Основы проектирования машин / ГЛАВА 8
.2.pdfГЛАВА 8.2. ЦЕПНЫЕ ПЕРЕДАЧИ
Цепные передачи являются разновидностью передач зацеплением. Они представляют собой механизмы, в которых движение передается шарнирной цепью, охватывающей ведущее и ведомое зубчатые колеса (с числами
зубьев z1 и z2 соответственно), которые называются звездочками (рис. 8.2.1). При таком конструктивном решении движение может быть передано на значительное расстояние.
Рис. 8.2.1
Как и передачи других типов, цепные имеют достоинства и недостатки, которые и определяют область их практического применения.
Таблица 8.2.1: Средняя величина КПД цепных передач
Виды цепных передач
закрытые передачи при достаточной смазке
η
η = 0,94 ÷0,96
открытые передачи со |
η = 0,92 ÷0,95 |
смазкой |
|
открытые передач без |
η = 0,90 ÷0,92 |
смазки |
|
Одним из главных достоинств цепных передач является достаточно высокий КПД (табл. 8.2.1).
Цепные передачи могут быть высоконагруженными (до 100 кВт и выше), что существенно отличает их от ременных. Кроме того, они имеют значительно меньшие размеры и нагрузки на валы и опоры по сравнению с
ременными передачами при равной внешней нагрузке, для них не характерно проскальзывание цепи по звездочке и буксование, а кроме того, стальная цепь прочнее ремня.
Рекомендованное значение ресурса закрытых цепных передач обычно L =10000 ÷15000 часов. В
отдельных случаях такие передачи могут работать без разрушения 50000 часов и более.
Перечисленные достоинства цепных передаточных механизмов привели к их широкому использованию в сельскохозяйственных и строительно - дорожных машинах, подъемно - транспортной технике, оборудовании для горной и нефтяной промышленностей, текстильном и полиграфическом оборудовании, и т. д.
К числу недостатков цепной передачи следует отнести повышенный износ сопряженных поверхностей и значительный шум при эксплуатации.
В цепных передачах линейная скорость перемещения цепи v не является величиной постоянной, из-за чего неизбежно возникновение ускорений и связанных с ними динамических сил, приводящих к вибрациям и
ударам. Величины этих вибраций и ударов возрастают с увеличением угловых скоростей вращения звездочек. Это обстоятельство вынуждает ограничивать верхний предел угловой скорости. Для передач общего назначения эта
скорость не должна превышать 15 м/с. В специальных приводах цепные передачи работают при скоростях до 35 м/с.
Оптимальное значение передаточного отношения для цепных передач лежит в диапазоне u =1,5 ÷5 , а
максимально допустимое - u ≤10 .
По назначению цепи бывают приводные и тяговые, из которых самое большое применение получили
пластинчатые. Приводные цепи применяются в качестве ступеней в приводах различных стационарных машин и механизмов, в то время как тяговые используются для перемещения груза, что не является предметом нашего рассмотрения. В дальнейшем здесь рассматриваются лишь приводные пластинчатые цепи.
a) |
b)
Рис. 8.2.2
По конструктивному исполнению приводные цепи подразделяются на роликовые (рис. 8.2.2а), которые распространенны наиболее широко, и втулочные (рис. 8.2.2b). Роликовые цепи могут быть как однорядными, так и
многорядными (рис. 8.2.3). При больших скоростях вращения (более 10 м/с) роликовые цепи рекомендуется заменять более дешевыми и легкими втулочными, которые при хорошей смазке имеют равную с первыми
долговечность.
Рис. 8.2.3
Кроме того, существуют варианты использования зубчатых цепей (рис. 8.2.4), каждое звено которых условно можно представить в виде зуба, входящего в зацепление с зубьями звездочек. Но в настоящее время на практике они почти не встречаются из-за отсутствия заметных преимуществ по отношению к остальным типам цепных передач и высокой стоимости.
