Кпд открытой цепной передачи равен

ХАРАКТЕРИСТИКИ ЦЕПНЫХ ПЕРЕДАЧ

ХАРАКТЕРИСТИКИ ЦЕПНЫХ ПЕРЕДАЧ (3)

Мощность и КПД. Цепные передачи обеспечивают передачу мощности в широком диапазоне — от долей до 5000 кВт (высокоскоростные передачи с параллельными контурами многорядных цепей). В передачах общего назначения мощность редко достигает 25-50 кВт.
Мощность (кВт) цепной передачи

где F — передаваемая окружная сила, Н; v — скорость цепи; ŋ — КПД передачи.
КПД цепной передачи зависит от силы, передаваемой цепью, и способа смазывания.
Для передач, работающих с номинальной нагрузкой (F > 0,1 Q B где Q B — разрушающая нагрузка цепи), ŋ= 0,95÷0,97 — при постоянном обильном смазывании (масляная ванна, 1 циркуляционное смазывание, масляный туман); ŋ = 0,92÷0,94 — при нерегулярном периодическом смазывании; ŋ = 0,9÷0,92 — при работе без смазки.

Натяжение цепи, динамические нагрузки и давление на опоры. Расчетная сила натяжения (Н) ведущей ветви цепи
F p =F + F 1 + F дин , (2)

где F— полезная (окружная) сила, передаваемая цепью, Н; F 1 =F o +F u — сила натяжения ведомой ветви цепи;
F o — сила натяжения от собственной силы тяжести холостой ветви; F u — сила натяжения от действия центробежных сил; F дин — динамическая нагрузка.
При известной передаваемой мощности

Натяжение от силы тяжести (Н) при горизонтальном (и близком к нему) положении линии, соединяющей оси звездочек,

где m — масса 1 м цепи, кг; g= 9,81 м/с 2 — ускорение свободного падения; a — межосевое расстояние, м;
f — стрела провисания ветви.
При вертикальном (и близком к нему) положении линии центров звездочек

F 0 = mga . (5)
Натяжение цепи от действия центробежных сил

F ц =mv 2 . (6)
Расчетная динамическая нагрузка, обусловленная неравномерностью движения,

где F ‘ дин = λn 2 1 J / 90 — динамическая на грузка от неравномерности движения ведомой звездочки и приведенных к ней масс;
F ‘ ‘ дин = m 1 n 2 1 t / 180 — динамическая на грузка от неравномерности движения цепи;
λ= π / z 2 — коэффициент, учитывающий влияние числа зубьев ведомой звездочки;
n 1 — частота вращения ведущей звездочки;
J — момент инерции ведомой звездочки и всех сопряженных вращающихся деталей на ее валу;
m 1 = am— масса ведущей ветви;
t — шаг цепи;
∆ y — коэффициент, учитывающий влияние упругости и провисания цепи
( ∆ y =0,5 при a =30 t ; ∆ y =0,75 при а=80 t ).
Центробежная сила на валы и опоры не передается. Нагрузку на них от полезного натяжения и собственной силы тяжести цепи условно принимают равной 1,15 F для горизонтальных передач и 1,05 F — для вертикальных.

Скоростные параметры передачи и выбор шага цепи. Скорость цепи и частоты вращения звездочек ограничиваются износом и прочностью тонкостенных деталей шарниров цепи. С увеличением скорости возрастает суммарный путь трения в единицу времени, а также сила удара шарниров цепи о зубья звездочек, усиливается шум передачи.
Допускаемая скорость цепи зависит от многих факторов, в наибольшей степени от точности цепи, шага ее звеньев, числа зубьев z 1 ведущей звездочки, способа смазки.
Скорость цепи обычно принимают не более 15 м/с. При особо благоприятных условиях (высокая точность, малый шаг, большое число зубьев ведущей звездочки, небольшая нагрузка) скорость цепи может достигать 30—35 м/с.
При конструировании передач задают частоту вращения ведущей звездочки, n 1 и выбирают число зубьев малой (обычно ведущей) звездочки, после чего, руководствуясь известными зависимостями предельно допустимой частоты вращения от числа зубьев звездочки и шага цепи (рис. 1, табл. 52), выбирают значение последнего. По этим трем параметрам вычисляют скорость цепи (м/с)

где z 1 — число зубьев малой (ведущей) звездочки; n 1 — частота ее вращения, мин -1 .
По найденному значению скорости и шагу цепи выбирают способ смазки цепи (табл. 53).

