Характер и причины отказов цепных передач
Для приводных цепей характерны следующие основные виды предельных состояний. 1. Изнашивание деталей шарнироввследствие их взаимного поворота под нагрузкой. Приводит к увеличению шага цепи. По мере изнашивания шарниры располагаются все ближе к вершинам зубьев и возникает опасность соскакивания цепи со звездочек. 2. Изнашивание зубьев звездочеквследствие относительного скольжения и схватывания в сопряжении ролик цепи – зуб звездочки. 3. Усталостное разрушение пластин цепей вследствие циклического нагружения. Наблюдают в быстроходных тяжело нагруженных передачах. 4. Ударно-усталостное разрушениетонкостенных деталей – роликов и втулок. Эти отказы обусловлены ударами шарниров о зубья звездочек при входе в зацепление. В правильно спроектированной и эксплуатируемой цепной передаче увеличение шага цепи по мере износа шарниров опережает соответствующие изменения геометрии зубьев звездочек. С этим связаны: нарушение правильности зацепления, недопустимое провисание ведомой ветви цепи, соскакивание со звездочки, задевание за стенки кожуха или картера, а также увеличение вибраций, шума. В результате цепь заменяют, как правило, до наступления усталостных разрушений. Изнашивание зависит от давления р в шарнире и от пути трения S. Для расчетов по критерию износа используют степенную зависимость pmS = const, где показатель т = 3 при нормальной эксплуатации передач с хорошим смазыванием. Нагрузочную способность цепи определяют из условия: среднее давление р в шарнире звена цепи не должно превышать допускаемое [p], МПа в данных условиях эксплуатации: , где Ft – окружная сила, передаваемая цепью, Н; А – площадь проекции опорной поверхности шарнира: для роликовых (втулочных) цепей А = d0B , здесь КЭ – коэффициент эксплуатации (при оптимальном межосевом расстоянии а = (30 ... 50)Р. .
Здесь КД – коэффициент динамичности нагрузки: при равномерной нагрузке КД = 1 (ленточные, цепные конвейеры), при работе с толчками КСМ – коэффициент способа смазывания: при непрерывном смазывании КСМ = 0,8, при регулярном капельном КСМ = 1, при периодическом КСМ = 1,5. КН – коэффициент наклона передачи к горизонту: КН = 1 при ≤450 КРег –коэффициент способа регулирования натяжения цепи: при регулировании положения оси одной из звездочек КРег = 1, при регулировании оттяжными звездочками или нажимными роликами КРег =1,1 для нерегулируемой передачи КРег = 1,25; КР – коэффициент режима работы: при односменной работе КР = 1, при двухсменной, учитывая удвоенный путь трения, КР =3√2=1,25, при трехсменной КР = 3√3 = 1,45; [р] –допускаемое давление в шарнирах цепи (МПа) принимают по опытным данным в зависимости от шага Р цепи и частоты вращения малой звездочки: меньшие значения [р] соответствуют большим частотам вращения n1 и большим шагам Р. Выразив окружную силу Ft через момент Т1на малой звездочке, шаг цепи Р и число зубьев z1,а площадь проекции опорной поверхности шарниров через шаг Р (А = 0,25Р2), получим формулу для предварительного определения шага роликовой (втулочной) цепи (мм):
где ν – коэффициент числа рядов, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по рядам цепи: для однорядной цепи ν = 1, двухрядной ν = 1,7, трехрядной ν = 2,5; Т1–в Нм; [р] – допускаемое давление в шарнирах цепи (МПа) принимают по опытным данным в зависимости от предполагаемого шага P`цепи и частоты вращения малой звездочки. Натяжение цепи. При эксплуатации цепных передач необходимо постоянно контролировать натяжение цепей и расположение в одной плоскости ведущей, ведомой и натяжной звездочек. Натяжение цепи регулируют, перемещая одну из звездочек. Натяжную звездочку располагают как внутри, так и снаружи контура цепи. Натяжение считается нормальным (ГОСТ 13568-97), если при межосевом расстоянии передачи а = 1000 мм стрела провисания ведомой ветви цепи f = 40 мм ± 10 мм при приложении усилия 160Н±10Н. При увеличении или уменьшении а на каждые 100 мм f соответственно увеличивается или уменьшается на 4 мм ± 1 мм. По мере изнашивания шарниров цепь вытягивается, стрела f провисания ведомой ветви увеличивается, что вызывает захлестывание звездочки цепью. Регулирование натяжения цепи осуществляют перемещением вала одной из звездочек, нажимными роликами или оттяжными звездочками. Натяжные устройства должны компенсировать удлинение цепи в пределах двух звеньев, при большей вытяжке два звена цепи удаляют. Натяжение не компенсирует увеличение шага цепи вследствие износа деталей шарниров. Критерии работоспособности. Основными причинами выхода из строя цепных передач являются износ шарниров цепи и зубьев звездочек (при этом цепь удлиняется и нарушается ее зацепление со звездочкой), проворачивание валиков и втулок в местах запрессовки (обусловлено низким качеством изготовления), усталостное разрушение пластин по проушинам и роликов по внутреннему и внешнему диаметрам. Основным критерием работоспособности передачи приводной роликовой цепью является износостойкость шарниров цепи. Расчет заключается в проверке цепи по допускаемому давлению для шарниров. Также долговечность цепи проверяется по допустимому числу входов цепи в зацепление с обеими звездочками. 7.2. Расчет цепных передач Исходные данные (получены из кинематического расчета привода): n1 – частота вращения ведущей звездочки, об/мин; P1– передаваемая мощность, кВт, или – вращающий момент на ведущей звездочке, Н×м; и – передаточное число. 1. Определить число зубьев ведущей и ведомой звездочек. Число зубьев ведущей звездочки принимают нечетным, по возможности простым и с учетом передаточного отношения: при и ≤ 5 z1расч = 29 – 2 и, при и > 5 z1расч =29 – 1,5 и. Принять z1 ≥ z1расч до целого нечетного числа. Минимальное число зубьев звездочки при v ≤ 2 м/с принимают 13…15, при v > 2 м/с 17…19. Следует иметь в виду, что с уменьшением числа зубьев звездочек из-за большого угла поворота шарнира увеличивается неравномерность движения цепи и интенсивность изнашивания шарниров. Число зубьев ведомой звездочки рассчитывается как z2расч = z1и и далее округляется до целого числа z2. Для исключения нарушения зацепления цепи с зубьями звездочки допустимое максимальное число зубьев звездочки рекомендуется принимать не более 120. При работе цепи велика вероятность возникновения поперечных колебаний, что вызывает дополнительные поперечные нагрузки. Поэтому при шаге цепи более 50 мм или высоких скоростях для уменьшения динамических нагрузок и габаритных размеров передачи рекомендуется применять двух- или трехрядные цепи. 2. О пределить передаточное число по выбранным числам зубьев звездочек ирасч = z2 /z1. 3. Провести сравнение uрасч и u: если разница между uрасч и u превышает Рекомендуется принимать u ≤ 6. При малых скоростях движения цепи допускается u ≤ 10. Следует иметь в виду, что с уменьшением передаточного числа плавность работы цепи возрастает. 4. Определить коэффициент эксплуатации Кэ. Кэ = Кд Ка Ксм КнКреж Крег , (7.1) где Кд – коэффициент динамичности, учитывающий характер действующей на цепь внешней нагрузки; Ка – коэффициент межосевого расстояния или длины цепи; Кн – коэффициент наклона передачи к горизонтали; Ксм – коэффициент, учитывающий способ смазывания; Крег – коэффициент, учитывающий способ регулирования передачи; Креж – коэффициент, учитывающий режим или продолжительность работы. Значения коэффициентов приведены в табл. 7.1. 5. Определить ориентировочное значение шага цепи (основная формула проектного расчета передачи).
