Геометрические параметры цепных передач

- диаметры делительных или расчетных окружностей, диаметры по центрам тяжести шарниров цепи, огибающих звездочки.

− межосевое расстояние, может быть меньше, чем у ременной передачи ( )

- принимается из условия обеспечения гарантированного зазора между звездочками. =(30-50мм)

- зависит от условия компоновки и может быть достаточно большим.

Рекомендуемое а выбирают в пределах (30…50)р

;

р – шаг цепи – расстояние между центрами двух рядом расположенных соседних шарниров.

l – длина цепи

;

- число звеньев цепи, желательно выбирать цепь с четным числом звеньев и нечетным числом зубьев. Звездочки уменьшают динамику. и - число зубьев звезды.

Длина цепи по мере износа увеличивается

;

v- скорость цепи,м/с

– частота вращения звездочки

- число зубьев звездочки

- шаг цепи, мм

60 – перевод минут в секунды

1000 – перевод миллиметров в метры.

– передаточное отношение более или менее постоянно.

.

Со скоростью цепи и частотой вращения звездочек связаны износ, шум и динамические нагрузки привода.

С увеличением скорости возрастает износ цепи, увеличивается шум, возрастают дополнительные динамические нагрузки.

Наибольшее распространение получили передачи с и

Но встречаются передачи с

Цепные передачи при быстроходных перед. двигателях устанавливаются после редуктора

– передаточное отношение более или менее постоянно.

и больше не желательно

Приводные цепи стандартизованы, наиболее часто применяются два типа цепей:

1. Приводные роликовые цепи. Эти цепи обладают более высокой нагрузочной способностью, меньший износ и выравнивается нагрузка на оси. Стандартные цепи бывают однорядные, двухрядные, трехрядные.

2. Втулочные приводные цепи. У них отсутствуют ролики на осях шарниров. Цепь проще, меньше масса, но у них повышенный износ шарниров цепи, их применяют при скоростях до 10м/с. Эти цепи могут хорошо работать, если их поместить в масленую ванну, но это сделать сложно.

Звездочки по профилю зубьев подобно цилиндрическим зубчатым колесам, но профиль зуба стандартизован.

Силы, действующие в цепной передачи

F0 – усилие начального натяжения цепи.

Kf – коэффициент зависящий от угла наклона цепной передачи к горизонту

g – ускорение силы тяжести

q- стандартизованная величина, массы единицы длины цепи

a- межосевое расстояние

П ри работающей передачи на цепь действует нагрузка центробежных сил, напряжение в цепи перераспределяется.

F1 – натяжение в ведущей цепи ветви.

F2 - натяжение в ведомой цепи ветви.

Ft – поездная нагрузка.

Суммарная нагрузка действующая на вал

FV=qV2

F1=Ft+F2

Kb – коэффициент нагрузки вала учитывающий характер приложенной нагрузки и расположения передачи.

Основы расчета

Основная причина потери работоспособности цепной передачи – износ шарниров цепи, поэтому критериями работоспособности цепной передачи является износостойкость шарниров цепи. Допускаемые удельные давления для испытательной передачи:

A – площадь контактов шарниров цепи

KЭ=K Д Kа KН K рег Kсм K реж KТ ,

Kд – коэффициент динамичности внешней нагрузки.

Ka – коэффициент межосевого расстояния

Kрег – контакт учитывающий способ регулирования натяжения цепи (ручная, автоматическое)

K Н - коэффициент наклона.

Kcм - коэффициент смазки. При непрерывной смазке Kcм=0,8 , при

капельной 1, при нерегулярной 1,5.

Kреж – коэффициент режима, учитывающий долговечность работы передачи.

KТ - температурный коэффициент.

Т.о. проектирование цепной передачи заключаться в подборе параметров и сравнение их с параметрами испытательной передачи.

Лекция 12

Фрикционные передачи.

Это передачи в которых движение от ведущего к ведомому звену осуществляется за счет сил трения в контакте.

Условие передачи движения: Fтр>Ft

Следовательно

-коэффициент запаса сцепления

f-коэффициент трения материалов контактных поверхностей

Ft – полезная нагрузка

Fтр – сила трения создаваемая на поверхности контакта.

Передаточные отношения

E – коэффициент потери скорости

В контакте двух фрикционных тел всегда имеет место скольжение, т.е. всегда есть потеря скорости, связанная с упруги скольжением, геометрическим скольжением.

Преимущества

1. Простота конструкции

2. Плавность работы

3. Возможность безударного включения в процесс работы

4. Возможность простого выполнения вариантов обеспечивающих бесступенчатое регулирование при постоянной частоте вращения ведущего вала.

Недостатки

1. Значительные нагрузки на валы и подшипники

2. Необходимость применения нажимных устройств, обеспечивающих постоянство радиальной нагрузки

3. Опасность повреждения при буксовании

4. Невозможность передачи точных движений из-за скольжения

Основы расчета на прочность

Причина выхода из строя:

1 .Усталостное выкрашивание поверхностных слоев тел контакта

В основе расчета лежит теория Герца (см. расчет прямозубых цилиндрических передач на контактную прочность). Начальные напряжения при первоначальном контакте по линии.

Eпр – приведенный модуль упругости

– приведенный радиус кривизны поверхности

2. Износ

См. расчет на контактную прочтность прямозубых цилиндрических передач.

Для практических расчетов применяют зависимость:

Для передач с начальным контактом по линии,

Где Епр –приведенный модуль упругости

E1,E2- модули упругости материалов колес

-кривизна поверхности

r1 и r2 –радиусы колес.