В ведущей ветви цепи в процессе стационарной работы передачи действует постоянная сила F1, состоящая из окружной силы Ft и силы натяжения ведомой ветви F2: F1 = Ft + F2.
Окружная сила на звездочках:
где М1 - вращающий момент на ведущей звездочке,
d1 - делительный диаметр ведущей звездочки,
N1 - мощность на ведущей звездочке,
V1 - скорость движения цепи.
Сила натяжения ведомой ветви: F2 = F0 + FЦ
где F0 - натяжение цепи от силы тяжести; FЦ - натяжение от центробежных сил.
Натяжение от силы тяжести при горизонтальном (и близком к нему) положении линии, соединяющей оси звездочек, определяется как для гибкой нерастяжимой нити: .
где m1 - погонная масса цепи; g - ускорение свободного падения, aW - межосевое расстояние; f - стрела провисания цепи.
При вертикальном (и близком к нему) положении линии центров звездочек: F0 = m1 g aW
Натяжение цепи от действия центробежных сил определяют по аналогии с ременными передачами: FЦ = m1 V2.
где V - скорость движения цепи.
Если ветви цепей параллельны, сила, действующая на валы равна FΣ = F1 + F2.
|
|
Расчетная сила, действующая на валы передачи: FΣ = kB Ft.
где kB - коэффициент, учитывающий вес цепи. Для горизонтальной передачи принимают kB = 1,15; для вертикальной передачи kB = 1,05.
Предварительный расчет начинают с определения величины статической разрушающей силы проектируемой цепи:
FP/ = Ft S
где S - коэффициент безопасности, зависящий от степени ответственности передачи, точности определения действующих нагрузок и коррозионного воздействия на передачу. При отсутствии коррозии Smin = 6-10, при активной коррозии Smin = 18-50.
По найденному значению FP/ по стандартам на приводные цепи находят несколько вариантов цепи, для которых разрушающая сила больше требуемой FP > FP/. Найденные варианты различаются шагом, числом рядов и типом цепи. Предварительный расчет, как правило, не позволяет выбрать единственный наиболее целесообразный вариант, а лишь определяет набор возможных решений.
Основной расчет цепной передачи проводят по условию износостойкости шарниров цепи.
Давление в шарнирах р не должно превышать допустимого значения в данных условиях эксплуатации. Его связывают с путем трения Sf зависимостью: C = pmSf.
где C – константа для конкретных условий эксплуатации, m - показатель степени, зависящий от вида трения в шарнирах, равный 3 при хорошем смазывании и 1-2 при недостаточном смазывании.
Условное давление в шарнирах цепи в предположении нулевого зазора между валиком и втулкой и равномерного распределения давления в шарнире равно:
где КЭ - коэффициент эксплуатации; Ft - окружная сила на звездочках; А - площадь проекции шарнира на диаметральное сечение, [p] - допустимое давление, для средних эксплуатационных условий эксплуатации, при которых КЭ = 1.
|
|
Площадь проекции шарнира: А=d b,
где d - диаметр валика; b - длина втулки. Для стандартных цепей А определяется по таблицам в зависимости от шага t.
Значения входящих в приведенные формулы параметров приведены в табл. 9.1-9.4 [13].
Таблица 9.1 Допускаемое среднее давление [p] в зависимости от шага цепи при числе зубьев звездочки z1 = 15-30
Максимальная частота вращения меньшей звездочки, об/мин | Величина [p], Н/мм2 при шаге цепи | |||
12,7-15,87 | 19,05-25,04 | 31,75-38,1 | 44,45-50,8 | |
34,3 | 34,3 | 34,3 | 34,3 | |
30,9 | 29,4 | 28,1 | 25,7 | |
28,1 | 25,7 | 23,7 | 20,6 | |
25,7 | 22,9 | 20,6 | 17,2 | |
23,7 | 20,6 | 18,1 | 14,7 | |
22,0 | 18,6 | 16,3 | - | |
20,6 | 17,2 | 14,7 | - | |
18,1 | 14,7 | - | - | |
16,3 | - | - | - | |
14,7 | - | - | - | |
13,4 | - | - | - |
Таблица 9.2 Проекции опорных поверхностей шарниров А приводных роликовых цепей, мм2
Шаг цепи t, мм | Тип цепи | |||
однорядная | двухрядная | трехрядная | четырехрядная | |
- | - | - | ||
9,525 | - | - | - | |
12,7 | 39,6 | 85,3 | 125,5 | - |
15,875 | 51,5 | - | ||
19,05 | ||||
25,4 | ||||
31,75 | ||||
38,1 | ||||
44,45 | ||||
50,8 |
Таблица 9.3 Рекомендуемые числа зубьев меньшей звездочки в зависимости от передаточного числа передачи
Тип цепи | z1 при передаточном числе | z1 min | |||||
1-2 | 2-3 | 3-4 | 4-5 | 5-6 | |||
Втулочная и роликовая | 31-27 | 27-25 | 25-23 | 23-21 | 21-17 | 17-15 | 13 (9) |
Зубчатая | 35-32 | 32-30 | 30-27 | 27-23 | 23-19 | 19-17 | 17 (13) |
Таблица 9.4 Минимально допустимые числа зубьев звездочки в зависимости от шага цепи, мм
t | 9,525 | 12,7 | 15,875 | 19,05 | 25,4 | 31,75 | 38,1 | 44,45 | 50,08 | |
z1 min |
Коэффициент эксплуатации представляет собой произведение:
КЭ = КД КА КН КРЕГ КСМ КРЕЖ КТ
Коэффициент КД учитывает динамичность нагрузки, при спокойной нагрузке равный 1; при нагрузке с толчками 1,2…1,5; при сильных ударах 1,8. Коэффициент КА учитывает влияние длины цепи (межосевого расстояния), чем длиннее цепь, тем реже каждое звено входит в зацепление со звездочкой и тем меньше износ в шарнирах; при aW = (30…50)t КА = 1; в других случаях , где L0 - длина цепи при aW =40t, L - длина рассчитываемой цепи. Коэффициент КН учитывает влияние наклона линии центров звездочек передачи к горизонту. Чем больше наклон передачи, тем меньше допустимый суммарный износ цепи: при угле наклона ψ≤450 КН = 1; при ψ>450 КН =0,15√ ψ. Коэффициент КРЕГ учитывает влияние регулировки цепи; для передач с регулировкой положения оси одной из звездочек он равен 1, для передач с нерегулируемым положением звездочек – 1,25. Коэффициент КСМ учитывает влияние характера смазывания; при непрерывном смазывании в масляной ванне или от насоса он равен 0,8; при регулярном капельном или внутришарнирном смазывании - 1, при нерегулярном смазывании - 1,5. Коэффициент КРЕЖ учитывает влияние режима работы передачи. С учетом пропорциональность пути трения и числа смен NСМ работы передачи, получают . Коэффициент КТ учитывает влияние температуры окружающей среды, при – 250 < T < 1500 C его принимают равным 1; при экстремальных условиях – больше 1.
