Матеріали

Ланцюги та зірочки повинні бути стійкими проти зносу та ударних навантажень. Виготовляють з вуглецевих та легованих сталей з подальшою термообробкою (поліпшення, загартування).

Зірочки – сталь 45, 40Х тощо.

Пластини – сталь 45, 50 тощо.

Валики та ролики – сталь 15, 20,20Х тощо.

Деталі шарнірів цементують для підвищення зносостійкості при зберіганні ударної міцності.

Перспектива – виготовлення з пластмас, які дозволяють зменшити динамічні навантаження та шум передачі.

Кінематика та динаміка ланцюгових передач

Р ух веденої зірочки визначається швидкістю V₂ (рисунок 3.28), періодичні зміни якої супроводжуються мінливістю передаточного відношення та додатковими динамічними навантаженнями. Зі швидкістю V₁ пов’язані поперечні коливання гілок ланцюга та удари шарнірів ланцюга по зубцях зірочки, які викликають додаткові динамічні навантаження.

, .

Зі зменшенням числа зубців z₁ погіршуються динамічні властивості передачі.

Удари викликають шум при роботі передачі та є однією з причин виходу з ладу ланцюга. Для обмеження шкідливого впливу ударів розроблені рекомендації з вибору кроку ланцюга в залежності від швидкохідності передачі [3]. При деякій n_к може виникнути явище резонансу коливань ланцюга. Умова відсутності резонансу

, (3.69)

де а – міжосьова відстань;

F₁– натяг ведучої гілки;

q – маса 1 м довжини ланцюга.

У ході роботи виникає знос шарнірів ланцюга за рахунок збільшення зазорів між валиком і втулкою, у результаті ланцюг витягується.

Термін служби ланцюга по зносу залежить від міжосьової відстані, числа зубців малої зірочки z₁, тиску в шарнірі р, умов змащування, зносостійкості матеріалу ланцюга, допустимого відносного зносу .

Зі збільшенням L_ц збільшується термін служби. При меншому числі зубців зірочки динаміка погіршується. Збільшення числа зубців веде до збільшення габаритів, зменшується допустимий відносний зазор, який обмежується можливістю втрати зачеплення ланцюга з зірочкою, а також зменшенням міцності ланцюга.

Шаг зношеного ланцюга (рисунок 3.29)

. (3.70)

Зношений ланцюг розташовується на новому діаметрі зірочки

. (3.71)

Зачеплення можливе тільки за умови

. (3.72)

Можливо помітити, що при зносі р_ц діаметр d ^/ , і як наслідок – можливість спадання ланцюга з зірочки збільшується зі збільшення z (у першу чергу з великою зірочкою).

Існує оптимальне число зубців зірочки, при якому ланцюг має максимальний термін служби з урахуванням міцності та спроможності до зачеплення [3].

Сили в зачепленні

Сили

К олова сила , . (3.73)

Сила попереднього натягу

, (3.74)

де K_f – коефіцієнт, що враховує нахил ланцюга до обрію.

Якщо в пасовій передачі натяг є необхідною умовою роботи передачі, то ланцюгові передачі при малих швидкостях можна не натягати.

Відцентрова сила

. (3.75)

У ланцюговій передачі від , отже, можна приймати .

Критерії працездатності ланцюгової передачі

Основною причиною втрати працездатності є знос шарнірів ланцюга. Основний розрахунковий критерій зносостійкості шарнірів:

, (3.76)

де p – тиск у шарнірі;

d – діаметр валика;

B – ширина ланцюга, що дорівнює довжині втулки.

Допустимий тиск у шарнірах ланцюга

, (3.77)

де K_е – коефіцієнт експлуатації,

, (3.78)

де K_д – коефіцієнт динамічного навантаження;

K_а – коефіцієнт міжосьової відстані або довжини ланцюга;

Кн – коефіцієнт нахилу ланцюга до обрію;

K_рег – коефіцієнт способу регулювання натягу ланцюга;

K_с – коефіцієнт змащення і забруднення передачі;

K_реж – коефіцієнт режиму або тривалості роботи протягом доби.

Термін служби ланцюга за зносом залежить:

• від міжосьової відстані (збільшується довжина ланцюга і зменшується число пробігів ланцюга в одиницю часу, тобто зменшується число поворотів у кожнім шарнірі ланцюга);

• від числа зубців малої зірочки (зі збільшенням z₁ зменшується кут повороту в шарнірах).

Практичний розрахунок ланцюгової передачі наведений у роботі [7].

18.Черв'ячна (шнекова) передача — зубчаста передача, що призначена для передавання обертового руху між валами, осі яких мимобіжні в просторі і утворюють прямий кут.

