Цепные передачи

Тип работы:
Реферат
Предмет:
ТЕХНИЧЕСКИЕ НАУКИ


Узнать стоимость новой

Детальная информация о работе

Выдержка из работы

смотреть на реферати схожі на «Ланцюгові передачі «

Московський Державний Институт

Електроніки і Математики

(Технічний Университет)

| |кафедра Технологічні | | |Системи Електроніки |

Реферат за курсом «Деталі машин та організаційні засади конструирования»

На тему:

«Ланцюгові передачи»

| |Студенти Групи Э-52 | | |Ансимов А. | | |Зубов Д. | | |Помазунов Д. | | |Викладач | | |Некрасов М.И. |

Москва 1998

§ 1. СПІЛЬНІ СВЕДЕНИЯ

Ланцюгова передача складається з провідною і відомою зірочок й ланцюги, що охоплює зірочки і зацепляющейся право їх зуби. Застосовують також ланцюгові передачі з кількома відомими зірочками. Крім названих основних елементів, ланцюгові передачі включають натяжні устрою, мастильні пристрої і огорожі. Ланцюг складається з з'єднаних шарнірами ланок, що забезпечують рухливість чи «гнучкість» ланцюга. Ланцюгові передачі можуть виконуватися широтою діапазону параметрів. Широко використовують ланцюгові передачі у сільськогосподарських і подьемно- транспортних машинах, нефтебуровом устаткуванні, мотоциклах, велосипедах, автомобілях. Ланцюгові передачі застосовують: а) при середніх межосевых відстанях, при яких зубчасті передачі вимагають проміжних щаблів чи паразитних зубчастих коліс, не що викликаються необхідністю отримання потрібного передатного відносини; б) при жорсткі вимоги до габаритам чи) при необхідності роботи без проскальзывания (який перешкоджає застосуванню клиноременных передач). Крім цепних приводів, у машинобудуванні застосовують ланцюгові устрою, т. е. ланцюгові передачі з робітниками органами (ковшами, шкребками) в транспортерах, елеваторах, экскаваторах та інших машинах. До переваг цепних передач відносять: 1) можливість застосування в значному діапазоні межосевых відстаней; 2) менші, ніж в ремінних передач, габарити; 3) відсутність ковзання; 4) високий ККД; 5) малі сили, які діють вали, бо немає потреби у великому початковому натягу; 6) можливість легкої заміни ланцюга; 7) можливість передачі руху кільком зірочкам. Разом про те ланцюгові передачі не позбавлені недоліків: 1) вони працюють у умовах відсутності жидкостного тертя в шарнірах і, отже, з неминучим їх зносом, істотним при поганому смазывании і потраплянні пилу і бруду; знос шарнірів призводить до збільшення кроку ланок і довжини ланцюга, що зумовлює необхідність застосування натяжних пристроїв; 2) вони вимагають вищої точності установки валів, ніж клиноременные передачі, і більше складного догляду — змащування, регулювання; 3) передачі вимагають установки зв картерах; 4) швидкість руху ланцюга, особливо в малих числах зубів зірочок, не постійна, що викликає коливання передатного відносини, хоча ці коливання невеликі (див. § 7).