Рис. 8.2.4
Кинематика цепной передачи. Основными кинематическими характеристиками цепной передачи являются следующие параметры:
• линейная скорость перемещения цепи v ;
•угловая скорость вращения ведущей звездочкиω1 ;
•угловая скорость вращения ведомой звездочкиω2 .
Рассмотрим эти параметры подробно. На рис. 8.2.5 приведена кинематическая модель цепной передачи с горизонтально расположенной ведущей ветвью. Здесь звенья цепи представляются в виде отрезков прямых,
вписанных в дуги окружностей радиусами R1 и R2 , равными радиусам ведущей и ведомой звездочек. В текущем |
|
положении координаты ведущего и ведомого звеньев звездочки характеризуются углами α и β |
|
соответственно; ϕ |
- угловой шаг ведущей звездочки. |
Рис. 8.2.5
Линейная скорость v цепи равна |
|
v =ω1 R1 cosα =ω2 R2 cos β . |
(8.2.1) |
Угол α в процессе вращения меняется в пределах 0 ≤α ≤π / z1 , а величина угла β лежит в пределах
0 ≤ β ≤π / z2 . Следовательно, скорость перемещения цепи также изменяется, достигая своего максимального
νmax и минимального νmin |
значений, |
|
|
|
cos(π / z2 ) |
|
|
||||||
v |
= ω |
1 |
R |
1 |
= ω |
2 |
R |
2 ; |
vmin |
= ω1R1 cos(π / z1 ) = ω2 R2 |
. |
(8.2.2) |
|
max |
|
|
|
|
|
|
|
На рис. 8.2.6a показан график изменения линейной скорости перемещения цепи в зависимости от угла
поворотаα ведущей звездочки. Этот график представляет собой периодическую функцию, дифференцирование которой позволяет проследить процесс изменения ускорения. Ускорение (рис. 8.2.6b) также является
периодической функцией, но с разрывами на границах периодов. В точках разрывов функции ускорения имеют место динамические проявления в виде ударов. Чем больше скорость вращения и чем меньше число зубьев у звездочки, тем динамические силы, действующие со стороны цепи на звездочку, выше. Последнее обстоятельство вынуждает проектировщиков ограничивать величины этих параметров. В зависимости от геометрических размеров цепных передач предприятия - изготовители предлагают и величины предельно допустимых угловых скоростей, которые продиктованы результатами экспериментальных исследований.
a)
|
b) |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
Рис. 8.2.6 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
Мгновенные значения угловых скоростей ω1 и ω2 рассчитываются по формулам |
|
|
|
|||||||||||
ω1 = |
|
v |
ω2 = |
|
v |
|
|
|
||||||
R1 cosα |
R2 cos |
β |
. |
(8.2.3) |
||||||||||
|
|
|
|
|
|
|
; |
|
|
|
|
|
||
Мгновенное значение передаточного отношения ur с учетом (8.2.3) равно |
|
|
|
|
||||||||||
u = z1 |
= ω1 |
= R2 cos β |
|
|
|
|
||||||||
r |
|
z2 |
|
ω2 |
|
|
R1 cosα |
. |
|
|
(8.2.4) |
|||
|
|
|
|
|
|
|||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
В качестве предельной числовой характеристики следует принимать передаточное отношение, полученное |
||||||||||||||
в предположении бесконечного числа зубьев. Тогда, при z1 → ∞ и z2 → ∞, имеем |
cosα →1; |
|
||||||||||||
cos β →1. При этом из (8.2.4) следует, что |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
u = |
R2 |
|
|
|
|
|
||||
|
|
|
|
R |
|
|
|
(8.2.5) |
||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||
|
|
|
|
|
|
|
1 . |
|
|
|
|
вращенияДляεчисловой, равный характеристики неравномерности вращения используется коэффициент неравномерности
ε = umax −umin |
|
|
u |
. |
(8.2.6) |
Непостоянство и периодичность динамических усилий в процессе работы цепной передачи может привести к появлению резонансных явлений, представляющих опасность при высоких скоростях движения цепи. Критические частоты вращения зависят от жесткости валов и звездочек, а также ряда других параметров. Расчет критических частот рассмотрен выше в главе 3.4.
