Конспект лекції ланцюгові передачі

Будова, достоїнства, недоліки, застосування передач. 1Іередача

енергії між двома або кількома паралельними валами, що .здійсню-ється зачепленням за допомогою гнучкого бесконечного ланцюга і зі­рочок, називається ланцюговою. Па рис. 1 показано загальний вигляд

2

Рис. 1

привода стрічкового транспортера, до якого входять черв'ячний ре­дуктор 1 і ланцюгова передача 2. На рис. 2 показано схему передачі, в якій ланцюг від ведучого вала О₁ передає енергію веденим валам О₂, О₃ і О₅. Для забезпечення нормальної роботи ланцюга застосова­но натяжні (натискні) зірочки, що обертаються на осях О₄ і О_б.

Рис. 2

У машинобудуванні і народному господарстві застосовують такі групи ланцюгів: вантажні (рис. 3), що застосовуються для підвішу­вання, піднімання й опускання вантажу в різних підйомно-транспорт­них механізмах при швидкостях, які не перевищують 0,25...0,5 м/с; тягові (рис. 4), які застосовують для транспортування вантажів (транспортери, елеватори, колодоносії, приводні рольганги, ескалато­ри) при невеликих лінійних швидкостях — до 2...4 м/с; приводні що використовуються для передавання енергії в широкому діапазоні швидкостей із сталим передаточним відношенням. Із назва­них груп ланцюгів у курсі «Деталі машин» розглядають тільки привод­ні ланцюги.

Приводні ланцюги — зубчас­ті, роликові і втулкові — засто­совують у велосипедах, мото­циклах, сільськогосподарських машинах, верстатах, транспорте­рах, вугільних комбайнах, при­водах допоміжного механізму прокатного устаткування, при­водах підйомно-транспортних ма­шин і т. ін.

Д остоїнства. 1. Можливість передавати потужності на знач­ні відстані (а ≤8м) при пере­даточному відношенні звичайно і ≤ 6. 2. Порівняно невеликі (менші, ніж у фрикційних і па­сових передачах) навантаження на вали та їх опори. 3. Великий діапазон передаваних потужнос­тей: від часток кіловата до со­тень кіловат (відомі передачі по­тужністю до 4000 кВт) і великий діапазон швидкостей: від часток

Рис. 45

м/с до З0...35 м/с; роликові втулкові ланцюги звичайно допускають швидкість до 10... 15 м/с. 4. Можливість передавати енергію одним ланцюгом кільком валам з однаковим або протилежним напрямом обертання. 5. Високий к. к. д.: η = 0,94...0,98 (при передаванні пов­ної потужності, старанному догляді і доброму мащенні).

Недоліки. 1. Ланцюгові передачі дорожчі, потребують вищої точ­ності встановлення валів, ніж пасові передачі, і складнішого догля­ду — мащення, регулювання. 2. Утруднене підведення мащення до шар­нірів збільшує їх спрацювання, внаслідок чого ланцюг витягується і потребує встановлення натяжних пристроїв; строк служби передачі скорочується. 3. Основною причиною спрацювання шарнірів (крім недостатнього мащення), шуму, додаткових динамічних навантажень і нерівномірності обертання веденої системи є те, що ланцюг склада­ється з окремих ланок, розташованих на зірочках не по дугах кіл, а по ламаних лініях.

Рис. 4

Приводні ланцюги і зірочки. Критерії роботоздатності та основні параметри.

Роликові ланцюги виготовляють одно- і багаторядними. Ці ланцюги складаються з зовнішніх 2 і внутрішніх З пластин, валика (осі) ланцюга 1, запресованого в от­вори зовнішніх пластин з наступним розклепуванням кінців, втулки 4, запресованої в отвори внутрішніх пластин, і ролика 5, який вільно обертається на втулці 4.

Втулкові ланцюги відрізняються від розглянутих тим, що в них немає роликів, тому зносостійкість їх нижча.

Втулкові і роликові ланцюги малих кроків і високої якості виготов­лення (ланцюги для нафтової промисловості) при великій кількості зубів зірочок і доброму мащенні допускають швидкість 15...З0 м/с. Наприклад, втулкові ланцюги з кроком 9,525 мм, установлені в дви­гунах автомобілів «Жигули» і «Москвич», працюють при швидкості до 20 м/с.

