Прикладна механіка_ЛЕКЦІЇ. Навчальний посібник для підготовки бакалаврів напрямів 100102 Процеси, машини та обладнання агропромислового виробництва
 Скачать 6.79 Mb.
|
|
§ 27.4. Ланцюгові передачі Передача руху між двома або кількома паралельними валами, що здійснюється зачепленням за допомогою гнучкого нескінченного ланцюга і зірочок, називається ланцюговою. У машинобудуванні і народному господарстві існують наступні види ланцюгів: вантажні, які застосовуються для підвішування, піднімання і опускання вантажу в різних підйомно – транспортних механізмах при швидкостях, які не перевищують 0,25...0,5 м/с; тягові, які застосовуються для транспортування вантажів (транспортери, елеватори, ескалатори) при невеликих лінійних швидкостях – до 2…4 м/с; приводні, що використовуються для передавання енергії в широкому діапазоні швидкостей з сталим передаточним відношенням. Далі будемо розглядати тільки приводні ланцюги (рис. 6.27). 503 Рис. 6.27 Приводні ланцюги — роликові, втулкові і зубчасті – застосовують у велосипедах, мотоциклах, сільськогосподарських машинах, верстатах, транспортерах, комбайнах, приводах допоміжного механізму прокатного устаткування, приводах підйомно – транспортних машин і т. ін. Переваги ланцюгових передач: – можливість передавати потужності на значні відстані ( м 8 а ) при передаточному відношенні 6 i ; – порівняно невеликі (менші, ніж у фрикційних і пасових передачах) навантаження на вали та їх опори; – великий діапазон потужностей: від часток кіловата до сотень кіловат (відомі передачі потужністю до 4000 кВт) і великий діапазон швидкостей: від часток м/с до 30...35 м/с; роликові втулкові ланцюги допускають швидкість до 10... 15 м/с; – можливість передавати рух одним ланцюгом кільком валам із однаковим або протилежним напрямом обертання; 504 – високий ККД: 98 , 0 ... 94 , 0 (при передаванні повної потужності, старанному догляді і доброму мащенні). Недоліки ланцюгових передач: – ланцюгові передачі дорожчі, потребують вищої точності встановлення валів, ніж пасові передачі, і складнішого догляду – мащення, регулювання; – складність мащення шарнірів збільшує їх спрацювання, внаслідок чого ланцюг витягується і потребує встановлення натяжних пристроїв, строк служби передачі скорочується; – основною причиною спрацювання шарнірів (крім недостатнього мащення), шуму, додаткових динамічних навантажень і нерівномірності обертання веденої системи є те, що ланцюг складається з окремих ланок, розташованих на зірочках не по дугах кіл, а по ламаних лініях. Рис. 6.28 505 Ланцюгові передачі складаються із ланцюга і зірочок. Роликові ланцюги (рис. 6.28, а) виготовляють одно – і багаторядними. Звичайні однорядні роликові ланцюги мають по два ряди зовнішніх і внутрішніх пластин. На вісь, що зароблена у зовнішні пластини, надіта втулка, яка запресована у внутрішні пластини. На втулку насаджений ролик, який вільно обертається і перекочується по зубцям зірочки. Втулкові ланцюги (рис. 6.28, б) відрізняються від розглянутих тим, що в них немає роликів, тому зносостійкість їх нижча. Втулкові і роликові ланцюги малих кроків і високої якості виготовлення (ланцюги для нафтової промисловості) при великій кількості зубів зірочок і доброму мащенні допускають швидкість 15...30 м/с. Втулкові ланцюги також установлюються у двигунах автомобілів і працюють при швидкості до 20 м/с. Зубчасті ланцюги (рис. 6.28, в) застосовують при значних швидкостях – до 25...35 м/с, вони працюють плавно із меншим шумом, менше витягуються, однак важкі і дорогі. Ланцюг