Если по расчету значение коэффициента КЭ >3, то возможности передачи используются недостаточно и следует принять меры по улучшению условий работы.
С учетом полученных результатов получают расчетный шаг цепи, величину которого округляют до ближайшего стандартного значения:
где N – мощность, передаваемая цепной передачей.
Проверочные расчеты передачи проводят при значительных отличиях реальных условий эксплуатации от средних. Проверку на прочность при пиковых перегрузках проводят для передач землеройных, сельскохозяйственных и других машин, при работе которых возникают неучитываемые предельные состояния (встреча с непрогнозируемым препятствием). Условие прочности: Fmax = kn Ft ≤ FP
|
|
где kn - кратность кратковременной перегрузки.
Для тяжелонагруженных быстроходных передач (при скорости цепи более 20 м/с) проводят расчет деталей на сопротивление усталости. По этому критерию разрушающую силу Fy определяют раздельно для пластин, валиков, втулок и роликов. Допускаемая окружная сила на звездочках по условию сопротивления усталости: Ft/ = Fymin / S.
где Fymin - меньшая сила из определенных; S - коэффициент безопасности.
Точное определение ресурса цепи по износу шарниров весьма затруднительно. Интенсивность изнашивания шарниров цепей при изменении конструктивных, технологических и эксплуатационных факторов в пределах, характерных для реальных машин, изменяется от 0,00001 до 1000 мкм на 1 м пути трения. Поэтому расчет приводных цепей на износ по единой зависимости пока невозможен. С достаточной точностью такие расчеты выполняют по методу подобия, согласно которому срок службы рассчитываемой приводной цепи равен Т = Та К
В этой зависимости Та - ресурс цепи в эталонной передаче; К - коэффициент, учитывающий отличия в конструкции, технологии и эксплуатации реальной передачи от эталонной.
|
|
|
| ||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Рис. 9.1 Конструктивные элементы звездочки
Конструктивные размеры звездочек для втулочных и роликовых цепей определяются по следующим зависимостям [ 13].
- Число зубьев малой звездочки:
рекомендуемое
минимальное
- Максимальное число зубьев большой звездочки zmax = 120
- Угол поворота звеньев цепи на звездочке φ = 360/ z
- Диаметры окружностей:
делительный
выступов
впадин
- Углы:
половина угла зуба γ = 170 – 640/z
половина угла впадины α = 550 – 600/ z
|
|
- сопряжения β = 180 – 560/ z
- Радиусы:
впадины зуба r = 0,5025D + 0,05
сопряжения r1 = 0,8D + r
головки зуба r2 = D(0,8cos β + 1,24cos γ – 1,3025) – 0,05
- Длина прямого участка fg = D(1,24sin γ – 0,8sin β)
- Радиус закругления зуба r3 = 1,7D
- Расстояние О1О2 O1O2 = 1,24D
- Координаты: x1 = 0,8Dsin α
y1 = 0,8Dcos α
x2 = 1,24Dcos 1800/z
y2 =1,24Dsin 1800 /z
- Координаты центра радиуса hr = 0,8D
- Ширина зуба:
однорядная цепь b = 0,93BBH – 0,15
двух- и трехрядная цепь b = 0,9BBH – 0,15
многорядная цепь b = 0,86BBH – 0,3
-Толщина обода звездочки δO = 0,5t (для стали)
δO = 0,7t (для чугуна)
- Толщина диска звездочки δД = 0,5t (для стали)
δД = 0,7t (для чугуна)
Примечания:
1. Для высокоскоростных приводов (V>16 м/с) z следует выбирать в 1,8-2 раза большим, но не менее 45-50.
2. Коэффициент К принимают: для звездочек с числом зубьев z<11 К=0,58;
при 11<z<17 К=0,56; при 17<z<35 К=0,53; при z>35 К=0,5.
3. Во всех формулах t – шаг цепи, S – толщина пластин, BBH – расстояние между внутренними пластинами цепи.
4. Диаметр втулки (ролика) цепи D выбирается по ГОСТ10947-64.