 НКСе або цементовані сталі 15, 20Х, 12ХНЗА з цементацією на 1 мм та загартуванням до НКСе 55...60. При необхідності безшумної та плавної роботи передач потужністю Р £ 5 кВт і v£8 м/с можна виготовляти вінці зірочок із пластмас - текстоліту, поліформальдегіду, поліамідів, що призводить до зниження шуму та підвищення довговічності ланцюгів (у зв'язку зі зниженням динамічних навантажень).

Внаслідок невисокої міцності пластмас застосовують також металопластмасові зірочки.

§ 10. ЗМАЗУВАННЯ

У передачах з ланцюгами великих кроків граничні швидкості кожного способу змащування трохи нижче.

§ 11. Ланцюги "О-РІНГ" і "X-РІНГ"

Переваги ланцюгових передач

Порівняно із зубчастими передачами:
Перевага ланцюгових передач у порівнянні із зубчастими полягає в тому, що вони здатні передавати рух між валами при значних міжосьових відстанях. (До 8 м).

Порівняно з ремінними передачами:
Порівняно з ремінними передачами (передачами тертям)ланцюгові передачі (Передачі зачепленням)вигідно відрізняються компактністю, здатністю передавати більші потужності при однакових розмірах, сталістю передавального числа та меншою вимогливістю до попереднього натягу ланцюга (Іноді попередній натяг для ланцюгових передач не застосовується).
Крім того, ланцюгові передачі стійко працюють при малих міжосьових відстанях між зірочками, тоді як ремінна передача може пробуксовувати при малих кутах обхвату шківа ременем.

До переваг ланцюгових передач можна віднести високий ККДта безвідмовність при роботі в умовах частих пусків та гальмування.

Недоліки ланцюгових передач

1. Значний шум і вібрація при роботі внаслідок удару ланки ланцюга об зуб зірочки при вході в зачеплення, особливо при малих числах зубів та великому кроці (Цей недолік обмежує застосування ланцюгових передач при великих швидкостях).

2. Порівняно швидке зношування шарнірів ланцюга, необхідність застосування системи змащування та встановлення у закритих корпусах.

3. Подовження ланцюга внаслідок зносу шарнірів та сходження його із зірочок, що потребує застосування натяжних пристроїв.

4. У порівнянні з зубчастими передачами ланцюгові передають рух менш плавно та рівномірно.

Область застосування ланцюгових передач

Ланцюгові передачі знаходять широке застосування у багатьох галузях машинобудування, конструкціях сільськогосподарських і дорожніх машин, верстатобудуванні тощо.
Їх застосовують у верстатах, мотоциклах, велосипедах, промислових роботах, буровому устаткуванні, підйомно-транспортних, будівельно-дорожніх, сільськогосподарських, поліграфічних та інших машинах передачі руху між паралельними валами на значні відстані, коли застосування зубчастих передач недоцільно, а ремінних неможливо.

Ланцюгові передачі найбільше застосування отримали передачі потужностей до 120 кВтпри окружних швидкостях до 15 м/сек.

Муфти

Муфти - це пристрої, призначені для з'єднання валів з метою передачі обертального моменту і забезпечують зупинку вузла без вимкнення двигуна, а також запобігають роботі механізму при перевантаженнях.
Класифікація.

1. Нерозчіплювані:

а) жорсткі,

б) гнучкі.

Позитивні якості: простота конструкцій, низька вартість, надійність.
Недоліки: може поєднувати вали однакових діаметрів.
Матеріал: сталь-45, сірий чавун.

2. Керовані:

а) зубчаста,

б) фрикційна.

Позитивні якості: простота конструкції, різні вали, можливе відключення механізму при перевантаженні.

3. Самодіючі:

а) запобіжні,

б) обгінні,

в) відцентрові.

Переваги: надійність у роботі, передають обертання при досягненні певної частоти обертання рахунок сил інерції.
Недоліки: складність конструкції, велике зношування кулачків.
Виконуються із сірих чавунів.

