|
|
|
содержание .. 9 10 11 12 ..
8 7
8 6
σ
2
= F
2
/A = F
0
/A – 0,5F
t
/A =
σ
0
–
σ
t
/
2 .
Значением
σ
t
оценивают
тяговую
способность
ременной
пе
-
редачи
.
3.
Напряжение
изгиба
σ
и
возникает
в
ремне
при
огибании
им
шкивов
.
В
местах
набегания
ремня
на
шкивы
и
сбегания
ремня
не
происходит
резких
скачков
напряжений
(
см
.
рис
.
1
3.6),
так
как
радиус
кривизны
ремня
изменяется
постепенно
.
Напряжения
изгиба
σ
и
=
δ
Е
/d,
(
1
3.
1
5)
где
δ
—
толщина
ремня
;
Е
—
модуль
продольной
упругости
материала
ремня
.
Из
формулы
(
1
3.
1
5)
следует
,
что
наибольшее
напряжение
изгиба
в
ремне
возникает
на
малом
шкиве
d
1
(
см
.
рис
.
1
3.6).
Обычно
,
по
соображениям
компактности
передачи
,
стремят
-
ся
принимать
небольшие
значения
d
1
.
Как
видно
,
при
этом
возникают
большие
напряжения
изгиба
σ
и
,
которые
могут
в
несколько
раз
превышать
все
другие
напряжения
.
На
практике
значение
σ
U
1
ограничивают
минимально
до
-
пустимым
для
каждой
толщины
δ
значением
d
1
(
или
отно
-
шением
d
1
/
δ
).
Напряжение
изгиба
,
изменяясь
по
отнулевому
циклу
,
яв
-
ляется
главной
причиной
усталостного
разрушения
ремня
.
На
тяговую
способность
передачи
σ
и
не
влияет
.
4.
Напряжение
от
центробежной
силы
σ
v
σ
v
= F
v
/A
(
1
3.
1
6)
Влияние
σ
v
на
работоспособность
ременной
передачи
при
v
≤
20
м
/
с
несущественно
.
Наибольшее
напряжение
(
см
.
эпюру
на
рис
.
1
3.6)
σ
max
=
σ
и1
+
σ
1
+
σ
v
=
σ
и1
+
σ
0
+
σ
t
/2 +
σ
v
(
1
3.
1
7)
Напряжение
изгиба
обычно
значительно
превышает
все
другие
составляющие
наибольшего
напряжения
.
Максимальное
напряжение
действует
в
поперечном
сече
-
нии
ремня
в
месте
его
набегания
на
малый
шкив
и
сохраняет
свою
величину
на
всей
дуге
покоя
α
n
1
(
см
.
рис
1
3.6).
13.6.
Тяговая способность ременных
передач
Основные
критерии
работоспособности
и
расче
-
та
ременных
передач
:
тяговая
способность
(
прочность
сцепления
ремня
со
шки
-
вом
)
и
долговечность
ремня
(
его
свойство
сопротивляться
усталостному
разрушению
).
Расчет
по
тяговой
способности
является
основным
рас
-
четом
ременных
передач
,
обеспечивающим
требуемую
прочность
ремней
и
передачу
ими
требуемой
нагрузки
.
Расчет
на
долговечность
выполняют
как
проверочный
.
Тяговая
способность
ременной
передачи
обусловлена
сцеплением
ремня
со
шкивами
.
Экспериментально
исследуя
тяговую
способность
,
строят
графики
—
кривые
скольже
-
ния
и
КПД
(
рис
.
1
3.7);
на
их
базе
разработан
метод
расчета
ремен
-
ных
передач
.
Кривые
скольжения
ус
-
танавливают
связь
между
полезной
нагруз
-
кой
—
окружной
силой
(
тягой
)
F
t
и
относитель
-
ным
скольжением
ξ
при
постоянном
предвари
-
тельном
натяжении
F
0
ремня
.
При
построении
графика
по
оси
абсцисс
откладывают
относительную
нагруз
-
ку
,
выраженную
через
коэффициент
тяги
:
,
2
2
0
0
2
1
σ
σ
=
=
+
=
ϕ
t
t
t
F
F
F
F
F
(
1
3.
