Лекции, детали машин.
план-конспект занятия на тему

            ОСНОВНЫЕ     ПОЛОЖЕНИЯ

Детали машин – это дисциплина, изучающая основы расчета и конструирование деталей и узлов машин общего назначения.

Раздел №1: Требования  к  машинам  и  деталям

Машина – это устройство, выполняющее механические движения для преобразования энергии, материалов или информации с целью облегчения  или замены физического и умственного труда.

                          КЛАССИФИКАЦИЯ  МАШИН

1. энергетические машины ( предназначены для преобразования видов энергии: электродвигатели, турбины)

2. информационные машины (предназначены для сбора, хранения, переработки и использования информации)

3. рабочие машины 

1. транспортные (предназначены для перемещения изделий, грузов или людей: автомобили, самолеты)
2. технологические ( предназначены для изменения формы, размеров или внутренних свойств обрабатываемого предмета: станки, термические агрегаты)

В структурном отношении машина представляет собой единый комплекс механизмов, сборочных единиц (узлов) и деталей, обеспечивающих выполнения присущих функций.  

Механизм – это система твердых тел, предназначенная для преобразования движения одного или нескольких тел в требуемые движения других тел.

1. кривошипно-шатунный механизм компрессора
2. кулачковый механизм
3. кривошип- ползунный

Сборочная единица – изделие, составные части которого подлежат соединению между собой на предприятии изготовителе сборочными операциями.

Узел – сборочная единица, которую можно собирать отдельно от других составных частей изделия или изделия в целом, выполняющая  определенную функцию в изделиях одного назначения.

а) подшипник качения

б) муфта упругая

Деталь – часть машины, изготовленная из одноименного на марке и наименованию материала без применения сборочных единиц.

а) вал

б) винт

в) заклепка

г) колесо зубчатое цилиндрическое

              ОСНОВНЫЕ  ТРЕБОВАНИЯ  К  МАШИНАМ

1. производительность
2. точность
3. экономичность
4. технологичность
5. надежность и долговечность
6. удобство и безопасность в обслуживании
7. современный дизайн
8. транспортабельность

При расчетах, конструировании и изготовлении машины должны соблюдать стандарты:

- международные (ISO)

- государственные (ГОСТы)

- отраслевые (ОСТы)

- предприятия (СТП)

Машиностроительные стандарты – документы, содержащие обязательные нормы, правила и требования в сфере проектирования, производства, эксплуатации и ремонта машин.

Наиболее эффективный метод стандартизации унификация – рациональное сокращение числа объектов одинакового функционального назначения, сведение к  min  типоразмеров деталей.

1. прочность  - способность деталей сопротивляться разрушению или эластическому деформированию под действием нагрузок.

Различают статическую (нарушение статической прочности обычно связано с перегрузками) и усталостную (вызываются длительными действиями переменных напряжений) прочность деталей. Повышают прочность за счет рациональной формы    детали,      устранения концентратов  напряжений, применения поверхностного упрочнения.

2. жесткость – способность детали сопротивляться  изменению формы и размеров под нагрузкой.

Жесткость деталей обеспечивает требуемую точность машины. Роль жесткости как критерия работоспособности непрерывно возрастает в связи с повышением быстроходности машин, снижения массы и габаритов деталей.  

3. износостойкость – свойство материалов оказывать сопротивления изнашиванию.

Изнашивание – процесс разрушения  поверхностных слоев при трении, заключающихся в отделении материала  с поверхности детали и приводящий к постепенному изменению размеров, формы и состояния поверхности деталей. 85-90% машин выходит из строя в результате изнашивания!!!

Износ – результат процесса изнашивания.

4. теплостойкость – способность деталей работать в пределах заданных температур в течение установленного срока службы.

С увеличением температуры ухудшаются механические свойства материалов, снижаются вязкость смазочных материалов, увеличивается изнашивание, изменяются зазоры, возрастают динамические нагрузки.

      5. виброустойчивость – способность детали работать в заданном                            диапазоне режимов без недопустимых колебаний.

Вибрации снижают качество работы машин, вызывают дополнительные переменные напряжения в деталях, увеличивают шум. Особенно опасными  являются                         колебания. Виброустойчивость является критерием работоспособности машин, от которых требуется высокая плавность работы и малошумность. Выбор критерия работоспособности производится исходя из условий работы детали, ее конструкции и характера возможного разрушения.

