Ланцюгові передачі

§ 1. ЗАГАЛЬНІ ВІДОМОСТІ Ланцюгова передача складається з провідною і відомою зірочок і ланцюга, що охоплює зірочки і зачіпається за їх зуби. Застосовують також ланцюгові передачі з декількома відомими зірочками. Крім перерахованих основних елементів, ланцюгові передачі включають натяжні пристрої, мастильні пристрої та огородження. Ланцюг складається із сполучених шарнірами ланок, які забезпечують рухливість або "гнучкість" ланцюга. Ланцюгові передачі можуть виконуватися в широкому діапазоні параметрів. Широко використовують ланцюгові передачі в сільськогосподарських і підйомно-транспортних машинах, нафтобурове обладнанні, мотоциклах, велосипедах, автомобілях. Ланцюгові передачі застосовують: а) при середніх міжосьових відстанях, при яких зубчасті передачі вимагають проміжних ступенів або паразитних зубчастих коліс, що не викликані необхідністю отримання потрібного передавального відносини; б) при жорстких вимогах до габаритів або в) за необхідності роботи без прослизання (перешкоджає застосуванню кліноременних передач). Крім ланцюгових приводів, в машинобудуванні застосовують ланцюгові пристрою, тобто ланцюгові передачі з робочими органами (ковшами, скребками) у транспортерах, елеваторах, екскаваторах і інших машинах. До достоїнств ланцюгових передач відносять: 1) можливість застосування в значному діапазоні міжосьових відстаней; 2) менші, ніж у ремінних передач, габарити, 3) відсутність ковзання; 4) високий ККД; 5) малі сили, що діють на вали, так як немає необхідності у великому початковому натягу; 6) можливість легкої заміни ланцюга; 7) можливість передачі руху кільком зірочок. Разом з тим ланцюгові передачі не позбавлені недоліків: 1) вони працюють в умовах відсутності рідинного тертя в шарнірах і, отже, з неминучим їх зносом, істотним при поганому змазуванні і попаданні пилу і бруду; знос шарнірів призводить до збільшення кроку ланок і довжини ланцюга, що викликає необхідність застосування натяжних пристроїв; 2) вони вимагають більш високої точності установки валів, ніж кліноременниє передачі, і складнішого догляду - змазування, регулювання, 3) передачі вимагають установки н картерах; 4) швидкість руху ланцюга, особливо при малих числах зубів зірочок , не постійна, що викликає коливання передавального відносини, хоча ці коливання невеликі (див. § 7). § 2. ЛАНЦЮГА Ланцюги, що застосовуються в машинобудуванні, за характером виконуваної ними роботи поділяють на дві групи: приводні та тягові. Ланцюги стандартизовані, їх виготовляють на спеціалізованих заводах. Випуск тільки приводних ланцюгів в СРСР перевищує 80 млн. м в рік. Ними оснащується щорічно понад 8 млн. машин. Як приводних застосовують роликові, втулкові та зубчасті ланцюга. Для них характерні малі кроки (для зменшення динамічних навантажень) і зносостійкі шарніри (для забезпечення довговічності). Основними геометричними характеристиками ланцюгів є крок і ширина, основний силовий характеристикою - руйнівне навантаження, що встановлюється дослідним шляхом. Відповідно до міжнародних стандартів застосовують ланцюга з кроком, кратним 25,4 мм (тобто ~ 1 дюйму) У СРСР виготовляють такі приводні роликові й втулкові ланцюга по ГОСТ 13568-75 *: ПРЛ - роликові однорядні нормальної точності; ПР - роликові підвищеної точності; ПРД - роликові довголанкові; ПВ - втулкові; ПРИ - роликові з вигнутими пластинами, а також роликові ланцюги за ГОСТ 21834-76 * для бурових установок (у швидкохідних передачах). Роликові ланцюги - це ланцюги з ланками, кожна з яких виконано з двох пластин, напресованих на валики (зовнішні ланки) або на втулки (внутрішні ланки). Втулки надіті на валики пов'язаних ланок і утворюють шарніри. Зовнішні та внутрішні ланки в ланцюзі чергуються. Втулки, у свою чергу, несуть ролики, які входять у западини між зубами на зірочках і зчіплюються з зірочками. Завдяки роликам тертя ковзання між ланцюгом і зірочкою замінюється тертям кочення, що зменшує знос зубів зірочок. Пластини окреслюють контуром, що нагадує цифру 8 і наближає пластини до тіл рівного опору розтягуванню. Валики (осі) ланцюгів виконують ступінчастими або гладкими. Кінці валів розклепують, тому ланки ланцюга нероз'ємні. Кінці ланцюга з'єднують сполучними ланками з закріпленням валиків шплинтами або расклепиваніем. У разі необхідності використання ланцюга з непарним числом ланок застосовують спеціальні перехідні ланки, які, однак, слабший, ніж основні; тому зазвичай прагнуть застосовувати ланцюга з парним числом ланок. При великих навантаженнях і швидкостях, щоб уникнути застосування ланцюгів з великими кроками, несприятливих у відношенні динамічних навантажень, застосовують багаторядні ланцюга. Їх складають з тих самих елементів, що і однорядні, тільки їх налікі мають збільшену довжину. Передані потужності і руйнівні навантаження багаторядних ланцюгів майже пропорційні числу рядів. Характеристики роликових ланцюгів підвищеної точності ПР наведено в табл. 1. Роликові ланцюги нормальної точності ПРЛ стандаргізовани в діапазоні кроків 15,875 .. .50,8 І розраховані на руйнівне навантаження на 10 ... 