Зубчасті ланцюги застосовують при значних швидкостях - до 25...35 м/с, вони працюють плавно і з меншим шумом, менше витягуються, однак важкі і дорогі. Ланцюг складається з набору зуб­частих пластин 1 подовженої З,

Рис. 5

внутрішньої 4 і з'єдну­вальної 5 призм, шайби 6 і шплінта 7. При повороті ланок ланцюга призми З, 4 не ковзають, а перекочуються, виконуючи роль шарнірів кочення. Це й дає змогу підвищити к. к. д. передачі і довговічність ланцюга.

Для усунення бічного сповзання ланцюга з зірочок передбачено напрямні пластини 2, бічні або внутрішні .

Ланцюги виготовляють з вуглецевих (сталь 10, 15, 40, 45, 50) і ле­гованих (сталь 15Х, 15ХА, 12ХНЗА, 20Х, 40Х, 40ХН) сталей з наступ­ною термообробкою.

Характеристиками ланцюга є: а) крок t — відстань між осями двох сусідніх валиків або призм Для приводних ланцюгів t = 8... 140 мм; б) руйнівне навантаження Q. Крок ланцюга t, руй­нівне навантаження Q, ширину пластин b, довжину валика l, масу 1 м ланцюга q_m та інші параметри приймають за таблицями стандартів.

Для вибраного ланцюга виготовляють зірочки з робо­чим профілем зуба, окресленого дугою відповідного кола для ролико­вих і втулкових ланцюгів (СТ СЗВ 207—75); робочі профілі зубів зубчастих ланцюгів прямолінійні.

Конструктивні розміри і форма зірочок залежать від параметрів вибраного ланцюга та передаточного відношення, яке лімітує кількість зубів меншої зірочки (див. табл. П18).

Ділильний діаметр зірочки d — діаметр кола, на якому розташова­ні оcі валиків, визначають за формулою:

Де t — крок ланцюга і зірочок, г — кількість зубів зірочки. Діаметр вершин зубів зірочок D_e визначають за формулами: для втулкових і роликових ланцюгів (ГОСТ 592—81)

де d₁ — діаметр ролика ;

для зубчастих ланцюгів D_e=t·ctg (180⁰/z )

Оскільки d_Д2/d_Д2 =sin(180⁰/z₁)/ sin(180⁰/z₂) ≠ Z₂/Z₁, то

передаточне від­ношення і = ω₁/ω₂ =n₁/n₂ =z₂/z₁

не можна виражати через відношення ділильних ді­аметрів зірочок.

Рисссссс

ддддддддддддддддддд

9.3. Основні параметри та кінематика передачі

Рис. 7 Конструкції зі­рочок для зуб­частих ланцюгів

Основним параметром ланцюгової пе­редачі є крок Р_t, значення якого стан­дартизоване і для розрахунків приймається за відповідним державним стандартом. Чим більший крок, тим вища навантажу­вальна здатність передачі.

У момент укладання ланки зазнають динамічні навантаження та удари, які збільшують інтенсивність зношування шар­нірів. Удари, нерівномірність обертання веденої зірочки та коливання віток зрос­тають із збільшенням кроку ланцюга та швидкості обертання ведучої зірочки, а також із зменшенням числа зубців цієї самої зірочки. Збільшення кроку ланцюга

особливо негативно позначається у швидкохідних приводах. Тому на ос­нові теоретичних рекомендацій та експериментальних даних розроблено таблиці,наприклад, табл. 1, що визначають можливі ω_max швидкості менших зірочок для різних значень кроку Р_t ланцюгів.

Для зменшення маси й габаритів ланцюгових передач при проекту­ванні число зубців меншої зірочки приймають з умови z_min > ІЗ. Міні­мальне число зубців меншої зірочки для роликових ланцюгів вибирають за емпіричною залежністю

Z₁ = 29 - 2·u.

При v < 2 м/с це число може бути збільшене до z_min ≥ІЗ... ...15, при v > 2 м/с z_min≥ 19, а в приводах передач із зубчас­тими ланцюгами число z_min приймають на 20...30% більшим порівняно з даними, наведеними для роликових ланцюгів.

Попереднє значення числа зубців z₁ меншої зірочки приймають як остаточне, якщо кутова швидкість меншої зірочки ω₁ не перевищує ω_max /див. табл.9.3/,Розрахункове число зубців більшої зірочки z₂ визначають залежно від передаточного відношення:

Табл. 1

Передаточне число ланцюгової передачі звичайно не перевищує 5, інколи до 8 і лише для дуже тихохідних передач зустрічаються більш ви­сокі значення.

