/
Автор: Воробьев Н.В.
Теги: инженерное дело техника в целом инженерия машиностроение механика издательство машиностроение
Год: 1968
Текст
Н.В.ВОРОБЬЕВ
ЦЕПНЫЕ
ПЕРЕДАЧИ
Н. В. Воробьев
д-р техн наук, проф.
ЦЕПНЫЕ
ПЕРЕДАЧИ
Издание четвертое,
исправленное и дополненное
ИЗДАТЕЛЬСТВО
„МАШИНОСТРОЕНИЕ"
Поста f 9 6Ь
УДК 62—585.9 621.855
3—13—3
274—68
Воробьев Н. В., Венные передачи,
Изд 4-е, «Машиностроение». 1968. 252 стр
В книге рассмотрен комплекс основных вопросов,
касающихся конструкции, изготовления, испытания,
обслуживания, теории и расчета цепных передач.
Обобщен опыт построения цепных передач, изложена
теория цепного зацепления, приведены кинематика,
динамика и расчет цепных передач на износ и уста-
лостную прочность
Таблиц 34, иллюстраций 132, библиографий 66.
ПРЕДИСЛОВИЕ
После третьего издания книги прошло шесть лет. За это время
значение цепных передач в народном хозяйстве значительно воз-
росло Ими оборудованы примерно 7 млн. различных машин,
механизмов и станков. Количество изготовляемых цепей всех ви-
дов достигает приблизительно 150 млн. пог. м в год (из них около
40% приводных пластинчатых цепей).
В переиздаваемой книге отражен современный уровень
науки и техники и она может служить руководством при проек-
тировании, изготовлении, обслуживании и испытании цепных
передач.
Стремление повысить качество цепей и обеспечить цепным пере-
дачам надлежащее место в современном машиностроении потре-
бовало проведения теоретических и экспериментальных научно-
исследовательских работ. Научная работа шла в направлении
повышения работоспособности цепей, совершенствования цепных
передач путем увеличения скоростей движения, применения новых
материалов (пластмасс), улучшения зацепления.
Автор сделал попытку обобщить то новое, что появилось в про-
мышленности по цепям и цепным передачам за истекшие годы.
Особое внимание обращено на пополнение книги эксперименталь-
ными данными и совершенствование ранее разработанных методов
расчета передач, а также на создание основ расчета приводных
цепей на статическую и усталостную прочность.
В сравнении с третьим изданием книга пополнена двумя но-
выми главами, в которых дано описание конструкций испыта-
тельных стендов и приведены результаты экспериментальных ис-
следований работоспособности цепей отечественного и зарубеж-
ного производства, выполненных в лаборатории кафедры деталей
машин Ижевского механического института.
3
В целях облегчения понимания теоретических положений,
обеспечения надлежащей точности и быстроты выполнения вы-
числений книга снабжена примерами расчета.
Все замечания и пожелания по содержанию книги просьба
направлять по адресу: Москва, Б-66, 1-й Басманный переулок, 3,
издательство «Машиностроение».
Г лава 1
ОСНОВНЫЕ ДАННЫЕ О ЦЕПНЫХ ПЕРЕДАЧАХ
РАЗВИТИЕ ЦЕПНЫХ ПЕРЕДАЧ
Цепные передачи широко применяют в станках, дорожных и
подъемно-транспортных машинах, буровом оборудовании и осо-
бенно широко в сельскохозяйственных машинах. С ростом при-
менения цепных передач развилось и производство цепей.
Техника изготовления цепей достигла высокого уровня. По-
явление зубчатых цепей с шарнирами трения качения явилось
важным событием в развитии цепных передач. Обладая значи-
тельно более высокой износостойкостью, они стали вытеснять зуб-
чатые цепи старой конструкции.
Одновременно с широким применением зубчатых цепей со-
вершенствовали втулочно-роликовые цепи и их зацепление с зубь-
ями звездочек. Значительным тормозом в развитии и распростра-
нении передач с втулочно-роликовыми цепями являлся существо-
вавший долгое время неверный вгляд на цепное зацепление. До
1915 г. на него совершенно неправильно распространяли законы
цевочного зацепления; получаемая вследствие этого неправиль-
ная форма зубьев не допускала нормальной работы передачи при
высоких скоростях движения цепи.
Только с усовершенствованием цепною зацепления втулочно-
роликовые цепи нашли широкое распространение.
Высококачественные многорядные втулочно-роликовые цепи
стали применять в мощных передачах. Теперь как зубчатые,
так и втулочно-роликовые цепи с успехом применяют в мощных
передачах при высоких скоростях движения, доходящих до 10—
15 м!сек, а иногда и более. Несколько лет тому назад были выпол-
нены в виде опыта цепные передачи, в которых скорость дви-
жения цепи доходила до 20—30 м1сек; Проведенные испытания
таких высокоскоростных передач дали положительные результаты.
Благодаря имеющимся достижениям в производстве цепей стало
возможным осуществление передач мощностью до 5000 л. с. Мно-
гие мощные цепные передачи работают длительное время, не по-
лучая большого износа.
Производство цепей и применение цепных передач в Советском
Союзе стало развиваться только за последние 40 лет, достиг-
нув к 1967 г. значительных, результатов. К настоящему времени
5
заводами СССР освоены все основные типы приводных цепей
и накоплен необходимый опыт в построении цепных передач.
Применение для изготовления деталей цепей высококачествен-
ных сталей, совершенных методов механической и термической
обработки, а также автоматизация сборки звеньев и цепи в целом
обеспечивают получение приводных цепей с высокой точностью
и требуемой надежностью в работе. Теперь нередко их долговеч-
ность от 10 до 15 тыс. ч является обычным периодом эксплуатации
цепных передач 151 ].
Основной задачей промышленности в деле развития цепных
передач является дальнейшее повышение качества изготовления
цепей и освоение рационального метода расчета.
СВОЙСТВА ЦЕПНЫХ ПЕРЕДАЧ
Характерной особенностью цепных передач является то, что
приводным (передаточным) органом служит гибкий элемент —
цепь. По этому признаку они наряду с ременными и канатными
Рис. 1. Передача с трехрядной вту-
лочно-роликовой цепью в приводе
к рудничному вентилятору, уста-
новленная вместо канатной передачи
передачами принадлежат к группе
передач с гибкой бесконечной
нитью.
Основным свойством цепных
передач является возможность пе-
редачи движения от одного вала
к другому параллельному валу
при соблюдении постоянства пе-
редаточного отношения (среднего)
независимо от положения валов и
расстояния между ними. Однако
цепные передачи нецелесообраз-
но применять при расстояниях
между валами более 5 м. Допу-
ская небольшое расстояние между
валами при достаточно большом
передаточном числе, цепные пере-
дачи позволяют сделать установку чрезвычайно компактной. Ил-
люстрацией этого достоинства цепных передач может служить
передача от электродвигателя к рудничному вентилятору, уста-
новленная вместо ранее существовавшей канатной передачи
(рис. 1). Как видно на рисунке, цепная передача / почти вписы-
вается в габарит одного канатного шкива 2.
По габаритным размерам цепные передачи значительно выгод-
нее ременных передач. Если сравнить, цепную, клиноременную
и плоскоременную передачи, спроектированные по общепринятым
нормам для передачи мощности 25 л. с. при 1000 об1мин ведущей
звездочки и шкивов, то цепная передача по габаритному размеру
вместе с ограждением оказывается почти в 2 раза меньше клино-
6
ременной и в 3 раза меньше плоскоременной передач. В цепной
передаче отсутствует проскальзывание, а благодаря имеющемуся
сцеплению цепи с зубьями звездочек, цепь не нуждается в большом
предварительном натяжении. Возникающее в холостой ветви цепи
небольшое натяжение от провисания под действием собственного
веса бывает вполне достаточным для создания нормальных усло-
вий зацепления. Поэтому в цепных передачах давление в опо-
рах валов по сравнению с ременными передачами значительно
меньше.
В эксплуатационном отношении важным достоинством цепной
передачи является возможность легкого и быстрого соединения
и разъединения цепи. Для нормальной работы цепной передачи
необходимы тщательный монтаж и систематическое наблюдение за
состоянием цепи и ее смазкой. Смазывание цепи является обяза-
тельным условием исправной работы всякой цепной передачи.
11ри необходимости соблюсти постоянное передаточное отноше-
ние или в случае наличия весьма значительных нагрузок при
малых скоростях цепные передачи оказываются более рациональ-
ными, чем клиноременные. При стесненных габаритах и колеба-
нии нагрузки в широких пределах они также оказываются наи-
более удобными. Примером может служить применение цепных
передач в сельскохозяйственных машинах и мотоциклах. Во мно-
гих случаях использование цепных передач упрощает схему меха-
низма. Особенно они удобны в случае передачи движения от од-
ного ведущего вала одновременно на несколько ведомых валов
с использованием одной цепи (рис. 2, а) Пример целесообразной
передачи движения двухрядными втулочно-роликовыми цепями
от одного ведущего вала одновременно на несколько ведомых валов
показан на рис. 2, б. В этом случае цепные передачи обеспечивают
синхронность работы и контрротацию размолочных валков.
Цепные передачи как с втулочно-роликовыми, так и зубчатыми
цепями могут работать плавно при довольно высоких скоростях.
Благодаря этому очень часто их ставят непосредственно к двига-
телю. Следует отметить, что цепные передачи имеют довольно вы-
сокий к. п. д. Известно немало случаев, когда мощные цепные пере-
дачи, как более экономичные, устанавливали на электрические
станции для передачи энергии с одного вала на другой.
Цепные передачи большой мощности осуществляются также
и с применением многорядных втулочно-роликовых цепей (рис. 3)
Недостатками цепных передач являются неравномерность хода,
шум и износ. Однако неравномерность хода в ряде случаев не ока-
зывает на работу передачи существенного влияния. Работа всякой
цепной передачи, особенно при большом числе оборотов малой
звездочки и большом шаге цепи, сопровождается шумом (втулочно-
роликовые цепи дают больший шум, чем зубчатые). Заключая цеп-
ную передачу в кожух, нередко служащий и масляной ванной, шум
значительно уменьшают. Износ, который получают при работе
7
Рис. 2. Цепные передачи, приводящие в
мых валов
движение несколько ведо-
Рис. 3. Цепная передача с мно-
горядными втулочно-роликовы-
ми цепями мощностью 500 кет
(фирмы Ренольд) для передачи
движения от дизеля к гребному
винту
в
цепные передачи, присущ и другим видам передач. Преждевре-
менное изнашивание цепи обычно является следствием низкого
качества цепи или неправильного выбора ее для данных условий
работы; неудовлетворительного монтажа передачи; недостаточной
смазки Известно немало случаев, когда удачно подобранные,
правильно смонтированные и хорошо обслуживаемые передачи
безупречно работают достаточно продолжительное время.
ВИДЫ ЦЕПНЫХ ПЕРЕДАЧ
И НЕКОТОРЫЕ ПРИМЕРЫ ИХ ПРИМЕНЕНИЯ
Вид передачи определяют конструкция цепи, расположение
и число звездочек, огибаемых одной цепью. В настоящее время
основными приводными цепями являются втулочно-роликовые и
зубчатые. Точно разграничить области их применения не пред-
Рис. 4. Схемы нормальных передач с различным рас-
положением звездочек
ставляется возможным, так как их часто применяют при одних
и тех же условиях работы. Однако зубчатые цепи обеспечивают
более высокую кинематическую точность и надежность работы.
Расположение звездочек, а также их число может быть весьма
различным. По числу огибаемых одной цепью звездочек все цеп-
ные передачи можно разделить на нормальные и специальные.
В нормальных передачах цепь огибает ведущую и только одну
ведомую звездочку; в специальных — кроме ведущей, несколько
ведомых звездочек.
В нормальных передачах (рис. 4) линия, соединяющая центры
звездочек, может занимать горизонтальное, любое наклонное и
вертикальное положения.
Наиболее целесообразным и часто встречающимся расположе-
нием передачи является то, при котором межосевая линия зани-
9
мает горизонтальное положение или близкое к нему (рис. 4, а).
В этом случае холостая провисающая ветвь передачи распола-
гается внизу. Обратное расположение (рис. 4, б) менее желательно,
так как здесь цепь перегибается в обратную сторону и при большом
межосевом расстоянии и небольшом числе зубьев звездочек воз-
можны случаи соприкосновения ветвей.