*При конструкции деталей машины выполняют расчеты:

- проектировочный (дополнительный).

По главным критериям работоспособность определяет основные размеры детали.

- проверочный (уточненный).

Под известным размером и форме детали определим из проектировочного расчета или принятым конструктивно, находят и сравнивают их с допускаемыми.

Раздел №3:     Прочность деталей машин при                                              переменных   напряжениях.

Напряжение периодически изменяет свое значение или значение и знак. Напряжение – интенсивность внутренних сил, возможных в детали под действием нагрузки.

        ВИДЫ НАГРУЗКИ  (ПО ХАРАКТЕРУ ИЗМЕНЕНИЯ ВО ВРЕМЕНИ)

1. постоянная  (вызывает постоянные напряжения)
2. переменная (вызывает переменные напряжения)

НО!!! Переменные напряжения могут быть следствием не только                 действия  переменных нагрузок, но и результатом                         изменения положению детали.

                                ЦИКЛЫ НАПРЯЖЕНИЙ

σmin / σmax  = R – называют коэффициентом асимметрии цикла.

R = -1 – для симметричного

R = 0 – для отнулевого

 Разрушение детали при циклическом нагружении называют усталостным. Оно происходит вследствие возникновения и развития макротрещин в зоне концентраций напряжений.  

Способность материала воспринимать многократное действие переменного напряжения от заданной нагрузки без разрушения называют выносливостью.

Опытным путем установлено, что для многих материалов существует такое наибольшее напряжение, при котором материал выдерживает, не разрушаюсь, неограниченное количество циклов нагружения. Это напряжение – предел выносливости.

Предел выносливости обозначается: →при изгибе – σR

                                                               →при кручении – τR

Предел выносливости определяется опытным путем: испытывают образцы при  различных величинах напряжений и находят число циклов N,необходимое для доведения образца до разрушения. По полученным данным в координатах σ- N строят кривую усталости.

При достижении  определенного числа циклов N6, называется базовым, испытания прекращают.

Для отнулевого цикла σR, обозначают как σ0.Для симметричного цикла σR – σ-1.

При заданном значении Nc  по кривой усталости определяется предельное напряжение σс, а при заданном уровне напряжения определяют предельное значение числа циклов.

                         НА ПРОЧНОСТЬ ДЕТАЛИ ВЛИЯЕТ:

- размеры поперечного сечения

- форма поперечного сечения

- качество обработки поверхности

-метод упрочняющей обработки поверхности

Влияние этих факторов при прочностных расчетах учитывают коэффициентом снижения предела выносливости Кσ (Кτ), показывающий во сколько раз предел выносливости реальной детали, имеющей концентраторы напряжений, меньше предела выносливости гладких стандартных образцов.

Работоспособность ряда деталей машин(зубчатых колес, подшипников качения и тд) определяется  контактной прочностью, т.е. прочность их рабочих поверхностей, контактирующих под нагрузкой.

После приложения внешней нагрузки линейный(или точечный) контакт переходит в контакт по малой площадке с высокими значениями контактных напряжений.

Наибольшее контактное напряжение σн определяется по формуле Герца:

где Fr – нормальная нагрузка

b- длина контактной линии

E1,E2,ν1,ν2 – модули упругости и коэффициент Пуассона материалов деталей

ρпр – приведенный радиус кривизны контактирующей поверхности

ρпр = ρ1 ρ2 /(ρ1+ ρ2)

В инженерных расчетах формула Герца преобразовывается в зависимости от конфигурации конкретных деталей и условий их работы.

Раздел №4:    Конструкционные материалы и способы                                    изготовления деталей машин.

ОСНОВНЫМИ МАШИНОСТРОИТЕЛЬНЫМИ МАТЕРИАЛАМИ ЯВЛЯЮТСЯ:

1. стали – сплав на основе железа с  содержанием углерода до 2% и  другими элементами. Свойства сталей улучшают             легированием, т.е. добавлением в сплав вольфрама
2. чугун- содержит углерода более 2%(2%-4%), обладает хорошими литейными и антифрикционными свойствами(малый коэффициент трения)
3. цветные сплавы- сплавы на основе меди(латуни и бронзы), алюминия(силумины, дуралюмины), магния и мягких металлов
4. неметаллические материалы – пластмассы, древесные, резиновые, текстильные и другие.