Черв'ячна передача, механічний пристрій для передачі обертання між валами, що схрещуються (зазвичай під прямим кутом), за допомогою черв'яка (гвинта) і зв'язаного з ним черв'ячного колеса.

ЧП складається із черв'яка, що має форму гвинта, та черв'ячного колеса, яке нагадує зубчасте колесо з косими зубцями угнутої форми. Передавання обертового руху у ЧП здійснюється за принципом гвинтової пари, де гвинтом є черв'як, а гайкою є колесо-сектор, вирізаний із довгої гайки і зігнутий по колу. У більшості випадків ведучим є черв'як і передача працює зменшення частоти обертання веденого вала, хоча можливе передавання обертового руху і від черв'ячного колеса до черв'яка. У зачепленні контакт витків черв'яка та зубців черв'ячного колеса відбувається по лінії (на відміну від гвинтових зубчастих передач, де є точковий контакт зубців), до того ж із значним ковзанням. Тому через значні втрати у зачепленні черв'ячні передачі застосовують для передавання малих та середніх (до 50 кВт) потужностей, хоча зустрічаються і передачі, які здатні передавати потужність до 200 кВт. За допомогою черв'ячної передачі можна реалізувати велике передавальне число u=7…100 і більше. Такі передачі як кінематичні, так і силові використовують у підйомно-транспортних машинах, різних металообробних верстатах.

Черв'ячна передача - це передача з перехрещеними осями.

Складається з гвинта черв'яка і червячно колеса .

Переваги:

1.Плавность і безшумність роботи

2.Можливість отримання великих передавальних відносин (особливо позасилових передач u = 1000)

3.Возможность самоторможенія передачі за рахунок сил тертя в черв'ячною парі

Недоліки:

1.Нізкій ККД

2.Значітельное виділення тепла в зоні передач

3.Інтенсівное зношування і схильність до заїдання

4.Необходімость застосування для вінців черв'ячних коліс дорогихантифрикційних матеріалів

5. Підвищені вимоги до точності зборки

Застосування:

При невеликих і середніх потужностях (50-150Квт)

При окружних швидкостях до 25 м/с

Класифікація черв'ячних передач.

1.По формі зовнішньої поверхні черв'яка а) циліндричний б) глобоідальний

Глобоідальние черв'яки складніше у виготовленні, мають високий ККД, більш надійні і довговічні.

2.По розташуванню черв'яка розрізняють з верхнім, нижнім і бічним розташуванням.

З нижнім розташуванням застосовується при м/с (це обумовлено тим, що при більшій швидкості олія буде випливати, піниться, і не робити в труться пари)

3.За числа витків черв'яка < p> Різьба черв'яка може бути одне й многозаходной, правої і лівої. z1 = 1,2,4 (з кол-вом витків)

4.По профілю різьби

Залежно від способу нарізання черв'яка: a) архимедів черв'як; б) конвалютний черв'як; в) евольвентний черв'як; г) спіраідальний черв'як; д) тороїдальний черв'як.

Виготовлення черв'яків

Червяки можуть бути нарізані натокарно-гвинторізний верстаті

або модульної фрезою.

20.

21

25.-24Основні розрахункові параметри ланцюгових передач

Швидкість ланцюга та кутові швидкості зірочок обмежуються ін­тенсивністю спрацювання ланцюга, силою удару шарнірів об зубці зірочок, а також шумом передачі. У більшості випадків швидкість ланцюга не повинна бути більшою ніж 15 м/с; інколи при малих кро­ках ланцюга, великому числі зубців та доброму змащуванні допуска­ється швидкість ланцюга 30—35 м/с. Середню швидкість ланцюга визначають за формулою

v=Pω₁z₁/(2π) (29.4)

де P — крок ланцюга; ω₁ — кутова швидкість ведучої зірочки (з числом зубців z₁. Кутову швидкість зірочок обмежують, щоб зменшити удар шарнірів ланцюга об зубці. Граничні рекомендовані кутові швидкості меншої зірочки залежно від її числа зубців z₁ та кроку ланцюга Р наведені в табл.

Передаточне число визначається з умови рівності середньої швид­кості ланцюга на ведучій та веденій зірочках:

P ω₁ z₁ / (2π) = P ω₂ z₂ / (2π), звідки передаточне число ланцюгової передачі

u = ω₁/ω₂ = z₂ / z₁ (29.5)

Передаточне число обмежується габаритними розмірами передачі, кутом обхвату меншої зірочки та числами зубців зірочок. Найдоціль­ніше брати u ≤ 4.