Из наклонных (рис. 4, в, г) и вертикальных (рис. 4, д, ё) рас-
положений следует отдавать предпочтение тому, при котором
большая звездочка размещена внизу. При расположении малых
звездочек внизу требуется точная регулировка натяжения холо-
стой ветви, в противном случае цепь может преждевременно выйти
из зацепления с зубьями. До недавнего времени цепные передачи
устанавливали только так, чтобы цепь была в вертикальной плос-
кости. В последнее же время стали применять и такие передачи,
в которых валы расположены вертикально, а цепь — в горизон-
тальной плоскости.
Передачи могут быть как понижающие, так и повышающие (уг-
ловую скорость). В понижающих передачах число оборотов ведо-
мого вала меньше, чем ведущего, в повышающих наоборот.
Часто встречающимся случаем применения цепной передачи
является установка ее непосредственно у двигателя. Движение
от вала двигателя к валу какого-либо станка, механизма или ма-
шины можно передавать одними цепными передачами или в ком-
бинации с другими видами передач. Комбинирование цепных и
зубчатых передач дает часто хорошие результаты.
Наряду с зубчатыми цепями в приводе от двигателя внутрен-
него сгорания применяют также и многорядные втулочно-ролико-
вые цепи (рис. 5). Ввиду большого числа оборотов вала двигателя
и значительного окружного усилия в данном случае поставлена
шестирядная цепь с небольшим шагом.
Рассматривая цепные передачи, можем прийти к заключению,
что их применение в значительной степени упростило задачу ис-
пользования двигателя внутреннего сгорания на экскаваторах, кра-
нах и других машинах. Однако важно заметить, что при исполь-
зовании цепных передач в указанных машинах необходимо учи-
тывать специфические условия их работы. Обычно эти машины
работают в условиях перегрузок, резких толчков и наличия абра-
зивной пыли. Установка цепной передачи обеспечивает благоприят-
ные условия эксплуатации для двигателя, так как возникающие
в процессе работы толчки и удары в некоторой степени смягчаются
вследствие упругих свойств цепи.
Для предохранения цепи от пыли ее обязательно нужно огра-
ждать кожухом. Рекомендуется делать такой закрытый кожух
(см. рис. 5), который мог бы одновременно служить масляной
ванной для смазывания цепи.
В последние годы цепные передачи стали все больше применять
в различных станках. Современное станкостроение предъявляет
очень высокие требозания к каждому элементу передачи враща-
тельного движения. Цепная передача должна обеспечить заданное
передаточное число, надлежащую плавность и равномерность хода,
а также высокий к п. д. Передача не должна допускать свобод-
ного перемещения (игры, мертвого хода) между вращающимися
валами. Поскольку цепные передачи могут удовлетворить всем
указанным требованиям, то их в последнее время, особенно за
рубежом, стали применять в токарных, сверлильных, фрезерных,
Рис. 5. Передача с шестирядной втулочно-ролико-
вой цепью, работающая от двигателя внутреннего
сгорания
шлифовальных и алмазно-расточных станках, причем они обслу-
живают как привод главного движения шпинделя, так и привод
подачи.
Цепные передачи широко применяют в ходовых механизмах
экскаваторов и кранов. В данном случае цепные передачи значи-
тельно упрощают схему ходового механизма и несколько умень-
шают его вес. Однако работа цепных передач в таких условиях
является весьма тяжелой, так как передачи подвержены значи-
тельным перегрузкам и действию абразивной пыли. Лучше всего
работают в подобных условиях передачи с втулочно-роликовыми
цепями, имеющими изогнутые пластины, которые более упруги
и лучше воспринимают динамические нагрузки.
Цепные передачи широко используют в буровых установках
нефтяной промышленности. Ими оборудуют лебедки для враща-
тельного бурения (рис. 6). Вследствие действия на цепи при бу-
рении значительных переменных нагрузок в этих передачах теперь
применяют преимущественно многорядные втулочно-роликовые
11
цепи, рассчитанные на передачу больших усилий при высоких
скоростях движения.
Например, модернизированная буровая установка У2-4-ЗМ
Уралмашзавода имеет цепную передачу на барабан при помощи
двухрядной цепи с шагом 50,8 мм, рассчитанную на максималь-
ную мощность в 600 л. с. при скорости движения 8 м!сек.
Большое распространение получили цепные передачи в сель-
скохозяйственных машинах. Так в самоходном зерновом комбайне
Рис. 6. Цепные передачи четырехскоростной лебедки, применяемой
в нефтяной промышленности
С-4 имеется 18 цепных передач, удобно и надежно приводящих
в движение целый ряд его рабочих органов (мотовило, транспор-
теры, элеваторы, битеры, соломотряс, вентилятор и т. д.).
Цепные передачи являются также необходимым элементом
велосипедов и мотоциклов. На рис. 7 представлены две понижаю-
щие цепные передачи, передающие движение от двигателя к зад-
нему ведущему колесу мотоцикла. Замена в этом случае цепной
передачи зубчатой с карданным валом не всегда дает положитель-
ные результаты. Подобная конструкция мотоциклетной трансмис-
сии сложнее цепной, кроме того, она требует более прочной рамы
и достаточно сложного механизма ступицы ведущего колеса. По-
этому в велосипедах и легких мотоциклах цепная передача при
высоком качестве цепи оказывается более целесообразной, так
как является из всех передач наиболее простой, дешевой, надеж-
ной и удобной. Она легко позволяет при необходимости изменять
12
передаточное число от двигателя к ведущему колесу путем поста-
новки звездочек с другим числом зубьев. Вследствие упругих
свойств цепная передача предохраняет в некоторой степени дви-
гатель машины от вредных воздействий динамических нагрузок,
возникающих при езде по плохим дорогам.
Из рассмотренных примеров применения цепных передач
в сельскохозяйственных машинах и мотоциклах видно, что там,
Рис. 7. Цепные передачи, установленные на мотоцикле
для привода заднего колеса
где требуется минимальный вес и простота конструкции, цепные
передачи дают хорошие результаты.
Цепные передачи с вертикальными валами применяют в хлопко
обрабатывающих машинах отечественного производства. Передача
такого типа, осуществленная за границей, показана на рис. 8.
К числу специальных передач можно отнести передачу, при-
меняемую в автомобиле (рис. 9). В этом случае специальная зуб-
чатая цепь двустороннего действия огибает четыре звездочки, из
которых одна, расположенная вне контура, является натяжной.
Представляет интерес показанная на рис. 10 цепная передача
с втулочно-роликовой цепью (шаг 71,2 мм), установленная на
судовом двигателе фирмы МАН (ФРГ и ГДР), имеющем мощность
4000 л. с. при 225 оборотах в минуту. Эта передача сообщает дви-
жение от коленчатого вала / на кулачковый вал 2 привода топ-
ливных насосов. Цепь при движении огибает направляющие
13
Рис. 8. Цепная передача при
вертикально расположенных
валах
Рис. 9. Зубчатая цепь двустороннего дей-
ствия, огибающая систему звездочек в пе-
редаче автомобиля
Рис. 10. Цепная передача дви-
гателя фирмы МАН
14
звездочки 5; натягивают ее натяжным устройством 4. Срок службы
цепи в этих условиях колеблется от 4 до 10 гыс ч работы. Замена
жесткого натяжного устройства эластичным способствует увели-
чению срока службы цепи
На рис 11 показана зубчатая цепь, приводящая в движение
ряд валов, центры которых расположены на прямой линии. Верх-
няя ветвь цепи, располагаясь на ведомых звездочках, выполняет
роль зубчатой рейки, входящей в зацепление с зубьями звездочек.
Чтобы цепь не выходила из зацепления, с верхней ее стороны уста-
Рпс. 11. Ценная передача, приводящая в движение
ряд валов, центры которых расположены на прямой
линии
новлены цилиндрические упорные ролики. Ведущую звездочку
передачи, находящуюся справа, приводит во вращение клиноре-
менпая передача.
Цепные передачи используют также и на предприятиях тек-
стильной и хлопчатобумажной промышленности. На рис. 12 по-
казана кордочесальная машина, приводимая в движение от элек-
тродвигателя цепной передачей с втулочно-роликовой трехрядной
цепью /. Машина имеет сложную систему валов, приводимых
в движение цепной передачей 2 в комбинации с ременными пере-
дачами. Использование цепных передач с втулочно-роликовыми
цепями здесь позволяет легко решить сложную задачу привода
большего числа валов. Замена в этом агрегате цепных передач
какими-нибудь другими передачами вызвала бы исключительно
большие трудности и неизбежно привела бы к усложнению кон-
струкции и утяжелению веса машины.
Рассмотренные цепные передачи убеждают, что их легко можно
приспособить к различным специфическим условиям и требова-
15
ниям эксплуатации. Однако цепные передачи можно также изго-
товлять и в виде редукторов, вне зависимости от места их уста-
новки. Такой редуктор можно использовать во многих проекти-
Рис. 12. Кордочесальная машина, приводи-
мая в движение от электродвигателя цепной
передачей с втулочно-роликовой трехрядной
цепью
руемых установках, где
требуется передать движе-
ние от быстроходного вала
к тихоходному. За грани-
цей выпускают редукторы
как с зубчатыми (рис. 13)
так и втулочно-роликовы-
ми цепями мощностью от
нескольких десятков до
нескольких сотен л. с. с пе-
редаточным числом до i —
= 50-н60.
По данным зарубежных
фирм-изготовителей стои-
мость редукторов с втулоч-
но-роликовыми цепями на
10% меньше стоимости ана-
логичных зубчатых редук-
торов. Их вес при прочих
одинаковых условиях так-
же меньше. Срок службы
цепных редукторов может быть достаточно большим. Например,
цепные редукторы фирмы Diamond Chain Со (США) имеют гаран-
тированную долговечность 10 тыс. ч при максимальной расчетной
Рис. 13. Цепной редуктор
нагрузке и надлежащей смазке. Стоимость полной замены цепей
составляет примерно 9% стоимости редуктора, рассчитанного на
передачу крутящего момента 1610 кГм при передаточном числе
i = 10 [391.
1G
Заслуживают внимания цепные передачи (вариаторы скорости),
допускающие бесступенчатое изменение скорости. Применяют их
в различного рода станках, на кривошипных прессах, в машинах
пищевой промышленности и т. п. Такие вариаторы позволяют вы-
полнять на станках различные технологические операции при опти-
мальных режимах и облегчают встраивание станков в автомати-
ческие линии [22]. По сравнению с клиноременными эти вариа-
торы сложнее в производстве и дороже, но долговечнее и более
надежны в эксплуатации
[27].
Первоначально цепные
вариаторы с пластинчатой
цепью стала производить
германская фирма PIV.
В Советском Союзе цепные
вариаторы мощностью до
18 л. с. изготовляют на
Киевском машинострои-
тельном заводе имени
М. И. Калинина.
Конструкцию и прин-
цип работы цепного вариа-
тора с пластинчатой цепью
рассмотрим на примере Р|]с м Цашая
передача (вариатор скоро-
(рис. 14). На двух парал- сти) с бесступенчатым изменением скорости
дельных валах, из которых
вал 1 является ведущим, а вал 2 — ведомым, попарно насажены
подвижно на шпонках конические диски (звездочки) 3 и 4, имею-
щие радиально расположенные выступы (зубья) трапецеидального
сечения. Угол конусности дисков около 150°. Изготовляют их
из стали, которая после цементования и нитрирования имеет
твердость HRC 60—62. Число выступов на диске 60; их высота
1—2 мм. На валу диски располагают так, чтобы выступы одного
диска находились против впадин другого.
Подвижные диски связаны между собой системой рычагов 5,
которыми управляют посредством винта с маховичком. Диски
огибает пластинчатая цепь, постоянно натягиваемая колодкой 6.
Звенья цепи состоят из пластин двух видов (рис. 15): продоль-
ных шарнирно соединенных пластин 1 прямоугольного сечения
с вырезом и поперечных передвижных пластин 3, имеющих тра-
пецеидальное сечение. Поперечные пластины пакетами свободно
вставляют в вырез продольных пластин. Материалом поперечных
пластин служит хромоникелевая сталь марки 40ХН, подвергаю-
щаяся термической обработке до HRC 46—48. Эти пластины
пакетом располагают в обойме 2, которая входит в вырез продоль-
ных пластин и удерживается от выпадения из нее своими высту-
пами. Крайние пластины пакета соприкасаются с фасонными
17
пластинами 5, которые, в свою очередь, опираются на два полу-
цилиндра 4.