В современных машинах используют:

1. композиционные материалы – это композиции  из тонких высокопрочных волокон(углерода, бора, стекла) и пластичной основы(матрицы) – металлической, керамической или полимерной. Такое строение материалов обеспечивает высокую надежность при переменном напряжении.

2. порошковые материалы – получают прессованием и последующим спеканием в пресформах  из смесей металлических и неметаллических порошков. Этим материалом можно придать особые свойства, которые не могут быть получены традиционными способами: высокую твердость, пористость, антифрикционность…

СПОСОБЫ ПОЛУЧЕНИЯ ЗАГОТОВОК

-литье

-обработка давлением(ковка, штамповка),(прокатка)

-порошковая металлургия

МЕХАНИЧЕСКИЕ   ПЕРЕДАЧИ  И  ПРИВОДЫ. ОСНОВНЫЕ    КИНЕМАТИЧЕСКИЕ    И СИЛОВЫЕ    СООТНОШЕНИЯ  В  ПЕРЕДАЧАХ.

Каждая машина имеет 3 основные части:

1. передаточный механизм (передача)
2. двигатель
3. исполнительный (рабочий) орган

Устройство для приведения в действие машины называется приводом.

Привод состоит из:

- двигателя

-силовой передачи

-системы управления

Передача – механизм, служащий для передачи движения от двигателя к исполнительному органу, как правило, с преобразованием скорости и изменением вращающегося момента.

Основные функции механических передач:

1. изменение скорости
2. изменение направления движения
3. преобразования вида движения: вращательного в поступательное и наоборот, равномерное в прерывистое
4. приведение в движение одним двигателем нескольких механизмов

           КЛАССИФИКАЦИЯ       ПЕРЕДАЧ

1. по принципу действия

- передача с зацеплением (зубчатые, червячные, цепные)

- передачи трением (фрикционные, ременные)

2. по способу соединения ведущего и ведомого звеньев

-передача непосредственного контакта (зубчатые, червячные, фрикционные)

- передача гибкой связью (цепные, ременные)

В механической передаче звенья, передающие вращающий момент, называются ведущими, а воспринимающие – ведомыми.

Параметры передачи, относящиеся к ведущим звеньям, обозначаются с индексом 1, а к ведомому – с индексом 2.

d1 и d2 – диаметры ведущего и ведомого звеньев;

ω1,T1;ω2,T2 – угловые скорости и вращающие моменты на ведущем и ведомом валах.

Вращающийся момент на ведущем валу T1  является моментом движущихся сил, его направление совпадает с направлением вращения вала. Момент на ведомом валу T2 является моментом сил сопротивления, поэтому  его направление противоположно направлению  вращения вала.

Отношение  угловых  скоростей  называется  передаточным числом

                         ω1 /ω2 = u     (u >1)

        ХАРАКТЕРИСТИКИ   МЕХАНИЧЕСКИХ     ПЕРЕДАЧ

                                        ( основные)

1. мощность на выходном валу P2
2. быстроходность – угловая скорость выходного вала ω2  или его частота вращения n2
3. передаточное число u

Передачу, понижающую угловую скорость (частоту вращения) называют редуктором, повышающую – мультипликатором.

ω2<ω1

ω2>ω1

           ХАРАКТЕРИСТИКИ   МЕХАНИЧЕСКИХ   ПЕРЕДАЧ

                                      ( дополнительные)

1. механический КПД  передачи

                                                 η = p2/p1

2. окружная скорость ведущего и ведомого звена, м/с 

                                          υ = ωd/2

     3. окружная сила, Н

                                      Ft = P/υ = 2T/d

3. вращающий  момент, Н·м

      Т = Р/ω = Ft·(d/2)   P-Вт; d-м; ω-рад/c

                 МЕХАНИЧЕСКИЕ ПЕРЕДАЧИ БЫВАЮТ:

1.одноступенчатые

2. многоступенчатые

Общее передаточное число многоступенчатой передачи равно произведению частных передаточных чисел отдельных ступеней:

                         uобщ = u1· u2 ·…un

При этом КПД→ ηобщ = η1 · η2 ·…ηn

Если в составе передач находятся другие устройства, где возможна потеря мощности (муфты, подшипники…), то это учитывается при расчете общего КПД.