Таблица 7.1 Значения коэффициентов при расчете цепи по износостойкости шарниров
Окончание табл. 7.1
В зависимости от параметра, заданного в исходных данных (Т1 или N1), необходимый шаг цепи, мм, определяется по формулам 7.1, 7.2 или 7.3: а) при задании Т1 , (7.2) где –вращающий момент на ведущей звездочке; m – коэффициент рядности: для однорядной цепи m =1, для двухрядной m =1,7, для трехрядной m= 2,5. Если число рядов цепи неизвестно, для предварительного расчета разрешается принять m =1; [р] – допускаемое давление в шарнирах, МПа, принять по таблице 7.2. Для однорядных цепей типа ПР можно использовать упрощенную зависимость ; (7.3) б)при задании N1 . (7.4)
Таблица 7.2 Допускаемое давление в шарнирах роликовых цепей
6. Выбрать шаг цепи по ГОСТ 13568-97 нормальной серии с учетом . 7. Определить скорость цепи, м/с: . (7.5)
Таблица 7.3 Приводные роликовые однорядные цепи (ГОСТ 13568-97) (рис. 7.3)
8. Определить окружную силу, Н: . (7.6) 9. Определить давление в шарнирах цепи, МПа: , МПа. (7.7) 10. Провести сравнение р ≤ [р] , где [р] – допускаемое давление в шарнирах цепи выбранного шага (табл. 7.4): · если условие не выполняется, то следует или увеличить шаг цепи и перейти к п. 7, или увеличить число рядов цепи (коэффициент рядности m) и перейти к п. 6; · если условие выполняется, то перейти к следующему пункту расчета.
Таблица 7.4 Допускаемое давление [р] для роликов цепей, МПа
11. Определить межосевое расстояние: а = 40t. 12. Определить число звеньев цепи: . (7.9) 13. Определить длину цепи: L = ω∙ t. (7.10) 14. Определить число входов цепи в зацепление с обеими звездочками (число ударов) за 1 секунду: . (7.11) 15. Провести сравнение n ≤ [n], где [n] – допустимое число ударов, определяемое по табл. 7.5: · если условие не выполняется, то увеличить а и перейти к пункту 12; · если условие выполняется, перейти к следующему пункту.
Таблица 7.5 Допустимое число входов цепи в зацепление с обеими звездочками [n ]
16. Определить диаметры начальных окружностей звездочек: ; . (7.12) 17. Определить диаметры вершин ведущей и ведомой звездочек: ; . (7.13) 18. Определить нагрузку на вал с учетом нагрузки от центробежной силы и веса цепи: Fr = 1,2 Ft. (7.14)
7.3. Конструирование звездочек цепных передач Конструирование звездочек цепных передач отличается от конструирования цилиндрических зубчатых колес лишь зубчатым венцом. Поэтому большинство рекомендаций по конструированию цилиндрических колес распространяется и на конструирование звездочек. · При конструировании следует учитывать некоторые особенности: в приводах с быстроходными двигателями цепную передачу, как правило, устанавливают после редуктора; · Ведомую ветвь цепи рекомендуется располагать внизу во избежание подхватывания ее звеньев зубьями ведущей звездочки; · Для обеспечения достаточного самонатяжения цепи не следует делать угол наклона линии центров к горизонту более 60°. Если угол наклона больше 60°, то применяют оттяжную звездочку на ведомой ветви; · Поскольку цепь в поперечном направлении не обладает гибкостью, то необходимо предусматривать возможность регулировки валов цепной передачи на параллельность, а звездочки должны быть установлены в одной плоскости; · Возможно применение многорядной передачи. · Длина ступицы звездочки lст = (0,8...l,5)dв. Диаметр ступицы · Предельные отклонения размеров зубьев звездочек средней группы точности: диаметра окружности выступов – h12, диаметра окружности впадин –h11, ширины зубьев – h12; для низкой точности соответственно h14, h12, h14. Предельные отклонения диаметра посадочного отверстия ступицы звездочки не ниже H8. · Параметр шероховатости рабочих поверхностей зубьев принимают · Размеры звездочки со ступицей для приводной однорядной цепи приведены на рис. 7.7. · Материал кованых звездочек: сталь 45, сталь 40Х b1= 0,93 bвн – 0,15 мм; b= b1 + 6…8 мм; , где t – шаг цепи; z – число зубьев звездочки. ; где Di = dд – 2r, r – радиус впадин; r = 0,502D + 0,05 мм; ; Зубья звездочек роликовых и втулочных цепей определены ГОСТ 591-69* (см. рис. 7.6), зубчатых – по ГОСТ 13576-81. Основные параметры и расчетные размеры зубьев и венцов звездочек роликовых и втулочных цепей показаны на рис. 7.6, 7.7 и приведены в табл. 7.6. Таблица 7.6 Размеры зубьев и венцов звездочек для приводных роликовых и втулочных цепей
Рис. 7.6. Параметры зубьев звездочек для приводных роликовых и втулочных цепей
Для многорядных цепей расстояние между осями многорядной цепи (А) выбирают согласно таблице 7.7.