Передаточное отношение и неравномерность вращения ведомой звездочки. При постоянной угловой скорости вращения ведущей звездочки w 1 скорость цепи υ, угловая скорость вращения ведомой звездочки w 2 и передаточное отношение u = w 1 / w 2 не остаются постоянными. Это обстоятельство учитывают при расчете передач, к которым предъявляют требования по кинематической точности вращения ведомого вала.

Рис. 1. Зависимости предельно допустимой
частоты вращения звездочки от числа
ее зубьев и шага цепи

При допущении прямолинейности ведущей ветви цепи (рис .2) скорость цепи

u = w 1 Rcosa ,

где а — текущий угол поворота ведущей звездочки относительно перпендикуляра к ведущей ветви.
Так как угол а изменяется в пределах 0 — π /z 1 , то скорость u при повороте на один угловой шаг колеблется в пределах от u max = w 1 R 1 до u min = w 1 R 1 cos ( π /z 1 ).

52. Наибольшие рекомендуемые n р и предельные n п р частоты вращения
малой звездочки передач с роликовыми и втулочными цепями

Частота вращения, мин -1	Шаг цепи, мм
8	9,52	12,7	15,875	19,05	25,4	31,75	38,1	44,45	50,8	63,5	78,1
n р	3000	2500	1250	100	900	800	630	500	400	300	200	150
n п р	6000	5000	3100	2300	1800	1200	1000	900	600	450	300	210

Примечания: 1. При частоте вращения n р число зубьев малой звездочки должно быть
z 1 ≥ 15.
2. При частоте n п р число зубьев z 1 ≥ 20; необходимы также повышенная
точность изготовления звездочек и монтажа передачи, обильная смазка
и применение цепей повышенной точности и прочности.

53. Способы смазывания цепных передач

Параметры передачи	Смазка
Скорость цепи v, м/с	Шаг цепи t, мм
1,5 1,0 0,5	19,05 25,4-38,1 44,45-50,8	Ручная через 8-10ч
1	38,1-50,8	Внутришарнирная
4 3 1,6	15,875 19,05-31,75 38,1-50,8	Капельная
8 6 4	15,875 19,05-31,75 38,1-50,8	Масляная ванна
12 10 7	15,875 19,05-31,75 38,1-50,8	Струйная
15 12 8	15,875 19,05-31,75 38,1-50,8	Разбрызгиванием
12 8	31,75 38,1-50,8	Распылением (масляный туман)

Мгновенная угловая скорость ведомой звездочки

где угол ß меняется в пределах от 0 до π /z 2

Коэффициент неравномерности вращения ведомой звездочки при равномерном вращении ведущей звездочки

Среднее передаточное число из условия равенства средней скорости цепи на звездочках z 1 n 1 t= z 2 n 2 t

Максимальное значение передаточного числа ограничивается дугой обхвата цепью малой (ведущей) звездочки и числом шарниров, находящихся на этой дуге. Рекомендуется угол обхвата принимать не менее 120°, а число шарниров на дуге обхвата — не менее пяти-шести. Это условие выполняется при любых межосевых расстояниях а, если u 3,5, а при u > 7 величина а выходит за пределы оптимальных. Поэтому обычно принимают u ≤ 6 и лишь в исключительных случаях u = 7 . 10.

Рис. 2. Кинематическая схема цепной передачи (a) и график скорости цепи (б)

Параметры исходного цепного контура. Предпочтительны двухзвездные передачи с горизонтальным или близким к нему расположением линии, соединяющей оси звездочек. Рекомендуется избегать вертикального расположения ведомой ветви, так как при этом уменьшается ее натяжение от силы тяжести [см. (4) и (5)] и ухудшается зацепление.
Ведущей может быть как верхняя, так и нижняя ветвь. Однако в передачах с малым расстоянием между осями звездочек (а 30 t при u > 2, во избежание захлестывания ведомой ветви, а также в горизонтальных передачах с а > 60t и малым числом зубьев звездочек, во избежание соприкосновения ветвей, ведущей должна быть верхняя ветвь. При малых расстояниях между цепью и стенками картера, наоборот, ведущей целесообразно делать нижнюю ветвь.
Число зубьев звездочек. С уменьшением числа зубьев возрастают нагрузки в шарнирах и путь трения при их повороте, увеличивается неравномерность движения и скорость удара шарниров о зубья звездочек, снижается долговечность передачи, усиливается шум. Поэтому предельно допустимые минимальные значения чисел зубьев z min =7 нежелательны даже для тихоходных и малонагруженных передач.
Для силовых передач общего назначения минимальное число зубьев

z 1 = z min = 29-2 u ≥13. (14)