30% менше, ніж у ланцюгів попишонной точності. Довго із в е н н и е р о л і к о в и е ланцюга ПРД виконують у подвоєним кроком в порівнянні зі звичайними роликовими. Тому вони легше і дешевше звичайних. Їх доцільно застосовувати при малих швидкостях, зокрема, у сільськогосподарському машинобудуванні. Втулкові ланцюга ПВ по конструкції збігаються з роликовими, але не мають роликів, що здешевлює ланцюг і зменшує габарити і масу при збільшеній площі проекції шарніра. Ці ланцюги виготовляють з кроком тільки 9,525 мм і застосовують, зокрема, в мотоциклах і в автомобілях (привід до розподільного валу). Ланцюги показують достатню працездатність. Роликові ланцюги 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 податливість, ці ланцюги застосовують при динамічних навантаженнях (ударах, частих реверсах і т. д.). У позначенні роликової або втулочно ланцюга вказують: тип, крок, руйнівне навантаження і номер ГОСТу (наприклад, Ланцюг ПР-25 ,4-5670 ГОСТ 13568 -75 *}. У багаторядних ланцюгів на початку позначення вказують число рядів. Зубчасті ланцюга (табл. 2) - це ланцюги з ланками з наборів пластин. Кожна пластина має по два зуба з западиною між ними для розміщення зуба зірочки. Робочі (зовнішні) поверхні зубів цих пластин (поверхні контакту із зірочками, обмежені площинами і нахилені одна до іншої під кутом вклинювання a, рівним 60 °). Цими поверхнями кожна ланка сідає на два зуби зірочки. Зуби зірочок мають трапецієподібний профіль. Пластини в ланках розсунуті на товщину однієї або двох пластин пов'язаних ланок. В даний час в основному виготовляють ланцюги з шарнірами кочення, які стандартизовані ( ГОСТ 13552-81 *). Для утворення шарніри в отвори ланок вставляють призми з циліндричними робочими поверхнями. Призми спираються на лиски. При спеціальному профілюванні отворі пластин і відповідних поверхонь призм можна отримати в шарнірі практично чисте кочення. Є експериментальні та експлуатаційні дані про те, що ресурс зубчастих ланцюгів з шарнірами кочення у багато разів вище, ніж ланцюгів з шарнірами ковзання. Щоб уникнути бокового сповзання ланцюга із зірочок передбачають напрямні пластини, що представляють собою звичайні пластини, але без виїмок для зубів зірочок. Застосовують внутрішні або бічні направляючі пластини. Внутрішні напрямні пластини вимагають проточки відповідної канавки на зірочках. Вони забезпечують кращий напрямок при високих швидкостях і мають основне застосування. Достоїнствами зубчастих ланцюгів в порівнянні з роликовими являютсются менший шум, підвищена кінематична точність і допускається швидкість, а також підвищена надійність, пов'язана з многопластінчатой ​​конструкцією. Однак вони важче, складніше у виготовленні і дорожче. Тому вони мають обмежене застосування і витісняються роликовими ланцюгами. Тягові ланцюги поділяють р. а три основних типи: пластинчасті але ГОСТ 588-81 *; розбірні за ГОСТ 589 85; круглозвепние (нормальної і підвищеної міцності) відповідно за ГОСТ 2319-81. Пластинчасті ланцюги служать для переміщення вантажів під будь-яким кутом до горизонтальної площини в транспортують машинах (конвеєрах, підйомниках, ескалаторах та ін.) Вони зазвичай складаються з пластин простої форми і осей зі втулками або без втулок; для них характерні великі кроки, так як бічні пластини часто використовують для закріплення полотна транспортера. Швидкості руху ланцюгів цього типу зазвичай не перевищують 2 ... 3 М / С. круглозвенні іепі використовують в основному для підвісу та підйому вантажів. Існують спеціальні ланцюги, що передають рух між зірочками із взаємно перпендикулярними осями. Валики (осі) двох сусідніх ланок такого ланцюга взаємно перпендикулярні. § 3. ОСНОВНІ ПАРАМЕТРИ Приводні ЛАНЦЮГОВИХ ПЕРЕДАЧ Потужності, для передачі яких застосовують ланцюгові передачі, змінюються в діапазоні від часток до сотень кіловат, в загальному машинобудуванні зазвичай до 100 кВт . Міжосьова відстані ланцюгових передач досягають 8 м. Частоти обертання зірочок і швидкість обмежуються величиною сили удару, що виникає між зубом зірочки і шарніром ланцюга, зносом і шумом передач. Найбільші рекомендовані та граничні частоти обертання зірочок наведено в табл. 3. Швидкості руху ланцюгів зазвичай не перевищують 15 м / с, проте в передачах з ланцюгами і зірочками високої якості при ефективні способи змащування досягають 35 м / с. Середня швидкість ланцюга, м / с, V = znP / (60 * 1000) де z - число зубів зірочки; п стота її обертання, хв-1; Р-ланцюга, мм. Передаточне відношення визначають з умови рівності середньої швидкості ланцюга на зірочках: z1n1P = z2n2P Звідси передавальне відношення, що розуміється як відношення частот обертання ведучої і веденої зірочок, U = n1/n2 = z2 / z1, де п1 і п2-частоти обертання ведучої і веденої зірочок, хв-1; z1 і z2-числа зубів ведучої і веденої зірочок. Передаточне відношення обмежується габаритами передачі, кутами обхвату і числами зубів. Зазвичай uЈ7. В окремих випадках у тихохідних передачах, якщо дозволяє місце, uЈ10. Числа зубів зірочок. Мінімальні числа зубів зірочок обмежуються зносом шарнірів, динамічними навантаженнями, а також шумом передач. Чим менше число зубів зірочки, тим більше знос, так як кут повороту ланки при набіганні ланцюга на зірочку і збігання з неї дорівнює 360 ° / z. Зі зменшенням числа зубів зростають нерівномірність швидкості руху ланцюга і швидкість удару ланцюга про зірочку. Мінімальне число зубів зірочок роликових ланцюгів в залежності від передавального вибирають за емпіричної залежності Z1min = 29-2uі13 У залежності від частоти обертання z1min вибирають при високих частотах обертання z1min = 19 ... 23; середніх 17 ... 19, а при низьких 13 ... 15. У передачах зубчастими ланцюгами z1min більше на 20 ... 30%. У міру зношування ланцюга її шарніри піднімаються за профілем зуба зірочки від ніжки до вершини, що приводить в кінцевому рахунку до порушення зачеплення. При цьому гранично припустиме збільшення кроку ланцюга тим менше, чим більше число зубів зірочки. Тому максимальне число зубів обмежують при використанні роликових ланцюгів величиною 100 ... 120, а зубчастих 120 ... 140. Переважно вибирати непарне число зубів зірочок (особливо малої), що в поєднанні з парним числом ланок ланцюга сприяє рівномірному зносу. Ще більш сприятливо, з точки зору зносу, вибирати число зубів малої зірочки з низки простих чисел. Відстань м е ж д в о з я м і зірочок і довжина ланцюга. Мінімальна міжосьова відстань amin (мм) визначають з умов: відсутності інтерференції (тобто перетину) зірочок amin> 0,5 (De1 + De2) де De1 і De2-зовнішні діаметри зірочок; щоб кут обхвату ланцюгом малої зірочки був більше 120 °, тобто кут нахилу кожної гілки до осі передачі був менше 30 °. А так як sin30 ° = 0,5, то amin> d2-d1. Оптимальні межоссвие відстані а = (30 ... 50) Р. Зазвичай міжосьові відстані рекомендують обмежувати величиною Amax = 80P Потрібне число ланок ланцюга W визначають за попередньо вибраному міжосьовому відстані а, кроку Р і числах зубів зірочок z1 і z2: W = (z1 + z2) / 2 +2 a / P + ((z2-z1) / 2p) 2P / a; отримане значення W округлюють до найближчого цілого (бажано парного) числа. Ця формула виводиться за аналогією з формулою для довжини ременя і є наближеною. Перші два члени формули дають потрібне число ланок при z1 = z2, коли гілки ланцюга паралельні, третій член враховує нахил гілок. Відстань між осями зірочок по вибраному числу ланок ланцюга (без урахування провисання ланцюга) випливає з попередньої формули. Ланцюг повинна мати деякий провисання щоб уникнути підвищеного навантаження від сили тяжіння і радіального биття зірочок. Для цього міжосьова відстань зменшують на (0,002 ... 0.004) а. Крок ланцюга прийнятий за основний параметр цінного передачі. Ланцюги з великим кроком мають велику несучу здатність, але допускають значно менші частоти обертання, вони працюють з великими динамічними навантаженнями і шумом. Слід вибирати ланцюг з мінімально допустимим для даного навантаження кроком. Зазвичай a/80ЈPЈa/25; зменшити крок зубчастих ланцюгів при конструюванні можна, збільшивши її ширину, а для роликових ланцюгів - застосувавши багаторядні ланцюга. Допустимі кроки за критерієм швидкохідності передачі йдуть з табл. 3. § 4. КРИТЕРІЇ ПРАЦЕЗДАТНОСТІ І РОЗРАХУНКУ ЛАНЦЮГОВИХ ПЕРЕДАЧ. МАТЕРІАЛИ КІЛ Ланцюгові передачі виходять з ладу з наступних причин: 1. Знос шарнірів, що призводить до подовження ланцюга та порушення її зачеплення із зірочками (основний критерій працездатності для більшості передач). 2. У з т а л о с т н о в и руйнування пластин за проушинам основний критерій для швидкохідних тяжелонагружен-іих роликових ланцюгів, що працюють в закритих картерах з гарним змазуванням. 3. П р о в о р а ч і в а н н я валиків і втулок у пластинах у місцях запресовування-поширена причина виходу з ладу ланцюгів, пов'язана з недостатньо високою якістю виготовлення. 4. викришування і руйнування роликів. 5. Досягнення граничного провисання холостої вітки - один із критеріїв для передач з нерегульованим міжосьовим відстанню, що працюють при відсутності натяжних пристроїв і обмежених габаритах. 