Таблица 7.7 Расстояние между осями многорядной цепи (А)
Рис. 7.7. Звездочка со ступицей для приводной однорядной цепи
8.ПЕРЕДАЧИ ВИНТ-ГАЙКА СКОЛЬЖЕНИЯ 8.1. Общие сведения о передачах винт-гайка Передача состоит из винта и гайки (рис. 8.1). Различают передачи скольжения, работающие на движение с трением скольжения, и передачи качения, работающие преимущественно на движение с трением качения. В передачах скольжения используют резьбы различного профиля (рис. 8.1, а). В передачах качения между витками винта и гайки размещены тела качения – шарики (рис. 8.1, б).
Рис. 8.1. Передача винт-гайка Передача винт-гайка служит для преобразования вращательного движения в поступательное. При этом вращение закрепленной от осевых перемещений гайки вызывает поступательное перемещение винта, или вращение закрепленного от осевых перемещений винта приводит к поступательному перемещению гайки. Возможность преобразования поступательного движения во вращательное в силовых передачах вследствие низкого КПД не используют. Основные геометрические параметры: передачи скольжения: наружный диаметр d, средний диаметр d2 и шаг Р резьбы; передачи качения – номинальный диаметр d0,т.е. диаметр расположения центров тел качения, шаг Р резьбы и диаметр Dw тел качения. Достоинства передачи винт-гайка: · возможность создания больших осевых сил, значительный выигрыш в силе (вследствие клинового действия резьбы); · возможность получения медленного поступательного перемещения с высокой точностью; · малые габариты при высокой несущей способности. Недостатками передач скольжения являются повышенные потери на трение, изнашивание и низкий КПД. Передачи качения лишены этих недостатков, но их конструкция сложнее, а стоимость значительно выше. Применение.Передачи винт-гайка применяют в станкостроении (механизмы подачи), авиастроении (механизмы управления), в точных измерительных приборах (механизмы делительных перемещений), в приводах нажимных устройств прокатных станов и др. В качестве ведущего звена в передаче используют как винт, так и гайку. Кинематика передачи.Скорость поступательного перемещения гайки (винта), м/с: , где z – число заходов резьбы; Р – шаг резьбы, мм; п – частота вращения винта (гайки), мин –1. Многозаходные резьбы позволяют получить высокую скорость осевых перемещений исполнительных механизмов. Развиваемая передачей осевая сила Fa (H) связана с вращающим моментом T(Н∙м) зависимостью , где η – КПД передачи. В предварительных расчетах можно принимать: для передачи скольжения η = 0,25 ... 0,35; для передачи качения η = 0,9 ... 0,95. 8.2. Передачи скольжения Достоинствамипередачи винт-гайка скольжения являются плавность и бесшумность работы, простота конструкции и изготовления. Передачи скольжения широко применяют: – для создания больших осевых сил (прессы, нажимные устройства прокатных станов, разрывные машины, домкраты, тиски `и т.п.); – для точных перемещений (измерительные приборы, установочные и регулировочные устройства). Разновидности винтов передачи.Конструктивно винт представляет собой длинный вал с нарезанной резьбой и гладкими участками под опоры, обычно располагаемыми на концах вала. В зависимости от назначения передачи винты бывают: – грузовые, применяемые для создания больших осевых сил. Основное применение имеют резьбы с малыми углами γ наклона боковой рабочей поверхности, характеризуемые малыми потерями на трение: трапецеидальные, γ = 15° (рис. 8.2, а); при большой односторонней нагрузке – упорные, γ = 3° (рис. 8.2, б). В домкратах для большего выигрыша в силе и обеспечения самоторможения применяют однозаходную резьбу с малым углом ψподъема (меньшим приведенного угла трения ψ); – ходовые, применяемые для перемещений в механизмах подачи. Для снижения потерь на трение применяют преимущественно трапецеидальную – установочные, применяемые для точных перемещений и регулировок. Имеют метрическую резьбу.