Раздел №2:   Кинематические  схемы  приводов  машин.

Принципы устройства машин и их приводов, а так же принципы их работы и  анализируют с помощью кинематических схем, на которых представляют в определенной взаимосвязи совокупность кинематических элементов.

                ОБОЗНАЧЕНИЕ  ЭЛЕМЕНТОВ  ПРИВОДА    НА                                  КИНЕМАТИЧЕСКИХ СХЕМАХ

  НАПРИМЕР

Закрытая одноступенчатая цилиндрическая прямозубая передача

Закрытая двухступенчатая прямозубая передача

Клиноременная передача

Закрытая червячная передача (червячный редуктор)

Привод ленточного транспортера

     ОСНОВЫ    РАСЧЕТА    ЗУБЧАТЫХ    И                              ЧЕРВЯЧНЫХ ПЕРЕДАЧ.

          Силы в зацеплении прямозубых колес.

Силы взаимодействия зубьев определяют в полюсе зацепления р. Распределенную  по контактной площадке нагрузку заменяют равнодействующей Fn, направленной по линии зацепления N-N. Для расчетов валов  и опор  силу Fn раскладывают на составляющие  окружную Ft и радиальную Fr.

окружная сила   Ft = Fn·cosαw, где αw = 20˚ угол зацепления.

Ft = 2T2/d2 = 2T1/d1   T1 и T2-вращающие моменты на шестерне и          колесе, Н·м

На  ведомом колесе направление окружной силы Ft совпадает с направлением вращения, на ведущем – противоположно ему.

      СИЛЫ   В   ЗАЦЕПЛЕНИИ    КОСОЗУБЫХ      КОЛЕС.

В косозубой передаче нормальная сила Fn составляет угол β с торцом колеса. Разложим Fn на составляющие. В нормальной плоскости силу Fn раскладывают на окружную Ft  и радиальную Fr.

В результате получаем силы:

- окружную Ft

- радиальную Fr

- осевую Fa

окружная сила Ft = 2T2/d2 = 2T1/d1

радиальная сила Fr = Ft·tgαw/cosβ

осевая сила Fa = Ft·tgβ

   СИЛЫ   В   ЗАЦЕПЛЕНИИ   КОНИЧЕСКИХ   КОЛЕС.

 Силу Fn считают приложенной перпендикулярно поверхности зуба на среднем делительном диаметре. При известном вращающем моменте Т1 определяют окружную силу Ft на среднем делительном диаметре шестерни d1, а затем другие составляют радиальную силу Fr и осевую Fa.

окружная сила Ft = 2T1/d1 = 2T2/d2

радиальная сила на шестерне          Fr1 = Ft·tgαw·cosδ1

осевая сила на шестерне                    Fa1 = Ft·tgαw ·sinδ1

силы на колесе Fr2 = Fa1, Fa2 = Fr1

                СИЛЫ   В   ЧЕРВЯЧНОМ   ЗАЦЕПЛЕНИИ

Окружная сила на колесе Ft2 равна осевой силе на червяке Fa1:

Fa1 = Ft2 = 2T2/d2

Окружная сила на червяке Ft1 равна осевой силе на колесе Fa2:

Ft1 = Fa2 = 2T1/d1

Радиальная сила на червяке Fr1 равна радиальной силе на колесе Fr2:

Fr1 = Fr2 = Ft2·tgα

Раздел №2:  Виды  разрушений и  критерии  работоспособности зубчатых  и  червячных  передач.

Проходя при работе зону зацепления, зубья подвергаются циклическому нагружению. При этом на контактирующих поверхностях зубьев действует нормальная сила Fn и   сила трения F.

Напряжения, возникающие в зоне контакта зубьев σн и у их основания σF, изменяются во времени по прерывистому отнулевому циклу.