складається із набору шарнірно з’єднаних зубчастих пластин особливого профілю, який відповідає профілю зубів зірочки. Для роликових і втулкових ланцюгів виготовляють зірочки із робочим профілем зуба, окресленого дугою відповідного кола (рис. 6.27). Для зубчастих ланцюгів профілі зубів більш складні і мають прямолінійну робочу ділянку (рис. 6.28, в). Конструктивні розміри і форма зірочок залежать від параметрів вибраного ланцюга та передаточного відношення, яке лімітує кількість зубів меншої зірочки. Мінімальне число зубів для роликових і втулкових ланцюгів 13 z min , для зубчастих ланцюгів – 17 z min . Правильний вибір профілю і числа зубів меншої (ведучої) зірочки впливає на працездатність і надійність ланцюгової передачі. 506 Для виготовлення ланцюгових передач використовують вуглецеві (сталь 10, 15, 40, 45, 50) і леговані (сталь 15Х, 15ХА, 12ХНЗА, 20Х, 40Х, 40ХН) термооброблені сталі. Передаточне число (передаточне відношення) ланцюгової передачі 1 2 2 1 2 1 z z n n u , де 1 , 2 , 1 n , 2 n – кутові швидкості і частота обертання відповідно ведучого і веденого вала, 1 z , 2 z – число зубів ведучої і веденої зірочок. Треба зауважити, що передаточне число (передаточне відношення) ланцюгової передачі за один оберт ведучої зірочки не лишається сталою величиною, тобто відбувається коливання кутової швидкості веденої ланки. Сталим можна рахувати тільки середнє значення u . Основним геометричним параметром ланцюга є його крок t – відстань між однойменними точками двох сусідніх ланок ланцюга (рис. 6.28, а). Номінальне значення кроку ланцюгової передачі визначається із розрахунку на зносостійкість по величині тиску в шарнірах ланцюга. Формула проектного розрахунку кроку мм , t має вигляд: для втулкових і роликових ланцюгів 3 1 1 m p z k M 8 , 2 t , для зубчастих ланцюгів 3 t 1 1 p z k M 3 , 3 t , де 1 M – обертальний момент на ведучому валу, мм Н , k – коефіцієнт навантаження, p – допустимий тиск в шарнірах, МПа , m – число рядів ланцюга, 8 ... 2 t – коефіцієнт ширини b ланцюга ( t / b t ). 507 Коефіцієнт навантаження k дорівнює добутку трьох коефіцієнтів: 3 2 1 k k k k , де 4 , 1 ... 1 k 1 , 5 , 1 ... 1 k 2 , 45 , 1 ... 1 k 3 – межі значень коефіцієнтів, які відповідно враховують характер навантаження, засоби мащення і середню тривалість роботи ланцюга за робочий день: Отримане значення кроку округляється до найближчого стандартного (бажано меншого) значення. Міжосьова відстань вибирається в межах t 50 ... 30 a при максимальному значенні t 80 a max Кількість ланок ланцюга визначається за формулою: a t 2 z z 2 z z t a 2 L 2 1 2 2 1 t , (6.46) де t L t L – довжина ланцюга. Лінійна (колова швидкість, с / м ) ланцюга визначається як: 1000 60 n z t 1 1 Вибрані ланцюги перевіряють на зносостійкість по допустимому тиску у шарнірах p : p A k F p t , (6.47) де p – фактичний тиск у шарнірах ланцюга, 1 t N F – колове зусилля, що передається ланцюгом, 1 N – потужність передачі, k – коефіцієнт навантаження, А – площа проекції опорної поверхні шарніра ( b d A – для втулкових і роликових ланцюгів, b d 76 , 0 A – для зубчастих ланцюгів, d – діаметр осі шарніра, b – ширина ланцюга). 508 Запитання для самоконтролю 1. Що називають механічною передачею? 2. Дайте основну класифікацію передач. 3. Якими основними параметрами характеризується передачі? 4. Чим передаточне число відрізняється від передаточного відношення? 5. Напишіть формулу визначення передаточного числа і ККД багатоступінчастої передачі із послідовно з’єднаними ланками. 