§ 2. ЦЕПИ

Ланцюги, застосовувані у машинобудуванні, характером виконуваної ними роботи поділяють на дві групи: привідні і тягові. Ланцюги стандартизовані, їх виробляють на спеціалізованих заводах. Випуск лише приводних ланцюгів в СРСР перевищує 80 млн. метрів за рік. Ними оснащується заготовляємо щороку понад 8 млн. машин. Як приводних застосовують роликові, втулочные і зубчасті ланцюга. Для них характерні малі кроки (зменшення динамічних навантажень) і износоустойчивые шарніри (задля забезпечення довговічності). Основними геометричними характеристиками ланцюгів є крок і ширина, основний силовий характеристикою — руйнує навантаження, встановлювана дослідним шляхом. Відповідно до міжнародних стандартів застосовують ланцюга з кроком, кратним 25,4 мм (т. е. ~ 1 дюйму) У виготовляють такі привідні роликові і втулочные ланцюга по ГОСТ 13 568–75*: ПРЛ — роликові однорядные нормальної точності; ПР — роликові підвищеної точності; ПРД — роликові длиннозвенные; ПВ — втулочные; ПРИ — роликові з вигнутими пластинами, і навіть роликові ланцюга по ГОСТ 21 834–76* для бурових установок (в швидкохідних передачах). Роликові ланцюга — це ланцюга зі ланками, кожна з яких виконано з двох пластин, напрессованных на валики (зовнішні ланки) чи чопи (внутрішні ланки). Чопи прикріплять на валики пов’язаних ланок й утворять шарніри. Зовнішні та внутрішні ланки у ланцюги чергуються. Чопи, своєю чергою, несуть ролики, що входять у западини між зубами на зірочках і зчіплюються зі зірочками. Завдяки роликам тертя ковзання між ланцюгом і зірочкою замінюється тертям качения, що зменшує знос зубів зірочок. Пластини окреслюють контуром, що нагадує цифру 8 і який наближає пластини до тілах рівного опору розтяганню. Валики (осі) ланцюгів виконують ступеневими чи гладенькими. Кінці валиків расклепывают, тому ланки ланцюга неразъемны. Кінці ланцюга з'єднують сполучними ланками з закріпленням валиків шплинтами чи расклепыванием. У разі потреби використання ланцюга з непарною числом ланок застосовують спеціальні перехідні ланки, які, проте, слабше, ніж основні; тому зазвичай прагнуть застосовувати ланцюга з четным числом ланок. При великих навантаженнях і швидкостях щоб уникнути застосування ланцюгів з великими кроками, несприятливих щодо динамічних навантажень, застосовують багаторядні ланцюга. Їх створюють із тієї ж елементів, як і однорядные, але їхні налики мають підвищену довжину. Передані потужності і руйнують навантаження багаторядних ланцюгів майже пропорційні числу рядів. Характеристики роликових ланцюгів підвищеної точності ПР наведені у табл. 1. Роликові ланцюга нормальної точності ПРЛ стандаргизованы буде в діапазоні кроків 15,875.. 50,8 і на що руйнує навантаження на 10…30% менше, ніж в ланцюгів попышонной точності. Довго із в е зв зв и е р про л і до про в и е ланцюга ПРД виконують у подвоєним крок з порівнянню зі звичайними роликовими. Тому легше й дешевше звичайних. Їх доцільно застосовувати при малих швидкостях, зокрема, в сільськогосподарському машинобудуванні. Втулочные ланцюга ПВ за конструкцією збігаються з роликовими, але мають роликів, що здешевлює ланцюг зменшує габарити й безліч при збільшеною площі проекції шарніра. Ці ланцюга виготовляють з кроком лише 9,525 мм застосовують, зокрема, в мотоциклах й у автомобілях (привід до розподільному валу). Ланцюги показують достатню працездатність. Роликові ланцюга з вигнутими пластинами ПРИ набирають з однакових ланок, подібних перехідному ланці (див. рис. 12. 2, е). У зв’язку з тим, що пластини працюють на вигин і тому мають підвищену піддатливістю, ці ланцюга застосовують при динамічних навантаженнях (ударах, частих реверсах тощо. буд.). У позначення роликовой чи втулочной ланцюга вказують: тип, крок, що руйнує навантаження і номер Держстандарту (наприклад, Ланцюг ПР-25,4−5670 ГОСТ 13 568– —75*}. У багаторядних ланцюгів на початку позначення вказують число рядів. Зубчасті ланцюга (табл. 2) — це ланцюга зі ланками з наборів пластин. Кожна пластина має дві зуба зі западиною з-поміж них розміщувати зуба зірочки. Робітники (зовнішні) поверхні зубів цих пластин (поверхні контакту з зірочками, обмежені площинами і нахилені одна в іншу з точки вклинивания (, рівним 60°). Цими поверхнями кожне ланка сідає на два зуба зірочки. Зуби зірочок мають трапецієподібний профіль. Пластини в ланках розсунуті на товщину одного чи двох пластин пов’язаних ланок. Нині переважно виготовляють ланцюга з шарнірами качения, які стандартизовані (ГОСТ 13 552−81*). Для освіти шарнірів в отвори ланок вставляють призми з циліндричними робітниками поверхнями. Призми спираються на лиски. При спеціальному профилировании отворі пластин і лобіювання відповідних поверхонь призм можна отримати шарнірі практично чисте котіться. Є експериментальні і експлуатаційні дані про те, що ресурс зубчастих ланцюгів з шарнірами качения в багато разів вище, ніж ланцюгів з шарнірами ковзання. Щоб уникнути бічного сповзання ланцюга зі зірочок передбачають направляючі пластини, які становлять звичайні пластини, але не матимуть вилучень для зубів зірочок. Застосовують внутрішні чи бічні направляючі пластини. Внутрішні направляючі пластини вимагають проточки відповідної канавки на зірочках. Вони забезпечують краще напрям при високих швидкостях і мають основне застосування. Достоїнствами зубчастих ланцюгів проти роликовими являютсются менший шум, підвищена кінематична точність і допускаемая швидкість, а також підвищена надійність, що з многопластинчатой конструкцією. Але вони важче, складніше їх виготовляти і трохи дорожчий. Тому мають обмежений застосування і витісняються роликовими ланцюгами. Тягові ланцюга поділяють р. а через три основних типи: пластинчасті але ГОСТ 588–81*; розбірні по ГОСТ 589 85; круглозвепные (нормальних пенсій і підвищеної міцності) відповідно по ГОСТ 2319–81. Пластинчасті ланцюга служать для переміщення вантажів під будь-яким кутом до горизонтальній площини у транспортуючих машинах (конвеєрах, підйомниках, ескалаторах та інших.). Вони зазвичай складаються з пластин простий форми і осей зі втулками чи ні втулок; їм характерні великі кроки, оскільки бічні пластини часто використовують із закріплення полотна транспортера. Швидкості руху ланцюгів цього звичайно перевищують 2…3 М/С. Круглозвенные иепи використав основному задля підвісу і підйому вантажів. Існують спеціальні ланцюга, передають рух між зірочками з взаємно перпендикулярними осями. Валики (осі) двох сусідніх ланок такий ланцюга взаємно перпендикулярны.