Повторно-переменные напряжения являются причиной усталостного разрушения зубьев или выкрашивания рабочих поверхностей. Скольжение и силы трения в зацеплении вызывают изнашивание и заедание зубьев.

                     ВИДЫ   РАЗРУШЕНИЙ   ЗУБЬЕВ.

Характер разрушения зубьев зубчатых колес зависит от условий работы передачи.

1. усталостное выкрашивание поверхностных слоев зубьев (закрытые хорошо смазываемые передачи)

 Выкрашивание начинается вблизи полюсной линии. Выкрашивание является следствием действия повторно-переменных контактных напряжений σн.

2. поломка зубьев                                       (высоконагруженные мелкомодульные передачи)

Прямые зубья разрушаются по сечению у основания зуба, косые-по наклонному сечению. Поломка является следствием действия повторно-переменных напряжений изгиба  σF или перегрузки.

3. абразивное изнашивание боковой поверхности зубьев         (открытые передачи) 

Первоначальный профиль зубьев искажается, уменьшается поперечное сечение зубьев. Абразивное изнашивание происходит при попадании в зацепление абразивных частиц, продуктов изнашивания и т.п.

4. заедание поверхности зубьев (высоконагруженные передачи при больших удельных нагрузках)

В результате высокого давления происходит разрыв масляной пленки. Частицы материала одного зуба привариваются к другому зубу. Приварившиеся частицы материала образуют наросты, которые повреждают поверхности зубьев.

Раздел №3: Основы расчета на прочность.

проектный (геометрические размеры)

проверочный σ ≤ [σ] – напряжение

                    [S] = 1.2-2.5- допускаемый запас прочности

                     S≥[S]

КРИТЕРИИ   РАБОТОСПОСОБНОСТИ   ЗАКРЫТЫХ            ЗУБЧАТЫХ   И   ЧЕРВЯЧНЫХ   ПЕРЕДАЧ.

         Основные критерии работоспособности зубьев:

1. контактная прочность (контактная выносливость)-это способность контактирующих поверхностей зубьев воспринимать действия переменных напряжений без появления усталостного выкрашивания зубьев.

2. прочность при изгибе (выносливость при изгибе)- способность зубьев воспринимать действия переменных напряжений без усталостной поломки зубьев.

Усталостное выкрашивание зубьев предупреждают  расчетом на усталостную прочность по контактирующим напряжениям.

Усталостную поломку зубьев предупреждают расчетом на прочность по напряжениям изгиба.

РАСЧЕТ  НА  ПРОЧНОСТЬ  ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ  ПЕРЕДАЧ.

Контакт зубьев рассматривают в полюсе зацепления Р как контакт двух цилиндров с радиусами ρ1 и ρ2, равными радиусами кривизны эвольвенты в полюсе зацепления.

Наибольшее контактное напряжение в зоне зацепления при линейном контакте определяют по формуле Герца. Для стальных колес с коэффициентом Пуассона θ =0.3 имеет вид:                                        σн = 0.418√qЕпр/Рпр              q – нормальная нагрузка на единицу длины контактных линий.

Епр – приведенный модуль упругости материала колес

Рпр – приведенный радиус кривизны зубьев

Вводя в эту формулу коэффициенты, учитывающие:

- геометрические передачи;

- свойства материала колес;

- неравномерность и динамичность нагрузки;

получают формулу для определения главного параметра зубчатой передачи – межосевого расстояния аw.

          аw = Ка(U+1)³√KнТ1/ψbaU[σ]²н    

Кн – коэффициент нагрузки (учитывает условия нагружения)

Т1 – вращающий момент на шестерне, Н·м

[σ]н – допуск контактных напряжений, Н/мм²

ψbа – коэффициент ширины венца колеса

Ка – коэффициент межосевого расстояния, (Н/мм²)⅓

Эту формулу используют для проектировочного расчета закрытых цилиндрических передач со стальными колесами.

После уточнения межосевого расстояния по ГОСТ выполняют проверочный расчет передачи:

σн = Zσ /aw√KнT1(U+1)³/b2U ≤ [σ]н  

Zσ – коэффициент различный для косозубых и прямозубых передач

b2 – ширина зубчатого венца колеса, мм

Величину [σ]н определяют по пределу контактной выносливости [σ]нlim с учетом влияния на контактную прочность:

- ресурса передачи;

- шероховатости поверхности зубьев;

- быстроходности передачи;

- запаса прочности.