Для обеспечения равномерного износа зубьев звездочки и самой цепи при обычно принимаемом четном числе звеньев в контуре значение z 1 , вычисляемое по этой зависимости, округляют до ближайшего большего из ряда: 13, 15, 17, 21, 23, 25; при этом предпочтение отдают простым числам (13, 17, 23 и т.д.).
Для высокоскоростных передач с v > 20 м/с принимают z min ≥ 35. Максимальное число зубьев большой (обычно ведомой) звездочки может достигать z 2 = 120 и более. Максимальное число зубьев звездочки лимитирует предельно допустимое увеличение шага цепи по зацеплению ∆ y %. При заданном значении ∆ y % наибольшее число зубьев большой (обычно ведомой) звездочки

где D — диаметр ролика цепи (для втулочных цепей — диаметр втулки).
Расстояние между осями (центрами) звездочек. Минимальное расстояние между осями звездочек, мм: при u ≤ 3

a min = R 1е + R 2е + (30. 50); (16)

при u > 3 (из условия обеспечения угла обхвата цепью малой звездочки ≥ 120°)

Оптимальное межосевое расстояние

а = (30 . 50) t . (18)

Значение а рекомендуется принимать в пределах

Число звеньев в контуре двухзвездной передачи

где a 0 — предварительно выбранное расстояние между осями звездочек.
Значение, вычисленное по (20), округляют до ближайшего большего четного числа W, имеющего с числами зубьев звездочек z 1 и z 2 меньшие общие делители (например, 2). Четное число звеньев в контуре позволяет избежать применения переходных звеньев. После уточнения числа звеньев в контуре уточняют требуемое расстояние между центрами звездочек:

и определяют длину контура W t.

1. Готовцев А.А., Котенок И.П. Проектирование цепных передач. Справочник. М.: Машиностроение, 1982.
2. Справочник по расчету и конструированию втулочных и втулочно-роликовых цепных передач / Г.А. Романовский, М.В. Окунев, М. Б. Блонский и др. М.: Машиностроение, 1966.
3. Машиностроение. Энциклопедия в 40 томах. Т. IV-1. Детали машин. Конструкционная прочность. Трение, износ, смазка. Под ред. Решетова Д.Н. М.: Машиностроение, 1995.

КПД привода, равный произведению КПД передач, входящих в кинематическую схему равен /6/:

где КПД цилиндрических передач _цил = 0, 98;

КПД цепной передачи, _цеп = 0,94;

КПД муфты _муф =0,98. /6/ /табл 1.1, c. 7 /

Требуемая мощность электродвигателя:

Определяем входную частоту вращения привода (частоту вращения электродвигателя)

где — передаточное число цепной передачи, которое находится в диапазоне от 2 до 4;

— передаточное число цилиндрического одноступенчатого редуктора, для данного курсового проекта которое выбираем из стандартного ряда передаточных чисел, используя библиотеку редукторов в ПК «Компас»

Принимаем для цепной передачи =3, =5.

Выбираем электродвигатель АИР112МВ6 c синхронной частотой 1000 об/мин и номинальной частотой 950 об/мин, и мощностью 4 кВт, так как следует применять электродвигатель с ближайшим большим значением мощности [3, с. 24].

Общее передаточное число привода определяется по зависимости

где — частота вращения на выходе, — номинальная частота вращения двигателя.

Пересчитаем передаточное число для цепной передачи

Частоты вращения для валов привода

Угловые скорости на валах привода

Мощности на валах

Вращающий момент на валу двигателя (ведущем валу)

Вращающий момент на валах:

Сведем для удобства результаты расчета в таблицу 1.

Таблица 1 — Результаты кинематического расчета

1. Общие сведения.

2. Роликовые приводные цепи

3. Зубчатые приводные цепи

3. Силы в ветвях цепи

4. Натяжение цепи.

5. КПД цепных передач

Цепная передача – это передача зацеплением с гибкой связью. Движение передает шарнирная цепь 1, охватывающая ведущую 2 и ведомую 3 звездочки и зацепляющаяся за их зубья (рис. 70).

Рисунок 70 – Цепная передача

Достоинствацепных передач.

1. По сравнению с зубчатыми цепные передачи могут передавать движение между валами при значительных межосевых расстояниях (до 8 м).

2. По сравнению с ременными передачами: более компактны, передают большие мощности, требуют значительно меньшей силы предварительного натяжения, обеспечивают постоянство передаточного числа (отсутствует скольжение и буксование).