4. Комбіновані.

Передача енергії між двома або декількома паралельними валами, що здійснюється зачепленням за допомогою гнучкого нескінченного ланцюга та зірочок, називається ланцюговий.

Ланцюгова передача складається з ланцюга та двох зірочок - провідної 1 (рис. 190) і веденої 2, працює без прослизання і забезпечується натяжними та мастильними пристроями.

Рис. 190

Ланцюгові передачі дають можливість передавати рух між валами в значному, порівняно з зубчастими передачами, діапазон міжосьових відстаней; мають досить високий ККД, що дорівнює 0,96...0,97; надають меншу, ніж у ременной передачі, навантаження на вал; одним ланцюгом передають обертання кільком зірочкам (валам).

До недоліків ланцюгових передач відносяться: деяка нерівномірність ходу, шум при роботі, необхідність ретельного монтажу та догляду; необхідність регулювання натягу ланцюга та своєчасного мастила; швидке зношування шарнірів ланцюга; висока вартість; витягування ланцюга під час експлуатації тощо.

Найбільшого поширення ланцюгові передачі набули у різних верстатах, велосипедах і мотоциклах, у підйомно-транспортних машинах, лебідках, у буровому устаткуванні, у ходових механізмах екскаваторів та кранів і особливо у сільськогосподарських машинах. Так, наприклад, в самохідному зерновому комбайні С-4 є 18 ланцюгових передач, що надають руху цілий ряд його робочих органів. Ланцюгові передачі часто зустрічаються і на підприємствах текстильної та бавовняної промисловості.

Деталі ланцюгових передач

Зірочки. Робота ланцюгової передачі багато в чому залежить від якості зірочок: точності їх виготовлення, якості поверхні зубів, матеріалу та термообробки.

Конструктивні розміри та форма зірочок залежать від параметрів обраного ланцюга та передавального відношення, що визначає число зубів меншої провідної зірочки. Параметри та якісні характеристики зірочок встановлені ГОСТ 13576-81. Зірочки роликових та втулкових ланцюгів (рис. 191, I) профільують за ГОСТ 591-69.

Рис. 191

Робочий профіль зуба зірочки для роликових та втулкових ланцюгів окреслено дугою, що відповідає колу. Для зубчастих ланцюгів робочі профілі зубів зірочок прямолінійні. У поперечному перерізі профіль зірочки залежить від числа рядів ланцюга.

Матеріал зірочок повинен бути зносостійким, здатним чинити опір ударним навантаженням. Зірочки виготовляють із сталей 40, 45, 40Х та інших із загартуванням до твердості HRC 40...50 або цементованої сталі 15, 20, 20Х та інших із загартуванням до твердості HRC 50.. .60. Для зірочок тихохідних передач застосовують сірий або модифікований чавун СЧ 15, СЧ 20 та ін.

В даний час застосовують зірочки із зубчастим вінцем, виготовленим із пластмас. Ці зірочки характеризуються зниженим зносом ланцюга і малим шумом під час роботи передачі.

Ланцюги.Ланцюги виготовляють на спеціальних заводах, які конструкція, розміри, матеріали та інші показники регламентовані стандартами. За своїм призначенням ланцюга поділяють такі типи:

вантажні ланцюги, (рис. 192,I) службовці для підвіски, підйому та опускання грузов. Застосовуються головним чином вантажопідйомних машинах;
тягові ланцюги (рис. 192, II), що служать для переміщення вантажів у транспортуючих машинах;
приводні ланцюги, що служать передачі механічної енергії від одного валу до іншого.

Рис. 192

Розглянемо дещо докладніше приводні ланцюги, що застосовуються у ланцюгових передачах. Розрізняють такі види приводних ланцюгів: роликові, втулкові, зубчасті та гачкові.