При набегании цепи на диски одна часть поперечных пластин
заходит во впадину между выступами одного диска, а другая часть,
не вместившаяся в этой впадине, передвигается выступом во впа-
дину другого, противоположного диска. Таким образом при по-
мощи этих поперечных пластин цепь соединяется с выступами ко-
нических дисков.
Вариаторы имеют симметричное регулирование, причем диа-
пазон регулирования может доходить до 6. Изменение скорости
достигается поворотом маховичка 7 (см. рис. 14), который сидит
на конце управляемого винта. При повороте маховичка при по-
мощи рычагов 6 одна пара дисков сближается на некоторую ве-
личину, а другая пара раздвигается на такую же величину; при
этом на первой паре дисков цепь отходит от оси вала, а на второй
приближается к оси. Вследствие изменения положения цепи на
дисках изменяется и скорость движения цепи, а следовательно,
и число оборотов ведомого вала, которое автоматически указы-
вается на имеющемся циферблате стрелкой.
В целях обеспечения нормальных условий и требуемой дли-
тельности работы цепи ее помещают в масляную ванну. Загранич-
ный опыт эксплуатации таких вариаторов показывает, что срок
их службы при двухсменной работе составляет обычно 5—6 лет.
Вышедшую из строя цепь легко заменить новой. Передача рассчи-
тана на скорость вращения входных валов 690—920 об!мин. К. п. д.
цепного вариатора составляет 0,85—0,95 в зависимости от пере-
даточного числа. Мощность цепных вариаторов доходит до 35 л. с.
Цепные вариаторы выполняют в разных модификациях. На
рис. 16 представлен разрез вариатора, валы которого располо-
18
жены в вертикальной плоскости. Вариатор запроектирован в виде
отдельного агрегата в блоке с электродвигателем /, причем пре-
дусмотрена дополнительная цепная передача с втулочно-ролико-
вой цепью 2. Для предохранения
цепи от перегрузок введена фрик-
ционная муфта 3. Следует иметь
в виду, что вариаторы чувстви-
тельны к толчкам и перегруз-
Рис. 16. Цепной вариатор с расположением валов в вертикальной плоскости
кам. Опыты показали, что при нагрузке, превышающей на 40%
рекомендованную, цепь выходит из зацепления и скользит по
дискам, подвергаясь чрезвычайно сильному износу.
ЭЛЕМЕНТЫ ЦЕПНЫХ ПЕРЕДАЧ
Цепная передача состоит из цепи, звездочек (цепных зубчатых
колес), натяжного устройства или приспособления для изменений
расстояния между валами передачи, смазочного оборудования и
ограждения.
Цепи
Основными приводными цепями являются пластинчатые вту-
лочно-роликовые и зубчатые. Оба вида цепей применяют с успе-
хом в тихоходных и быстроходных передачах. Зубчатые цепи при
19
равных условиях работы допускают большие скорости движения,
обеспечивают более высокую кинематическую точность и создают
значительно меньший шум. Но они несколько тяжелее и дороже
втулочно-роликовых. Последние имеют еще и то преимущество,
что могут работать на звездочках с небольшим числом зубьев.
Пластинчатая втулочно-роликовая цепь
состоит из последовательного ряда шарнирно соединенных
между собой внутренних и наружных звеньев (рис. 17). В про-
t—-ч ушины пластин 1 внутренних
Рис. 17. Приводная пластинчатая втулоч-
но-роликовая цепь
звеньев впрессовывают втул-
ки 5, на которые с целью
уменьшения износа зубьев
звездочек свободно надевают
ролики 4\ в проушины пла-
стин 3 наружных звеньев
впрессовывают валики 2. Кон-
цы последних после запрес-
совки обычно расклепывают
(развальцовывают). При та-
ком закреплении втулок и
валиков в отверстиях пластин
особое внимание обращают на
качество посадки. Недоста-
точно тугая запрессовка при-
водит к ослаблению втулок
и валиков, которые вследст-
вие этого могут в процессе работы поворачиваться в проушинах и
интенсивно их разрабатывать. Цепи с указанным недостатком мало-
надежны. Чтобы предупредить возможность проворачивания ука-
занных элементов, их концы в проушинах пластин иногда закреп-
ляют при помощи срезов (лысок, шипов). Однако необходимость
тугой запрессовки элементов в проушины пластин при этом не
отпадает. В изготовлении высококачественных цепей правильно
назначенные допуски и посадки играют первостепенную роль. При
тугой запрессовке внутренняя часть шарнира изнашивается
только в месте соприкосновения валика со втулкой. Между
валиком и втулкой, а также между пластинами должны быть
небольшие зазоры, необходимые для прохода смазки внутрь
шарнира.
Иногда в приводных пластинчатых цепях роликов не ставят.
Такие втулочные (безроликовые) цепи обычно предназначают для
работы при пониженных скоростях. В целях уменьшения износа
зубьев звездочек рекомендуется и в этих случаях применять вту-
лочно-роликовые цепи.
Так как приводная цепь должна обладать высокой прочностью
и износостойкостью, ее детали (пластины, валики, втулки, ролики)
подвергаются соответствующей термической обработке.
20
Для обеспечения рационального использования металла при
проектировании цепей необходимо применять наиболее целесооб-
разную форму пластин и оптимальные соотношения размеров всех
деталей. Пластинам цепей придают или наиболее распространен-
ный криволинейный контур в виде восьмерки, обладающий мень-
шим весом (рис. 18, ц), или прямолинейный (рис. 18, б), приме-
няемый преимущественно в цепях с большим шагом, пред-
назначенных для работы с высокими нагрузками.
Как показывают теоретические и
экспериментальные исследования,
искривление наружного контура в
средней части пластины приводит к
повышению концентрации напряже-
ний в ее опасном сечении. Ввиду
этого усталостная прочность пластин
с таким контуром, при прочих оди-
наковых условиях, примерно в 1,25
раза ниже, чем у пластин с прямо-
линейными боковыми гранями [151.
Заметим, что производство цепей
имеет свою специфику, обусловлен-
ную массовостью и высокой степенью
точности изготовления. Необходимое
качество цепей обеспечивается при
условии наличия высокого уровня
механической и термической обрабо-
ток деталей. В нашей стране работ-
ники производства и научных организаций ведут обширные работы
по улучшению конструкции и совершенствованию технологии из-
готовления цепей, выбору рациональной марки материалов, обес-
печению надлежащей чистоты поверхности и твердости, а также
назначению таких допусков и посадок сопрягаемых деталей,
которые гарантировали бы требуемую надежность соединения.
Пластины приводных цепей обычно изготовляют из холодноката-
ного проката повышенной точности по толщине. Имеющийся опыт
показывает, что их целесообразно изготовлять из качественных
углеродистых сталей марок 50, 60 и 70 (ГОСТ 1050—60). В резуль-
тате объемной закалки твердость пластин должна быть не ниже
HRC 32, а для цепей повышенной прочности в пределах НRC38—45.
Валики изготовляют из калиброванной стали. При выборе для
них марок сталей следует исходить из соображений обеспечения
как прочности, так и их износостойкости. Износостойкость для
приводных цепей является решающим фактором. Поэтому валики
цепей изготовляют преимущественно из цементуемых сталей ма-
рок 15, 20, 20Г (ГОСТ 1050—60) или марок 15Х, 20Х, 20ХН
(ГОСТ 4543—61). В результате термической обработки твердость
валиков должна быть доведена до НRC 54—62.
21
Для втулок целесообразно применять те же марки цементуе-
мых сталей, что и для валиков, ибо цементация обеспечивает вы-
сокую твердость, а следовательно, и износостойкость.
При выборе материала для изготовления роликов необходимо
учитывать специфику их работы. Они подвергаются не только
износу, но и испытывают удары. Применение для изготовления
роликов цементуемых малоуглеродистых сталей не всегда обеспе-
чивает получение достаточной ударной прочности. Опытами уста-
новлено, что наиболее высокой ударной прочностью обладают ро-
лики, изготовленные из марганцовистых сталей. В связи с этим
рекомендуется ролики изготовлять из стали марки 60Г или 65Г.
Для цепей повышенной прочности применяют также сталь
20ХН.
Учитывая ударный характер работы роликов, их твердость
следует устанавливать в пределах HRC 47—55. Твердость роли-
ков, изготовляемых из нецементуемых сталей, понижается до
HRC 40—50.
На работоспособность цепей большое влияние оказывает глу-
бина диффузионного слоя деталей шарниров. Суммарная глубина
слоев валиков и втулок должна быть примерно равной допусти-
мому увеличению среднего шага цепи (3%). При этом нижние
пределы глубины цементации втулок вследствие их малой толщины
принимают несколько меньшими, чем для валиков.
Имеющийся производственный опыт показывает, что при из-
готовлении цепей целесообразно применять специально разра-
ботанную систему допусков. Путем испытаний установлено, что
для цепей с шагом 15—45 мм наилучшей является такая посадка,
когда между валиком и пластиной существует натяг 50—180 мк,
а между втулкой и пластиной — 80—220 мк. Гарантийный натяг
в 50—80 мк обеспечивает требуемую надежность соединения [35].
Чистота сопрягаемых поверхностей валика, втулки и пластин
цепей общего назначения должна быть не ниже 7-го класса. В це-
пях повышенной точности, предназначенных для работы в ответ-
ственных установках, чистоту поверхности деталей рекомендуется
выдерживать по 8—9-му классу (ГОСТ 2789—59).
Применяемый в последнее время способ обработки отверстий
методом дорнования обеспечивает более стабильные размеры; при
этом уплотненный слой металла в отверстиях пластин способствует
более надежному закреплению валиков и втулок в пластинах и
повышению усталостной прочности.
Цепи обычно изготовляют такой длины, которую согласно рас-
чету требует заказчик. Цепи оканчиваются обычно внутренними
звеньями; для соединения последних цепь снабжают еще одним
наружным разборным соединительным звеном. Нормальное соеди-
нительное звено показано на рис. 19, а. Валики этого звена за-
крепляют неподвижно только в одной пластине. После того как
свободные концы валиков звена вставят во втулки внутренних
22
звеньев, на валики надевают вторую пластину звена и затем ставят
шайбы и шплинты (иногда только одни шплинты).
Если цепь должна иметь нечетное число звеньев, одно концевое
звено делают специальной формы (рис. 23, б). Это звено имеет
изогнутые пластины, одни концы которых закрепляют запрес-
совкой на втулке, а другие на вставном валике. Для того чтобы
валик не проворачивался в
проушинах пластин, на одном
его конце и в одной из проу-
шин делают лыску. Иногда
и при четном числе звеньев
полезно иметь в запасе спе-
циальные звенья. Их исполь-
зуют в случае удлинения цепи
и образовавшегося большого
провисания, когда необходи-
мо сократить длину цепи пу-
тем удаления лишь одного
звена.
Выполняют также цепи
Рис. 19. Соединительные звенья:
а — нормальное и б—специальное (переходное)
состоящими только из подобных специальных звеньев (рис. 20).
Эти цепи благодаря изогнутым пластинам более упруги, и поэтому
применяют их в тех случаях, когда передача работает с толчками
и ударами. Подобные тяжелые условия работы цепей встречаются,
например, в экскаваторах, где цепи, приводя в движение гусе-
ничный ход или напорный механизм, подвержены перегрузкам и
интенсивному износу. Благода-
ря конструктивной особенности
втулочная цепь с изогнутыми
пластинами существенно отли-
чается в работе от цепи с пря-
мыми пластинами. На износ
этой цепи оказывает влияние
направление ее движения.
Все рассмотренные втулочно-
роликовые цепи способны пере-
Рис. 20. Втулочно-роликовая цепь
с изогнутыми пластинами давать при больших скоростях
движения сравнительно неболь-
шие усилия. Чтобы при передаче больших усилий не иметь дело
с цепями большого шага, увеличивают их ширину путем соеди-
нения двух, трех, а иногда и большего числа нормальных цепей
в одно целое (рис. 21).
Многорядные цепи изготовляют из деталей нормальных одно-
рядных цепей, за исключением валиков, которые в многорядной
цепи имеют длину, равную общей ширине цепи.
Заметим, что в случае передачи весьма значительных усилий
лучше сдваивать двух- или трехрядные цепи, чем применять одну
23
четырех- или шестирядную цепь. Нормальная работа цепей боль-
шой ширины возможна только при условии весьма высокой точ-
ности их изготовления и особой тщательности монтажа всей уста-
новки в целом.