3. Могут передавать движение одной цепью нескольким ведомым звездочкам.

Недостаткицепных передач.

1.Значительный шум при работе вследствие удара звена цепи о зуб звездочки при входе в зацепление, особенно при малых числах зубьев и большом шаге (этот недостаток ограничивает применение цепных передач при больших скоростях).

2. Сравнительно быстрое изнашивание шарниров цепи, необходимость применения системы смазывания и установки в закрытых корпусах.

3.Удлинение цепи вследствие износа шарниров и сход ее со звездочек, что требует применения натяжных устройств.

Применение.Цепные передачи применяют в станках, мотоциклах, велосипедах, промышленных роботах, буровом оборудовании, строительно-дорожных, сельскохозяйственных, полиграфических и других машинах для передачи движения между параллельными валами на значительные расстояния, когда применение зубчатых передач нецелесообразно, а ременных невозможно. Цепные передачи наибольшее применение получили для передачи мощностей до 120 кВт при окружных скоростях до 15 м/с.

Приводные цепи.Приводная цепь – главный элемент цепной передачи – состоит из соединенных шарнирами отдельных звеньев. Помимо приводных бывают тяговые и грузовые цепи, которые в дальнейшем не рассмотрены.

Основные типы стандартизованных приводных цепей: роликовые, втулочные и зубчатые

Роликовые приводные цепи.Состоят из двух рядов наружных 1 и внутренних 2 пластин (рис. 71). В наружные пластины запрессованы оси 3, пропущенные через втулки 4, запрессованные в свою очередь во внутренние пластины. На втулки предварительно надеты свободно вращающиеся закаленные ролики 5. Концы осей после сборки расклепывают с образованием головок, препятствующих спаданию пластин. При относительном повороте звеньев ось проворачивается во втулке, образуя шарнир скольжения. Зацепление цепи со звездочкой происходит через ролик, который, поворачиваясь на втулке, перекатывается по зубу звездочки. Такая конструкция позволяет выровнять давление зуба на втулку и уменьшить изнашивание как втулки, так и зуба.

Рисунок 71 – Роликовая приводная цепь

Пластины очерчены контуром, напоминающим цифру 8 и обеспечивающим равную прочность пластины во всех сечениях.

Шаг Р цепиявляется основным параметром цепной передачи. Чем больше шаг, тем выше нагрузочная способность цепи.

Делительная окружность звездочек проходит через центры шарниров цепи. Из треугольника ОАВ (рис. 72):

, (119)

где z – число зубьев звездочки.

Шаг Р у звездочек измеряют по хорде делительной окружности.

Роликовые цепи имеют широкое распространение. Их применяют при скоростях v 15 м/с.

Рисунок 72 – Геометрия роликовой приводной цепи

Втулочные приводные цепи по конструкции подобны роликовым, но не имеют роликов, что удешевляет цепь, уменьшает ее массу, но существенно увеличивает износ втулок цепи и зубьев звездочек. Втулочные цепи применяют в неответственных передачах при v

Рисунок 73 – Зубчатая приводная цепь

Зубчатые приводные цеписостоят из звеньев, составленных из набора пластин 1, шарнирно соединенных между собой (рис. 73). Каждая пластина имеет по два зуба и впадину между ними для размещения зуба звездочки. Пластины в звеньях раздвинуты на ширину одной или двух пластин сопряженных звеньев.

Число пластин определяет ширина цепи В (рис. 73),которая зависит от передаваемой мощности. Рабочими являются грани пластин, наклоненные одна к другой под углом 60°. Этими гранями каждое звено цепи вклинивается между двумя зубьями звездочки, имеющими трапециевидный профиль. Благодаря этому зубчатые цепи работают плавно, с малым шумом, лучше воспринимают ударную нагрузку и допускают высокие скорости.

Для устранения бокового спадания цепи со звездочек применяют внутренние (расположенные по середине ширины цепи) или боковые направляющие пластины. Направляющие пластины представляют собой обычные пластины, но без выемок для зубьев звездочек. Для внутренних направляющих пластин на зубьях звездочек выполняют проточки соответствующего профиля.

Делительный диаметр d звездочки для зубчатых цепей больше ее наружного диаметра.