6. Знос зубів зірочок. Згідно з наведеними причинами виходу ланцюгових передач з ладу можна зробити висновок про те, що термін служби передачі найчастіше обмежується довговічністю ланцюга. Довговічність ж ланцюга в першу чергу залежить від зносостійкості шарнірів. Матеріал і термічна обробка ланцюгів мають вирішальне значення для їх довговічності. Пластини виконують з середньовуглецевих або легованих сталей гартованих: 45, 50, 40Х, 40ХН, ЗОХНЗА твердістю переважно 40 ... 50HRCе; пластини зубчастих ланцюгів - переважно з стали 50. Вигнуті пластини, як правило, виготовляють з легованих сталей. Пластини в залежності від призначення ланцюга гартують до твердості 40 .-. 50 HRCе. Деталі шарнірів валики, втулки і призми - виконують переважно з цементуємих сталей 15, 20, 15Х, 20Х , 12ХНЗ, 20ХІЗА, 20Х2Н4А, ЗОХНЗА і піддають гарту до 55 .-. 65 HRCе. У зв'язку з високими вимогами до сучасних ланцюговим передачам доцільно застосовувати леговані сталі. Ефективне застосування газового ціанування робочих поверхонь шарнірів. Многократкого підвищення ресурсу ланцюгів можна досягти дифузійним хромуванням шарнірів . втомну міцність пластин роликових ланцюгів істотно підвищують обтисненням країв отворів. Ефективна також дробеструйная обробка. У шарнірах роликових ланцюгів для роботи без мастильного матеріалу або при мізерної його подачі починають застосовувати пластмаси. Ресурс ланцюгових передач у стаціонарних машинах повинен становити 10 ... 15 тис. год роботи. § 5. Несуча здатність і РОЗРАХУНОК ЛАНЦЮГОВИХ ПЕРЕДАЧ У відповідності з основним критерієм працездатності цінних передач ізносостоікостью шарнірів цінуй несуча здатність ланцюгових передач може бути визначена згідно з умовою, але якому тиск в шарнірах не повинно перевищувати допустимого в даних умовах експлуатації. У розрахунках цінних передач, зокрема в обліку умов експлуатації, пов'язаних з величиною шляху тертя, зручно використовувати найпростішу ступеневу залежність між тиском р і шляхом тертя Pm = С, де С в основі обмежених умовах може розглядатися як постійна величина. Показник т залежить від характеру тертя; при нормальної експлуатації передач з хорошою мастилом т близько 3 (в умовах мізерної мастила т коливається від 1 до 2). Допустима п о л е із н а я с і л а, яку може передавачь ланцюг з шарніром ковзання, F = [p] oA / Kе; тут [р] о-допустимий тиск, МПа, в шарнірах для середніх експлуатаційних умов (табл. 12.4); A - проекція опорної поверхні шарніра, мм2, рівна для роликових і втулкових ценей dBвн |, [d-діаметр валика; Bвн - ширина внутрішнього ланки (див. табл. 12.1)]; Kе - коефіцієнт експлуатації. Коефіцієнт експлуатації Ке, може бути представлений у вигляді добутку приватних коефіцієнтів: Ке = 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 військового призначення враховує довжину ланцюга (міжосьова відстань); очевидно, що чим довше ланцюг, тим рідше за інших рівних умовах кожна ланка входить в зачеплення із зірочкою і тим менше знос у шарнірах; при а = (30 ... 50) P беруть військового призначення = 1; при а <25р Ка =- 1,25, при a = (60 ... 80) Р військового призначення = 0,9 . Коефіцієнт Kн враховує нахил передачі до горизонту; чим більше нахил передачі до горизонту, тим менше допустимий сумарний знос ланцюга; при нахилі лінії центрів зірочок під кутом до горизонту до 45 ° Кн = 1; при нахилі під кутом y більше 45 ° Kн = 0 , 15Цy. Коефіцієнт Крег враховує регулювання передачі; для передач з регулюванням положення осі однієї з зірочок Kрег = 1; для передач з оттяжной зірочками або нажімнимі роликами Kрег = 1,1; для передач з нерегульованими осями зірочок Крег = 1,25. Коефіцієнт Kcм враховує характер змащування; при безперервному змазуванні в масляній панні або від насоса Kсм = 0,8, при регулярному крапельному або внутрішарнірном змазуванні Kсм = 1, при періодичному змазуванні 1,5. Коефіцієнт Kреж. враховує режим роботи передачі; при однозмінній роботі Kреж = 1 . Коефіцієнт Kт враховує температуру навколишнього середовища, при -25 ° <T <150 ° С приймають Kт = 1; при екстремальних умовах Кт> 1. При оцінці значення коефіцієнта експлуатації Ке необхідно хоча б орієнтовно враховувати стохастичний (випадковий) характер ряду впливають на нього параметрів. Якщо за розрахунком значення коефіцієнта Kе> 2 ... 3, то потрібно прийняти конструктивні заходи щодо поліпшення роботи передачі. Приводні ланцюги проектують на основі геометричної подоби, тому площа проекції опорної поверхні шарніра для кожного розмірного ряду ланцюгів можна представити у вигляді А = сР2, де с - коефіцієнт пропорційності, з »0,25 для однорядних ланцюгів, крім ланцюгів, що не входять в закономірний розмірний ряд: ПР-8-460; ПР-12 ,7-400-1 і ПР. 12,7-900 -2 (див. табл. 12.1). Допустима сила F ланцюга з mp рядами F = сР2 [p] o mp / Kе, де тр - коефіцієнт рядності ланцюга, що враховує нерівномірність розподілу навантаження по рядах: zp = 1.... 