Роликові ланцюги(рис. 192, III) складаються з зовнішніх і внутрішніх ланок, що чергуються, які мають відносну рухливість. Ланки виконані з двох пластин, напресованих на осі (зовнішні ланки) або втулки (внутрішні ланки). Втулки надіті на осі сполучених ланок і утворюють шарніри. Щоб зменшити зношування зірочок при набіганні на них ланцюгів, на втулки надягають ролики, які замінюють тертя ковзання тертям кочення (рис. 191, II і III).

Осі (валики) ланцюгів розклепують і ланки стають нероз'ємними. З'єднання кінців ланцюга виробляють: при парному числі ланок - сполучною ланкою, а при непарному - перехідним.

При великих навантаженнях і швидкостях з метою зменшення кроку та діаметра зірочок застосовують багаторядні роликові ланцюги.

Роликові ланцюги з вигнутими пластинами (рис. 192, IV) складаються з однакових ланок, подібних до перехідної ланки. Ці кола застосовуються тоді, коли передача працює з ударним навантаженням (реверсування, поштовхи). Деформування пластин сприяє гасіння ударів, які виникають при вході ланцюга в зачеплення із зірочкою.

Втулочні ланцюги(рис. 192, V) за своєю конструкцією не відрізняються від попередніх, але не мають роликів, що призводить до посилення зношування зубів. Відсутність роликів здешевлює ланцюг та зменшує його масу.

Втулкові ланцюги, так само як і роликові, можуть бути однорядними та багаторядними.

Зубчасті (безшумні) ланцюги(рис. 192, VI) складаються з набору пластин із зубами, шарнірно з'єднаних у певній послідовності. Ці ланцюги забезпечують плавність та безшумність роботи. Їх застосовують за значних швидкостей. Зубчасті ланцюги складніші і дорожчі за роликові і вимагають особливого догляду. Робочими гранями пластин, що сприймають тиск від зубів зірочки, є площини зубів, розташовані під кутом 60°. Щоб забезпечити достатню зносостійкість, робочі поверхні пластин загартують до твердості Н RC 40...45.

Для того щоб виключити зісковзування зубчастих ланцюгів із зірочок при роботі, їх забезпечують направляючими пластинами (бічними або внутрішніми).

Крючкові ланцюги(рис. 192, VII) складаються з однакових ланок спеціальної форми та не мають жодних додаткових деталей. З'єднані роз'єднання ланок здійснюються при взаємному нахилі на кут приблизно 60°.

Втулково-штирьові ланцюги(рис. 192, VIII) збирають із ланок за допомогою штирів, що виготовляються зі сталі СтЗ. Штифти розклепують, а в сполучних ланках їх фіксують шплінтами. Ці ланцюги знаходять велике застосування у сільськогосподарському машинобудуванні.

Для забезпечення гарної працездатності ланцюга матеріали її елементів повинні бути зносостійкими та міцними. Для пластин використовують сталь 50 і 40Х і загартуванням до твердості HRC35...45, для осей, валиків і втулок - сталь 20Г, 20Х та ін. .55.

У зв'язку із зносом шарнірів ланцюг поступово витягується. Регулювання натягу ланцюга забезпечується переміщенням осі однієї із зірочок, застосуванням регулюючих зірочок або роликів. Зазвичай натяжні пристрої дозволяють компенсувати подовження ланцюга в межах двох ланок, при більшій витяжці ланцюга для ланки його видаляють.

Довговічність ланцюга багато в чому залежить від правильного застосування мастила. При швидкості ланцюга (v) рівної або менше 4 м/с застосовують періодичне мастило, яке здійснюється ручною масляною через кожні 6...8 год. При v s 10 м/с застосовують мастило-крапельницями. Більш досконала мастило зануренням ланцюга в масляну ванну. При цьому занурення ланцюга в олію не повинно перевищувати ширини пластини. У потужних швидкохідних передачах застосовують циркуляційне струменеве мастило від насоса.