§ 3. ОСНОВНІ ПАРАМЕТРИ ПРИВОДНИХ ЦЕПНИХ ПЕРЕДАЧ

Потужності, передачі яких застосовують ланцюгові передачі, змінюються в діапазоні від часткою до сотень кіловат, загалом машинобудуванні зазвичай до 100 кВт. Межосевые відстані цепних передач досягають 8 м. Частоти обертання зірочок і швидкість обмежуються величиною сили удару, виникає між зубом зірочки і шарніром ланцюга, зносом і шумом передач. Найбільші рекомендовані і граничні частоти обертання зірочок наведені у табл. 3. Швидкості руху ланцюгів звичайно перевищують 15 м/с, однак у передачах з ланцюгами і зірочками високої якості при ефективних засобах змащування досягають 35 м/с. Середня швидкість ланцюга, м/с,

V=znP/(60*1000)

де z — число зубів зірочки; п стота її обертання, мин-1; Р- ланцюга, мм. Передатне ставлення визначають з умови рівності середньої швидкості ланцюга на зірочках: z1n1P=z2n2P

Звідси передатне ставлення, розуміється як ставлення частот обертання провідною і відомою звездочек,

U=n1/n2=z2/z1, де п1 і п2-частоты обертання провідною і відомою зірочок, мин-1; z1 і z2- числа зубів провідною і відомою зірочок. Передатне ставлення обмежується габаритами передачі, кутами обхвати і числами зубів. Зазвичай u (7. У окремих випадках в тихохідних передачах, якщо дозволяє місце, u (10. Числа зубів зірочок. Мінімальні числа зубів зірочок обмежуються зносом шарнірів, динамічними навантаженнями, і навіть шумом передач. Чим менше число зубів зірочки, то більше вписувалося знос, оскільки кут повороту ланки при набегании ланцюга на зірочку і сбегании з неї дорівнює 360°/z. З зменшенням числа зубів зростають нерівномірність швидкість руху кайдани й посадили швидкість удару ланцюга про зірочку. Мінімальна число зубів зірочок роликових ланцюгів залежно від передатного відносини вибирають по емпіричну зависимости

Z1min=29−2u (13 Залежно від частоти обертання z1min вибирають при високих частотах обертання z1min=19… 23; середніх 17… 19, а при низьких 13… 15. У передачах зубцюватими ланцюгами z1min понад 20… 30%. Принаймні зносу ланцюга її шарніри піднімаються профілем зуба зірочки від ніжки на вершину, викликаючи кінцевому підсумку спричиняє порушення зачеплення. При цьому гранично дозволене збільшення кроку ланцюга тим менше, що більше число зубів зірочки. Тому максимальну кількість зубів обмежують при використанні роликових ланцюгів величиною 100… 120, а зубчастих 120… 140. Переважно вибирати парне число зубів зірочок (особливо малої), що у поєднані із четным числом ланок ланцюга сприяє рівномірному зносу. Ще сприятливо, з погляду зносу, вибирати число зубів малої зірочки з низки простих чисел. Відстань м е ж буд у про з я метрів і зірочок й довжину ланцюга. Мінімальна межосевое відстань amin (мм) визначають з умов: відсутності інтерференції (т. е. перетину) зірочок amin> 0,5(De1+De2) де De1 і De2-наружные діаметри зірочок; щоб кут обхвати ланцюгом малої зірочки був він більше 120°, т. е. кут нахилу кожної галузі до осі передачі був за 30°. Оскільки sin30°=0,5, то amin> d2-d1. Оптимальні межоссвые відстані а = (30… 50) Р. Зазвичай межосевые відстані рекомендують обмежувати величиной

Amax=80P Потрібне число ланок ланцюга W визначають по попередньо обраному межосевому відстані а, кроку Р і числам зубів зірочок z1 і z2:

W=(z1+z2)/2+2a/P+((z2-z1)/2()2P/a; отримане значення W округляють до найближчого цілого (бажано парного) числа. Ця формула виводиться за аналогією з формулою для довжини ременя та є наближеною. Перші дві члена формули дають потрібне число ланок при z1=z2, коли галузі ланцюга рівнобіжні, третій член враховує нахил гілок. Відстань між осями зірочок по обраному числу ланок ланцюга (без обліку провисання ланцюга) випливає з попередньої формули. Ланцюг повинен мати деяке провисання щоб уникнути підвищеної навантаження від сили тяжкості і радіального биття зірочок. І тому межосевое відстань зменшують на (0,002… 0. 004) а. Крок ланцюга прийнято за основний параметр цінної передачі. Ланцюги з великим кроком мають велику несе здатність, але допускають значно менші частоти обертання, вони працюють із великими динамічними навантаженнями і шумом. Слід вибирати ланцюг з мінімально допустимим для даної навантаження кроком. Зазвичай a/80(P (a/25; зменшити крок зубчастих ланцюгів при конструюванні можна, збільшивши її ширину, а роликових ланцюгів — застосувавши багаторядні ланцюга. Допустимі кроки щодо критерію быстроходности передачі взято з табл. 3.