Число зубців веденої зірочки z₂=u , але воно не повинно перевищувати граничного значення z_2max≤ 100÷120 для передач з ро­ликовими ланцюгами та z_2max≤ 120÷140 для передач із зубчастими ланцюгами. Це обмеження пов'язане з тим, щи в результаті витяжки збільшується крок ланцюга p _± ,і вона не може займати нормального по­ложення у западинах зубців зірочок, що веде до зіскакування ланцюга із зірочки або його розриву.

Розрахункове число зубців слід заокруглювати до найближчого непарного числа. При непарних числах зубців _Z1 та _Z2 , а також пар­ного числа ланок, ланцюга зношування зірочок і шарнірів проходитиме рівномірніше.

Оскільки ланки ланцюга не зірочках мають змінну швидкість, то за розрахункову приймають середню швидкість ланцюга, м/с:

( 1 ) ( 2 )

де p _± - крок ланцюга, мм; - числа зубців ведучої та веде­ноїаірочок; ω₁ і ω₂ - кутові швидкості ведучої та веденої зірочок, рад/c.

З трикутника АОВ /див. рис. 9.7/ одержимо ,

звідки діаметр ділильного кола зірочки

Міжосьову відстань ланцюгової передачі попередньо приймають в межах а = (ЗО÷50) p _±. Мінімальна міжосьова відстань обмежуєть­ся умовою забезпечення кута охвату меншої зірочки α_{1 ≥}120° /див. рис. 9.1/- Додержання цієї умови сприяє підвищенню зносостійкості елементів передачі. Мінімальна міжосьова відстань визначається за за­лежністю

Одночасно обмежують і максимальну міжосьову відстань (a_max≤ 80 p_t ) з метою уникнення надмірного навантаження ланцюга під дією власної си­ли ваги.

За прийнятим значенням а визначають довжину ланцюга:

де і-р - довжина ланцюга в кроках або число ланок ланцюга, заокругле не до цілого парного числа.

Розрахункове значення міжосьової відстані передачі

( 2 )

Для передач, міжосьова відстань яких не регулюється, та при на­хилі лінії центрів до горизонту під кутом γ = 50...70° ведена вітка повинна мати невелике провисання f /див. рис. 9.1/. Для цього одер­жане за /9.2/ значення О зменшують на 0,2...0,4 .

У разі нахилу лінії центрів до горизонту в межах значення γ = 70...90° поправку в одержане значення а із /2/ не вносять.

Сили у вітках ланцюга. Колова сила, Н, що передаєтьея ланцюгом:

де Р - потужність, що передається, Вт; v - швидкість ланцюгя, м/с; Т - обертальний момент, Н·мм; d - діаметр ділильного кола, мм. Попереднє натягнення ланцюга від провисання f веденої гілки

ПИТАННЯ ДЛЯ САМОКОНТРОЛЮ :

1. Область застосування ланцюгових передач.

2. Класифікація передач.

3. Види приводних ланцюгів.

4. Як визначається передаточне число ланцюгових передач ?

5. Написати формули геометричного розрахунку передачі.

6. Які сили діють в ланцюгових передачах ?

7. Чому дорівнює зусилля у ведучій і веденій гілках ланцюга ?

ВИКЛАДАЧ _________________________________________________________

РОЗДІЛ : Деталі машин

ТЕМА .Зубчасті передачі. Загальні відомосі про передачі

ПЛАН

1. Загальні відомості про зубчасті передачі,

2. Принцип дії, будова, переваги, недоліки.

3. Класифікація.

4. Основна теорема зачеплення.

5. Основні елементи і характеристики зачеплень.

6. Зачеплення колеса з рейкою.

1. Принципи нарізання зубів.

2. Точність виготовлення.

3. Підрізання зубів.

4. Корегування.

ЛІТЕРАТУРА ОСНОВНА [201] §§

ЛІТЕРАТУРА ДОДАТКОВА

КОНСПЕКТ ЛЕКЦІЇ

Достоїнства зубчастих передач:

• Постійність передаточного числа;

• Надійність і довговічність роботи;

• Великий діапазон передаваємих потужностей (від десятих доль до десятків тисяч кВт);

• Високий ККД (до 0,995);

• Компактність;

До недоліків зубчастих передач необхідно віднести:

• Необхідність високої точності виготовлення і монтажу;

• Шум при роботі зі значними швидкостями;

• Зубчасті передачі не оберігають від поломки інші деталі машини при перезавантаженнях.