Геометрические параметры цепных передач. Рассмотрим особенности геометрии цепи и звездочки.
Геометрия цепи. Для сокращения затрат на изготовление цепных передач целесообразно пользоваться стандартным набором нормальных размеров цепей в зависимости от передаваемого момента вращения (табл. 8.2.2).
Таблица 8.2.2: Нормальные размеры цепей
Обозначениеp Q, |
B, D |
d s b1, |
h, |
|
цепи |
не |
не |
не |
не |
|
менее |
более |
более |
|
|
более |
λПогоннаяN A масса, кг/м
b,
не
более
ПРЛ-19,05:1 |
19,05 |
29,5 |
33 |
11,91 |
5,96 |
0 |
17 |
18,2 |
1,6 |
1,6 |
1 |
95,4 |
12,7 |
ПРЛ-25,40:1 |
25,4 |
50,0 |
39 |
15,88 |
7,95 |
0 |
22 |
24,2 |
1,6 |
2,6 |
1 |
161,2 |
15,88 |
ПРЛ-31,75:1 |
31,75 |
70,0 |
46 |
19,05 |
9,55 |
0 |
24 |
30,2 |
1,67 |
3,8 |
1 |
244 |
19,05 |
ПРЛ-38,10:1 |
38,1 |
100,0 |
58 |
22,23 |
11,12 |
0 |
30 |
36,2 |
1,71 |
5,5 |
1 |
376 |
25,4 |
ПРЛ-44,45:1 |
44,45 |
130,0 |
62 |
25,4 |
12,72 |
0 |
34 |
42,2 |
1,75 |
7,5 |
1 |
445 |
25,4 |
ПРЛ-50,80:1 |
50,8 |
160,0 |
72 |
28,58 |
14,29 |
0 |
38 |
48,3 |
1,78 |
9,7 |
1 |
614 |
31,75 |
ПРЛ-15,88:1 |
15,875 |
22,7 |
24 |
10,16 |
5,08 |
0 |
13 |
14,8 |
1,56 |
0,9 |
1 |
60,2 |
6,65 |
ПР-12,70:3 |
12,7 |
18,2 |
19 |
8,51 |
4,45 |
0 |
10 |
11,8 |
1,5 |
0,65 |
1 |
39,6 |
5,4 |
ПР-63,50:1 |
63,5 |
353,8 |
89 |
39,68 |
19,84 |
0 |
48 |
60,4 |
1,6 |
16 |
1 |
1042 |
38,1 |
ПР-50,80:1 |
50,8 |
226,8 |
72 |
28,58 |
14,29 |
0 |
38 |
48,3 |
1,76 |
9,7 |
1 |
646 |
31,75 |
ПР-44,45:1 |
44,45 |
172,4 |
62 |
25,7 |
12,72 |
0 |
34 |
42,4 |
1,73 |
7,5 |
1 |
473 |
25,4 |
ПР-38,10:1 |
38,1 |
127,0 |
58 |
22,23 |
11,12 |
0 |
30 |
36,4 |
1,71 |
5,5 |
1 |
394 |
25,4 |
ПР-31,75:1 |
31,75 |
88,5 |
46 |
19,05 |
9,55 |
0 |
24 |
30,2 |
1,67 |
3,8 |
1 |
262,2 |
19,05 |
ПР-25,40:1 |
25,4 |
56,7 |
39 |
15,88 |
7,95 |
0 |
22 |
24,2 |
1,6 |
2,6 |
1 |
179,7 |
15,88 |
ПР-19,05:1 |
19,05 |
31,8 |
33 |
11,91 |
5,96 |
0 |
18 |
18,2 |
1,6 |
1,9 |
1 |