§ 4. КРИТЕРІЇ ПРАЦЕЗДАТНОСТІ І РОЗРАХУНКУ ЦЕПНИХ ПЕРЕДАЧ. МАТЕРІАЛИ ЦЕПЕЙ

Ланцюгові передачі ламаються з таких причин: 1. Знос шарнірів, що призводить до подовженню кайдани й посадили порушення її зачеплення зі зірочками (основним критерієм працездатності більшість передач). 2. У з т, а л про з т зв про е руйнація пластин по проушинам основний критерій для швидкохідних тяжелонагружен-иых роликових ланцюгів, що працюють у закритих картерах із гарним змазуванням. 3. П р про в про р, а год й у, а зв і е валиків і втулок в пластинах у місцях запрессовки-распространенная причина виходу з експлуатації ланцюгів, що з недостатньо високим якістю виготовлення. 4. Выкрашивание і руйнування роликів. 5. Досягнення граничного провисання холостий галузі - одне із критеріїв для передач з межосевым відстанню, працюючих при відсутності натяжних пристроїв і важких габаритів. 6. Знос зубів зірочок. Відповідно до наведеними причинами виходу цепних передач з експлуатації можна дійти невтішного висновку у тому, що термін їхньої служби передачі найчастіше обмежується довговічністю ланцюга. Довговічність ж ланцюзі у першу чергу залежить від зносостійкості шарнірів. Матеріал і термічна обробка ланцюгів мають вирішальне значення їхнього довговічності. Пластини виконують з среднеуглеродистых чи легованих закаливаемых сталей: 45, 50, 40Х, 40ХН, ЗОХНЗА твердістю переважно 40… 50HRCэ; пластини зубчастих ланцюгів — з стали 50. Вигнуті пластини, зазвичай, виготовляють з легованих сталей. Пластини залежно від призначення ланцюга гартують до твердості 40.-. 50 HRCэ. Деталі шарнірів валики, чопи і призми — виконують з цементуемых сталей 15, 20, 15Х, 20Х, 12ХНЗ, 20ХИЗА, 20Х2Н4А, ЗОХНЗА і піддають загартуванню до 55.-. 65 HRCэ. У зв’язку з високими вимогами до сучасних ланцюговим передачам доцільно застосовувати леговані стали. Ефективно застосування газового цианирования робочих поверхонь шарнірів. Многократкого підвищення ресурсу ланцюгів можна досягти диффузионным хромированием шарнірів. Усталостную міцність пластин роликових ланцюгів істотно підвищують обжатием країв отворів. Ефективна також дробеструйная обробка. У шарнірах роликових ланцюгів до роботи без мастильного матеріалу або за мізерної його подачі починають застосовувати пластмаси. Ресурс цепних передач в стаціонарних машинах має становити 10… 15 тис. год работы.

§ 5. НЕСУЧА ЗДАТНІСТЬ І РОЗРАХУНОК ЦЕПНИХ ПЕРЕДАЧ

Відповідно до основним критерієм працездатності цінних передач износостоикостью шарнірів цінуй несуча здатність цепних передач може визначатися відповідно до умові, але тиск у шарнірах на повинен перевищувати припустимого у цих умовах експлуатації. У розрахунках цінних передач, зокрема у обліку умов експлуатації, що з величиною шляху тертя, зручно використовувати найпростішу степенную залежність між тиском р і шляхом тертя Pm=С, де З у цих обмежених умовах, може розглядатися як стала величина. Показник т залежить від характеру тертя; при нормальної експлуатації передач із хорошою змазкою т близько 3 (за умов мізерної мастила т коливається від 1 до 2). Припустима п про л е із зв, а з і л а, яке може передавачь ланцюг з шарніром скольжения,

F=[p]oA/Kэ;

тут [р]о- дозволене тиск, МПа, в шарнірах для середніх експлуатаційних умов (табл. 12. 4); A — проекція опорною поверхні шарніра, мм2, рівна для роликових і втулочных ценей dBвн|, [d -діаметр валика; Bвн — ширина внутрішнього ланки (див. табл. 12. 1)]; Kэ — коефіцієнт експлуатації. Коефіцієнт експлуатації Кэ, то, можливо подано у вигляді твори приватних коэффициентов:

Кэ=KдKаKнKрегKсмKрежKт. Коефіцієнт Kд враховує динамічність навантаження; при спокійній навантаженні Kд=1; при навантаженні з поштовхами 1,2.. 1,5; при сильних ударах 1,8. Коефіцієнт Kа враховує довжину ланцюга (межосевое відстань); очевидно, що що довший ланцюг, тим рідше за інших рівних умов кожне ланка входить у зачеплення зі зірочкою і тим меншим знос в шарнірах; при а=(30… 50) P приймають Kа=1; при а10 м/с коефіцієнта впливу відцентрових сил Кv=1+1,1*10−3v2