В 1964 г. на приводные втулочно-роликовые цепи введен еди-
ный ГОСТ 10947—64, которым число типоразмеров приводных
роликовых цепей уменьшилось с 134 до 57. Стандартом установ-
лены основные размеры, нагрузки и вес цепей.
Иногда втулочно-роликовые цепи работают в специфических
условиях, характеризующихся сильным загрязнением, большой
массовой втулкой
влажностью и невозможностью произвести смазку вследствие на-
хождения их в труднодоступных местах. В некоторых случаях
смазывание цепей недопустимо по техническим условиям. Такие
условия имеют место в машинах текстильной и пищевой промыш-
ленности, а также в упаковочных механизмах, где стскаемое с це-
пей масло может привести к порче продукции. Цепи, работающие
в этих условиях, обычно имеют вследствие большого износа в шар-
нирах короткий срок службы.
С применением различных пластмасс в машиностроении воз-
никла мысль использовать их также и во втулочно-роликовых
цепях, предназначенных для работы в загрязненных условиях и
при отсутствии смазки. Первые попытки в этом направлении дали
положительные результаты [44]. Чтобы избежать чрезмерно боль-
шого износа шарниров, предложена втулочно-роликовая цепь
с дополнительной втулкой /, изготовленной из особо износостой-
кой пластмассы (рис. 22). Эту втулку свободно вставляют в не-
сколько расширенный зазор между основной стальной втулкой 2
и валиком 3. Таким образом разделяют металлические трущиеся
поверхности,
24
При повороте звеньев трение имеет место между пластмассой
и сталью с малым коэффициентом трения. Подобные цепи могут
работать без смазки, не имея большого износа. Особенно их пре-
имущество проявляется в работе при влажных условиях и сильном
действии грязи и песка, так как на них вода действует как смазка.
Поэтому передачи, работающие с такими цепями под водой,
имеют по сравнению с обычной цепью значительно больший срок
службы.
В последние годы за рубежом сделаны попытки изготовить
цепи небольших размеров полностью из различных пластмасс [49 I.
Для этих целей в основном применяют найлон, ацеталь и поли-
карбольную резину. Улучшения свойств этих материалов дости-
гают добавлением в них наполнителей (стекловолокна, дисуль-
фита молибдена, тефлона). Так, добавление к основному материалу
тефлона придает ему свойства самосмазывания.
Пластмассовые цепи под действием нагрузки имеют тенденцию
несколько удлиняться. Испытания показали, что при одинаковых
размерах пластмассовые цепи могут передавать только 0,1—0,2
мощности, передаваемой стальными целями.
Одним из основных размеров цепи является ее шаг. Так как
в зацепление с зубьями звездочек входят звенья цепи непосред-
ственно роликами, то шагом втулочно-роликовой цени следует счи-
тать расстояние между осями роликов. Применяя нормальные вту-
лочно-роликовые цепи, следует иметь в виду, что вследствие из-
носа в шарнирах особенно сильно увеличивается шаг наружных
звеньев. Это получается потому, что при износе валиков и вну-
тренней поверхности втулок оси втулок смещаются, а следова-
тельно, смещаются и оси роликов относительно пластин наружных
звеньев и поэтому увеличивается их шаг. Указанный износ не
увеличивает шага внутренних звеньев, так как втулки закреплены
в отверстиях пластин этих звеньев. Шаг всех звеньев с изогнутыми
пластинами увеличивается одинаково.
При приемке новых цепей иногда определяют только средний
шаг, измеряя определенной длины цепь и деля эту длину на число
звеньев. Между тем на работу цепи влияет не средний, а действи-
тельный шаг звеньев. Поэтому необходимо определять на выборку
в некоторых образцах также и действительный шаг звеньев. Чем
меньше отклонения от номинального шага в отдельных звеньях,
тем выше качество цепи.
При измерении шага цепь кладут ребрами пластин на гори-
зонтальную плоскость и натягивают нагрузкой, равной 1 % от
разрушающей.
Отклонения действительного шага цепи от номинала должны
быть в пределах от минус 0,4 до плюс 1,0%, а для цепей повышен-
ной точности от минус 0,4 до плюс 0,7%. При этом отклонения сред-
него шага длины отрезка цепи не должны превышать 0,225% и
могут быть только положительными.
25
Для наиболее точного определения действительного шага
звеньев втулочно-роликовой цени необходимо учитывать имею-
щийся между втулкой и роликом зазор. Ролики измеряемого звена
при этом смещают в одну сторону при помощи двух клиньев
(рис. 23). Это делают следующим образом. Например, при измере-
нии шага наружного звена В сначала между роликами смежного
с ним внутреннего звена А забивают клин 1, а затем уже слегка
Рис. 23. Схема измерения шага втулочно-ролико-
вой цепи
забивают клин 2 между роликами измеряемого звена. После этого
измеряют расстояние L, диаметры роликов dt и d2 и определяют
действительный шаг звена по формуле
/а = £-А±Л_. (1)
Тогда отклонение действительного шага в процентах от номи-
нального шага
Ып Ю0%. (2)
На действительный шаг отдельных звеньев большое влияние
оказывает разностенность втулок и роликов, которую необхо-
димо устранять при их изготовлении.
На рис 24 приведены результаты измерения действительного
шага звеньев трех цепей разных изготовителей (номинальный шаг
19,05 мм). Как видим, отклонения действительного шага отдель-
ных звеньев от номинального шага цепи могут достигать значи-
тельных положительных и отрицательных величин. Наиболее бла-
гоприятной равномерностью в шаге отличается цепь 3. В ней от-
рицательные отклонения достигают минимальных значений, что
очень важно для работы цепи.
Помимо рассмотренных пластинчатых цепей, в цепных переда-
чах применяют цепи из ковкого чугуна (рис. 25). Звенья этой
цепи отливают из белого чугуна. После продолжительного отжига
при температуре 800—1000'С материал звеньев приобретает
свойства, присущие ковкому чугуну.
Конструкция крючковых цепей по способу образования шар-
ниров и звеньв в основном сходна с конструкцией цепей с изогну-
тыми пластинами (рис. 20). Каждое звено этой цепи па одном
26
конце имеет валик, а
на другом — открытую
втулку (крючок), обес-
печивающую свободное
вхождение в нее при
определенном положе-
нии Bavinка следующе-
го звена. При сбор-
ке цепи валик одно-
го звена вставляют в
крючок другого звена
сбоку, причем между
звеньями должен быть
угол около 60°. При вся-
ком другом положении
звенья нельзя ни со-
единить, ни разъеди-
нить.
Кроме крючковых
цепей, в передачах при-
меняют комбинирован-
ные цепи, состоящие из
деталей, выполненных
из ковкого чугуна и ста-
ли. Комбинирование
указанных двух мате-
риалов дает в результа-
те сравнительно недоро-
гие и надежные цепи
Рис. 24. Диаграмма отклонений действительного
шага звеньев втулочно-роликовых цепей
и, что весьма важно,
легко приспособляемые к различным условиям работы.
На рис. 26 показана комбинированная приводная цепь, в которой
звенья выполнены из ковкого чугуна, а соединяющие их валики
(штыри) из стали. Для нормальной работы цепи необходимо, чтобы
стальные валики были
Рис. 25 Приводная крючковая (разборная) цепь
из ковкого чугуна
надежно закреплены в
боковинах звеньев и при
повороте звена сколь-
жение происходило
только между его голов-
кой (втулкой) и вали-
ком. По типу и принци-
пу работы эта цепь и
ей подобные одинаковы
со втулочной цепью с
изогнутыми пластина-
ми.
27
Многолетняя практика применения цепей из ковкого чугуна,
особенно комбинированных, показала достаточно высокие их
качества. Сочетание стального валика с ковким чугуном дает при
смазке повышенную износостойкость. Этому в значительной
мере содействует хорошая (по сравнению с крючковыми разбор-
ными цепями) защищенность трущейся поверхности шарнира от
абразивной пыли и грязи. Упругие свойства и способность звеньев
без разрушения выдерживать значительные нагрузки при надле-
жащем изготовлении цепи не вызывают опасения.
Качество цепей из ковкого чугуна в значительной мере зависит
от технологического процесса их изготовления. Согласно ГОСТу
Рис. 26, Приводная комбинированная (штыревая) цепь
1054—53 звенья цепей необходимо изготовлять из ковкого чу-
гуна, имеющего предел прочности при разрыве не менее 32—
35 кПмм* и относительное удлинение не менее 4—8%. При этом
наибольшее удлинение достигается при термообработке. Перлит-
ный ковкий чугун без термообработки имеет относительное удли-
нение 4—5%.
Зубчатые цепи состоят из звеньев, образованных из
ряда шарнирно соединенных пластин зубчатой формы. Зубья
пластин непосредственно входят в зацепление с зубьями звездо-
чек. Благодаря этой особенности зубчатые цепи обладают мини-
мально возможным шагом, и поэтому они допускают более высо-
кие скорости движения. К тому же зубчатые цепи, в отличие от
стучащего шума втулочно-роликовых цепей, издают в процессе
работы журчащий, слабо рокочущий шум, так как они при входе
в зацепление с зубьями звездочек имеют меньшую скорость удара.
На рис. 27, а и в для сравнения приведены шарниры нормаль-
ной втулочно-роликовой и зубчатой цепей, расположенных на
зубьях звездочек. При одинаковом диаметре шарниров шаг зуб-
28
Рис. 27. Сравнительные схемы втулочно-роли-
ковых и зубчатых цепей
чагой цепи приблизительно на 20% меньше шага втулочно-роли-
ковой. Дальнейшее уменьшение шага втулочно-роликовой цепи
до шага зубчатой цепи ведет к значительному уменьшению тол-
щины зубьев и, следовательно, их прочности. В зубчатых цепях,
имеющих меньший шаг, зубья звездочек имеют достаточную проч-
ность. Из рис. 27, в видно, что профиль зубьев звездочки зависит
от формы зубьев пластин цепи. Форма зубьев цепи определяется
углом р (между рабочи-
ми гранями пластин зве-
на). В дальнейшем этот
угол будем называть
углом вклинивания.
1{аиболее рациональная
величина угла вклини-
вания практически рав-
на 60 .
11о конструкции шар-
ниров зубчатые цепи
делят на три тина: про-
стые, с вкладышами,
< шарнирами трения ка-
чения.
11ростые зубчатые
цепи bih рвые появи тись
в 1895 г Их звенья со-
сны г из ряда пластин
lyOi.noii формы, соеди-
ненных в определенной
последовательности ва-
ликами (рис. 28, а). При
образовании цепи пластины одного звена входят в промежутки ме-
жду плас тинами другого. Ширину цепи определяют толщина и число
пластин смежных звеньев. Чтобы пластины не могли соскочить
< валика, на заточенные концы последнего надевают шайбы с по-
следующим закреплением их на валике путем расклепки его кон-
цов Кроме рабочих пластин, входящих при зацеплении в сопри-
косновение с зубьями звездочек, звенья зубчатой цепи содержат
направляющие пластины. Последние вставляют внутрь или раз-
мещают по обе стороны звеньев. Направляющие пластины служат
для того, чтобы цепь не могла соскочить с зубчатых колес. В зуб-
ча гых цепях с внутренними направляющими пластинами звездочки
должны иметь круговую проточку (прорез) для прохода этих, пла-
< IHH. . . . --
11ри зацеплении простой зубчатой цепи с зубьями звездочки
скольжение происходит между пластинами звена и валиком, в ре-
гулы аге чего круглые отверстия звеньев превращаются вследствие
износа в овальные. Чтобы несколько увеличить срок работы цепи,
29
иногда в отверстия пластин впрессовывают стальные втулки,
имеющие высокую твердость. Однако постановка втулок, умень-
шая несколько износ, не устраняет все же основной недостаток
простой зубчатой цепи, заключающийся в том, что общая длина
опорной поверхности шарнира равна всего лишь половине ширины
Рис. 28. Зубчатые цепи:
а — простая; б — с вкладышами
цепи. Вследствие этого простые зубчатые цепи находят ограничен-
ное применение в передачах небольшой мощности.
В отличие от этой цепи, в зубчатой цепи с вкладышами (рис. 28,
б) длина опорной поверхности шарнира равна ширине цепи. Шар-
нир подобной зубчатой цепи образуют из двух вкладышей 1 v
соединительного валика 2. Каждая пара вкладышей проходит
через все пластины 3 смежных звеньев цепи, причем один вкладыш
30
шкрепляпся неподвижно в одном звене, а другой — в другом.
