Детали машин

Критерии работоспособности и расчета

Все детали стандартных цепей конструируют примерно равно­прочными. Это, достигается соответствующим сочетанием размеров деталей, их материалов и термообработки. Для большинства усло­вий работы цепных передач основной причиной потери работоспособ­ности является износ шарниров цепи. В соответствии с этим в каче­стве основного расчета принят расчет износостойкости шарниров, а основной расчетный критерий

P=Ft/(Bd)^[Pl (13.16)

Где р — давление в шарнире; Ft — окружная сила; D и В — диаметр валика и ширина цепи, равная длине втулки (см. рис. 13.3)[31].

Износ шарниров и его связь с основными параметрами передачи. При работе цепного привода в шарнирах совершаются повороты на угол

(P = 2N/Z.

За один пробег цепи в каждом шарнире совершается четыре поворота: два на ведущей и два на ведомой звездочках. Эти пово­роты вызывают износ втулок 1 и валиков 2. При этом их центры расходятся на Арц (рис. 13.10).

Срок службы цепи по износу зависит от межосевого расстояния а, числа зубьев Z малой звездочки, нагрузки или давления р в шар­нирах, условий смазки, износостойкости материала деталей шар­ниров, допускаемого относительного износа (см. ниже).

Срок службы цепи увеличивается с увеличением межосевого расстояния а, так как при этом увеличивается длина цепи L и умень­шается число пробегов цепи в единицу времени, т. е. уменьшается число поворотов в каждом шарнире цепи.

С увеличением zx уменьшается угол поворота в шарнирах [см. формулу (13.17)], что благоприятно сказывается на уменьшении износа. Однако при этом уменьшается допускаемый износ (Apjpц). Параметры Zx и Apjpn взаимосвязаны. Рекомендации по выбору этих параметров рассматриваются ниже.

Решающее влияние на долговечность цепи по износу шарниров оказывает величина давления р в шарнирах. Опытами установлено, что влияние р на долговечность цепи проявляется в степенной форме (во второй и даже в третьей степени в зависимости от условий смазки [10]) и значительно превышает влияние всех других факторов. Не менее существенно влияние смазки и загрязнения цепи (см. табл. 13.2 и 13.3).

Допускаемый износ цепи и рекомендации по выбору числа зубьев звездочек. Допускаемая величина относительного износа Арц/рц ограничивается возможностью потери зацепления цепи со звездо­чкой, а также уменьшением прочности цепи. Шаг рц новой цепи равен шагу звездочки по делительной окружности D. При этом цепь располагается на звездочке так, как изображено на рис. 13.11, а. Шаг изношенной цепи, измеряемый как расстояние между центрами роликов,

(13.19)

Sin я/г Sin n/z sin n/z n

Нетрудно видеть (рис. 13.11, б), что зацепление возможно только при условии

D < Dn + dp sin У=const. (13.20)

Здесь учтено, что для стандартных цепей и звездочек заданного шага правая часть уравнения есть величина постоянная.

Анализируя совместно формулы (13.18), (13.19) и (13.20), можно отметить, что при данном износе Арц диаметр d', а следовательно, и возможность спадания цепи со звездочки возрастают с увеличени­ем z. Цепь теряет зацепление в первую очередь с большей звездо­чкой из пары, так как z2>zj.

Применять звездочки с малым числом зубьев выгодно по усло­вию сохранения зацепления с изношенной цепью. По условиям зацепления при малых z можно допускать больший относительный износ (А/?ц//?ц), который при этих условиях ограничивается только уменьшением прочности изношенной цепи и возможностью ее раз­рыва. Отметим также, что с уменьшением z уменьшаются габариты передачи. В то же время, как установлено выше, уменьшение z при­водит к увеличению интенсивности износа цепи, неравномерности хода, шума и динамических нагрузок.

Таким образом, при выборе числа зубьев звездочек встречаются два противоречивых явлеция. С одной стороны, при большом числе зубьев цепь изнашивается медленнее, но зато мало изношенная, далеко не потерявшая своей прочности цепь теряет зацепление со звездочкой. С другой стороны, при малом числе зубьев износ цепи происходит быстрее, но зато и при большом износе цепь не теряет способности зацепления со звездочкой. Она может работать до пол­ной потери своей прочности (до разрыва). Очевидно, что существу­ет такое оптимальное число зубьев звездочки, при котором цепь имеет максимальный срок службы с учетом ее прочности и способ­ности к зацеплению.

Для передач с роликовой цепью рекомендуют следующие числа зубьев малой звездочки z\

I .............................. 1...2 2...3 3...4 4...5 5...6 >6

Zx ............................. 30...27 21...25 25...23 23...21 21...17 17...15

Примечания: 1. Бблыпие zx —для быстроходных передач. При V>25 м/с рекомендуется принимать Z > 35. 2. Для тихоходных передач можно принимать z меньше, но не менее Gmim = =7. 3. По условиям потери зацепления изношенной цепью желательно принимать максимальное число зубьев большой звездочки г2шах < 100...120.

Допускаемое давление в шарнирах цепи. На основе специальных испытаний и опыта эксплуатации рекомендуют принимать [р0] согласно табл. 13.1. Эти величины соответствуют типовой передаче, Работающей в средних условиях эксплуатации: нагрузка постоянная и равномерная, расположение горизонтальное, натяжение поддер­живается в пределах нормы, смазка и защита от загрязнения удов­летворительные, величины z, д, /, рП9 а также качество цепи — в пределах рекомендуемых норм, долговечность цепи по износу не менее 3000...5000 ч.

Влияние различий в условиях работы рассчитываемой и типовой передач принято учитывать введением коэффициента эксплуатации Кэ. При этом для рассчитываемой передачи

[р] = [ро]/Яэ. (13.21)

В свою очередь,

(13.22)

Здесь Ка — коэффициент динамической нагрузки; Ка — коэффици­ент межосевого расстояния или длины цепи; Кя — коэффициент наклона передачи к горизонту; — коэффициент способа ре­гулировки натяжения цепи; Кс — коэффициент смазки и загрязнения передачи; Крек — коэффициент режима или продолжительности работы передачи в течение суток. Величины коэффициентов и ре­комендации по выбору смазки цепных передач приведены в табл. 13.2 и 13.3.