§ 6. ПОСТІЙНІ СИЛИ У ГІЛКАХ КАЙДАНИ І ДОВАЖКУ НА ВАЛИ Провідна гілка ланцюзі у процесі роботи відчуває постійну навантаження F1, соcтоящую з корисною сили F і натягу відомою галузі F2:

F1=F+F2

Натяг відомою галузі з відомим запасом зазвичай принимают

F2=Fq+Fц де Fq — натяг від дії сили тяжкості; Fц — натяг від дії відцентрових навантажень на ланки ланцюга. Натяг Fq (Н) визначається наближено, як абсолютно гнучкою нерастяжимой нити:

Fq=ql2/(8f)g cos (

де q — маса як один метр ланцюга, кг; l — відстань між точками підвісу ланцюга, м; f — стріла провеса, м; g — прискорення вільного падіння, м/с2; (- кут нахилу до обрію лінії, що з'єднує точки підвісу ланцюга, який наближено приймають рівним розі нахилу передачі. Беручи l рівним межосевому відстані чи f=0,02а, отримуємо спрощену зависимость

Fq=60qa cos ((10q

Натяг ланцюга від відцентрових навантажень Fц (Н) для цепних передач визначають за аналогією з ремінними передачами, т. е.

Fц=qv2,

де v — швидкість руху ланцюга, м/с. Відцентрова сила, діюча з усього контуру ланцюга, викликає додатковий знос шарнірів. Розрахункова навантаження вали ланцюгової передачі трохи більше корисною окружної сили внаслідок натягу ланцюга від безлічі. Отож її приймають RmF. При горизонтальній передачі приймають Rm = 1,15, при вертикальної Rm=1,05. Ланцюгові передачі всіх типів перевіряють на міцність по значенням руйнує навантаження Fразр (див. табл. 12. 1) і натягу найбільш навантаженої галузі F1max, визначаючи умовну величину коефіцієнта запасу прочности

K=Fразр/F1max,

Де F1max=F+Fq+Fц+Fд (визначення Fд див. § 12. 7). Якщо значення коефіцієнта запасу міцності К>5… 6, то вважають, що ланцюг задовольняє умовам статичної прочности.

§ 7. КОЛИВАННЯ ПЕРЕДАТНОГО ВІДНОСИНИ І ДИНАМІЧНІ ДОВАЖКУ Працюючи ланцюгової передачі рух ланцюга визначається рухом шарніра ланки, який перебуває останнім в зачеплення з провідною зірочкою. Кожне ланка веде ланцюг при повороті зірочки однією кутовий крок, і потім поступається місце наступному ланці. У зв’язку з цим швидкість ланцюга при рівномірному обертанні зірочки не постійна. Швидкість ланцюга максимальна вагітною зірочки, у якому радіус зірочки, проведений через шарнір, перпендикулярний провідною галузі ланцюга. У довільному кутовому становищі зірочки, коли провідний шарнір повернуть щодо перпендикуляра до провідною галузі з точки, поздовжня швидкість ланцюга (рис. 12. 6, а)

V=(1R1 co (Де (1 — стала кутова швидкість провідною зірочки; R1 — радіус розташування шарнірів ланцюга (початковій окружності) провідною зірочки. Оскільки кут (змінюється не більше від 0 до (/z1, то швидкість ланцюга змінюється від Vmax до Vmax co (/z1 Миттєве кутова швидкість відомою звездочки

(2=v/(R2 cos ()

де R2 — радіус початковій окружності відомою зірочки; (- кут повороту шарніра, примикає до провідною галузі ланцюга (стосовно перпендикуляру з цього гілка), змінюється не більше від 0 до (/z2 Звідси миттєве передатне ставлення u=(1/(2=R2/R1 co (/ co (З цієї формули і рис. 12. 6, б можна побачити, що: 1) передатне ставлення не постійно; 2) рівномірність руху то вище, що більше числа зубів зірочок, бо тоді co (і co (ближчі один до одиниці; основне значення має тут збільшити кількість зубів малої зірочки; 3) рівномірність руху можна помітно підвищити, якщо хочете зробити те щоб у провідній галузі вкладалося ціла кількість ланок; за дотримання цього умови рівномірність тим більша, чим ближче одне до іншого числа зубів зірочок; при z1=z2 u=const. Переменность передатного відносини можна ілюструвати коефіцієнтом нерівномірності обертання відомою зірочки при рівномірному обертанні провідною зірочки. Наприклад, передачі з z1=18 і z2 =36 (змінюється не більше 1,1… 2,1%. Менше значення відповідає передачі, що має у провідній галузі вкладається ціла кількість W1 ланок, а більше — передачі, що має і W1+0,5 ланок. Динамічні навантаження цепних передач викликаються: а) змінним передаточным ставленням, що призводить до ускорениям мас, соединяемых ланцюговими передачами; б) ударами ланок ланцюга про зуби зірочок біля входу до зачеплення нових ланок. Сила удару перед входом ланок зв зачеплення оцінюється з рівність кінетичній енергії удару набегающего ланки ланцюга енергії деформації системи. Наведену масу робочого ділянки ланцюга оцінюють рівної масі 1,7…2 ланок. Рясне змащення може істотно знижувати силу удара.