Ни iMo/Кность поворота звеньев вокруг валика обеспечена нали-
чием в отверстиях пластин выреза для прохода вкладыша смеж-
но! о щена Это1 вырез допускает относительные повороты звеньев
на угол не более 25 .
При зацеплении зубчатой цепи с вкладышами с зубьями звез-
дочек скольжение происходит между валиками и вкладышами.
Ьлагодаря большой опорной поверхности шарнира можно при
юм же удельном давлении передавать этой цепью по сравнению
i простыми цепями почти в 2 раза большие усилия. Термическая
обработка валиков, пластин и вкладышей в значительной мере
повышает износостойкость цепи.
Постановка в цепь направляющих пластин является обяза-
1ГЛЫЮЙ, так как они предотвращают смещение и соскакивание
пени со звездочек. Направляющие пластины в отличие от рабочих
не имеют выреза и в передаче нагрузки не участвуют. Для свобод-
ною входа направляющих пластин в проточку на звездочке ши-
рину последней делают несколько больше их толщины. Для нор-
мал i.noii работы зубчатых цепей как с боковыми, так и внутрен-
ними направляющими пластинами звездочки передачи необходимо
yi таиавлнвать строго в одной плоскости. При неправильной уста-
новке звездочек цепь стремиться сместиться в сторону и направ-
ляющие пластины, набегая с ударом на торцы зубьев звездочек,
< нлы1о изнашиваются и цепь преждевременно выходит из строя.
Зубчатые цепи с боковыми и внутренними направляющими
пластинами по сложности и стоимости изготовления одинаковы,
по они имеют некоторое существенное различие в работе. Если
боковые направляющие пластины при имеющемся боковом смеще-
нии набегают с ударом на торцы зубьев звездочек, то от много-
кратных ударов ослабевает их крепление на валиках и некоторые
н i них могут вместе с шайбой соскочить с концов валиков. В цепях
< внутренними направляющими пластинами этого произойти не
может. При боковом смещении внутренние направляющие пла-
< 11ПП.1 не могут оказывать сильного воздействия на шайбу, укреп-
ленную па конце валика. Следовательно, цепи с внутренними на-
правляющими пластинами более надежны в работе, поэтому их
предпочитают применять в ответственных и скоростных переда-
чах. Зубчатые цепи большой ширины рекомендуется применять
юлько с внутренними направляющими пластинами. При приме-
нении этих цепей добавляется лишь усложнение в виде круговой
проточки на звездочках.
Для обеспечения шарнирности (подвижности) звеньев и про-
хода смазки внутрь шарнира между пластинами предусматривают
। араитийные зазоры. Если т — число пластин, располагающихся
па вкладышах; s — их толщина и As — необходимый зазора между
ними, го рабочая ширина цепи, равная длине вкладыша,
b — ms + As (m — 1). (3)
31
При известной ширине b цепи, толщине s пластины и приня-
том зазоре As число пластин в поперечном сечении шарнира
т =
b + As
s 4- As
(4)
Гарантийный зазор As между пластинами принимают в за-
висимости от точности изготовления цепи в пределах от 0,01
до 0,05 мм.
При изготовлении зубчатых цепей требуется обеспечивать вы-
сокую степень точности; в противном случае передаваемая цепью
нагрузка не будет должным образом распределяться между пла-
стинами звена.
Проведенные испытания зубчатых цепей с вкладышами пока-
зали [11], что при повороте звеньев происходит как внутреннее
(между валиком и вкладышем), так и внешнее (между пластинами
и вкладышем) скольжение деталей шарнира. Внешнее скольжение
обусловлено наличием производственного зазора между выступами
в отверстиях рабочих пластин звеньев и их вкладышами.
Наличие указанного зазора облегчает сборку цепи, но одно-
временно значительно снижает ее качество, так как вследствие
внешнего скольжения (трения), происходящего при высоком удель-
ном давлении, дополнительно увеличивается шаг и снижается
срок службы цепи.
В зубчатых цепях с шарнирами трения качения скольжение,
являющееся обязательным для шарниров цепей с вкладышами,
заменено качением вставных призм. Профиль шарнирных призм
виден на рис. 29, а. В отверстия пластин входят во всю ширину
цепи по две призмы двойной формы. Призма 3 с одной стороны
имеет выступ, а с другой стороны ограничена плоской опорной
поверхностью, проходящей через геометрическую ось шарнира.
32
11ризма, входя выступом в соответствующий вырез пластин звена 5,
остается по отношению к ним неподвижной. Призма 4 имеет криво-
линейную опорную поверхность и закреплена в отверстиях пла-
стин звена 2 при помощи паза, который находит на соответствую-
щие выступы пластин. Каждая из призм закреплена в пластинах
одного звена, но имеет подвижность относительно пластин дру-
гого. При таком устройстве шарниров действующая на цепь растя-
гивающая нагрузка передается от звена к звену через призмы.
При повороте звена одна призма катится по другой. Благодаря
качению сопротивление в шарнирах мало и, как следствие этого,
опорные поверхности шарнирных призм не подвержены такому из-
носу, какой бывает в обыкновенных цепях. Чтобы крайние пла-
стины цепи не могли соскочить с призм, их укрепляют на призмах
шайбами 1. Для этого призмы»? делают несколько длиннее призм4.
Проще в изготовлении цепь, показанная на рис. 29, б. В этих
цепях как форма отверстий пластин, так и профили шарнирных
призм одинаковы. Шарниры здесь образованы следующим обра-
зом. Призма 2 на лыске закреплена в пластинах звена 4, призма 3
таким же путем — в пластинах звена /. При повороте звеньев
призма 2 подвижна относительно звена /, а призма 3 относительно
шепа 4. Цепи с шарнирами трения качения проще цепей с вкла
дышами и отличаются более высокой износостойкостью [5].
Рассматривая шарнир с трением качения (см. рис. 29, б), ви-
дим, что кривая линия, ограничивающая отверстие пластины,
служит для призмы направляющим профилем. Боковая поверх-
ность шарнирных призм состоит из следующих элементов: рабо-
чего профиля, представляющего собой дугу окружности; ограни-
чивающих профилей, соприкасающихся с криволинейной частью
отверстия пластин; установочного профиля, соприкасающегося
г гранью отверстия; переходных профилей, соединяющих устано-
вочный и рабочий профили с ограничивающими профилями. На-
правляющие, ограничивающие и переходные профили на прак-
IIIкс выполняют в виде дуг окружностей.
Анализ подобных цепей показал, что их шаг при повороте
шеньсв не остается постоянным, а несколько изменяется вслед-
i nine смещения центров отверстий смежных пластин [24]. Наиболь-
шее увеличение, равное 0,005 шага, достигается на звездочке при
10 зубьях.
Зубчатые цепи в целях возможности соединения концов необ-
ходимо изготовлять с четным числом звеньев. Однако иногда не-
обходимо иметь цепи и с нечетным числом звеньев. В этом случае
приходится в цепь вставлять соединительное звено с пластинами
и кинутой формы (рис. 30). Такая форма пластин соединительного
шепа способствует уменьшению разрушающей нагрузки цепи при-
мерно на 20%.
Г'сли цепь огибает звездочки и входит с ними в зацепление
двумя сторонами (см. рис. 9), она должна иметь зубья как на
11 В. Воробьев
33
одной, так и на другой стороне. Показанная на рис. 31 зубчатая
цепь с шарнирами трения качения имеет два ряда зубьев с внутрен-
ней (по бокам) и один ряд с внешней стороны (в середине).
Форма пластин зубчатых цепей имеет существенный недостаток:
при действии растягивающей нагрузки пластины, кроме растя-
жения, испытывают изгиб. Под дей-
ствием изгибающего момента звенья
цепи деформируются, причем угол
вклинивания уменьшается. Если не
учесть уменьшения угла вклинива-
ния пластин, то они при зацеплении
с зубьями ведущей звездочки ударя-
ются не всей рабочей гранью, а вер-
шинами зубьев, что нарушает плав-
ность хода цепи и вызывает перена-
пряжение материала пластин. Чтобы
не допустить значительных деформа-
ций изгиба пластин и не снизить пла-
вности хода цепи, звенья усиливают
пластинами жесткости [55]. Пласти-
ны жесткости (рис. 32), отмеченные
черным цветом, в зависимости от ши-
рины цепи можно располагать в три
или четыре ряда.
Действующая на цепь нагрузка распределяется как между ра-
бочими пластинами, так и между пластинами жесткости, которые
могут воспринимать существенную часть растягивающей нагрузки.
При наличии пластин жесткости рабочие пластины разгружены и
меньше деформируются, обеспечивая более плавный ход цепи.
Рис. 31. Двусторонняя зубчатая цепь
Степень распределения нагрузки между пластинами зависит от
шага пластин, который можно найти опытным путем.
Применяя зубчатые цепи с пластинами жесткости при той же
нагрузке, можно уменьшить ширину цепи примерно на 25% и
соответственно снизить вес передачи. Цепь с пластинами жест-
кости по сравнению с обычной цепью может передавать большую
нагрузку. Кроме того, пластины жесткости, разгружая рабочие
пластины, выполняют роль направляющих пластин. Поэтому на
34
ни1 |дочках следует предусматривать соответствующие проточки,
и ынорые должны свободно входить средние пластины жесткости.
В целях обеспечения высокой прочности и износостойкости
пластины зубчатых цепей изготовляют из высококачественной
углеродистой стали, допускающей при объемной закалке твердость
IIRC 37—45. Призмы после цементации и закалки с отпуском
должны иметь твердость в пределах Н RC 50—60.
Основные размеры, нагрузки и вес зубчатых цепей с шарнирами
трения качения приведены в приложении.
Звездочки
Звездочки являются основным элементом передачи, успех ра-
боты которой в большой степени зависит от правильного подбора
пары—цепь и звездочка. Цепь с точно выдержанными размерами,
но при неправильных размерах звездочек и формы зубьев работает
1акже плохо, как и неточно выполненная цепь на правильно из-
।отопленных звездочках.
В зависимости от размеров и назначения звездочки изготов-
ляют из прокатаной и кованой стали и отливают из стали и чугуна.
Малые звездочки передач, зубья которых претерпевают большое
число зацеплений в единицу времени, изготовляют преимуще-
ственно из кованой углеродистой или хромоникелевой стали. В це-
лях повышения износостойкости после нарезания зубья подвер-
। а ют термической обработке. Звездочки с числом зубьев свыше 30
и большими размерами обычно отливают из стали и чугуна. Кон-
35
Рис. 33. Звездочка для
втулочно-роликовой цели
из зубчатого венца,
структивное оформление звездочек для втулочных и втулочно-роли-
ковых цепей зависит от их размеров, материала и условий работы.
При небольшом числе зубьев (рис. 33) наименьший диаметр
звездочки ограничен диаметром вала и ми-
нимально возможной толщиной втулки
(ступицы), имеющей паз для шпонки. При
наложении цепи на звездочку между ее
пластинами и втулкой должен быть зазор,
гарантирующий невозможность их сопри-
косновения. При зацеплении цепь должна
входить в соприкосновение с зубьями звез-
дочки только своими роликами.
Звездочкам более значительных разме-
ров придают самую различную форму
(рис. 34). Ё большинстве случаев они имеют
ступицу, диск или спицы и обод. В неко-
торых случаях звездочка состоит только
прикрепляемого непосредственно к какой-
либо части машины или механизма, которой требуется сообщить
цепью вращательное движение. Иногда для жесткости обод звез-
Рис. 34. Различные формы звездочек для втулочно-
роликовых цепей
дочек у самого основания снабжают небольшими уступами. Внеш-
ний диаметр уступов должен быть таким, чтобы цепь при нало-
жении на звездочку не касалась их своими пластинами.
36
Цбья как малых, так и больших звездочек тщательно обраба-
ii.iiiaior I ОСТом 591—61 предусмотрены два профиля зубьев:
«linn - без смещения центров дуг впадин; другой—со смеще-
нием центров. Нарезают зубья звездочек со стандартным профи-
«н м для какого-либо шага цепи пятью фрезами, причем первой
•|>|ц |ой нарезают звездочки с числом зубьев 7—8, второй — 9—11,
третий — 12—17, четвертой — 18—
35, пятой — 36 и более зубьев.
После нарезания зубьев прове-
ряют сопряжение звездочки с цепью
путем наложения последней на звез-
дочку (рис. 35), используя эталонный
отрезок.