Относительный поворот звеньев обеспечивают шарниры скольжения или качения. Шарнир скольжения(рис. 74,а) состоит из оси 1, двух вкладышей 2 и 3, закрепленных в фигурных пазах пластин: 2 в пластине А, 3 в пластине В. При повороте пластин вкладыш 2 скользит по оси, поворачиваясь в пазу пластины В, а вкладыш 3 – в пазу пластины А. Вкладыши позволяют увеличить площадь контакта в 1,5 раза. Шарнир допускает поворот пластины на угол j_max. Обычно j_max = 30°. Шарнир качения (рис. 74,б)состоит из двух призм 1 и 2 с цилиндрическими рабочими поверхностями и длиной, равной ширине цепи. Призмы опирают на лыски. Призма 1 закреплена в фигурном пазе пластины В, призма 2 – в пластине А. Призмы при повороте звеньев обкатываются одна по другой, обеспечивая чистое качение. Цепи с шарнирами качения более дорогие, но имеют малые потери на трение.

По сравнению с роликовыми зубчатые цепи тяжелее, сложнее в изготовлении и дороже. Область применения зубчатых цепей сокращается.

Преимущественное применение в настоящее время имеют передачи роликовыми и втулочными цепями.

Рисунок 74 – Шарниры скольжения и качения

Материал цепей.Цепи должны быть износостойкими и прочными. Пластины цепей изготовляют из сталей марок 50, 40Х и других с закалкой до твердости 40. 50 HRC. Оси, втулки, ролики и призмы – из цементуемых сталей марок 20, 15Х и других с закалкой до твердости 52. 65HRC. Повышением твердости деталей можно повысить износостойкость цепей.

Оптимальное межосевое расстояние передачи (рис. 70) принимают из условия долговечности цепи:

, (120)

где Р – шаг цепи.

Силы в ветвях цепи.Ведущая ветвь цепи при работе передачи нагружена силой F₁состоящей из полезной (окружной) силы F_t, силы Fнатяжения от силы тяжести ведомой ветви цепи и силы F_цнатяжения от действия центробежных сил:

, (121)

Окружная сила F_t (H), передаваемая цепью:

, (122)

где d – делительный диаметр звездочки, мм; Т – в Нм.

Натяжение F(H) от силы тяжести при горизонтальном или близком к нему положении линии, соединяющей оси звездочек:

, (123)

где q – масса 1 м цепи, кг/м;

g = 9,81 м/с 2 – ускорение свободного падения;

а – межосевое расстояние, м;

f – стрела провисания ведомой ветви, м (рис. 25.8).

При вертикальном или близком к нему положении линии центров звездочек:

, (124)

Натяжение цепи от центробежных сил (Н):

, (125)

где v – скорость движения цепи, м/с.

Сила F_ц действует на звенья цепи по всему ее контуру и вызывает дополнительное изнашивание шарниров.

Рисунок 75 – Провисание ведомой ветви

Цепь передачи проверяют на прочность, сопоставляя значения разрушающей силы, приводимой в стандарте, и силы натяжения ведущей ветви, которую при этом вычисляют с учетом дополнительного динамического нагружения от неравномерного движения цепи, ведомой звездочки и приведенных к ней масс.

Нагрузка на валы звездочек.Центробежная сила валы и опоры не нагружает. Расчетная нагрузка F_вна валы цепной передачи несколько больше полезной окружной силы вследствие натяжения цепи от собственной силы тяжести. Условно принимают:

, (126)

где – коэффициент нагрузки вала; =1,15 – для горизонтальных передач, =1,05 –для вертикальных.

Направление силы F_в– по линии центров звездочек.

Натяжение цепи.По мере изнашивания шарниров цепь вытягивается, стрела f провисания ведомой ветви увеличивается (рис. 75), что вызывает захлестывание звездочки цепью.

Регулирование натяжения цепи осуществляют перемещением вала одной из звездочек, нажимными роликами или оттяжными звездочками.

Натяжные устройства должны компенсировать удлинение цепи в пределах двух звеньев, при большей вытяжке – два звена цепи удаляют. Натяжение не компенсирует увеличение шага цепи вследствие износа деталей шарниров.

КПД передачизависит от потерь на трение в шарнирах цепи, в контакте цепи с зубьями звездочек, в опорах валов, а также от потерь на перемешивание масла при смазывании погружением: h=0,95. 0,97. При нерегулярном периодическом смазывании h=0,92. 0,94.

1. Гузенков П.Г. Детали машин. – М.: Высшая школа,1986.

2. Иванов М.Н. Детали машин. – М.: Высшая школа, 1991.

3. Леликов О.П. Основы расчета и проектирования деталей и узлов машин. – М.: Машиностроение, 2004.

Последнее изменение этой страницы: 2016-08-16; Нарушение авторского права страницы