§ 8. ВТРАТИ НА ТЕРТЯ. КОНСТРУЮВАННЯ ПЕРЕДАЧ

Втрати на тертя в цепних передачах складаються з втрат: але в тертя в шарнірах; б) на тертя між пластинами; в) на тертя між зірочкою і ланками ланцюга, а роликових ланцюгах також між роликом і втулкой, перед входом ланок в зачеплення і виході зі зачеплення; р) на тертя в опорах; буд) втрат на розбризкування олії. Основними є втрати на тертя в шарнірах і опорах. Втрати на розбризкування олії істотні лише за смазывании ланцюга оку- нанием на граничною при цьому виду мастила швидкості v=10…15 м/с. Середні значення ККД під час передачі повної розрахункової. потужності досить точно виготовлених і добре смазываемых передач становлять 0,96… 0,98. Ланцюгові передачі мають те щоб ланцюг рухалася в вертикальної площині, причому взаємне становище за висотою провідною і відомою зірочок то, можливо довільним. Оптимальними розташуваннями ланцюгової передачі є горизонтальне і похиле з точки до 45° до обрію. Вертикально розташовані передачі вимагають ретельнішої регулювання натягу ланцюга, оскільки її провисання не забезпечує самонатяжения; тому доцільно хоча б невеличке взаємне усунення зірочок в горизонтальному напрямі. Провідною в цепних передачах може бути як верхня, і нижня галузі. Провідна гілка мусить бути верхньої у таких випадках: а передачах малим межосевым відстанню (а 2) й у передачах, близьких до вертикальним, щоб уникнути захоплення провисающей верхньої відомою гілкою додаткових зубів; б) в горизонтальних передачах з великим межосевым відстанню (а> 60Р) і малими числами зубів зірочок щоб уникнути дотику гілок. Натяг ланцюгів. Ланцюгові передачі у зв’язки України із неминучим подовженням ланцюзі у результаті зносу і контактних обмятий в шарнірах, зазвичай, повинні матимуть можливість регулювання її натягу. Попереднє натяг істотно в вертикальних передачах. У горизонтальних і похилих передачах зачеплення ланцюга зі зірочками забезпечується натягом від власної сили тяжкості ланцюга, але стріла провисання ланцюга мусить бути оптимальною у зазначених вище межах. Для передач з кутом нахилу до 45° до обрію стрілу провисання f вибирають наближено рівної 0,02а. Для передач, близьких до вертикальним, f=(0,01… 0,015)а. Натяг ланцюга регулюють: а) переміщенням осі одній з зірочок; б) регулюючими зірочками чи роликами. Бажана можливість компенсувати подовження ланцюзі у межах двох ланок, після чого дві ланки ланцюга видаляють. Регулюючі зірочки і ролики слід за можливості встановлювати на відомою галузі ланцюзі у місцях її найбільшого провисання. При неможливості установки на відомою галузі їх ставлять на провідною, але зменшення вібрацій — з боку, де працюють як оттяжные. У передачах з звичайною зубчастою ланцюгом ПЗ-1 регулюючі зірочки можуть працювати лише як оттяжные, а рв лики як натяжні. Кількість зубів регулюючих зірочок вибирають рівним числу малої робочої зірочки чи великим. Причому у зацеплении з регулюючої зірочкою має не менше трьох ланок ланцюга. Переміщення регулюючих зірочок і роликів в цепних передачах аналогічно такого в ремінних передачах здійснюється вантажем, пружиною чи гвинтом. Найбільшого поширення набула має конструкція зірочки з ексцентричної віссю, поджимаемой спіральної пружиною. Відомо успішне застосування цепних передач роликовими ланцюгами підвищеного якості в закритих картерах при хорошому смазывании з нерухомими осями зірочок без спеціальних натяжних пристроїв. Картеры. Задля більшої можливості безперервного багатого змащування ланцюга, захисту від забруднень, бесшумности праці та задля забезпечення безпеки експлуатації ланцюгові передачі укладають в картеры (рис. 12. 7). Внутрішні розміри картера мають забезпечувати можливість провисання ланцюга, і навіть можливість зручного обслуговування передачі. Для контролю над станом кайдани й посадили рівнем олії картер постачають вікном і покажчиком рівня масла.

§ 9. ЗІРОЧКИ Профілювання зірочок роликових ланцюгів переважно роблять за ГОСТ 591–69, який передбачає износоустойчивые профілі без усунення (рис. 12. 8, а кінематичних точних передач і з зміщенням інших передач (рис. 12. 8, б) Профіль зі зміщенням особливий тим, що впадинаочерчена з цих двох центрів, зміщених на величину е=0,03P Шарніри ланок ланцюга, перебувають у зацеплении зі зірочкою, мають на делительной окружності зірочки. Діаметр делительной окружності з розгляду трикутника з вершинами в центрі зірочки й у центрах двох суміжних шарниров

Dд=P/(sin (1800/z))