Контактная прочность зубьев зависит от материала колес и габаритных размеров передачи и не зависит  от модуля или числа зубьев в отдельности!!!!

Для обеспечения контактной прочности при определенном межосевом расстоянии модуль и число зубьев могут иметь различные значения с соблюдением условия:  

                          m(Z1+Z2)/2 = aw

Расчет зубчатых передач на прочность при изгибе проводят на проверочный. Зуб рассматривают как консольную балку, нагруженную сосредоточенной силой Fn, Fn = Ft/cosα. Силу Fn переносят по линии зацепления до оси зуба и полученную точку О принимают за вершину параболы, которая определяет контур балки ровного сопротивления изгибу. Точки А и В касания ветвей параболы и профиля зуба определяют положение опасного сечения. При определении нормального напряжения а опасном сечении используют формулы сопротивления материалов с учетом концентрации напряжений. вызванной особой формой зубьев.

Условия прочности по напряжениям изгиба:

σF =( KFFt/bm)YFS ≤[σ]F

KF – коэффициент нагрузки

YFS – коэффициент, учитывающий форму зуба

[σ]F – допускаемые напряжения изгиба

Величину [σ]F определяют по пределу выносливости при изгибе [σ]Flim с учетом влияния на прочность:

- ресурса передачи;

- шероховатость поверхности впадин между зубьями;

- реверсивности передачи и запаса прочности.

Расчет на прочность конических и червячных передач.

Исходные положения для расчета на прочность конических и червячных передач аналогичны применяемых при расчетах цилиндрических передач. Для червячной передачи дополнительно проводят тепловой расчет, т.к их работа сопровождается выделением большого количества теплоты. При недостаточном отводе тепла смазочные свойства масла ухудшаются, возникает опасность заедания и преждевременного выхода передачи из строя.

Раздел №4: Тепловой расчет червячной передачи.

Тепловой расчет производят только для червячной передачи, т.к. из-за высоких скоростей скольжения в зацеплении выделяется большое количество тепла. Тепловой расчет производится на основе теплового баланса, т.е равенства тепловыделения Qв и теплоотдачи Qо.

Тепловой поток червячной передачи в одну секунду, Вт:

Qв = 10³(1-η)Р ,где

η – КПД червячной передачи

                                          Р – мощность на червяке, кВт

Тепловой поток наружной поверхности корпуса редуктора в одну секунду, Вт (мощность теплоотдачи, Qо):

                    Qо = Кт·(tм-tв)·А·(1+λ)  ,где

А – площадь поверхности корпуса, омываемая внутри  маслом или его брызгами, а с наружи воздух, м²

λ – коэффициент, учитывающий отвод тепла днища редуктора в основании.

tм – температура масла в корпусе передачи, ºС

tв – температура воздуха вне корпуса, ºС

Кт – коэффициент теплопередачи

По условию теплового баланса Qв = Qо

              10³(1-η)Р1 = Кт(tм-tв)А(1+λ)

Отсюда температура масла в корпусе червячной передачи

             tм = tв + 10³(1-η)Р1/ Кт А(1+λ) ≤ [t]м

При расчетах принимают [t]м = 95..110ºС

Если tм >[t]м , то увеличивают поверхность охлаждения (площадь А), предусмотрев оребрение корпуса (или применяют искусственное охлаждение).

                ЦЕПНЫЕ   ПЕРЕДАЧИ

Раздел №1: Конструктивные особенности                                                            цепных передач.

Цепная передача – это передача  зацеплением с гибкой связью. Она состоит из ведущей и ведомой звездочек, огибаемых цепью.

Условное обозначение цепных передач на кинематических схемах:

                  ДОСТОИНСТВА ЦЕПНЫХ ПЕРЕДАЧ

- могут приводить в движение одной цепью несколько валов

по сравнению с зубчатыми передачами

- возможность передачи движения на большие расстояния (до 8 м)

по сравнению с ременными передачами

- более компактны

- передают большие мощности

- меньшая радиальная нагрузка на валы

- обеспечивают постоянство передаточного числа

               НЕДОСТАТКИ ЦЕПНЫХ ПЕРЕДАЧ

- значительный шум при работе

- плохо работают на больших скоростях

- быстрое изнашивание шарниров цепи

 - удлинение цепи при изнашивании и сход ее со звездочек.