105,8 |
12,7 |
ПР-15,88:2 |
15,875 |
22,7 |
24 |
10,16 |
5,08 |
0 |
13 |
14,8 |
1,56 |
1 |
1 |
70,9 |
9,65 |
ПР-12,70:4 |
12,7 |
18,2 |
21 |
8,51 |
4,45 |
0 |
11 |
11,8 |
1,5 |
0,75 |
1 |
50,3 |
7,75 |
ПР-12,70:2 |
12,7 |
9,0 |
12 |
7,75 |
3,66 |
0 |
7 |
10 |
1,64 |
0,35 |
1 |
20,1 |
3,3 |
ПР-12,70:1 |
12,7 |
9,0 |
8,7 |
7,75 |
3,66 |
0 |
0 |
10 |
1,64 |
0,3 |
1 |
16,8 |
2,4 |
ПР-9,53:1 |
9,525 |
9,1 |
17 |
6,35 |
3,28 |
0 |
10 |
8,5 |
1,5 |
0,45 |
1 |
28 |
5,72 |
ПР-8,00:1 |
8 |
4,6 |
12 |
5 |
2,31 |
0 |
7 |
7,5 |
1,6 |
0,2 |
1 |
11 |
3 |
ПР-15,88:1 |
15,875 |
22,7 |
20 |
10,16 |
5,08 |
0 |
11 |
14,8 |
1,56 |
0,8 |
1 |
54,8 |
6,48 |
2ПР-12,70:1 |
12,7 |
31,8 |
35 |
8,51 |
4,45 |
13,92 |
11 |
11,8 |
1,49 |
1,4 |
2 |
105 |
7,75 |
2ПР-25,40:1 |
25,4 |
113,4 |
68 |
15,88 |
7,95 |
29,29 |
22 |
24,2 |
1,6 |
5 |
2 |
359 |
15,88 |
2ПР-50,80:1 |
50,8 |
453,6 |
130 |
28,58 |
14,29 |
58,55 |
38 |
48,3 |
1,78 |
19,1 |
2 |
1292 |
31,75 |
2ПР-44,45:1 |
44,45 |
344,8 |
110 |
25,4 |
12,72 |
48,87 |
34 |
42,4 |
1,75 |
14,4 |
2 |
946 |
25,4 |
2ПР-38,10:1 |
38,1 |
254,0 |
104 |
22,23 |
11,12 |
45,44 |
30 |
36,2 |
1,71 |
11 |
2 |
788 |
25,4 |
2ПР-31,75:1 |
31,75 |
177,0 |
82 |
19,05 |
9,55 |
35,76 |
24 |
30,2 |
1,67 |
7,3 |
2 |
524 |
19,05 |
3ПР-44,45:1 |
44,45 |
517,2 |
160 |
25,4 |
12,72 |
48,87 |
34 |
42,4 |
1,75 |
21,7 |
3 |
1419 |
25,4 |
2ПР-25,40:1 |
25,4 |
113,4 |
68 |
15,88 |
7,95 |
29,29 |
22 |
24,2 |
1,6 |
5 |
2 |
359 |
15,88 |
3ПР-50,80:1 |
50,8 |
680,4 |
190 |
28,58 |
14,29 |
58,55 |
38 |
48,3 |
1,78 |
28,3 |
3 |
1938 |
31,75 |
3ПР-38,10:1 |
38,1 |
381,0 |
150 |
22,23 |
11,12 |
45,44 |
30 |
36,2 |
1,71 |
16,5 |
3 |
1182 |
25,4 |
3ПР-31,75:1 |
31,75 |
265,5 |
120 |
19,05 |
9,55 |
35,76 |
24 |
30,2 |
1,67 |
11 |
3 |
786 |
19,05 |
3ПР-25,40:1 |
25,4 |
170,1 |
98 |
15,88 |
7,95 |
29,29 |
22 |
24,2 |
1,6 |
7,5 |
3 |
539 |
15,88 |
3ПР-19,05:1 |
19,05 |
108,0 |
86 |
11,91 |
5,88 |