Діаметр окружності выступов

De=P (0,5+ctg (1800/z)) Профілі зуба складаються з: а) западини, очерчиваемой радіусом r=0,5025d1+0,05 мм, т. е. трохи великим половини діаметра ролика d1; б) дуги, очерчиваемой радіусом r1=0,8d1+r; в) прямолінійного перехідного ділянки; р) голівки, очерчиваемой радіусом r2. Радіус r2 вибирають таким, щоб ролик ланцюга не котився з усього профілю зуба, а плавно входив у зустріч із зубом зірочки у робочому становищі дно якої западини чи трохи вищі. Профіль зірочки забезпечує зачеплення з ланцюгом, має до певної міри збільшений крок внаслідок зносу. У цьому ролики ланцюга контактують із ділянками профілю зубів, більш віддаленими від центру зірочок. У уточненні ГОСТ 591-б9* коефіцієнт висоти зуба змінюється від 0,48 при відношенні кроку до діаметру ролика ланцюга Р/d1=1,4… 1,5 до 0,565 при Р/d1= 1,8… 2,0. Ширина (мм) зубчастого віденця зірочки для однорядной, двох- і трирядній b1(0,95Bвн-0,15, де Ввн — відстань між внутрішніми пластинами. Радіус Rз зуба в подовжньому сечении (для плавного набігання ланцюга) і координату h центру кривизни від окружності вершин зубів приймають Rз=1,7d1 і h=0,8d1. При швидкості ланцюга до 5 м/с припустимо по ГОСТ 592–81 застосовувати спрощений профіль зірочок, що з западини, окресленої по дузі, прямолінійного робочого дільниці і заокруглення по дузі у вершин. Профіль дозволяє сократитькомплект інструмент нарізування зірочок. Профілювання зірочок передач з зубцюватими ланцюгами по ГОСТ 13 576–81 (рис. 12. 9) значно простіше, оскільки робочі профілі зубів прямолінійні. У передачі корисною навантаження беруть участь 3…7 зубів (залежно від загальної кількості зубів зірочки), потім іде перехідний ділянку з ненагруженными зубами і, нарешті, 2…4 зуба, працюючих тильного стороною. Діаметр делительной окружності зірочок визначається за тією ж залежності, що у роликових ланцюгів. Діаметр окружності выступов

De=P ctg (1800/z)

Висота зуба h2=h1+е, де h1 — відстань від лінії центрів пластини до її підстави; е — радіальний зазор, рівний 0,1 Р. Кут вклинивания ланцюга (=60°. Подвійний кут западини зуба 2(=(-(, кут заострения зуба (=30°-(, де (=360°/z. Ланки неизношенной звичайною зубчастою ланцюга входить у зачеплення з зубами зірочки робітниками гранями обох зубів. Через війну витяжки від зносу в шарнірах ланцюг розташований більшому радіусі, і ланки ланцюга контактують із зубами зірочки лише з одним робочим межі. Ширина зубчастого віденця зірочок з внутрішнім напрямом В=b+2s, де p. s- товщина пластини ланцюга. Зірочки з великим число зубів тихохідних передач (до 3 м/с) при відсутності ударних навантажень припустимо виготовляти з чавуну марки СЧ 20, СЧ 30 з загартованістю. У несприятливі погодні умови з погляду зносу, наприклад, у сільськогосподарських машинах, застосовують антифрикционный і високо-випробувальний чавун з загартованістю. Основні матеріали виготовлення зірочок: среднеуглеродистые чи леговані стали 45, 40Х, 50Г2, 35ХГСА, 40ХН з поверхневою чи загальної загартованістю до твердості 45… 55 НКСэ чи цементуемые стали 15, 20Х, 12ХНЗА з цементацией на 1… 1,5 мм загартованістю до НКСэ 55… 60. За необхідності безшумної і плавною роботи передач потужністю Р (5 кВ та v (8 м/с можна виготовляти віденці зірочок з пластмас — текстолита, полиформальдегида, полиамидов, що зумовлює зниження шуму й до підвищення довговічності ланцюгів (у зв’язку з зниженням динамічних навантажень). У результаті невисокою міцності пластмас застосовують також металлопластмассовые зірочки. Зірочки по конструктивного оформленню аналогічні зубцюватим колесам. У зв’язку з, що зуби зірочок в роликових передачах мають щодо невелику ширину, зірочок в роликових передачах мають щодо невелику ширину, зірочки нерідко виготовляють з диска і маточини, соединяемых болтами, заклепками чи зварюванням. Для полегшення заміни після зносу, зірочки, встановлювані на валах між опорами, в машинах з важкою разборкай роблять разъемными по діаметральною площині. Площину розняття проходить через западини зубів, навіщо числи зубів зірочки доводиться вибирати чётным.