           ОБЛАСТИ ПРИМЕНЕНИЯ ЦЕПНЫХ ПЕРЕДАЧ

Цепные передачи применяются в станках транспортных, сельскохозяйственных и других машинах для передачи движения между параллельными валами на значительные расстояния, когда применение зубчатых передач нецелесообразно, а ременных невозможно.

Цепи цепных передач называются приводными.

                           ТИПЫ ПРИВОДНЫХ ЦЕПЕЙ

Цепи бывают:

1. роликовые

t – шаг цепи

Цепь состоит из наружных и внутренних звеньев. Наружное звено собрано из двух наружных пластин и валиков, запрессованных в их отверстиях. Внутреннее звено состоит из двух внутренних пластин и втулок, неподвижно закрепленных в отверстиях внутренних пластин. На втулке свободно надеты закаленные ролики. Наружные и внутренние звенья в сборе образуют цилиндр. Ролики, перекатываясь по зубьям звездочек, уменьшают их изнашивание. Роликовые цепи применяют при скоростях до 15 м /с.

2. втулочные

Втулочные цепи не имеют роликов, поэтому они дешевле и легче роликовых, но износостойкость их ниже. Втулочные цепи применяют в неответственных передачах при скоростях ≤ 1 м /с

Роликовые и втулочные цепи  могут быть:

       однорядными                                            многорядными

Применение  многорядных цепей значительно уменьшает габариты передачи в плоскости, перпендикулярным осям.

Пример обозначения приводных цепей по ГОСТ 13568-97.

ПР - 25,4 - 60 – однорядная приводная роликовая цепь с шагом                                25,4  мм и разрушающей силой 60 кН.

2ПР – 25,4 – 114 – двухрядная приводная роликовая цепь с шагом                                      25,4  мм и разрушающей силой 114 кН.

Для высокоскоростных  передач большой мощности применяют зубчатые передачи.

Звенья цепи состоят из набора шарниро соединенных между собой двузубых пластин. Рабочие грани пластин расположены под углом 60˚

Число пластин определяет ширина цепи В, которая зависит от передаваемой мощности. Зубчатые цепи к настоящему времени вытеснены более технологическими и дешевыми роликовыми цепями.

              ОСНОВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ ЦЕПНЫХ ПЕРЕДАЧ.

Частоты вращения звездочек и скорость цепи ограничивают:

- сила удара в зацеплении

- износ шарниров

-шум передачи

Скорость цепи обычно составляет до 15 м/c, но при эффектном смазывании может достигать до 35 м/c.

средняя скорость цепи: υ = z1n1t / 60000

z1 – число зубьев малой звездочки

n1 – часта ее вращения

t – шаг цепи

Передаточное число цепной передачи определяется из условий равенства средней скорости цепи υ на звездочках:

υ = z1n1t = z2n2t       →   U = n1 /n2 = z2 /z1

z2 – число зубьев большой звездочки

n2 – частота ее вращения

Передаточное число ограничивают:

- габариты передачи

- диаметр большой звездочки

- угол обхвата цепью малой звездочки

 обычно U≤7

Числа зубьев звездочек ограничивают:

- износом шарниров

- динамическими нагрузками

- шумом передачи

Чем меньше число зубьев, тем больше износ шарниров.

Число зубьев малой звездочки принимают z1 = 29 -2U , при низких частотах вращения допускается z1min=13

Число зубьев большой звездочки z2 = z1U

По мере изнашивания шаг цепи увеличивается, и ее шарниры поднимаются по профилю зуба звездочки на больший диаметр, что может привести к соскакиванию цепи. Поэтому число зубьев большой звездочки ограничивают: z2max = 120.

Звездочки цепной передачи отличаются от зубчатых колес профилем зубьев, размеры и форма которых зависит от типа цепи.

Шаг звездочки  равен шагу цепи. Шаг t звездочки измеряют по хорде делительной окружности.