25,5 |
18 |
18,2 |
1,6 |
5 |
3 |
317 |
12,7 |
3ПР-12,70:1 |
12,7 |
45,4 |
50 |
8,51 |
4,45 |
13,92 |
11 |
11,8 |
1,49 |
2 |
3 |
150 |
7,75 |
3ПР-15,88:1 |
15,875 |
68,1 |
57 |
10,16 |
5,08 |
16,59 |
13 |
14,8 |
1,56 |
2,8 |
3 |
202 |
9,65 |
4ПР-19,05:1 |
19,05 |
152,0 |
105 |
11,91 |
5,96 |
25,5 |
18 |
18,2 |
1,6 |
7,5 |
4 |
408 |
12,7 |
ПРД-38,10:1 |
38,1 |
29,5 |
31 |
11,91 |
5,96 |
0 |
17 |
18,2 |
3,199 |
1,1 |
1 |
105,8 |
12,7 |
ПРД-76,20:1 |
76,2 |
100,0 |
57 |
22,23 |
11,12 |
0 |
30 |
36,2 |
3,428 |
3,8 |
1 |
460 |
25,4 |
ПРД-63,50:1 |
63,5 |
70,0 |
46 |
19,05 |
9,55 |
0 |
24 |
30,2 |
3,333 |
2,6 |
1 |
304 |
19,05 |
ПРД-50,80:1 |
50,8 |
50,0 |
39 |
15,88 |
7,95 |
0 |
22 |
24,2 |
3,199 |
1,9 |
1 |
215 |
15,88 |
ПРД-38,00:1 |
38 |
30,0 |
42 |
15,88 |
7,95 |
0 |
23 |
21,3 |
3,393 |
1,87 |
1 |
225 |
22 |
ПРД-31,75:1 |
31,75 |
22,7 |
24 |
10,16 |
5,08 |
0 |
13 |
14,8 |
3,125 |
0,6 |
1 |
67,5 |
9,65 |
ПРД-38,00:2 |
38 |
40,0 |
47 |
15,88 |
7,95 |
0 |
26 |
21,3 |
3,393 |
2,1 |
1 |
242 |
22 |
ПРИ-140,00:1 |
140 |
1200,0 |
182 |
65 |
36 |
0 |
94 |
90 |
2,154 |
63 |
1 |
4320 |
80 |
ПРИ-78,10:1 |
78,1 |
360,0 |
102 |
33,3 |
17,15 |
0 |
51 |
45 |
2,345 |
14 |
1 |
996 |
38,1 |
ПРИ-78,10:2 |
78,1 |
400,0 |
102 |
40 |
19 |
0 |
51 |
56 |
1,952 |
19 |
1 |
1103 |
38,1 |
ПРИ-103,20:1 |
103,2 |
650,0 |
135 |
46 |
24 |
0 |
73 |
60 |
2,243 |
28 |
1 |
1968 |
49 |
Примечание: (см. рис. 8.2.2 - 8.2.3) p - номинальный шаг цепи; Q - разрушающая нагрузка цепи; B - ширина цепи; D - диаметр элемента зацепления цепи (втулки, ролика); d -
диаметр валика; s - расстояние между осями рядов (для многорядных цепей); b1 -
половина ширины звена цепи; h - высота цепи; N - число рядов цепи; A = bd -
проекция опорной поверхности шарнира цепи; b - расстояние между внутренними
пластинами цепи; λ = p D - геометрическая характеристика зацепления. Все линейные размеры приведены в мм, площадь - в кв. Мм.