Так как звездочки изнашиваются
только в зубьях, то их выгодно из-
готовлять со сменным зубчатым вен-
1’пс. 35. Проверка сопряже-
ния звездочки с цепью
Рис. 36. Звездочка со сменным диском
пом или сменным диском (рис. 36). Когда звездочку устанавли-
вают между подшипниками, сменить зубчатый венец нельзя, не
ра юбрав подшипников. В таких случаях целесообразно выполнять
шг|дочку с разъемным сменным диском (рис. 37), имеющим четное
число зубьев. >
В целях удобства постановки звездочек на валы их делают со-
। i.iBiii.iMH из двух половинок (рис. 38). Разъемные звездочки
должны иметь четное число зубьев.
Для уменьшения шума, которым сопровождается работа пере-
дачи с втулочно-роликовой цепью, сделана попытка зубчатый ве-
нец звездочки выполнить из пластмассы (рис. 39). В металли-
ческом ободе звездочки протачивают паз сечением в виде ласточ-
кина хвоста, прерываемый несколькими поперечными углубле-
ниями. В указанный паз и углубления заливают пластмассу,
используя специальную форму, имеющую жесткие допуски.
37
Рис. 38. Разъемные звездочки
38
I l.nHxMiee пригодным материалом оказался дюропласт, отличаю-
щийся твердостью и прочностью на истирание.
йшздочки с пластмассовым зубчатым венцом изготовляют эко-
номично без снятия стружки. Произведенные испытания передач
<<» пк'здочками новой конструкции показали значительное умень-
шение шума и увеличение срока службы цепи вследствие умень-
шения износа шарниров. Умень-
шение износа трущихся поверх-
in>cieii шарнира объясняется со-
храненном смазочного слоя бла-
। одари заглушенным ударам роли-
ков при зацеплении их с пласт-
массовыми зубьями [45].
11спользование подобных звез-
дочек позволяет увеличить их мак-
симальное число оборотов, не опа-
< аясь поломки роликов.
Звездочкам для зубчатых це-
нен также придают различную фор-
му. При небольшом числе зубьев
их выполняют в виде втулки, а при
более значительных размерах они
пли диск и обод с зубьями. Ширина обода звездочки должна
((•ответствовать ширине цепи. Сечение зубчатого венца звездочки
в зависимости от применения цепи выполняют с боковыми или
внутренними направляющими пластинами (тип 1 или 2) с круговой
проточкой для прохода направляющих пластин (рис. 40).
Нарезают любое число зубьев звездочек для зубчатых цепей
одного шага одной фрезой, имеющей двойной профиль, который
соответствует профилю зубьев звена цепи.
При проектировании фрез допуск на угол вклинивания при-
нимают отрицательным и равным не менее 20'.
иметь
, спицы
Натяжные устройства
Цепные передачи могут быть с изменяемым и постоянным рас-
стоянием между осями звездочек. Изменяют межосевое расстояние
перемещением одного из валов на салазках с целью регулирования
натяжения ветвей передачи. В передачах с постоянным межосевым
расстоянием натяжение ветвей регулируют перемещением натяж-
ных звездочек или изъятием из контура звеньев.
В цепных передачах нет необходимости создавать в цепи боль-
шое предварительное натяжение. Сцепление цепи с зубьями звез-
дочек вполне обеспечивается и тем небольшим натяжением, ко-
юрое возникает в ней от действия собственного веса. Натяжные
устройства в цепных передачах применяют с целью компенсации
удлинения цепей (устранить чрезмерное ослабление цепи,
39
происходящее вследствие увеличения ее длины) или увеличения об-
хвата цепью звездочки, когда оси валов звездочек неподвижны,
а холостая ветвь цепи занимает почти отвесное положение, не
обеспечивая нужного угла обхвата и прилегания цепи к нижней
звездочке. Натяжное устройство следует всегда ставить на холо-
стой ветви и по возможности ближе к ведущей звездочке.
Рис. 41. Схемы цепных передач с натяжными устройствами
Конструкции натяжных устройств весьма разнообразны Боль-
шей частью они основаны на действии упругой силы пружин.
Одни из них основаны на использовании упругой силы спираль-
ной пружины из полосовой стали (рис. 41, а, б, в) или груза
(рис. 41, г) и натягивают цепь автоматически; в других схемах
натяжение цепи регулируют периодически, подвертывая винт
(рис. 41, з) или переставляя и закрепляя опоры натяжной звез-
дочки (рис. 41, к, л, м). Число зубьев звездочек натяжных
устройств рекомендуется брать таким же, как и на малой звез-
40
Hi»’iK<* передачи, или немного меньшим. В некоторых случаях
ими к» натяжных звездочек применяют натяжные ролики или на-
hiiMiii.ir колонки (рис. 41, г, д, е, ж). Если одну из звездочек (ве-
kimvio пли ведущую) сделать подвижной, то надобность в натяж-
ном устройстве отпадает. В этом случае по мере удлинения цепи
периодически увеличивают расстояния между звездочками.
Ход натяжного устройства должен быть таким, чтобы раз-
ница в длинах цепи в крайних положениях натяжной звездочки
<<><ывляла два шага (при вытяжке цепи ее можно укоротить на
ан.! пиша)
В процессе работы цепной передачи наблюдается неспокойный
\од холостой ветви. Она нередко приходит в колебательное движе-
ние. 42. Автоматическое натяжное
v ipoiicTHO с защелками конструк-
ции фирмы Ренольд
Рис. 43. Автоматическое натяжное
устройство со спиральной пружиной
из полосовой стали
line, для устранения которого применяют натяжные устройства с за-
щелками, препятствующими отходу натяжной звездочки (рис. 42).
В устройстве одновременно с перемещением звездочки под дейст-
вием цилиндрических пружин в параллельных направляющих пере-
мещается ползун, имеющий с боков защелки. Так как направляющие
। пабжены зубцами одностороннего действия, то указанные защелки
под влиянием пружин входят во впадины зубцов и отход пол-
«Vпа становится невозможным. Такое натяжное устройство весьма
удобно при реверсивной цепной передаче.
Больше распространена конструкция натяжного устройства со
спиральной пружиной, также действующего автоматически
(рис. 43). Особенность его заключается в том, что ось звездочки,
иоцептрично и свободно посаженная на валик, связана с ним
при помощи спиральной пружины из полосовой стали. В начале
работы эта ось поворачивается на валике в исходное положение,
штягивая пружину. Затем, в процессе работы, ось звездочки под
действием упругой силы пружины стремится повернуться вокруг
41
Рис. 44. Автоматически действую-
щее натяжное устройство, обору-
дованное нажимной колодкой
оси валика в обратном направлении, а так как ось посажена экс-
центрично, то свободно сидящая на ней звездочка натягивает
цепь. Рабочий поворот оси звездочки вокруг валика достигает 120 .
На ином принципе основана
работа автоматически действую-
щего натяжного устройства, обо-
рудованного нажимной колодкой
(рис. 44). Колодка 1 (ползунок),
шарнирно закрепленная на одно-
плечем рычаге 2, нажимает на цепь
под действием груза 4, располо-
женного на двуплечем рычаге 3.
По мере удлинения цепи этот рычаг
под действием груза поворачивает-
ся вокруг оси 5, перемещая вниз
нажимную колодку /.
Натяжение холостой ветви пе-
редачи от действия собственного
веса цепи вызывает дополнитель-
ный износ в шарнирах. Чтобы
парализовать вредное действие
собственного веса цепи, приме-
няют упругую направляющую
шину (рис. 45), расположенную под
холостой ветвью цепи [53].
Направляющая шина 2, стя-
гиваемая цилиндрической пру-
жиной /, нажимает на холостую ветвь цепи снизу и приподни-
мает ее вверх. Такое устройство обеспечивает плавность хода при
Рис. 45. Цепная передача с упругой направляющей шиной и колодкой
весьма малом натяжении холостой ветви цепи. Чтобы предотвра-
тить колебание и обеспечить плавность хода ведущей ветви, уста-
навливают направляющую колодку 3 (башмак).
42
Смазочное оборудование и смазка
< ’мазочные устройства хотя и являются вспомогательным эле-
м< том цепной передачи, но оказывают на ее работу очень большое
плпяппе. Нормальные условия работы передачи определяются на-
личием смазочного вещества в шарнирах цепи и на зубьях звез-
|<1ч<‘к. Продолжительность работы передачи в большой степени
иниоит от качества смазки и способов ее подачи на цепь. Хорошая
< мазка, повышая срок службы цепи и коэффициент полезного дей-
< пшя, делает передачу надежной и экономичной. Смазка пере-
yi.i'in желательна при всех условиях работы, даже при наличии
абразивной пыли [50].
В цепных передачах в зависимости от условий их работы при-
меняют следующие способы смазки-
периодическую при помощи обыкновенной ручной масленки
пли напитанной маслом щетки;
периодическую снятием цепи и погружением ее на некоторое
время в масляную ванну;
непрерывную при помощи капельной масленки;
непрерывную заключением цепи в масляную ванну;
циркуляционную.
Смазка цепи вручную при помощи масленки или кисти несо-
вершенна. Ее можно применять лишь во второстепенных переда-
чах и при небольших скоростях движения цепи. Применяя этот
способ, необходимо стремиться к тому, чтобы смазка непременно
попадала в каждый шарнир (рис. 46). Масло необходимо направлять
Рис. 46. Направление подачи масла в шарнир
в зазоры между пластинами (большие стрелки) и в зазоры между
внутренними пластинами и роликом (малые стрелки), откуда оно
может проникать внутрь на трущиеся поверхности. Аккуратное
смазывание цепи вручную требует много времени и притом не
обеспечивает вполне равномерной смазки всех шарниров
Надежнее периодическая смазка окунанием в масляную ванну.
11ри этом способе цепь, снятую со звездочек, вытирают от грязи,
затем на некоторое время погружают в жидкое масло, после
чего снова ставят на место и пускают в работу. Период действия
смазки при непрерывной работе в зависимости от конструкции
цепи и условий ее работы колеблется от 10 до 50 ч и более. Этот
способ при правильном выборе сорта смазки и правильном
43
установлении периодов смазывания вполне обеспечивает хоро-
шую работу цепи даже при скорости движения 4—6 м/сек. Однако
периодическое снимание цепи и постановка ее на место создают
некоторые неудобства.
Наиболее распространенным способом смазки, дающим поло-
жительные результаты, является непрерывное смазывание рабо-
тающей цепи при помощи капельной масленки, устанавливаемой
на кожухе (рис. 47). Отверстия маслоотводных трубочек масленки
направляют на холостую ветвь так, чтобы капли масла попадали
в зазоры между пластинами. Для смазывания зубчатых цепей
масленки должны содержать несколько трубочек с целью подачи
Рис. 47. Кожух цепной передачи с капельной масленкой
смазки равномерно по всей ширине. В нижней боковой части
кожуха устанавливают контрольное стекло для наблюдения за
уровнем отработавшего масла. Скопившееся в кожухе масло уда-
ляют через спускное отверстие, расположенное в нижней части
кожуха и закрываемое пробкой. Чтобы масло не могло вытекать
и разбрызгиваться через отверстия для валов, кожухи снабжают
затворами или кольцами с уплотняющей войлочной набивкой.
Для улавливания масла, просачивающегося через эти уплотнения,
в кожухе под отверстием валов устраивают карманы, из которых
масло возвращается обратно в кожух.
Непрерывная капельная смазка при хорошем наблюдении и
исправной работе масленки может обеспечить нормальную работу
передачи при скорости движения до 6 м/сек. При больших скоро-
стях более совершенной является смазка погружением нижней
части цепи в масляную ванну (рис. 48). Цепь не должна погру-
жаться в масло больше, чем на высоту пластин, так как более
глубокое погружение цепи, особенно при больших скоростях
(более 7,5 м/сек), вызывает чрезмерное вспенивание масла, повы-
шение его температуры и создает дополнительное сопротивление
движению цепи. Кожух должен быть маслонепроницаемым.
44
При более высоких скоростях движения применяют циркуля-
iiiiiiiiin к) смазку при помощи насоса, непрерывно подающего струю
м.ил.1 на внутреннюю сторону холостой ветви (рис. 49), или при
||<||\|<нцн разбрызгивателей. В последнем случае масло, поднимае-
лчх' hi ванны вращающимся диском-кольцом или разбрызгивате-
|'М. отбрасывается на щиток, откуда оно направляется на цепь.