§ 10. ЗМАЩЕННЯ Для відповідальних силових передач слід за можливості застосовувати безупинне картерноё змащення видів: а) окунанием ланцюзі у масляну ванну, причому занурення ланцюзі у олії у найглибшій точці на повинен перевищувати ширини пластини; застосовують до швидкості ланцюга 10 м/с щоб уникнути неприпустимого збовтування олії; б) розбризкування з допомогою спеціальних разбрызгивающих виступів чи кілець й відбивають щитків, якими олію стікає на ланцюг, застосовують при швидкості 6… 12 м/с у разі, якщо рівень олії вбираються у ванній може бути піднято до розташування ланцюга; в) циркуляционное струйное змащення від насоса, найдосконаліший спосіб, застосовують для потужних швидкохідних передач; р) циркуляционное відцентрове із подачею олії через каналів навіть у валах і зірочках безпосередньо на ланцюг; застосовують при важких габаритах передачі, наприклад, в транспортних машинах; буд) циркуляционное змащення розпиленням крапель олії вбираються у струмені повітря під тиском; застосовують при швидкості більш 12 м/с. У среднескоростных передачах, які мають герметичних картеров, можна застосовувати пластичное внутришарнирное чи крапельне змащення. Пластичное внутришарнирное змащення здійснюють періодичним, через 120… 180 год, зануренням ланцюзі у олію, нагріте до температури, що його розчинення. Пластичний мастильний матеріал застосуємо при швидкості ланцюга до запланованих 4 м/с, а крапельне змащення — до 6 м/с. У передачах з ланцюгами великих кроків граничні швидкості кожному за способу змащування трохи нижче. При періодичної роботи і низьких швидкості ланцюга припустимо періодичне змащення з допомогою ручний масельнички (через кожні 6…8 год). Олія подається на нижню гілка біля входу до зачеплення зі зірочкою. При капельном ручному, і навіть струминному смазывании від насоса необхідно забезпечувати розподіл мастильного матеріалу у всій ширині кайдани й посадили потрапити йому між пластинами для змащування шарнірів. Підбивати мастило переважно на внутрішню поверхню ланцюга, Звідки під впливом відцентровій сили вона краще подається до шарнирам. Залежно від навантаження для змащування цепних передач застосовують олії індустріальні И-Г-А-46… И-Г-А-68, а при малих навантаженнях Н-Г-А-32. У світі почали друкувати до роботи при легких режимах ланцюга, не потребують змащування, тертьові поверхні яких вкриті самосмазывающимися антифрикционными материалами.

§ 11. КАЙДАНИ «О-РИНГ» і «X-РИНГ»

Нині на сучасних мотоциклах застосовують ланцюга мають захисні сальники-колпачки кожному ланці. Такі мотоцикли їздять з відкритими ланцюгами, що цілком не бояться ні води, ні бруду. Умовно, формою уплотнительных кілець, вони мали назва «О-ринг». Така конструкція ланцюга, що має суцільними достоїнствами, має лише одне недолік: проти звичайними ланцюгами, вона не має підвищену тертя, що погіршує ККД передачі у «суглобах» з сальниками. Тому «О-ринг» не применется в мотоциклах для кросу і шосейно-кільцевих гонок (у яких надзвичайно важлива динаміка, а ресурс ланцюга має значення через нетривалості заїздів), і навіть на малокубатурной техніці. Проте є ж ланцюга, названі творцями «X-ринг». Вони ущільнювальні кільця зроблено не у вигляді обучного бублика, а мають у своєму поперечному сечении форму, нагадує букву «X». Завдяки такому нововведення втрати від тертя в шарнірах ланцюга вдалося знизити на 75% по порівнянню з «О-ринг».

1. Деталі машин: Підручник для студентів машинобудівних і механічних спеціальностей вузів. — 4-те вид., перераб. і доп. — М.: Машинобудування, 1989. — 496 с.

2. МОТО № 7/98, Догоджайте хороші ланцюга, с84…85. («За кермом», 1998.

| |Стор. |

§ 1 |. СПІЛЬНІ ДАНІ |2 | |§ 2. КАЙДАНИ |2 | |§ 3. ОСНОВНІ ПАРАМЕТРИ ПРИВОДНИХ ЦЕПНИХ ПЕРЕДАЧ |4 |

§ 4. КРИТЕРІЇ ПРАЦЕЗДАТНОСТІ І РОЗРАХУНКУ ЦЕПНИХ ПЕРЕДАЧ. МАТЕРІАЛИ ЛАНЦЮГІВ | |5 |

§ 5. НЕСУЧА ЗДАТНІСТЬ І РОЗРАХУНОК ЦЕПНИХ ПЕРЕДАЧ | |6 |

§ 6. ПОСТІЙНІ СИЛИ У ГІЛКАХ КАЙДАНИ І ДОВАЖКУ НА ВАЛИ | |8 |

§ 7. КОЛИВАННЯ ПЕРЕДАТНОГО ВІДНОСИНИ І ДИНАМІЧНІ ДОВАЖКУ | |8 |

§ 8. ВТРАТИ НА ТЕРТЯ. КОНСТРУЮВАННЯ ПЕРЕДАЧ | |9 |

§ 9. ЗІРОЧКИ | |10 |

§ 10. ЗМАЩЕННЯ | |11 |

§ 11 |. КАЙДАНИ «О-РИНГ» і «X-РИНГ» |12 |

ЛІТЕРАТУРА | |12 |

ПоказатьСвернуть
Заполнить форму текущей работой