Делительная окружность звездочек проходит через центры шарниров цепи : d = t /sin(180˚/z)

Оптимальное межосевое расстояние передачи определяется из условия долговечности цепи: а = (30…50)t

Длину цепи определяют по аналогии с длиной ремня

.

Число  звеньев цепи W предварительно определяется по формуле:

W = 2a /t + ( z1 +z2 )/ 2 + ( z2 – z1 /2π )² · t /a

Чтобы не применять переходное звено для соединительных концов цепи, расчетное значение числа звеньев, W округляют до ближайшего целого четного числа. После окончательного выбора числа звеньев уточняют межосевое расстояние, ограничивая аmax =80 t

                 МАТЕРИАЛЫ ДЛЯ ЦЕПЕЙ И ЗВЕЗДОЧЕК

Материал цепей и звездочек должен быть износостойким и выдерживать циклические и ударные нагрузки. Звездочки изготавливают из сталей 50,40 Х и других марок с последующей закалкой. Пластины цепей изготавливают из сталей 50,40 Х и других с последующей закалкой до твердости 40 . . 50 НRC. Оси, втулки и ролики изготавливают из цементируемых сталей 20,15 Х и других  с закалкой до твердости 56. . . 65 HRC. В быстроходных передачах для снижения шума и изнашивания цепи зубчатый венец звездочек изготавливается из армированных пластмасс.

Раздел №2:   Силы в цепной передачи.

                           СИЛЫ В ВЕТВЯХ ЦЕПИ.

1. окружная сила, передаваемая цепью

                           Ft = 2T /d

2. предварительное натяжение цепи                                                     (от провисания ведомой ветви)

                       Fo = K · q · a ·g

К – коэффициент провисания цепи

q -  масса 1 метра цепи

3. натяжение цепи от центробежной силы

                               Fυ = q · υ²

4. натяжение ведущей ветви цепи работающей передачи

                         F1 = Ft + Fo + Fυ

5. натяжение ведомой ветви цепи равно большему из натяжений

                          при     Fo > Fυ               F2 = Fo

                          при    Fυ > Fo                F2 = Fυ

                           НАГРУЗКА НА ВАЛЫ ЗВЕЗДОЧЕК.

Так как шарнир сбегающего звена цепи упирается в зуб, то сила F2  не передается на звенья, расположенные на звездочке.

Цепь действует на валы звездочки с силой Fn.

                                 Fn = Kb·Ft +2Fo

 К – коэффициент нагрузки вала, учитывающий влияние провисания цепи f  в зависимости от наклона межосевой линии к горизонту θ и динамичности нагрузки.

КРИТЕРИИ РАБОТОСПОСОБНОСТИ И РАСЧЕТ                                     ЦЕПНЫХ ПЕРЕДАЧ

Основным критерием работоспособности приводных цепей является износостойкость их шарниров.

Нагрузочная способность цепи прямо пропорционально давлению в шарнирах.

Долговечность цепи обратно пропорциональна  давлению в шарнирах.

Нагрузочная способность  цепи определяется из условия : среднее расчетное давление в шарнире звена цепи  р при работе передачи не должно превышать допускаемого[ р].

р ≤ [ р ]

Величина [ р ] приведена в справочниках и установлена для типовой передачи  с– ресурсом 3000 5000 часов.

Расчетное давление в шарнирах :                                                                  р = Ft Kэ / A

Ft – окружная сила, передаваемая цепью , Н

A – площадь проекции опорной поверхности шарнира, зависящая от шага цепи и ее конструкции, мм²

Кэ – коэффициент эксплуатации, который учитывает:

- динамичность нагрузки

- способ смазывания

- наклон межосевой линии передачи к горизонту

- сменность работы и др.

Величины Кэ  приведены в справочной литературе.

Для определения значения А производят предварительный проектировочный расчет  при котором ориентировочно выбирают  значение шага цепи t, мм.

                            t = 4,5 ³√T1

T1 – вращающий момент на малой звездочке, Нм

Найденное значение шага t согласуют со стандартным и по справочным данным определяется площадь проекции опорной поверхности шарнира А для выбранной цепи. Долговечность втулочных и роликовых цепей, подобранных по критерию износостойкости  составляет  обычно 8 . . 10 тысяч часов.