2.2 Звездочки приводных цепей.

По конструкции они во многом подобны зубчатым колесам. Делительная окружность звездочки проходит через центры шарниров цепи.

Формула делительного диаметра справедлива и для звездочек зубчатых цепей. Профиль и размеры зубьев звездочек зависят от типа и размеров цепи. Для стандартных цепей все размеры зубьев звездочек стандартизованы. У звездочек зубчатых цепей форма рабочего участка профиля прямолинейна.

Роликовые и втулочные цепи могут зацепляться с зубьями различного профиля (см.рис.). Зуб любого профиля должен обеспечивать свободный вход и выход шарниров из зацепления.Вогнутым выполняют только основной нижний участок профиля. У вершины зуб имеет скругленную выпуклую форму, а в средней части - небольшой прямолинейный переходный участок. Такая форма зуба позволяет изготовлять его методом обкатки, что повышает производительность и точность.

Вогнутый профиль в настоящее время принят за основной.

Качество профиля в значительной степени определяется величиной угла профиля γ (для выпуклого и вогнутого профилей γ изменяется по высоте зуба). При увеличении γ уменьшается износ зубьев и шарниров, связанный с перемещениями шарниров по профилю зуба в процессе зацепления. С другой стороны, увеличение γ приводит к усилению удара шарниров при входе в зацепление, а также к увеличению натяжения холостой ветви цепи. Более благоприятным в этом отношении является также вогнутый профиль.

2.3 Материалы цепей и звездочек.

Материал и термическая обработка цепей имеют решающее значение для их долговечности. Для обеспечения стойкости против износа и ударных нагрузок большинство цепей и звездочек изготовляют из углеродистых и легированных сталей с последующей термической обработкой (улучшение, закалка). Так, например, для звездочек рекомендуется применять стали 45, 40Х и др.; для пластин цепей - стали 45, 50 и др.; для валиков вкладышей и роликов - стали 15, 20, 20Х и др. Детали шарниров цепей в большинстве случаев цементируют, что повышает их износостойкость при сохранении ударной прочности. Перспективным является изготовление звездочек из пластмасс, позволяющих уменьшить динамические нагрузки и шум передачи.

3. Критерии работоспособности цп

Ресурс цп в стационарных машинах должен составлять 10…15 тыс. часов.

Для большинства условий работы цепных передач основными причинами потери работоспособности являются 2, 3 и 4 .

Для приводных цепей принято оценивать сопротивление усталости пластин по расчетному давлению и по числу ударов звеньев цепи U в единицу времени.

Проекция опорной поверхности шарнира пропорциональна расчетному сечению пластин (размеры см. по рис. ниже). Это позволяет оценивать сопротивление усталости по эмпирическим формулам т.е. по опыту эксплуатации, при этом учитывается режим работы, число зубьев малой звездочки, шаг цепи, скорость, заданный срок службы, число рядов цепи (m=1; 2; 3… до 8). Оценивается сопротивление усталости цепной передачи ориентировочно

4. Расчет (выбор) параметров цп

Исходные данные:

• Р_1, Р₂ в кВт; n_1, n₂ в мин^-1, Т₁, Т₂ в Нм, u (берутся из общего расчёта привода)

• Тип цепи (роликовая, втулочная или зубчатая)

• Условие работы и расположение передачи

• Межосевое расстояние (выбирается из компоновки привода)

ПРОЕКТНЫЙ расчёт, в котором определяют (выбирают, рассчитывают):

1. z₁≈31–2u - число зубьев ведущей звездочки z₁ =7…120.

2. z₂=u z₁ - число зубьев ведомой звездочки (желательно четное число).

Во избежание соскакивания цепи, ограничивают z₂ ≤ 120.

3. Шаг цепи t :

а) При ограничении диаметрального размера большей звездочки d₂ : t ≈ πd₂ /uz₁

б) При ограничении межосевого расстояния α : t ≈ α/50… α/30

в) При ограничении вращающего момента цепи: t ≈(12,8…13,5)(Т₁ /z₁)^1/3

Тип цепи	Частота вращения n1, мин-1:
роликовые цепи при z1 ≥ 15	1250	1000	900	800	630	500	400	300
зубчатые цепи при z1 ≥ 17	3300	2650	2200	1650	1320	-	-	-
Наибольший допускаемый шаг цепи [t ]max мм	12,70	15,87	19,05	25,40	31,75	38,1	44,4	50,8