6. Дайте визначення фрикційної передачі. 7. Які основні переваги і недоліки фрикційних передач? 8. Напишіть формулу Герца – Беляєва і поясніть її призначення.. 9. Дайте визначення пасової передачі і основну класифікацію. 10. Які переваги і недоліки пасових передач? 11. Назвіть основні типи пасових передач за формою поперечного перерізу паса і галузь їх застосування. 12. Поясніть причину виникнення пружного ковзання в пасовій передачі. 13. Як визначити максимальні нормальні напруження в поперечному перерізі паса навантаженої пасової передачі? 14. Що таке тягова здатність пасової передачі? 15. Дайте визначення ланцюгової передачі і основну класифікацію. 16. Які основні переваги і недоліки ланцюгових передач? 17. Назвіть основні типи ланцюгів і галузь їх застосування. 18. Як розраховують ланцюгові передачі? 509 РОЗДІЛ 28 ЗУБЧАСТІ ПЕРЕДАЧІ § 28.1. Загальні відомості Механізм, призначений для передавання (перетворення) обертального руху за допомогою пари зубчастих коліс (колеса і рейки), що перебувають у зачепленні, називають зубчастою передачею. Зубчасті передачі можуть бути із зовнішнім і внутрішнім зачепленням (рис. 6.29, г). Найбільше розповсюджені передачі із зовнішнім зачепленням. Рис. 6.29 510 Переваги зубчастих передач: – широкий діапазон робочих потужностей (до 50 000 кВт і більше) і колових швидкостей (до 30... 150 м/с); – стала величина передаточного відношення (за винятком спеціальних передач із некруглими зубчастими колесами); – компактність, надійність і висока втомна довговічність передачі; – високий ККД ( 99 , 0 ... 96 , 0 ) при високій точності виготовлення та монтажу, низькій шорсткості робочої поверхні зубів і рідкому мастилі; – простота обслуговування та догляду; – порівняно невеликі сили тиску на вали та їх опори. Недоліки зубчастих передач: – обмеженість передаточного відношення (для однієї пари зубчастих коліс 5 , 12 i max , а практично 7 i , лише у відкритих тихохідних передачах невеликої потужності 20 i ); – є джерелом вібрації і шуму, особливо при низькій якості виготовлення і монтажу та значних швидкостях; – при великих перевантаженнях можливе зруйнування, тому що пробуксовування виключено. – відносна складність виготовлення високоточних зубчастих коліс. Зубчасті передачі є найбільш поширеними типами механічних передач і широко застосовуються у будь-якій галузі машинобудування, приладобудування, у транспорті і зв'язку. Їх використовують в автомобілях, тракторах, літаках, верстатах, електролічильниках, годинниках, вимірювальних приладах і т. д. Зубчасті передачі класифікують: а) за конструктивним оформленням: відкриті, що не мають захисного кожуха і масляної ванни; напіввідкриті, які мають захисний 511 кожух; закриті, що мають картер і кришку, яка добре ізолює передачу від зовнішнього середовища (редуктори, коробки передач тощо); б) за коловою швидкістю: тихохідні ( с / м 4 ... 3 max ); середньошвидкісні ( с / м 15 с / м 4 ); високошвидкісні ( с / м 15 ); в) за взаємним розташуванням осей валів: із паралельними осями валів — циліндричні (рис. 6.29, а, б, в, г); із осями валів, що перетинаються,— конічні (рис. 6.29, е, ж); із осями валів, що перехрещуються, — гвинтові, гіпоїдні (рис. 6.29, з). г) за розташуванням зубів на твірній поверхні колеса: прямозубі (рис. 6.29, а, г, е), косозубі (рис. 6.29, б, ж), шевронні (рис. 6.29, в), із криволінійними зубами (рис. 6.29, з). є) за формою профілю зуба: евольвентні, із зачепленням Новикова, циклоїдальні. Для перетворення обертального руху у поступальний або навпаки