Рис. 8.2. Резьба трапецеидальная: а – симметричная; б – несимметричная Гайкапередачи скольжения в простейшем случае представляет собой втулку с фланцем для осевого крепления. Для устранения «мертвого» хода вследствие износа резьбы гайки ходовых винтов выполняют в виде двух полугаек, предусматривая возможность их относительногоосевого смещения. Для повышения жесткости и точности позиционирования гайки точных передач выполняют из двух полугаек, которые для устранения осевого зазора смещают (например, под действием силы пружины, с помощью прокладок или резьбовой пары) одну относительно другой в осевом направлении. Материалы винта и гайки должны представлять антифрикционную пару, т.е. быть износостойкими и иметь малый коэффициент трения. Выбор марки материала зависит от назначения передачи, условий работы и способа обработки резьбы. Винты изготовляют из сталей марок 50, 40ХГ, У10 и др. В ответственных передачах для повышения износостойкости применяют закалку винтов до твердости не менее 45HRC с последующим шлифованием резьбы. Гайки ответственных передач изготовляют из оловянных бронз марок БрО10Ф1, БрОбЦбСЗ и др., а в тихоходных слабонагруженных передачах – из антифрикционных чугунов марок АВЧ-1, АКЧ-1 или серого чугуна СЧ20. КПД передачи скольжения.В передаче винт-гайка скольжения возникают потери в резьбе ηР и потери в опорах ηоп:
Потери в опорах зависят от конструкции передачи. Так, для ходовых винтов станков (опоры – подшипники качения) ηоп ≈ 0,98. Потери в резьбе составляют основную часть. В соответствии с общим определением: КПД – отношение полезной работы к затраченной. Представим, что винт нагружен осевой силой Fα – силой тяжести подвешенного к нему груза. Полезная I работа по подъему груза на один ход резьбы за один оборот винта: (Fα zP). Затраченную работу определяет момент ТР сопротивления в резьбе: (ТР2π). В соответствии с формулами из раздела «Резьбовые соединения» имеем: где z – число заходов резьбы; d2 – средний диаметр резьбы; ψ – угол подъема резьбы; φ1 – приведенный угол трения: φ1 = arctg(ƒ/cosy); ƒ– коэффициент трения скольжения (ƒ = 0,1 и ƒ = 0,13 соответственно для бронзовых и чугунных смазываемых гаек); γ – угол наклона рабочей поверхности профиля резьбы КПД многозаходных резьб выше в связи с большим углом ψ подъема резьбы. В общем случае для повышения КПД используют различные средства, понижающие трение в резьбе: материалы с антифрикционными свойствами, тщательную обработку деталей и смазывание поверхностей трения. Расчет передачи винт-гайка скольжения Основным видом отказа передачи винт-гайка скольжения является изнашивание резьбы. Возможный отказ – потеря устойчивости длинных сжатых винтов. При определении размеров передачи исходят из основного критерия работоспособности – износостойкости I резьбы. Для обеспечения необходимой износостойкости ограничивают среднее давление р в резьбе допускаемым давлением [р]изн, МПа: где Fa – осевая сила, действующая на винт, Н; А – площадь рабочей поверхности витка, мм2: А = πd2H1 (рис. 8.3); т – число витков в гайке высотой Н:
Подставив т = H/P и выразив Н = ψH d2 и Н1 = ψh Р, получим формулу для проектировочного расчета передачи винт-гайка скольжения: где ψH = H/d2 – коэффициент высоты гайки; ψH = 1,2 ... 2,5 (большие значения для резьб меньших диаметров); ψh – коэффициент рабочей высоты профиля резьбы: для трапецеидальной резьбы ψh = 0,5; для упорной ψh = 0,75; для метрической ψh = 0,541. Допускаемое давление [р]изм в резьбе для пар: закаленная сталь-бронза Если стержень винта работает на сжатие, то выполняют проверку винта на прочность и отсутствие продольного изгибапо объединенному условию прочности и устойчивости:
где d3 – внутренний диаметр резьбы винта по впадине, мм; [σ]сж – допускаемое напряжение сжатия, МПа; [σ]сж = σT/ST. Здесь σт – предел текучести материала винта; ST = 2 ... 4 – коэффициент безопасности. Коэффициент φ уменьшения допускаемого напряжения для сжатых стержней выбирают в зависимости от гибкости стержня λ: где l – длина нагруженного (неопорного) участка винта, мм; за расчетное принимают крайнее положение гайки, при котором винт подвержен сжатию на максимальной длине. Для винтов, у которых второй опорой служит гайка, i = (2/d3)√J/π – радиус инерции поперечного сечения винта, мм; J – осевой момент инерции сечения винта при наружном диаметре d резьбы:
μ – коэффициент приведения длины, учитывающий способ закрепления концов винта (рис. 8.2): μ = 2 – один конец свободен, другой заделан, (а); μ= 1 – оба конца оперты шарнирно, (б); μ = 0,7 – один конец заделан, другой закреплен шарнирно, (в); μ = 0,5 – оба конца заделаны, (г). Большим значениям λ соответствуют меньшие значения коэффициента φ. Устойчивость винта проверяют также по критической частоте вращения nкр , обусловливаемой собственной частотой колебаний винта. Частота вращения п, мин –1 винта находится в допустимы пределах при выполнении условия где
Здесь χ – коэффициент, зависящий от способа закрепления винта, мм/мин (рис. 8.2); χ= 40×106 – один конец свободен, другой заделан, (а); χ = 120×106 – оба конца оперты шарнирно, (б); χ = 180×106 один конец заделан, другой закреплен шарнирно, (в); χ = 270×106 оба конца заделаны, (г); КВ – коэффициент запаса по частоте вращения, КВ = 0,5 ... 0,8. Устойчивость длинных винтов проверяют по условию Эйлера. Сильно нагруженные винты проверяют на прочность по эквивалентному напряжению σE: где Fa и Т – соответственно продольная сила (Н) и момент (Н-м), скручивающий винт, в проверяемом поперечном сечении; d3 – внутренний диаметр резьбы винта по впадине, мм; [σ]P – допускаемое напряжение, МПа; во избежание местных пластических деформаций принимают: [σ]P = σT/3.
8.3. Передачи винт-гайка качения Передача винт-гайка качения – винтовая пара с промежуточными телами качения: шариками или роликами. Наиболее широко применяют шариковые винтовые передачи (ШВП). В шариковых винтовых передачах на винте и в гайке выполнены винтовые канавки (резьба) криволинейного профиля, служащие дорожками качения для шариков, размещенных между витками винта и гайки. Достоинствашариковинтовой передачи: малые потери на трение, высокая несущая способность при малых габаритах, возможность реализации равномерного поступательного перемещения с высокой точностью, высокое быстродействие, значительный ресурс. ШВП могут быть легко приспособлены для работы с электрическими, гидравлическими и другими приводами. К недостаткамможно отнести сложность конструкции гайки, необходимость высокой точности изготовления и хорошей защиты передачи от загрязнений. Применение.Шариковинтовые передачи применяют в исполнительных механизмах, в следящих системах и в ответственных системах.
9. ФРИКЦИОННЫЕ ПЕРЕДАЧИ Фрикционные передачи – это механизмы, в которых движение передается за счет сил трения. Схемы простейших фрикционных передач приведены на рис. 9.1. Здесь при вращении ведущего кол
Популярное: Модели организации как закрытой, открытой, частично открытой системы: Закрытая система имеет жесткие фиксированные границы, ее действия относительно независимы... Почему человек чувствует себя несчастным?: Для начала определим, что такое несчастье. Несчастьем мы будем считать психологическое состояние... ©2015-2024 megaobuchalka.ru Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав. (689)
|
Почему 1285321 студент выбрали МегаОбучалку... Система поиска информации Мобильная версия сайта Удобная навигация Нет шокирующей рекламы |