5.15. Цепные передачи
1
4 3 2
а) б)
Рис. 5.75 Цепные передачи (а) с одним и (б) с несколькими выходными валами:
1- звездочка ведущая; 2- звездочка ведомая; 3- ведущая ветвь; 4- ведомая ветвь.
Принцип зацепления, а не трения, повышенная прочность стальной цепи по сравнению с ремнем позволяют передавать цепью более высокие нагрузки, но меньше, чем у зубчатых передач.
Здесь при нормальной работе нет скольжения, буксования, возможно функционирование при значительных кратковременных перегрузках. В этой передаче в принципе не нужно предварительного натяжения цепи. Угол охвата звездочки цепью по сравнению с ремнем не имеет решающего значения. Поэтому цепные передачи могут работать при меньших межосевых расстояниях а и больших i, а также передавать мощность от одного к нескольким валам (рис. 5.75,б).
Недостатки.
Поскольку цепь состоит из отдельных жестких звеньев и располагается на звездочке по многоугольнику, то это приводит к дополнительным динамическим нагрузкам, износу, шуму.
Цепные передачи применяют в сельскохозяйственном, транспортном и химическом машиностроении, станкостроении, горнорудном оборудовании и подъемно- транспортных устройствах.
Основные характеристики цепных передач.
Мощность
N= Ft = Ft nD1/(60*1000)= Ft n zhц/(60*1000), (5-118)
где z- число зубьев звездочки; hц - шаг цепи; Ft - окружная сила.
Передачи обычно работают при 15м/ с, n 500 об/мин, но есть и более быстроходные конструкции.
Передаточное отношение
i= n1/ n2= z2/ z1 6.
К.п.д. передачи = 0,96…0,98.
Межосевое расстояние равно
а= (Da1+ Da2)/2 + (30…50), мм
где Da1, Da2 - наружные диаметры звездочек.
На практике
а= (30…50)hц. (5-119)
Длина цепи, выраженная в шагах или числом звеньев цепи определяется выражением
Lp 2A/hц+ (z1+ z2)/2+ [(z2- z1)/(2)]2hц/а .
По этому значению уточняют межосевое расстояние
а= 0,25 hц{Lp- (z1+ z2)/2+ [(Lp- 0,5(z1+z2))2- 8((z2- z1)/(2))2]1/2}. (5-120)
Рис. 5.76. Цепь однорядная приводная роликовая.
Передача лучше работает при небольшом провисании холостой (ведомой) ветви. Поэтому расcчетное а уменьшают на (0.2…0,4)%.
Длина цепи увеличивается по мере износа шарниров (рис.5.76,а). Для регулирования применяют специальные устройства.
Делительный диаметр звездочки определяется из соотношения
d= hц/ sin(/z), (5-121)
Силовая схема в цепной передаче подобна ременной, т.е.
Ft= F1- F2; F= q2- центробежная сила (q - масса единицы длины цепи); F0= kfaв qg- сила предварительного натяжения; aв - длина свободной (ведомой) ветви; kf - коэффициент провисания, зависящий от расположения привода и стрелы провисания f.
Обычно F=0,001Ft; F0= 0,04Ft.
Кинематика и динамика цепной передачи.
На рис. 5.77 показаны скорости движения шарниров и зубьев ведущей звездочки. В зависимости от положения ведущего шарнира составляющие скорости изменяются [4]
2= cos ; 1= sin .
Здесь значения угла изменяются в пределах -/ 2 0 + / 2. Угол (-/ 2) соответствует моменту входа в зацепление шарнира А, угол (+/ 2) – шарнира В, а = 2/ z, где z - число зубьев звездочки. Круговая частота колебаний скоростей движения составляет
= 2 /= z .
Рис. 5.77
Колебания скоростей движения деталей цепи.
Колебания скорости 2 для ведомой звездочки приводят к колебаниям скорости движения исполнительного органа. Со скоростью 1 связаны поперечные колебания ветвей цепи и удары шарниров цепи о зубья звездочки.
Установлено, что при отсутствии резонанса вредное влияние пульсаций скоростей значительно снижается из- за упругости, провисания и демпфирующих свойств цепи. Приближенно для оценки критической частоты вращения можно использовать формулу
n1k= 30(F1/q)1/2(z1а), [ об/мин] (5-122)
где а - межосевое расстояние в м.; F1 -натяжение ведущей ветви, Н; q - масса 1м длины цепи, кг/м.
Энергию удара шарнира о зуб можно оценить с помощью выражения
Ek= 0,5q n21pц3sin2 (360/z1+ ) [Ek],
где pц - шаг цепи; - угол профиля зуба звездочки.
Последовательные удары, сопровождающиеся шумом, и являются причиной разрушения шарниров цепи и зубьев звездочки. Для ограничения вредного влияния ударов выработаны рекомендации по выбору шага цепи в зависимости от быстроходности передачи.