В качестве смазочных ма-
1'нс. 18. Цепная передача, работающая
в масляной ванне
териалов для цепей приме-
няют масла и мази (конси-
стентные смазки). Марку и
сорт масла выбирают в зави-
симости от величины удель-
ного давления и скорости
движения цепи Чем выше
Рис. 49. Цепная передача с цирку
ляциопной смазкой при помощи
насоса
\ дельное давление и скорость движения цепи, тем больше должна
быть вязкость масла. Марку и сорт масла рекомендуется выбирать
на основании табл. I.
Мази применяют для смазывания шарниров цепей, если по-
следние работают в необычных условиях. Например, при работе
пенной передачи во влажных условиях рекомендуется применять
солидол, при работе с температурой до 100° С и выше — конста-
лнн. В целях повышения стойкости мази и уменьшения трения
и шарнирах в солидол и консталин добавляют 10—12% чешуйча-
юго графита.
Для смазывания применяют и другие мази, составленные из
ряда компонентов, способных уменьшить трение и продлить
период между смазками (табл. 2).
Перед смазкой цепи мазь предварительно разогревают до жид-
кого состояния. Смазывают цепь погружением ее в разогретую
м.| и» Лучшее проникновение смазки внутрь шарниров цепи до-
синается многократным складыванием и выпрямлением ее в разо-
। ре гой мази.
45
Марки и сорта смазочного масла
3 выше 300 idoo и вяйву/ Машин- ное Т Автол 10 Автол 8 хн 3 £ ГО о £ “ Цилин- дровое вдвое. р. 384, М..
¥ ш О Я ЧХЭОМЕБН ср 10—11 15—18 СП 11—01 Л Я ‘
я X X я а со X X X 200—300 I xdoo и t’MdBVV Машин- ное С Машин- ное Т Цилин- дровое 2 Машин- ное С х В го О £ ® 20° С. необходимо not 1ие», т. 2, гл.
о ч ш * 3 чхэояЕвд 7 ю> 7-9 п—от LO 7—9 среды ! НЯ f'so 1 построен
тся масло при удельно 100—200 idoo и PMdvw Машин- ное Л Машин- ное С Машин- О) о X 1 Машин- ное Л Машин- ное С > окружающей дуемые значенн чника «Маши:
3 чхэояекд 4-5 5-7 Ср Д 5-7 гературе рекомен справо
О г( X 0) S о X о & S О tf xdoa и VMdEltf Веретен- ное 3 Машин- ное Л Машин- ное С Веретен- ; ное 3 Машин- ное Л зетствуют темг 0° до —10° С. :лопедического
3 чхэоясвд со L-O 5-7 СО 4—5 1 COOTI туре от Энцик
Скорость движения цепи в м/сек До 1 1-5 ю О) в S СО О До 5 5—10 Данные табл, их при темпера нмствованы из
Способ смазывания марки Периодический ручной масленкой и непрерывный капельной масленкой . . . Непрерывный при помощи масляной ванны Примечания: 1. 2. Для цепей, работающ 3. Данные таблицы за: Машгиз, 1948.
46
Мирки смазочных мазей
Таблица 2
Ч |рка M.I <11 Наименование компонентов Содер- жание в % Область применения
л гл Сало техническое или солидол Т ....... . Битум № 3 Графит чешуйчатый се- ребристый Канифоль Стеарин 45 35 17 2 1 При работе во влажных условиях с переменной темпе- ратурой окружающей среды от + 30 до —30е С
ГРН Масло цилиндровое . . . Мыло Графит 78 12 10 При работе с ударами и ме- няющимися нагрузками
Марфа- рак Ь Масло цилиндровое 6 Сало техническое .... Едкий натр 60 20 20 При работе цепей с крупным шагом, меняющимися усло- виями (влажность, температу- ра) и затруднении повторного смазывания в процессе работы
Примечание. Данные таблицы заимствованы из Энциклопедического
справочника «Машиностроение», т. 2, гл. VII, стр. 284—285, М., Машгиз, 1948.
11ри применении солидола следует избегать его нагревания
< выше 40° С (при более высокой температуре он теряет свои
< называющие свойства).
Расход смазывающих материалов зависит от шага и длины
пени, а также и способа смазывания. При ручном смазывании цепи
масленкой получается наибольший расход смазки, достигающий
30 35 г/ч на 1 пог. м цепи с шагом 50 мм. При смазывании цепи
капельной масленкой удельный расход смазки несколько меньше.
Наименьший расход смазки получается при непрерывном смазы-
вании цепи в масляной ванне и разогретой мазью.
Ограждение
Заключение цепной передачи в маслонепроницаемый кожух
н । листовой стали при капельном и других более совершенных
< пособах смазки является обязательным. Если по условиям сма-
нивания и не требуется ставить кожух, то его установка является
необходимой в целях безопасности обслуживающего персонала
и предохранения его от разбрызгиваемого цепью масла, а также
в целях защиты передачи от пыли и грязи. Правильно выполнен-
iii.ni н хорошо укрепленный кожух способствует заглушению шума
работающей цепной передачи.
47
ПЕРЕДАТОЧНОЕ ЧИСЛО ПЕРЕДАЧИ
И ЧИСЛО ЗУБЬЕВ ЗВЕЗДОЧЕК
Передаточное число цепной передачи определяют как отноше-
ние угловой скорости coi ведущей к угловой скорости со о ведомой
звездочки в направлении силовою потока:
где пх и — числа оборотов ведущей и ведомой звездочек;
и z2 — соответственно числа зубьев звездочек.
При проектировании цепной передачи задаются числом zx
зубьев малой звездочки. Число зубьев большой звездочки при
заданном передаточном числе передачи определяют по формуле
г 2 = zxi. (6)
Число зубьев звездочек оказывает большое влияние па долго-
вечность работы цепи и плавность ее хода. С точки зрения плав-
ности хода желательно иметь звездочки с возможно большим
числом зубьев. Однако увеличение числа последних при большом
передаточном числе уменьшает срок службы цепи и увеличивает
габариты передачи.
Наименьшее число зубьев звездочки при втулочно-роликовой
цепи может быть 10—12, а при зубчатой цепи — 17. Наибольшее
число зубьев может достигать 120, а иногда и больше. Необходимо
иметь в виду, что чем больше число зубьев имеет малая звездочка
передачи с втулочно-роликовой цепью, тем меньше от нее шум.
Кроме того, число зубьев малой звездочки в целях более равно-
мерного износа как самих зубьев, так и цепи следует брать при
четном числе звеньев цепи нечетным, при нечетном же числе зве-
ньев число зубьев звездочки может быть как четным, так и не-
четным. Для малых звездочек рекомендуется [511 принимать сле-
дующий ряд чисел зубьев: 17—19—21—23—25. Большие звез-
дочки целесообразно по возможности выполнять с нижеследую-
щим числом зубьев: 38—57—76—95—114—122. При применении
звездочек со значительным числом зубьев необходимо иметь в виду,
что с удлинением цепи от износа шарниры последней при за-
цеплении отходят от впадин к головкам зубьев тем скорее, чем
больше зубьев на звездочке. Приближение же шарниров к голов-
кам зубьев служит критерием выхода цепи из строя. Передаточное
число в цепных передачах брать более восьми не рекомендуется.
В целях получения наибольшего срока службы цепи назна-
чать наименьшее число zx зубьев звездочки следует с учетом вели-
чины заданного передаточного числа I. Если последнее невелико
(не более трех), при нестесненных габаритах рекомендуется при-
нимать его таким, чтобы число зубьев большой звездочки равня-
лось примерно 50—60. При больших значениях i число zx зубьев
должно быть несколько больше указанного выше минимально
48
возможного числа или равно ему. Необходимо отметить, что на-
шачение числа зубьев малой звездочки является исходным и от-
ветственным моментом при проектировании цепной передачи. От
правильного выбора zx зависит получение максимально возможной
продолжительности работы цепи. Рациональное число зубьев ма-
лой звездочки для каждого конкретного случая практики находят
в результате расчета.
ДЛИНА ЦЕПИ ПЕРЕДАЧИ
И РАССТОЯНИЕ МЕЖДУ ОСЯМИ ЗВЕЗДОЧЕК
Длина L цепи передачи слагается (рис. 50) из равных прямо-
линейных участков Ьс и ed и криволинейных участков be и cd.
Звенья цепи на звездочках располагаются в виде сторон много-
угольника, вписанного в начальную окружность. При обозначе-
ниях, указанных на схеме рис. 50, получаем следующую формулу
для длины цепи:
. о х . (180 — 26) t ,
/. 2cos6 + 360-!- +
Z1
, (180-|-26) <
360' ’ ' '
г2
где t — шаг цепи.
Угол б находим по фор-
муле
• х Р*» — Ri
sin о = ——,
/1
Рис. 50. Схема цепной передачи
причем радиусы делительных (начальных) окружностей звездочек
И /?2
о • 180
2 sin-------
t
о • iso
2 sin-------
z2
(8)
При заданном шаге цепи и числе зубьев звездочек расстояние
между осями последних должно быть обязательно таким, чтобы
длина цепи содержала целое число т звеньев. Обычно, избегая
постановки в цепь специального соединительного звена, стре-
мятся получить цепь, состоящую из четного числа звеньев. По-
этому практически целесообразнее предварительно задаться по
конструктивным соображениям расстоянием Апр и определить
число тпр звеньев цепи, а затем по округленному числу т опре-
делить требуемое расстояние А. Число звеньев цепи на основа-
нии формулы (7)
m., = -i- = 2 -f-cos в -|- + d<y> , (9)
49
или, подставляя углы в радианах,
m„p = 2^cos« + А+j» + . (Ю)
Так как
я „.„Л ^2--- Rl (Z2 --- Zl) t Z2- Z1
0 Sin О — ----z--- = X z----- = - n——
Anp 2?lAnp 2ftntip
И
1
cos <5 = (1 — sin2 6) 2 1-^-sin26 =
= 1 1 /a
2 \ 2л 7 д2 ’
лпр
то, подставляя эти приближенные значения в выражение (10),
получим
тпр = 2п„р + -^±^ + /-, (II)
z ппр
где ппр — расстояние между осями звездочек, выраженное числом
звеньев или шагов и определяемое выражением
«лр = ^; (12)
с = (£^)2- <|3)
При окончательно выбранном числе т звеньев цепи расстояние
между осями звездочек на основании выражения (9)
А — 1 - \т — 71+ ?2 — 6 ~1 (14)
Л — 2 cos 6 L 2 180° ]*
Для получения полного соответствия между длиной L и меж-
осевым расстоянием А при помощи приведенных формул требуется
много времени.
Расчетную работу можно выполнить быстрее, если восполь-
зоваться заранее подсчитанными значениями некоторых величин.
С этой целью выражение (11) представим в виде
т„р = 2Л1„р + ^-±^> о 5)
где
— ппр + • (16)
Найдя значение Мпр, вычисляем по формуле (15) число звеньев
цепи тпр. Оно должно быть округлено до четного числа звеньев.
50
I Io окончательно принятому числу звеньев т находим длину
11**1(11
L = mt. (17)
Далее подсчитываем уточненное значение
м=т._£1±£^ (18)
После этого окончательно вычисляем значение
Л1 + КЛ1--2С
Зная соответствующее принятой длине цепи значение п, можно
определить межосевое расстояние
А = nt. (20)
Это расстояние должно быть скорректировано в сторону умень-
шения с целью получения необходимого провисания холостой ветви
пени.
Для большей равномерности движения следует при установле-
нии расстояния между осями стремиться к тому, чтобы длина
ведущей ветви цепи равнялась длине целого числа звеньев.
Расстояние между осями звездочек, особенно если они непо-
движны, необходимо определять как можно точнее, ибо ошибка
в сторону увеличения указанного расстояния приводит к невоз-
можности наложить цепь на звездочки. В целях получения неко-
горого провисания холостой ветви, необходимого для нормальной
работы цепи, вычисленное по формуле (14) и (20) расстояние не-
обходимо уменьшить на 2—5 мм, в зависимости от величины А
и шага цепи t. Чем больше Ant, тем больше требуется указанное
\ мспьшение.
11ри предварительном назначении расстояния между осями
звездочек следует иметь в виду, что оно может быть весьма раз-
лично. Наименьшее возможное расстояние ограничивают пределом
А \
^mln 2 ’
где Di и £>2 — диаметры окружностей головок зубьев звездочек.
По возможности расстояние А должно быть таково, чтобы
угол обхвата цепью малой звездочки был не менее 120°. Послед-
нее условие требует, чтобы
д (г2 — ?i) t
Наибольшее допустимое расстояние между осями звездочек
в особых случаях может доходить до 6 м. Нормальным расстоя-
нием между осями звездочек для втулочно-роликовых и зубчатых
цепей следует считать А = (30—60) /.