2 3 m р, = 1 .... 1,7 2,5 Допустимий момент (Н * м) на малій зірочці T1 = Fd1 / 2 * 103 = FPz1/2p103 Звідси крок ланцюга Р = 18,5 3ЦT1Ке / (cz1mp [p ] o). Орієнтовне значення кроку однорядною ланцюга (мм) P = (12,8 ... 13,5) 3ЦT1/z1 де коефіцієнт 12,8 - для ланцюгів ПР, а коефіцієнт 13,5 - для ланцюгів ПРЛ, Т-момент, Н * м. Підбір ланцюгових передач роблять у наступному порядку. Спочатку визначають або вибирають число зубів малої зірочки і перевіряють число зубів великий. Потім задаються кроками ланцюга з урахуванням частоти обертання малої зірочки за табл. 12.3 або попередньо визначають крок за однією з наведених вище формул , зокрема, задавшись орієнтовним значенням Kе. Потім в порядку перевірочного розрахунку визначають момент на малій зірочці, який може передавати ланцюг, і зіставляють його з заданим. Зазвичай ці розрахунки роблять при декількох, близьких до оптимальних сполученням параметрів і вибирають оптимальний варіант. Довговічність ланцюгів найбільш реально оцінювати за методом подібності на основі встановленого з досвіду експлуатації або випробувань ресурсу передачі прийнятої за еталонну. Цей ресурс по І. І. Івашкова множиться на відношення уточнених коригувальних коефіцієнтів для еталонної і розраховується передач. Коригувальні коефіцієнти: по твердості шарнірів при роботі з мастилом і забрудненням абразивами: поверхні без термообробки 2, при об'ємній загартуванню 1, при цементації 0,65; по тиску в шарнірах (р / р'о), де при безперервній мастилі х = 1,5 ... 2,5, при періодичній мастилі без забруднення абразивами x = 1, те саме з абразивним забрудненням при об'ємній загартуванню х = 0,6; за умовою роботи при змазуванні маслом: без абразивного забруднення 1, в абразивному середовищі 10 ... 100; за характером змазування: періодичне нерегулярне 0 , 3. регулярне 0,1, в маслянной ванні 0,06 і ​​т. д. Передачі зубчастими ланцюгами з шарнірами кочення підбирають за фірмовим даними або ж Напівемпіричним завіcімостям з критерію зносостійкості. При визначенні коефіцієнта експлуатації Ке допускається обмежуватися урахуванням коефіцієнта кута нахилу Kн і при і> 10 м / с коефіцієнта впливу відцентрових сил Кv = 1 +1,1 * 10-3v2 § 6. ПОСТІЙНІ СИЛИ В гілки ланцюга І НАВАНТАЖЕННЯ НА ВАЛИ Провідна гілка ланцюга в процесі роботи зазнає постійне навантаження F1, соcтоящую з корисної сили F і натягу веденої гілки F2: F1 = F + F2 Натяг веденої гілки з явним запасом зазвичай приймають F2 = Fq + Fц де Fq - натяг від дії сили тяжіння; Fц - натяг від дії відцентрових навантажень на ланки ланцюга. Натяг Fq (Н) визначається наближено, як для абсолютно гнучкою нерозтяжній нитки: Fq = ql2 / (8f) g cosy де q - маса одного метра ланцюга, кг; l - відстань між точками підвісу ланцюга, м; f - стріла провисання, м; g - прискорення вільного падіння , м/с2; y - кут нахилу до горизонту лінії, що з'єднує точки підвісу ланцюга, який наближено приймають рівним куту нахилу передачі. Приймаючи l рівним міжосьовому відстані а і f = 0,02 а, отримуємо спрощену залежність Fq = 60qa cosyі10q Натяг ланцюга від відцентрових навантажень Fц (Н) для ланцюгових передач визначають за аналогією з ремінними передачами, тобто Fц = qv2, де v - швидкість руху ланцюга, м / с. Відцентрова сила, що діє по всьому контуру ланцюга, викликає додатковий знос шарнірів. Розрахункове навантаження на вали ланцюгової передачі дещо більше корисної окружний сили внаслідок натягу ланцюга від маси. Її приймають RmF. При горизонтальній передачі беруть Rm = 1,15, при вертикальній Rm = 1,05. Ланцюгові передачі всіх типів перевіряють на міцність за значеннями руйнівного навантаження Fразр ( див. табл. 12.1) і натягу, найбільш навантаженої гілки F1max, визначаючи умовну величину коефіцієнта запасу міцності K = Fразр/F1max, Де F1max = F + Fq + Fц + Fд (визначення Fд див. § 12.7). Якщо значення коефіцієнта запасу міцності До > 5 ... 6, то вважають, що ланцюг задовольняє умовам статичної міцності. § 7. КОЛИВАННЯ передаточним відношенням і динамічні навантаження при роботі ланцюгової передачі рух ланцюга визначається рухом шарніра ланки, що увійшов останнім у зачеплення з провідною зірочкою. Кожна ланка веде ланцюг при повороте звездочки на один угловой шаг, а потом уступает место следующему звену. В связи с этим скорость цепи при равномерном вращении звездочки не постоянна. Скорость цепи максимальна в положении звездочки, при котором радиус звездочки, проведенный через шарнир, перпендикулярен ведущей ветви цепи. В произвольном угловом положении звездочки, когда ведущий шарнир повернут относительно перпендикуляра к ведущей ветви под углом, продольная скорость цепи (рис. 