г) При ограничении частоты вращения малой звёздочки n₁

Примечания к табл.: 1. На практике всегда желательно принимать шаг меньше допускаемого. 2. При увеличении частоты вращения за указанные пределы необходимы повышенная точность и обильная смазка передачи. Полученный шаг t округляют до стандартного по табл.1 и 2 (по ГОСТ 13568-97) Цепи роликовые однорядные (размеры в мм) Таблица 1. Обозначение t шаг b1 d d1 (ролик) h Разрушающая нагрузка, кН Масса 1м цепи, кг ПР-19,05-31,8 19,05 12,70 5,94 11,91 18,2 31,8 1,9 ПР-25,4-60 25,4 15,88 7,92 15,88 24,2 60 2,6 ПР-31,75-89 31,75 19,05 9,53 19,05 30,2 89 3,8 ПР-38,1-127 38,1 25,40 11,10 22,23 36,2 127 5,5 ПР-44,45-172,4 44,45 25,40 12,70 25,40 42.4 172,4 7,5 Цепи роликовые двухрядные (размеры b1, d, d1, d4, h см. в таблице 1) Таблица 2. Обозначение t - шаг, мм А, мм Разрушающая нагрузка, кН Масса 1м цепи, кг 2ПР - 19,05 - 64 19,05 22,78 64 3,5 2ПР - 25,4 - 114 25,4 29,29 114 5,0 2ПР - 31,75 – 177 31,75 35,76 177 7,3 2ПР - 38,1 - 254 38,1 45,44 254 11,0 2ПР - 44,45-344 44,45 48,87 344 14,4 2ПР - 50,8- 453,6 50,8 58,55 453,6 19,1 Рядом со звездочками для прохода замка необходимо предусмотреть свободную зону размером по ширине и высоте L ≈ 0,33 t

ПРОВЕРОЧНЫЙ расчёт передачи, в котором проверяют (рассчитывают):

5. Определяют скорость цепи v=z₁n₁t /60000

6. Определяют окружную силу F_t на звездочке F_t =Т₁n₁/9,55v

7. Определяют коэффициент эксплуатации K_э = K_∂ K_α K_c K_γ K_per K_см К_н

Рекомендуется K_э меньше 3! Если полученный K_э>3, то надо менять условия работы, например сменность. Эти семь коэффициентов определяются из таблиц и формылы.

Тип привода	К∂ - коэффициент, учитывающий динамику нагрузки
Металлорежущие станки, насосы	1,25
Ленточные транспортеры	1,3…1,4
Цепные транспортеры	1,5…1,6
Прессы, вибраторы	1,7…1,9

Определение величин коэффициентов, учитывающего конструктивные особенности ЦП:

Kper	коэффициент способа регулирования натяжения цепи	Осуществляется перестановкой опор	1,0
		Не предусматривается	1,25
Kα	коэффициент, учитывающий влияние межосевого расстояния	маленькое α <25t	1,25
		оптимальное α=(30…50)t	1,0
		большое α=(60…80)t	0,9
Kγ	коэффициент наклона линии центров звездочек к горизонту (см. рис.)	До 600	1,0
		Свыше 600	1,25
Kc	Коэффициент, учитывающий условия смазки	Эпизодическая, консистентная	1,5
		Внутришарнирная	1,0
		В масляной ванне	0,8

Число смен работы передачи	1	2	3
Kсм - коэффициент учитывающий сменность работы	1,0	1,25	1,45

Коэффициент, учитывающий режима работы передачи К_р

8. Определение давления в шарнире цепи p = F_tK_э/(Bdm_p) ≤ [p]

d и В - диаметр валика и ширина цепи (длина втулки),

m_p - число рядов цепи

Шаг t, мм	Допускаемое удельное давление [p], МПа в зависимости от частоты вращения ведущей звездочки, мин-1
	50	200	400	600	800	1000
12,7…15,875	35	31	28	26	24	22
19,05…25,4	35	30	26	23	21	19
31,75…38,1	35	29	24	21	18	16
44,45…50,8	35	26	21	17,5	15	-

Значение давления должно находится в пределах: 0,6[p]<p<1,05 [p].

Если полученное значение давления в шарнире превышает или значительно меньше допустимого, то, меняя z, t , рядность цепи или параметры, влияющие на K_э , добиваются выполнения указанного условия.

9. Число ударов звеньев цепи (или число пробегов) U=z₁n₁/15z_ц ≤[U] с^-1

Шаг цепи t, мм	15,875	19,05	25,4	31,75	38,1	44,45	50,8
Максимальное n1, мин-1	1000	900	800	630	500	400	300
[U], с-1	45	35	30	25	20	15	12

10. На вал и соответственно на подшипник действует достаточно большая сила, которую необходимо учитывать в дальнейших расчетах.

Сила действующая на вал: F_R=(1,05…1,15)F_t