Все детали стандартных цепей конструируются примерно равнопрочными, что достигается сочетанием размеров деталей, материалов, термообработки ….
За основу принят расчет износносостойкости шарниров с критерием
p= Ft/(Bd) [p], (5-123)
где p - давление в шарнире; d, B - диаметр валика и длина (ширина) втулки.
За один пробег цепи в каждом шарнире совершается 4 поворота: 2- на ведущей; 2- на ведомой звездочках. Эти повороты вызывают износ втулок и валиков. Давление влияет на долговечность в степенной (3-й) зависимости.
Допускаемое значение относительного износа hц/hц ограничивается возможностью потери зацепления цепи со звездочкой и уменьшением прочности цепи. При этом цепь смещается к вершинам выступов звездочек, т.е. она располагается на новом диаметре. В таком случае возастает возможность спадания цепи. Однако чем меньше число зубьев, тем меньше вероятность этого события.
Существует оптимальное число z , когда цепь имеет масимальный срок службы с учетом прочности и способности к зацеплению. Для роликовых цепей рекомендуемое сочетание z и i, приведенное в таблице 5.7
Табл. 5.7
Выбор числа зубьев ведущей звездочки по передаточному отношению
i |
1…2 |
2…3 |
3…4 |
4…5 |
5…6 |
>6 |
z1 |
30…27 |
27…25 |
25…23 |
23…21 |
21…17 |
17…15 |
Допускаемое давление в шарнирах определяется из соотношения
[p]= [p0]Kэ, (5-124)
где [p0] - начальное значение допускаемого давления; Kэ= Kq KA KH х х KрегKсKреж - коэффициент эксплуатации; Kq - коэффициент динамической нагрузки; KА - коэффициент межосевого расстояния; KН - коэффициент передачи к горизонту; Kрег - коэффициент регули-ровки; Kс - коэффицент смазки; Kреж - коэффициент режима или продолжительности работы.
Коэффициенты выбираются из таблиц.
Расчет цепной передачи.
Дано: N= 2,8 кВт; n1 = 150 об/мин; i= 3.
Определить: hц- шаг цепи; z, a.
1. Из таблицы 5.7 определяем z1 . Для i=3- z1 = 25.
Откуда z2 = z1 i= 25*3= 75.
2. Назначаем а= 40hц.
3. Определяем расчетную мощность, приняв по таблицам Кс= 1,3, а остальные коэффициенты равными единице.
Тогда Кэ= 1,3.
Определим коэффициент числа зубьев Кz= z01/ z1= 25/25=1.
Здесь z01 - стандартное число зубьев (табл. 5.7).
Определим коэффициент частоты вращения
Kn= n01/ n1= 200/150= 1,33.
Здесь n01 - стандартная частота вращения (из таблиц).
По таблицам принимаем коэффициент числа рядов, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по рядам Кряд= 1.
Тогда расчетная мощность будет
Np= NКэKzKn= 2,8*1,3*1,33= 4,85 кВт.
4. Из таблицы для принятых n01= 200 об/мин и Np= 4,85 кВт назначаем цепь приводную роликовую ПР-19,05- 32000 с шагом 19,05 мм.
Тогда а= 40*19,05 760 мм.
Из таблиц следует, что для n1 = 150 об/мин максимальный допускаемый шаг цепи составляет 50,8 мм.
5. Определяем окружную скорость
= z1n1hц/60000= 25*150*19,05/60= 1,2 м/с.
6. Определим длину цепи в шагах звеньев
Lp=2*760/19,05+ (25+75)/2+ (75-25)2/(2)2*19,05/760= 131,6 132.
Тогда
a= (19,05/4){132- (25+75)/2+ [(132- (25+75)/2)2-8(75-25)2/(2)2]}= =765 мм.
Учитывая рекомендации, уменьшаем а
а= 0,003а 2 мм, т.е. а= 763 мм.
7. Диаметры звездочек
d1= 19,05/sin(/25)= 152 мм; d2= 19,05/sin(/75)= 455 мм.
Ft= N/= 2,8*103/1,2= 2330 Н.
Сила предварительного натяжения о т массы цепи
F0= Kfaqg= 6*0,763*1,9*9,81= 87 H.
Коэффициенты Kf, q выбираются из таблиц.
Кроме роликовых цепей применяются и другие, например, тяговые пластинчатые и приводные зубчатые цепи (рис.5.78). Причем последние работают более плавно, с меньшим шумом, чем другие. Они обеспечивают высокую кинематическую точность передачи.
Технические требования к деталям цепей:
1. Пластины, втулки и ролики должны изготавливаться из холоднокатаного проката.
Рис. 5.78 Приводная зубчатая цепь
2. Детали цепей должны быть термически обработаны до твердостей
- пластины из нецементуемой стали- HRC 26…45;
- валики и втулки из цементуемой стали- HRC 54…65;
из нецементуемой стали- HRC 40…50
- ролики из цементуемой стали- HRC 47…55
из нецементуемой- HRC 42…50.