12.6, а) V=w1R1 cosa Где w1 — постоянная угловая скорость ведущей звездочки; R1 - радиус расположения шарниров цепи (начальной окружности) ведущей звездочки. Так как угол a изменяется в пределах от 0 до p/z1, то скорость цепи изменяется от Vmax до Vmax cos p/z1 Мгновенная угловая скорость ведомой звездочки w2=v/(R2 cosb) где R2 — радиус начальной окружности ведомой звездочки; b - угол поворота шарнира, примыкающего к ведущей ветви цепи (по отношению к перпендикуляру на эту ветвь), изменяющийся в пределах от 0 до p/z2 Отсюда мгновенное передаточное отношение u=w1/w2=R2/R1 cosb/ cosa Из этой формулы и рис. 12.6, б можно видеть, что: 1) передаточное отношение не постоянно; 2) равномерность движения тем выше, чем больше числа зубьев звездочек, так как тогда cosa и cosb ближе к единице; основное значение имеет увеличение числа зубьев малой звездочки; 3 ) равномерность движения можно заметно повысить, если сделать так, чтобы в ведущей ветви укладывалось целое число звеньев; при соблюдении этого условия равномерность тем выше, чем ближе одно к другому числа зубьев звездочек; при z1=z2 u=const. Переменность передаточного отношения можно иллюстрировать коэффициентом неравномерности вращения ведомой звездочки при равномерном вращении ведущей звездочки. Например, для передачи с z1=18 и z2 =36 e изменяется в пределах 1,1...2,1 %. Меньшее значение соответствует передаче, у которой в ведущей ветви укладывается целое число W1 звеньев, а большее - передаче, у которой и W1+0,5 звеньев. Динамические нагрузки цепных передач вызываются: а) переменным передаточным отношением, приводящим к ускорениям масс, соединяемых цепными передачами; б) ударами звеньев цепи о зубья звездочек при входе в зацепление новых звеньев. Сила удара при входе звеньев н зацепление оценивается из равенстве кинетической энергии удара набегающего звена цепи энергии деформации системы. Приведенную массу рабочего участка цепи оценивают равной массе 1,7…2 звеньев. Обильное смазывание может существенно снижать силу удара. § 8. ПОТЕРИ НА ТРЕНИЕ. КОНСТРУИРОВАНИЕ ПЕРЕДАЧ Потери на трение в цепных передачах складываются из потерь: а) на трение в шарнирах; б) на трение между пластинами; в) на трение между звездочкой и звеньями цепи, а в роликовых цепях также между роликом и втулкой, при входе звеньев в зацепление и выходе из зацепления; г) на трение в опорах; д) потерь на разбрызгивание масла. Основными являются потери на трение в шарнирах и опорах. Потери на разбрызгивание масла существенны только при смазывании цепи оку-нанием на предельной для этого вида смазки скорости v=10…15 м/с. Средние значения КПД при передаче полной расчетной .мощности достаточно точно изготовленных и хорошо смазываемых передач составляют 0,96...0,98. Цепные передачи располагают так, чтобы цепь двигалась в вертикальной плоскости, причем взаимное положение по высоте ведущей и ведомой звездочек может быть произвольным. Оптимальными расположениями цепной передачи являются горизонтальное и наклонное под углом до 45° к горизонту. Вертикально расположенные передачи требуют более тщательной регулировки натяжения цепи, так как ее провисание не обеспечивает самонатяжения; поэтому целесообразно хотя бы небольшое взаимное смещение звездочек в горизонтальном направлении. Ведущей в цепных передачах может быть как верхняя, так и нижняя ветви. Ведущая ветвь должна быть верхней в следующих случаях: а) в передачах с малым межосевым расстоянием (а<30P при и> 2) и в передачах, близких к вертикальным, во избежание захвата провисающей верхней ведомой ветвью дополнительных зубьев; б) в горизонтальных передачах с большим межосевым расстоянием (а> 60Р) и малыми числами зубьев звездочек во избежание соприкосновения ветвей. Натяжение цепей. Цепные передачи в связи с неизбежным удлинением цепи в результате износа и контактных обмятий в шарнирах, как правило, должны иметь возможность регулирования ее натяжения. Предварительное натяжение существенно в вертикальных передачах. В горизонтальных и наклонных передачах зацепление цепи со звездочками обеспечивается натяжением от собственной силы тяжести цепи, но стрела провисания цепи должна быть оптимальной в указанных выше пределах. Для передач с углом наклона до 45° к горизонту стрелу провисания f выбирают приближенно равной 0,02а. Для передач, близких к вертикальным, f=(0,01... 