2. Класифікація зубчастих передач.

Зубчасті передачі класифікують по наступним ознакам:

а) По взаємному розволожені осей коліс.

• циліндричні – осі паралельні;

• конічні – осі перетинаються;

• гвинтові – осі перехрещуються;

• шестерня і рейка – для перетворення обертового руху шестерні в поступальний рух рейки і навпаки.

б) По розташуванню зубів на колесах:

• прямозубі;

• шевронні;

• косо зубі;

• з криволінійними зубами.

в) по конструктивному оформленню:

• закриті (розміщені в непроникному корпусі);

• відкриті (працюють без змащення або періодично змащуються консистентними мазями).

г) по окружній швидкості:

• тихохідні (v ≤3 м/с)

• середньо швидкісні (v = 3 ÷ 15м/с)

• швидкохідні (v ≥ 15 м/с)

2. Основи теорії зчеплення.

1. Основна теорема зчеплення.

Для нормальної роботи зубчастих передач необхідно забезпечити непереривне зчеплення і обертання коліс з постійним передаточним числом. Це може бути виконано, якщо профілі зубів будуть окреслені по кривим, що підкорюються вимогам основної теореми зчеплення.

Основну теорему зубчатого зчеплення можна сформувати так:

Для забезпечення постійності передаточного числа профілі зубів повинні бути такими, щоб загальна нормаль NN в точці контакту профілів при будь-якому положенні пересікала б лінію центрів О₁О₂ в постійній точці Р і ділила б міжцентрові відстані на відрізки, обернено пропорційні кутовим швидкостям, тобто

2. Основні поняття.

Лінія зачеплення, кут зачеплення, полюс зачеплення, привілегії профілю.

З основної теореми випливає, що в процесі роботи зв'язаних профілів точка дотику (точка зчеплення) весь час переміщується по прямій N-N.

Пряма, по якій переміщаються точки дотику зв'язаних профілів називаються лінією зачеплення, вона є лінією тиску.

Гострий кут а між лінією зачеплення і перпендикуляром до лініє центрів О₁ О₂ називається кутом зачеплення. Відповідно ГОСТ цей кут для нормальних коліс дорівнює 20°.

Точка на лінії зачеплення, в якій один одного дотикаються початкові окружності називається полюсом зачеплення і позначається літерою Р.

Поряд з вимогами основної теореми зачеплення профілі зубів повинні бути технологічними, тобто такими, щоб їх можна було отримати у виробничих умовах найбільш простим методом.

Із теоретично можливих профілів (евольвентний, циклоїдний тощо) переважне використання отримали еквольвентні профілі. Початковими окружностями пари зубчастих коліс називається дотикові окружності в полюсі зачеплення, описані із центрів обертання коліс, що котяться одна по другій без ковзання.

2. Геометрія зубчастого зачеплення.

(Окружність виступів і окружність впадин, висота зуба, головки і ніжки, радіальний зазор. Шаг зачеплення. Модуль зачеплення).

Початкова окружність ділить зуб на дві частини – головку і ніжку. Головка зуба – частина зуба, що виступає за початкову окружність; висота головки зуба позначається h_а.

Ніжка зуба – частина зуба, що розташована усередині початкової окружності; висота ніжки зуба позначається h_f.

Висота зуба h=h_а+h_f – радіальна відстань між окружностями виступів і впадин.

Окружність виступів – окружність, що обмежує вершини голівок зубів; її діаметр позначається а_а.

Виготовлення зубчатих коліс.

Зубчасті колеса виготовляються в основному шляхом нарізання зубів. Для тихохідних передач можуть використовуватись колеса з литими зубами.

В останні роки розроблені і упроваджені у виробництво методи гарячої і холодної накатки зубів.

Нарізання зубів проводиться двома методами: методом фрезерування і методом обкатки. Фрезерування здійснюється на фрезерних станках дисковими або пальцевими фрезами.

Метод обкатки здійснюється на зубофрезерних станках черв'ячною фрезою, долбяком або гребінкою. Найбільш виробничим спосіб нарізання зубів є метод обкатки черв'ячною фрезою.