Геометрия звездочки. Звездочки цепных передач напоминают зубчатые колеса, только с иной формой зуба. Контур зуба звездочки выбирается таким образом, чтобы обеспечить минимальные: давление между роликом и зубом, уровень износа, динамические нагрузки на зуб и т. д. В таблице 8.2.3 приведены три возможных варианта профиля зуба звездочек цепных передач.
Таблица 8.2.3: Возможные варианты профиля зуба звездочек цепных передач
1. Вогнуто - выпуклый (ГОСТ |
Образуется из четырех участков: |
591 - 69) |
впадины ab, вогнутой поверхности |
|
bc, очень незначительной по |
|
величине прямолинейной |
|
поверхности cd и головки зуба de. |
2. Прямолинейный (ГОСТ 592 -
81)
Образуется из двух участков: впадины ab и рабочей части bc с прямолинейной поверхностью зуба.
3. Прямолинейно - выпуклый
(ГОСТ 592 - 81)
Образуется из трех участков: впадины ab, рабочей части bc с прямолинейной поверхностью и головки зуба cd.
Вогнуто - выпуклая форма профиля представлена участком положительной кривизны de (головка зуба),
небольшим по величине линейным участком cd и двумя участками вогнутого профиля, bc и ab . Зуб звездочки
прямолинейного профиля состоит из двух сопряженных участков - линейного bc и вогнутого ab . Зуб звездочки прямолинейно - выпуклого профиля образуется из трех участков разной кривизны: рабочий участок зуба,
очерченный отрезком прямой - линией bc , сопрягается с участками cd выпуклого и ab вогнутого профилей. Каждый из описанных здесь профилей имеет свои преимущества, но самое широкое распространение,
особенно при высоких скоростях вращения, получил выгнуто - выпуклый профиль, который обеспечивает минимальный уровень контактных напряжений. Наиболее эффективно такой тип профиля применяется для цепей
малого шага, у которых отношение шага цепи p к диаметру ролика цепи D подчиняется неравенству p / D ≤ 2
. Примеры построения такого профиля приведены на рис. 8.2.7а. В качестве примера приведен также прямолинейный профиль с закруглением вершин зубьев (рис. 8.2.7b). Как следует из рисунков, профили звездочек
выполняются как без смещения центров впадин, так и со смещением e . Рекомендованная величина смещения составляет e = 0,03 p .
a)
b)
Рис. 8.2.7
Аналогия между зубьями звездочек цепных передач и зубчатых колес позволяет использовать некоторые обозначения и понятия, введенные ранее применительно к зубчатым передачам.
Периодичность геометрической формы звездочки с числом зубьев z можно характеризовать величиной |
||||||||
шага p , а ее габаритные размеры - |
диаметром делительной окружности d , |
|
|
|
||||
|
d = |
p |
|
|
|
|
|
|
|
sin(π / z) |
. |
|
|
(8.2.7) |
|||
Диаметр окружности выступов |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
0,5 + ctg |
180 |
|
|
|
||
|
da = p |
|
z |
|
|
|
||
|
|
|
|
|
|
. |
(8.2.8) |
|
|
|
|
|
|
|
|
||
Диаметр окружности впадин |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
d f = d −2r |
, |
(8.2.9) |
|||
где r - радиус впадины. |
|
|
|
|
|
|
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Формулы для полного расчета размеров зубьев звездочек приведены в таблицах 8.2.4 и 8.2.5. |
|
|||||||
Таблица 8.2.4: Расчетные формулы для определения геометрических параметров звездочек |
|
|||||||
Параметры и обозначения |
Расчетные формулы |