0,015)а. Натяжение цепи регулируют: а) перемещением оси одной из звездочек; б) регулирующими звездочками или роликами. Желательна возможность компенсировать удлинение цепи в пределах двух звеньев, после чего два звена цепи удаляют. Регулирующие звездочки и ролики следует по возможности устанавливать на ведомой ветви цепи в местах ее наибольшего провисания. При невозможности установки на ведомой ветви их ставят на ведущей, но для уменьшения вибраций - с внутренней стороны, где они работают как оттяжные. В передачах с зубчатой цепью ПЗ-1 регулирующие звездочки могут работать только как оттяжные, а ро лики как натяжные. Число зубьев регулирующих звездочек выбирают равным числу малой рабочей звездочки или большим. При этом в зацеплении с регулирующей звездочкой должно быть не меньше трех звеньев цепи. Перемещение регулирующих звездочек и роликов в цепных передачах аналогично таковому в ременных передачах и осуществляется грузом, пружиной или винтом. Наибольшее распространение имеет конструкция звездочки с эксцентрической осью, поджимаемой спиральной пружиной. Известно успешное применение цепных передач роликовыми цепями повышенного качества в закрытых картерах при хорошем смазывании с неподвижными осями звездочек без специальных натяжных устройств. Картеры. Для обеспечения возможности непрерывного обильного смазывания цепи, защиты от загрязнений, бесшумности работы и для обеспечения безопасности эксплуатации цепные передачи заключают в картеры (рис. 12.7). Внутренние размеры картера должны обеспечивать возможность провисания цепи, а также возможность удобного обслуживания передачи. Для наблюдения за состоянием цепи и уровнем масла картер снабжают окном и указателем уровня масла. § 9. ЗВЕЗДОЧКИ Профилирование звездочек роликовых цепей в основном производят по ГОСТ 591—69, предусматривающему износоустойчивые профили без смещения (рис. 12.8, а) для кинематических точных передач и со смещением для остальных передач (рис. 12.8, б) Профиль со смещением отличается тем, что впадинаочерчена из двух центров, смещенных на величину е=0,03P Шарниры звеньев цепи, находящиеся в зацеплении со звездочкой, располагают на делительной окружности звездочки. Диаметр делительной окружности из рассмотрения треугольника с вершинами в центре звездочки и в центрах двух смежных шарниров Dд=P/(sin (1800/z)) Диаметр окружности выступов De=P(0,5+ctg (1800/z)) Профили зуба состоят из: а) впадины, очерчиваемой радиусом r=0,5025d1+0,05 мм, т. е. немного большим половины диаметра ролика d1; б) дуги, очерчиваемой радиусом r1=0,8d1+r ; в) прямолинейного переходного участка; г) головки, очерчиваемой радиусом r2. Радиус r2 выбирают таким, чтобы ролик цепи не катился по всему профилю зуба, а плавно входил в соприкосновение с зубом звездочки в рабочем положении на дне впадины или немного выше. Профиль звездочки обеспечивает зацепление с цепью, имеющей до определенной степени увеличенный шаг вследствие износа. При этом ролики цепи контактируют с участками профиля зубьев, более удаленными от центра звездочек. В уточнении ГОСТ 591—б9* коэффициент высоты зуба изменяется от 0,48 при отношении шага к диаметру ролика цепи Р/d1=1,4...1,5 до 0,565 при Р/d1= 1,8... 2,0. Ширина (мм) зубчатого венца звездочки для однорядной, двух- и трехрядной b1»0,95Bвн—0,15, где Ввн — расстояние между внутренними пластинами. Радиус Rз зуба в продольном сечении (для плавного набегания цепи) и координату h центра кривизны от окружности вершин зубьев принимают Rз=1,7d1 и h=0,8d1. При скорости цепи до 5 м/с допустимо по ГОСТ 592—81 применять упрощенный профиль звездочек, состоящий из впадины, очерченной по дуге, прямолинейного рабочего участка и закругления по дуге у вершин. Профиль позволяет сократитькомплект инструмента для нарезания звездочек. Профилирование звездочек передач с зубчатыми цепями по ГОСТ 13576—81 (рис. 12.9) значительно проще, так как рабочие профили зубьев прямолинейны. В передаче полезной нагрузки участвуют 3...7 зубьев (в зависимости от общего числа зубьев звездочки), затем следует переходный участок с ненагруженными зубьями и, наконец, 2...4 зуба, работающих тыльной стороной. Диаметр делительной окружности звездочек определяется по той же зависимости, что и для роликовых цепей. Диаметр окружности выступов De=P ctg (1800/z) Высота зуба h2=h1+е, где h1 — расстояние от линии центров пластины до ее основания; е — радиальный зазор, равный 0,1 Р. Угол вклинивания цепи a=60°. Двойной угол впадины зуба 2b=aj, угол заострения зуба g=30°-j, где j=360°/z. Звенья неизношенной зубчатой цепи входят в зацепление с зубьями звездочки рабочими гранями обоих зубьев. В результате вытяжки от износа в шарнирах цепь располагается на большем радиусе, и звенья цепи контактируют с зубьями звездочки только по одной рабочей грани. Ширина зубчатого венца звездочек с внутренним направлением В=b+2s, где s-толщина пластины цепи. Звездочки с большим число зубьев тихоходных передач (до 3 м/с) при отсутствии ударных нагрузок допустимо изготовлять из чугуна марки СЧ 20, СЧ 30 с закалкой. В неблагоприятных условиях с точки зрения износа, например в сельскохозяйственных