1
8)
Рис
.
1
3.7.
Кривые
скольжения
и
КПД
8 9
8 8
по
оси
ординат
—
коэффициент
скольжения
ξ
и
КПД
η
передачи
.
При
испытании
постепенно
увеличивают
полез
-
ную
нагрузку
F
t
(
коэффициент
тяги
ϕ
),
сохраняя
постоян
-
ным
предварительное
натяжение
F
1
+ F
2
= 2F
0
,
замеряют
скольжение
и
определяют
КПД
.
При
возрастании
коэффициента
тяги
от
нуля
до
крити
-
ческого
значения
ϕ
0
наблюдается
только
упругое
скольже
-
ние
ремня
по
шкиву
.
В
этой
зоне
упругие
деформации
ремня
приближенно
подчиняются
закону
Гука
,
поэтому
кривая
скольжения
близка
к
прямой
.
При
ϕ
0
окружная
сила
F
t
дос
-
тигает
значения
максимальной
силы
трения
,
дуга
покоя
α
n
1
полностью
исчезает
,
а
дуга
скольжения
α
c
1
распространяет
-
ся
на
весь
угол
обхвата
α
1
(
см
.
рис
.
1
3.5).
КПД
η
передачи
вначале
растет
с
ростом
окружной
силы
вследствие
уменьшения
влияния
потерь
холостого
хода
.
Он
достигает
максимума
в
зоне
критического
значения
ϕ
0
.
При
дальнейшем
увеличении
коэффициента
тяги
от
ϕ
0
до
ϕ
max
работа
передачи
становится
неустойчивой
.
К
упру
-
гому
скольжению
прибавляется
частичное
буксование
,
ко
-
торое
по
мере
увеличения
ϕ
растет
,
вызывая
изнашивание
и
нагрев
ремня
,
резкое
снижение
КПД
передачи
вследствие
увеличения
потерь
на
скольжение
.
При
ϕ
max
наступает
пол
-
ное
буксование
ремня
на
ведущем
шкиве
,
ведомый
шкив
останавливается
.
Согласно
кривой
скольжения
передаваемую
силу
F
t
сле
-
дует
принимать
вблизи
значения
ϕ
0
,
которому
соответству
-
ет
η
max
.
Работу
передачи
при
ϕ
>
ϕ
0
следует
допускать
толь
-
ко
при
кратковременных
перегрузках
,
например
в
период
пуска
.
Значения
ϕ
0
установлены
экспериментально
для
каж
-
дого
типа
ремня
.
Таким
образом
,
кривая
скольжения
отражает
явления
,
происходящие
в
ременной
передаче
,
и
совместно
с
кривой
КПД
характеризует
ее
работу
в
данных
условиях
.
Крите
-
рием
рациональной
работы
ремня
служит
коэффициент
тяги
ϕ
0
,
значение
которого
определяет
допускаемую
окружную
силу
[
F
]
t0
.
Из
формулы
(
1
3.l8):
[
F
]
t0
= 2
ϕ
0
F
0
.
(
1
3.
1
9)
Для
плоских
ремней
ϕ
0
= 0,4...0,5;
для
клиновых
и
поли
-
клиновых
ϕ
0
= 0,7...0,8.
Глава 14.
ЦЕПНЫЕ ПЕРЕДАЧИ
14.1.
Общие
сведения
Цепную
передачу
относят
к
передачам
зацепле
-
нием
с
гибкой
связью
.
Она
состоит
из
ведущей
и
ведомой
звездочек
,
огибаемых
цепью
(
рис
.
1
4.
1
,
а
и
б
).
Достоинства
цепных
передач
.
1
.
По
сравнению
с
зубча
-
тыми
передачами
цепные
передачи
могут
передавать
дви
-
жение
между
валами
при
значительных
межосевых
рассто
-
яниях
(
до
5
м
).
2.
По
сравнению
с
ременными
передачами
:
более
компактны
,
могут
передавать
большие
мощности
,
требуют
значительно
меньшей
силы
предварительного
на
-
тяжения
,
обеспечивают
постоянство
передаточного
числа
(
отсутствуют
скольжение
и
буксование
).