|
|
|
|
|
||
|
Профиль 1 |
|
Профиль 2 |
|
||||
|
(рис. 8.2.7а) |
|
(рис. 8.2.7b) |
|
Половина углового шагаτ
Диаметр окружности, вписанной в шаговый
многоугольник, dc
Высота зуба, измеренная от
шаговой линии, ht Диаметр делительной
окружности d
Диаметр окружности
выступов da
Диаметр окружности впадин
d f
Смещение центров дуг впадин e
Радиус впадины r
Радиус сопряжения r1
Радиус головки зуба r2
Половина угла впадины
α, β
Угол сопряжения β
Половина угла зуба ϕ,γ
Прямой участок профиля
FG, hr
Расстояние от центра дуги впадины до центра дуги
головки зуба O1O2
|
|
|
|
|
|
τ = |
180° |
|
|
|
|
|
z |
||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
||
|
|
|
|
|
|
dc = pctgτ |
|||
|
|
|
|
|
|
ht |
= 0,25 p |
||
|
|
p |
|
|
|
||||
d = sin τ |
|
|
См. табл. 8.2.5 |
||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
da |
= dc + 2ht |
|||
|
|
|
|
|
d f |
= d − 2r |
|||
e = 0 - без смещения |
|
d f ≤ d − D −0175. d |
|||||||
центров |
|
|
|
|
|
||||
|
|
|
|
|
|
|
|||
e = 0,03 p - со |
|
|
|
||||||
смещением центров |
|
|
|
||||||
r = 0,5025D + 0.05 |
e = (0,01 ÷0,05) p |
||||||||
r1 = 0,8D + r = |
|
r = 0,5(D −0,05 p) |
|||||||
=1,3025D + 0,65 |
|
||||||||
|
|
|
|||||||
r2 = D(1,24 cosϕ + |
|
|
|
||||||
+ 0,8cos β −1,3025) − |
- |
||||||||
−0,05 |
|
|
|
|
|
|
|
||
α = 55°− |
60° |
|
|
r2 = ( p −0,5D −0,5e) × |
|||||
z |
|
×cosγ |
|||||||
β = 18°− |
60° |
|
|
|
β = 2γ +2τ |
||||
z |
|
|
|||||||
|
|
|
|
|
|
||||
ϕ =17°− |
64° |
= |
|
- |
|||||
|
|
||||||||
|
|
|
z |
|
|
|
|||
= 90°−τ −α − β |
|
|
|
||||||
FG = D(1,24sin ϕ − |
|
γ =13°÷20° |
|||||||
−0,8sin β) |
|
|
|
|
|
|
|||
|
|
|
|
|
|
|
|||
O1O2 =1.24D |
|
|
hr = r2 sin γ |
Координаты точки |
O1 |
x = 0,8D sinα |
|
|
1 |
- |
|
|
|
y1 |
= 0,8D cosα |
Координаты точки O2 |
x2 |
=1,24D cosτ |
|
|
|
|
- |
|
|
y2 |
=1,24D sinτ |
Примечание: Величины, имеющие размерность длины, измеряются в миллиметрах; углы - в градусах.
Таблица 8.2.5: Высота зуба звездочки
Число зубьев звездочек z
Число зубьев звездочек
λ
5-30 31-50 51 и более
До 2,2 |
h = (0,55 − |
0,5 |
) p |
h = (0,65 − |
0,5 |
) p |
ht = (0,70 − |
0,5 |
) p |
||||||||||
|
|||||||||||||||||||
|
|
||||||||||||||||||
|
t |
|
|
|
λ |
t |
|
|
|
λ |
|
|
|
|
λ |
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
Свыше |
ht |
= |
0,65 |
p |
ht |
= |
0,75 |
p |
ht |
= |
0,90 |
|
p |
||||||
2,2 |
|
||||||||||||||||||
|
|
λ |
|||||||||||||||||
|
|
|
λ |
|
|
|
|
λ |
|
|
|
|
|
|
Поперечное сечение венца звездочки и основной профиль зуба необходимо выбирать таким образом, чтобы обеспечить свободный вход звеньев цепи в зацепление, а также компенсацию некоторых неточностей монтажа и перекосов, возникающих при эксплуатации. Поэтому в зацеплении между зубьями звездочки и
внутренними пластинами цепи должен быть зазор, рекомендованное значение которого равно δ = 0,07b N . Для того, чтобы избежать наезжания внутренних пластин цепей на вершины зубьев, поперечный профиль
скругляют (рис. 8.2.8а) или выполняют с угловыми скосами (рис. 8.2.8b). Радиус скругления вершин r3 и высоту профильной части зуба h0 рекомендуется определять по формулам
r3 |
=1,7D, h0 |
= 0,8D |
(8.2.10) |
|
|
. |
Ширина вершины зуба звездочки (для профиля на рис. 8.2.8b) равна
bz = b2 − 2(r3 − r32 − h02 ) .