машинах, применяют антифрикционный и высокопрочный чугун с закалкой. Основные материалы для изготовления звездочек: среднеуглеродистые или легированные стали 45, 40Х, 50Г2, 35ХГСА, 40ХН с поверхностной или общей закалкой до твердости 45...55 НКСэ или цементуемые стали 15, 20Х, 12ХНЗА с цементацией на 1...1,5 мм и закалкой до НКСэ 55...60. При необходимости бесшумной и плавной работы передач мощностью РЈ5 кВт и vЈ8 м/с можно изготовлять венцы звездочек из пластмасс — текстолита, полиформальдегида, полиамидов, что приводит к снижению шума и к повышению долговечности цепей (в связи со снижением динамических нагрузок). Вследствие невысокой прочности пластмасс применяют также металлопластмассовые звездочки. Звездочки по конструктивному оформлению аналогичны зубчатым колесам. В связи с тем, что зубья звездочек в роликовых передачах имеют относительно небольшую ширину, звездочек в роликовых передачах имеют относительно небольшую ширину, звездочки нередко изготовляют из диска и ступицы, соединяемых болтами, заклепками или сваркой. Для облегчения замены после износа, звездочки, устанавливаемые на валах между опорами, в машинах с трудной разборкай делают разъемными по диаметральной плоскости. Плоскость разъема проходит через впадины зубьев, для чего числи зубьев звездочки приходится выбирать чётным. § 10. СМАЗЫВАНИЕ Для ответственных силовых передач следует по возможности применять непрерывное картерноё смазывание видов: а) окунанием цепи в масляную ванну, причем погружение цепи в масло в самой глубокой точке не должно превышать ширины пластины; применяют до скорости цепи 10 м/с во избежание недопустимого взбалтывания масла; б) разбрызгивание с помощью специальных разбрызгивающих выступов или колец и отражающих щитков, по которым масло стекает на цепь, применяют при скорости 6...12 м/с в случаях, когда уровень масла в ванне не может быть поднят до расположения цепи; в) циркуляционное струйное смазывание от насоса, наиболее совершенный способ, применяют для мощных быстроходных передач; г) циркуляционное центробежное с подачей масла через каналы в валах и звездочках непосредственно на цепь; применяют при стесненных габаритах передачи, например, в транспортных машинах; д) циркуляционное смазывание распылением капель масла в струе воздуха под давлением; применяют при скорости более 12 м/с. В среднескоростных передачах, не имеющих герметичных картеров, можно применять пластичное внутришарнирное или капельное смазывание. Пластичное внутришарнирное смазывание осуществляют периодическим, через 120...180 ч, погружением цепи в масло, нагретое до температуры, обеспечивающей его разжижение. Пластичный смазочный материал применим при скорости цепи до 4 м/с, а капельное смазывание - до 6 м/с. В передачах с цепями крупных шагов предельные скорости для каждого способа смазывания несколько ниже. При периодической работе и низких скоростях движения цепи допустимо периодическое смазывание с помощью ручной масленки (через каждые 6...8 ч). Масло подается на нижнюю ветвь у входа в зацепление со звездочкой. При капельном ручном, а также струйном смазывании от насоса необходимо обеспечивать распределение смазочного материала по всей ширине цепи и попадание его между пластинами для смазывания шарниров. Подводить смазку предпочтительно на внутреннюю поверхность цепи, Откуда под действием центробежной силы она лучше подается к шарнирам. В зависимости от нагрузки для смазывания цепных передач применяют масла индустриальные И-Г-А-46...И-Г-А-68, а при малых нагрузках Н-Г-А-32. За рубежом начали выпускать для работы при легких режимах цепи, не требующие смазывания, трущиеся поверхности которых покрыты самосмазывающимися антифрикционными материалами. § 11. ЦЕПИ “О-РИНГ” и “X-РИНГ” В настоящее время на современных мотоциклах применяют цепи имеющие защитные сальники-колпачки на каждом звене. Такие мотоциклы ездят с открытыми цепями, которые совершенно не боятся ни воды, ни грязи. Условно, по форме уплотнительных колечек, они получили название “О-ринг”. Такая конструкция цепи, обладающая сплошными достоинствами, имеет лишь один недостаток: по сравнению с обычными цепями, она имеет повышенное трение, ухудшающее КПД передачи в “суставах” с сальниками. Поэтому “О-ринг” не применется в мотоциклах для кросса и шоссейно-кольцевых гонок (в них чрезвычайно важна динамика, а ресурс цепи не имеет значения из-за непродолжительности заездов), а также на малокубатурной технике. Однако имеются так же цепи, названные создателями “X-ринг”. В них уплотнительные кольца сделаны уже не в форме обучного бублика, а имеют в поперечном сечении форму, напоминающую букву “X”. Благодаря такому новшеству потери от трения в шарнирах цепи удалось снизить на 75% по сравнению с “О-ринг”.