3.
Могут
переда
-
вать
движение
одной
цепью
нескольким
звездочкам
.
Недостатки
.
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
a)
б
)
Рис
.
1
4.
1
.
Цепная
передача
:
а
—
роликовой
цепью
;
б
—
зубчатой
цепью
9
1
9 0
недостаток
ограничивает
применение
цепных
передач
при
больших
скоростях
).
2.
Сравнительно
быстрое
изнашивание
шарниров
цепи
;
необходимость
применения
системы
смазы
-
вания
.
3.
Удлинение
цепи
из
-
за
износа
шарниров
и
сход
ее
со
звездочек
,
что
требует
применения
натяжных
устройств
.
Применение
.
Цепные
передачи
применяют
в
станках
,
промышленных
роботах
,
транспортных
,
сельскохозяйствен
-
ных
и
других
машинах
для
передачи
движения
между
па
-
раллельными
валами
на
значительные
расстояния
,
когда
применение
зубчатых
передач
нецелесообразно
,
а
ременных
невозможно
.
Наибольшее
применение
получили
цепные
передачи
мощ
-
ностью
до
1
20
кВт
при
окружных
скоростях
до
1
5
м
/
с
.
14.2.
Приводные
цепи
Приводная
цепь
—
главный
элемент
цепной
пере
-
дачи
—
состоит
из
соединенных
шарнирами
отдельных
зве
-
ньев
.
Помимо
приводных
бывают
тяговые
и
грузовые
цепи
,
которые
здесь
не
рассматриваются
.
Основные
типы
стандартизованных
приводных
цепей
:
ро
-
ликовые
,
втулочные
и
зубчатые
.
Роликовые
приводные
цепи
.
Состоят
из
двух
рядов
на
-
ружных
и
внутренних
пластин
(
рис
.
1
4. 2).
В
наружные
пла
-
стины
запрессованы
оси
,
пропущенные
через
втулки
,
зап
-
Рис
.
1
4.3.
Приводная
втулочная
двухрядная
цепь
рессованные
,
в
свою
очередь
,
во
внутренние
пластины
.
На
втулки
предварительно
свободно
надеты
закаленные
роли
-
ки
.
При
относительном
повороте
звеньев
ось
проворачива
-
ется
во
втулке
,
образуя
шарнир
скольжения
.
Зацепление
цепи
со
звездочкой
происходит
через
ролик
,
который
,
пово
-
рачиваясь
на
втулке
,
перекатывается
по
зубу
звездочки
.
Такая
конструкция
позволяет
выравнять
давление
зуба
на
втулку
и
уменьшить
изнашивание
как
втулки
,
так
и
зуба
.
Роликовые
цепи
имеют
широкое
распространение
.
Их
применяют
при
скоростях
v
≤
1
5
м
/
с
.
Втулочные
приводные
цепи
по
конструкции
подобны
ро
-
ликовым
,
но
не
имеют
роликов
,
что
удешевляет
цепь
,
уменьшает
ее
массу
,
но
существенно
увеличивает
износ
втулок
цепи
и
зубьев
звездочек
.
Втулочные
цепи
применя
-
ют
в
неответственных
передачах
при
v
≤
1
м
/
с
.
Втулочные
и
роликовые
цепи
изготовляют
однорядными
(
рис
.
1
4.2)
и
многорядными
(
рис
.
1
4.3)
с
числом
рядов
2, 3
и
4.
Многорядная
цепь
с
меньшим
шагом
позволяет
заменить
од
-
норядную
с
большим
шагом
и
тем
самым
уменьшить
диамет
-
ры
звездочек
,
снизить
динамические
нагрузки
в
передаче
.
Пластины
цепи
очерчены
контуром
,
напоминающим
циф
-
ру
8
,
который
обеспечивает
равную
прочность
пластины
во
всех
сечениях
.
Концы
осей
расклепывают
,
поэтому
звенья
цепи
неразъемны
.
Соединение
концов
цепи
при
четном
чис
-
ле
ее
звеньев
производят
соединительным
звеном
1
,
при
нечетном
—
переходным
зве
-
ном
2
(
см
.