а) |
b) |
Рис. 8.2.8
Здесь b2 - наибольшая ширина зуба звездочки, причем 1) для скругленного профиля (рис. 8.2.8a):
b2 = 0,93b − 0,15 - для однорядных звездочек; b2 = 0,90b −0,15 - для двухрядных и трехрядных; b2 = 0,86b − 0,30 - дли многорядных.
2) для профиля со скосами (рис. 8.2.8b):
b2 = (0,8 ÷0,9)b .
Общая ширина зубчатого венца многорядной звездочки:
Bz = s(N −1) + b2 . |
|
||||
Диаметр обода звездочки |
|
|
|
|
|
|
|
180° |
|
|
|
Dc |
= p ctg |
|
|
−1,3h0 |
|
z |
|
||||
|
|
|
. |
(8.2.11) |
|
|
|
|
|
||
Радиус r4 =1,6 мм при шаге p ≤ 35 мм и r4 = 2,5 мм при шаге |
p > 35 мм. |
|
Далее будет показано, что уменьшение числа зубьев звездочки приводит к возрастанию возникающих при работе передачи динамических нагрузок, а увеличение числа зубьев - к росту габаритов передачи, а следовательно, повышению веса. Очевидно, что следует принимать некоторые компромиссные решения. Практика
проектирования показывает, что число зубьев z1 меньшей звездочки целесообразно выбирать исходя из условия
z1 > zmin ; zmin = 29 −2u ≥13 . |
(8.2.12) |
Для высокоскоростных передач zmin ≥ 35 .
Полученные по формуле (8.2.12) значения необходимо согласовывать с членами следующего ряда нечетных чисел: 13,15,17, 21, 23, 25 . При этом предпочтение следует отдавать простым числам из этого ряда.
Рекомендованная величина оптимального межосевого расстояния a находится из условия, что угол обхвата на малой звездочке удовлетворяет неравенству α1 ≥1200 ,
a = (30 ÷50) p. |
(8.2.13) |
Предельное значение межосевого расстояния |
|
amax = 80p. |
(8.2.14) |
Минимально допустимое значение межосевого расстояния (при |
α |
1 |
≥1200 |
) |
|
||||||||
|
|
|
|||||||||||
|
|
d |
1 |
+ d |
2 |
|
|
|
|
|
|
|
|
amin |
= |
|
|
+ (30 ÷50) мм, |
u < 3; |
|
|||||||
|
|
2 |
|
|
|||||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
d1 + d2 |
|
u +9 |
|
|
|
|
|
|
|||
amin |
= |
|
, |
|
u ≥ 3. |
|
|
||||||
|
|
|
|
||||||||||
|
|
|
|
2 |
|
10 |
|
|
|
|
, |
(8.2.15) |
d1 и d2 - диаметры ведущего и ведомого шкивов.
Задача практического расчета длины цепи в шагах на первом этапе сводится к определению необходимого
числа звеньев W0 по предварительно намеченному межосевому расстоянию a0 . Величина W0 |
рассчитывается |
||||||||||
по формуле, полученной по аналогии с (8.1.37): |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
W0 |
= |
z1 + z2 |
+ |
2a0 |
cosγ |
− |
z1γ |
+ |
z2γ |
|
|
|
p |
π |
π . |
|
|||||||
|
2 |
|
|
|
|
(8.2.16) |