застосовується рейкова передача (рис. 6.29, д), яка є особливим випадком циліндричної зубчастої передачі. Рейка розглядається як колесо, радіус якого дорівнює нескінченності. Елементи зачеплення двох евольвентних зубчастих коліс. Найбільшого поширення у сучасному машинобудуванні набули зубчасті колеса евольвентного профілю. § 28.2. Елементи теорії зубчастого зачеплення. При обертанні зубчастих коліс неперервне зачеплення із сталим передаточним відношенням можливе тільки в тому разі, якщо профіль зуба окреслений кривою, що підлягає основній теоремі зачеплення. Для збереження сталого передаточного числа необхідно і достатньо, щоб спільна нормаль N N до спряжених профілів зубів у 512 точці їх дотику k завжди перетинала лінію центрів 2 1 O O ( міжосьову відстань a ) у одній і тій же точці P , яку називають полюсом зачеплення. Ця точка ділить лінію центрів у співвідношенні, яке дорівнює передаточному числу (рис. 6.30). Рис. 6.30 Основному закону зачеплення відповідає багато кривих, але практично (крім окремих випадків) зуби коліс профілюють по евольвенті. Евольвентою, або розгорткою, кола називають криву n 2 1 0 А ... А А А (рис. 6.31), яку описує люба точка А прямої NN , що перекочується без ковзання по нерухомому колу діаметра b d в площині кола. Це коло називають основним колом евольвенти n 2 1 0 А ... А А А 513 Рис. 6.31 Профілювання бічної поверхні зубів по евольвенті вперше запропонував знаменитий математик Ейлер у 1754 р. При цьому профіль зуба окреслює дві евольвенти – права і ліва, які можна отримати перекочуванням прямої NN по одному основному колу у протилежних напрямках (рис. 6.31). Очевидно, що із збільшенням діаметра b d основного кола радіуси кривизни евольвенти будуть збільшуватись і при b d евольвента перетвориться на пряму. Для рейки із евольвентним зачепленням профіль зуба має бути прямим. Тому зуби, профіль яких окреслений евольвентою, відносно легко, просто і точно можна нарізати на зуборізних верстатах інструментальною рейкою із прямолінійними ріжучими кромками. 514 На рис. 6.32 показана послідовність контакту точок профілю бічних поверхонь пари спряжених зубів в процесі їх зачеплення. Від початку зачеплення (точка 1 k ) до його кінця (точка n k ) всі точки контакту знаходяться на загальній нормалі NN до профілю бічних поверхонь пари зубів. При цьому положення на лінії центрів 2 1 O O полюса зачеплення P , через який проходить пряма NN , лишається незмінним. Тобто, умови основної теореми зачеплення виконуються. Нормаль NN до спряжених профілів зубів, яка є геометричним місцем їх точок контакту, називають лінією зачеплення. Лінія зачеплення одночасно є лінією тиску спряжених зубів в процесі передачі руху від одного колеса друге. Рис. 6.32 515 Лінія зачеплення утворює із перпендикуляром до лінії центрів 2 1 O O кут , який називається кутом зачеплення. Значення кута зачеплення стандартизовано і складає 20 Евольвентна система зачеплення забезпечує високу міцність зубів, простоту і зручність вимірювання параметрів зачеплення та взаємозамінність зубчастих коліс при різних передаточних відношеннях. Зубчасте колесо із меншою кількістю зубів називають шестернею, а з більшим – колесом. Треба відмітити, що при виготовленні шестерні із мінімальною кількістю зубів, може відбутись підрізання зубів – врізання головки зуба нарізної рейки у ніжку зуба шестерні (рис. 6.33). При цьому значно знижується міцність шестерні. Тому при проектуванні зубчастих передач кількість зубів шестерні приймають не менше ніж 17 z min Рис. 6.33 |