рис
.
1
4.2),
которое
менее
прочно
,
чем
основные
.
Поэтому
стремятся
приме
-
нять
цепи
с
четным
числом
звеньев
.
Зубчатые
приводные
цепи
состоят
из
зве
-
ньев
,
составленных
из
набора
пластин
и
шарнирно
соединенных
между
собой
(
рис
.
1
4.4).
Каждая
пластина
имеет
по
два
зуба
и
впадину
между
ними
для
размещения
зуба
звездочки
.
Рис
.
1
4.2.
Приводная
роликовая
однорядная
цепь
:
1
—
соединительное
звено
:
2
—
переходное
звено
9 3
9 2
Число
пластин
определяет
ширина
цепи
В
,
которая
зави
-
сит
от
передаваемой
мощности
.
Рабочими
гранями
являются
плоскости
пластин
,
расположенные
под
углом
60°.
Этими
гранями
каждое
звено
цепи
вклинивается
между
двумя
зубь
-
ями
звездочки
,
имеющими
трапециевидный
профиль
(
см
.
рис
.
1
4.7).
Благодаря
этому
зубчатые
цепи
работают
более
плав
-
но
,
с
малым
шумом
,
лучше
воспринимают
ударную
нагрузку
и
допускают
более
высокие
скорости
.
Однако
по
сравнению
с
другими
зубчатые
цепи
тяжелее
и
дороже
.
Их
применяют
при
скоростях
v
≤
35
м
/
с
.
Для
устранения
бокового
спадания
цепи
со
звездочек
применяют
направляющие
пластины
1
(
см
.
рис
.
1
4. 4),
рас
-
положенные
в
середине
или
по
бокам
цепи
.
Материал
цепей
.
Цепи
должны
быть
износостойкими
и
прочными
.
Пластины
цепей
изготовляют
из
сталей
50, 40
Х
и
др
.
с
закалкой
до
твердости
Н
= 40.. .50 HRC.
Оси
,
втул
-
ки
,
ролики
и
призмы
—
из
цементуемых
сталей
20,
1
5
Х
и
др
.
с
закалкой
до
твердости
Н
= 52...65 HRC.
Шаг
цепи
р
является
основным
параметром
цепной
пере
-
дачи
.
Чем
больше
шаг
,
тем
выше
нагрузочная
способность
цепи
,
но
сильней
удар
звена
о
зуб
в
момент
набегания
на
звездочку
,
меньше
плавность
,
сильнее
шум
,
больше
износ
шарниров
.
При
больших
скоростях
принимают
цепи
с
ма
-
лым
шагом
.
В
быстроходных
передачах
при
больших
мощностях
ре
-
комендуют
цепи
малого
шага
:
зубчатые
большой
ширины
или
роликовые
многорядные
.
Максимальное
значение
шага
цепи
ограничивают
часто
-
той
вращения
малой
звездочки
по
условию
n
1
≤
n
1
max
.
14.3.
Звездочки
Звездочки
цепных
передач
отличаются
от
зубча
-
тых
колес
лишь
профилем
зубьев
,
размеры
и
форма
кото
-
рых
зависят
от
типа
цепи
(
рис
.
1
4.5
и
1
4.6).
Делительная
окружность
звездочек
проходит
через
цент
-
ры
шарниров
цепи
.
Из
треугольника
Оас
(
рис
.
1
4.6)
,
/z)
sin(
1
80
p
d
0
=
(
1
4.
1
)
где
z
—
число
зубьев
звездочки
.
Шаг
р
у
звездочек
измеряют
по
хорде
делительной
ок
-
ружности
(
рис
.
1
4.5
и
1
4.6).
Делительный
диаметр
звездоч
-
ки
для
зубчатых
цепей
больше
ее
наружного
диаметра
.
Рис
.
1
4.4.
Приводная
зубчатая
цепь
А
А
А
-
А
0
Рис
.
1
4.6.
Звездочка
зубчатой
цепи
Рис
.
1
4.5.
Звездочки
роликовой
и
втулочной
цепей
содержание .. 9 10 11 12 ..
|
|
|