Число зубців зірочок. Мінімальне число зубців зірочок обмежу­ється спрацюванням шарнірів, динамічними навантаженнями та шу­мом передачі. Число зубців меншої зірочки можна брати з таблиць залежно від кроку Р та її кутової швидкості.

При спрацюванні шарнірів крок ланцюга збільшується. При цьо­му ланцюг на зірочці буде розміщуватись на більшому радіусі. Збіль­шення радіусів розміщення шарнірів ланцюга на зубцях зірочки тим більше, чим менший кутовий крок зубців 2л/z. При великому z на­віть невелике збільшення кроку ланцюга спричинює значне зміщення ланцюга на профілях зубців. Це зміщення обмежує максимальне чис­ло зубців зірочок, яке беруть 100—120 для роликових ланцюгів і 120—140 для зубчастих.

Переважно вибирають непарне число зубців зірочок, що у поєднан­ні з парним числом ланок ланцюга сприяє рівномірному спрацюванню зубців.

Крок ланцюга Р є основним параметром ланцюгової передачі. Лан­цюги з великим кроком мають більшу несучу здатність, але допуска­ють значно менші кутові швидкості меншої зірочки (див. табл. 29.3), сприяють збільшенню нерівномірності руху, динамічних навантажень та шуму ланцюгової передачі. Доцільно вибирати ланцюг із мінімаль­но допустимим для заданого навантаження кроком. При конструюван­ні та розрахунку ланцюгової передачі можна зменшити крок зубчастих ланцюгів, збільшивши ширину ланцюга, а також крок роликових ланцюгів, використавши багаторядні ланцюги.

У проектному розрахунку ланцюгової передачі орієнтовне зна­чення кроку Р, мм, однорядного роликового ланцюга можна визна­чити за формулою

,

де Т₁ — обертовий момент на валу ведучої зірочки, Нм; z₁ — число зубців ведучої зірочки.

Міжосьова відстань та довжина ланцюга. Мінімальну міжосьову відстань ланцюгової передачі визначають за умови, що кут обхвату ланцюгом малої зірочки повинен бути не менш ніж 120°.

при u ≤ З

а_min = 0,5 (de_l + de₂) + (30...50) mm;

при u > З

a_min = (de₁ + de₂) (9 + u)/20.

Тут de₁, de₂, — діаметри вершин зубців ведучої та веденої зірочок відповідно. Оптимальна міжосьова відстань ланцюгової передачі а = (30...50)Р.

Не рекомендують брати а > 80Р.

Число ланок W ланцюга визначають за попередньо вибраною міжосьовою відстанню а, кроком ланцюга Р та числом зубців зірочок z₁ і z ₂:

. (29.6)

Формула (29.6) виводиться за аналогією з формулою для довжини паса і є наближеною. Значення W слід округлити до найближчого парного числа.

Після визначення числа ланок W ланцюга уточняють міжосьову відстань передачі за формулою

. (29.7)

Щоб забезпечити провисання ланцюга, значення а рекомендується вменшити на (0,002...0,004) а.

Число ланок W ланцюга та його крок Р визначають довжину лан­цюга

.

Зусилля у вітках пасової передачі. Різниця між силами натягу ведучої F₁ і веденої F₂ віток визначає корисне навантаження ланцюга

F_t = F₁- F₂ = 2 T_l / d₁, (29.8)

де Т₁— обертовий момент на валу ведучої зірочки, що має ділильний діаметр d₁.

Сила натягу F₂ веденої вітки ланцюга дорівнює більшому значен­ню від натягу F₀, H, спричиненого власною вагою вітки, та від натягу F_V , H, від дії відцентрової сили:

F_q = K_f a q g ; F_V = qv² (29.9)

Тут K_f — коефіцієнт провисання ланцюга, який залежить від стрілки провисання f веденої вітки та кута нахилу передачі до гори­зонту; якщо f = 0,02а, то для горизонтальної передачі K_f = 6 (K_f = 4 під кутом нахилу до горизонту до 40°); K_f = 2 під кутом нахилу більшим від 40°; K_f = 1, для вертикальної передачі); а — міжосьова відстань передачі, м; q — маса 1 м ланцюга, кг/м (див. табл. 29.1); g — прискорення вільного падіння, м/с²; v — швидкість ланцю­га, м/с.

Для розповсюджених на практиці тихохідних передач та передач із середніми швидкостями ланцюга v ≤ 10 м/с сила натягу веденої вітки незначна і складає кілька процентів від корисного навантажен­ня F_t. Тому в розрахунках із достатньою точністю можна брати F₂ ≈ 0, a F₁ ≈ F_t.

Сила, що передається на вали ланцюгової передачі, може станови­ти

R = 1.15F_t.