51
В связи с неизбежным увеличением длины цепи необходимо
предусматривать возможность увеличения расстояния между
осями звездочек или постановку специальных натяжных звездо-
чек. В первом случае для регулирования провисания холостой
ветви одна нз звездочек должна перемещаться на величину
ДЛ 1,5/.
СКОРОСТНЫЕ ПАРАМЕТРЫ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ
В цепной передаче скоростными параметрами являются ско-
рость v м/сек движения цепи и число п1 оборотов в минуту малой
звездочки. Величиной пх при проектировании обычно задаются,
и при назначенном числе zx зубьев она служит основанием для
выбора шага /. При известных значениях гх, / и /z, скорость дви-
жения цени
где / — шаг цепи в м.
Основным скоростным параметром передачи является число
оборотов /?х малой звездочки, так как именно оно сильно влияет
на разрушение шарниров цепи от возникающих ударов при их
зацеплении с зубьями малой звездочки. Кроме того, с увеличе-
нием увеличивается шум передачи. Повышение же скорости
движения цепи путем увеличения числа zx зубьев не оказывает
какого-либо вредного воздействия на цепь, кроме дополнительного
ее натяжения от действия центробежных сил. Поэтому при проек-
тировании цепной передачи приходится уделять особое внимание
не скорости движения цепи, а правильному соответствию выби-
раемого шага цепи заданному числу оборотов малой звездочки,
от которого зависит нормальная работа цепи в течение всего за-
данного срока ее службы.
НАТЯЖЕНИЕ ЦЕПИ И ДАВЛЕНИЕ НА ОПОРЫ
В процессе работы передачи ведущая ветвь цепи испытывает
натяжение
$в — Р + 50 + 5ц + Рдин,
(22)
где Р — передаваемое цепью усилие;
So — натяжение холостой ветви цепи без учета действия
центробежных сил;
S . — натяжение цепи от действия центробежных сил,
Рдин — динамическая нагрузка.
Если известна передаваемая мощность N кет и скорость дви-
жения цепи v м/сек, то передаваемое цепью усилие
Р = кГ (23)
52
Полное натяжение холостой ветви цепи
Sx = so + s4. (24)
Натяжение неподвижной холостой ветви в точках сбега ее
i<i звездочек при известном пролете I м, стреле провисания f м
и весе 1 пог. м цепи q кг/м (для случая, представленного на рис. 51)
*о=Ж)2+(Я- (25)
Если пролет / холостой ветви с некоторым приближением при-
равнять расстоянию А между осями звездочек и пренебречь влия-
нием второго члена формулы, то натяжение ветви
8.,^ХГ= = (26)
Стрела провисания холостой ветви при ее горизонтальном рас-
положении в начале работы новой цепи при нормальном межосе-
Рис. 51. Ценная передача с горизонтально распо-
ложенной холостой ветвью
ном расстоянии может достигать минимального значения (2% от
расстояния Л). Следовательно, для этого случая
5 = 4 = 6,25.
11ри наклонном положении холостой ветви натяжение ее от
провисания будет меньше. Так, при вертикальном положении
5 о Q А,
।. е. в этом случае £ = 1. Если угол наклона холостой ветви с горизон-
la.ibio составляетоколо 40°, то можно приближенно принимать £=3.
Натяжение цепи от действия центробежных сил
\ = V-- (27)
uie g— ускорение свободного падения, равное 9,81 м/сек.
53
Динамическую нагрузку, возникающую в цепи вследствие
неравномерности ее движения, можно определить по формуле
2
= + <28>
где пх — число оборотов ведущей (малой) звездочки в минуту;
J — момент инерции ведомой звездочки и всех связанных
с ней вращающихся масс в кГ-м-сек2’,
R2 — радиус ведомой звездочки в лг;
т — масса ведущей ветви цепи в кГ-сек21м\
t — шаг цепи в м;
Д — коэффициент, которым учитывается влияние упругости
и провисания цепи;
X — коэффициент, которым учитывается влияние числа зу-
бьев, передаточного числа и длины ведущей ветви, ве-
личину которого определяют по формуле
« i2—1 . 180° i2—1 л
~~z2 *' j2 ”гГ ’
где г2 — число зубьев ведомой звездочки;
i — передаточное число передачи.
Рекомендуется принимать коэффициент Д 0,5-^0,75 в за-
висимости от расстояния между осями звездочек. Л1енынее значе-
ние коэффициента Д следует брать при большем расстоянии между
осями. Принято считать, что действующие на цепь центробежные
силы не оказывают влияния на опоры звездочек. Поэтому, зная
натяжение в обеих ветвях цепи без учета S4 и угол 6, который они
составляют с линией центров звездочек, можно определить и дав-
ление Q на опоры звездочек, выраженное геометрической суммой
известных сил:
Q) = (Р + Рдин + So) + So (29)
или, с некоторым приближением,
Р + Рдин + 2S0. (30)
ВЕС И УДЕЛЬНЫЕ РАЗРУШАЮЩИЕ НАГРУЗКИ ЦЕПЕЙ
Излишне большой вес цепей вызывает дополнительный шум,
оказывает отрицательное влияние на износ шарниров и увели-
чивает динамические нагрузки, действующие на цепь в процессе
ее работы, особенно при высоких скоростях. В связи с этим по-
стоянно необходимо стремиться к всемерному снижению веса цепей
с обеспечением предусмотренных стандартом разрушающих на-
грузок. Принято считать, что качество цепи тем выше, чем при
равных прочих показателях меньше их вес q, выраженный в кг
на 1 пог. м.
54
На вес цепи особо ощутимо оказывают влияние также основ-
ные размеры, как шаг и рабочая ширина (длина трущейся поверх-
ности шарнира). Путем анализа установлено, что между этими
размерами и весом q цепи имеется определенная зависимость
q = ее/ = еЕ, (31)
где е — коэффициент веса в кг!мсм2\
с п / — рабочая ширина и шаг цепи в см\
Е — размерная характеристика цепи в см2.
Величину коэффициента е можно при известном весе q и раз-
мерах цепи в каждом отдельном случае определить по формуле
= (32)
Изучая вес цепей по данным стандартов и каталогов заводов
п фирм, а также непосредственным взвешиванием, можно убе-
диться в том, что при одном и том же шаге ее вес нередко бывает
различным. Однако при этом оказывается, что величина коэф-
фициента веса для этих цепей одинакова или почти одинакова.
В ряде случаев это зависит от рабочей ширины е цепи, оказываю-
щей существенное влияние на ее износостойкость (с увеличением
..рины износ при прочих одинаковых условиях уменьшается).
11оскольку величина коэффициента е прямо пропорциональна
несу q и обратно пропорциональна размерной характеристике Е
пени, то она может служить объективным показателем качества
пени в весовом отношении. Малое значение коэффициента е при
высокой прочности является важнейшим признаком высокока-
чественных цепей.
Качество цепи можно характеризовать также условной удель-
ной нагрузкой, т. е. разрушающей нагрузкой цепи, отнесенной
к ее весу q. Зная разрушающую нагрузку Q, условную удельную
нагрузку Qyd можно определить из выражения
Q^ = -7==vQ’ ' (33)
uie ~ v — коэффициент удельной нагрузки в м/кГ.
Чем больше величина v, тем при прочих одинаковых пока-
чн елях выше качество цепи. Между коэффициентами веса
н удельной нагрузки, а также размерной характеристикой цепи
имеется определенная зависимость
evE = 1. (34)
Все сказанное подтверждается данными, приведенными в
1.чбл. 3 по ряду втулочно-роликовых цепей, выпускаемых оте-
чественными заводами и зарубежными фирмами. Сравнивая при-
печенные значения коэффициентов по цепям каждого шага, можно
прийти к определенным выводам. Так, из цепей шага 15,875 мм
55
Таблица 3
Основные данные, характеризующие втулочно-роликовые цепи
в отношении размеров, веса и удельных разрушающих нагрузок
Завод-изго- товитель или фирма Размеры в мм Размерна,, характери- стика Е, гл2 Вес 1 пог. м в кг е V П рпмечанис
1 е абс ед в % абс ед В %
Киров- ский 12,62 2,004 0,92 0,459 107 1,09 98 ГОСТ 3609—52
Даугав- пилский 12,95 2,056 0,96 0,468 109 1,04 94 ГОСТ 10947—64
Виппер- 15,875 13,26 2,105 0,90 0,428 100 1,11 100
манн (ФРГ)
ЗИМАГ 13,84 2,197 1,00 0,455 106 1,00 90 DIN 8188
(ФРГ)
ИЦУМИ (Япония) 13,53 2,148 0,98 0,456 107 1,02 92 ASA
Новоси- бирский 18,90 3,60( 1,90 0,527 122 0,526 75 ГОСТ 2599—50
Туль- ский 19,05 17,10 3,257 1,52 0,467 108 0,658 94 ГОСТ 10947—64
ЗИМАГ 17,35 3,305 1,50 0,453 105 0,667 95 DIN 8188
(ФРГ)
ЦУБА- 17,33 3,301 1,42 0,430 100 0,704 100 ASA
ки (Япония)
Фрун- зенский 23,90 6,071 3,05 0,509 117 0,328 81 ГОСТ 2599—50
То же 22,28 5,659 2,57 0.455 104 0,389 96 ГОСТ 10947—64
Ульянов- ский 22,60 5,740 3,20 0,557 128 0,312 77 ГОСТ 5528—50
ЗИМАГ 25,4 22,60 5,740 2,60 0,454 104 0,385 95 DIN 8188
(ФРГ)
ИЦУМИ 22,28 5,659 2,47 0,436 100 0,404 100 ASA
(Япония)
Ренольд 22,29 5,662 2,50 0,442 101 0,400 99
(Англия)
наиболее легкой и с более высоким коэффициентом удельной на-
грузки оказалась цепь фирмы Випперманн.
В отношении цепей шага 19,05 мм видно, что по новому
ГОСТу 10947—64 вес цепей уменьшился на 14% и величина
коэффициента удельной нагрузки повысилась на 19%. С введением
нового стандарта вес цепей шага 25,4 мм, изготовляемых Фрун-
56
и'нским заводом, уменьшился на 13% с одновременным повыше-
нием коэффициента удельной нагрузки иа 15%. Высокими показа-
।елями по весу и удельным разрушающим выгрузкам отличаются
непп шага 19,05 и 25,4 мм японских фирм ИЦУМИ и ЦУБАКИ
и английской фирмы Ренольд.
Что касается приводных зубчатых цепей, то и для них введе-
ние коэффициента веса оказалось также полезным для объектив-
ной оценки их качества в весовом отношении, поскольку они при
одном шаге значительно различаются рабочей шириной.
Для зубчатых цепей всех шагов коэффициент веса е = 0,44ч-
0,45, т. е. имеет по величине тот же порядок, что и для втулочно-
роликовых цепей.
УПРУГИЕ СВОЙСТВА ЦЕПЕЙ
Упругие свойства цепей оказывают существенное влияние на
и\ работоспособность, особенно при высоких скоростях движе-
ния вследствие действия динамических нагрузок. Поэтому вопрос
выявления упругих свойств цепей неоднократно'привлекал вни-
мание специалистов [8]. Однако до последнего времени упругость
пеней еще недостаточно изучена и отсутствует общепринятая
методика ее исследования и определения. В связи с этим назрела
необходимость экспериментально исследовать приводные цепи
p<i ^личных изготовителей с целью получения для них более до-
сговерных данных относительно их упругих свойств.
Цепь, как упругий элемент, под действием растягивающей
силы удлиняется, причем величина удлинения зависит от конструк-
ции, размеров, материала, технологии изготовления и вида со-
пряжений ее деталей. Упругое удлинение цепи обусловлено как
контактными деформациями в шарнирах, так и деформациями
пластин.
Во втулочно-роликовых цепях валики и втулки при сборке
щеньев запрессовывают в проушины пластин с определенными
натягами и поэтому элементы звеньев работают совместно. Вид
информации звеньев втулочной цепи, находящейся под действием
растягивающей силы Q, в утрированном виде показан на рис. 52
Как видно, изгиб валиков и втулок вызывает изгиб пластин. Сле-
довательно, пластины, кроме напряжения растяжения, испыты-
вают также и напряжение изгиба. Необходимо иметь в виду,
но вид деформации наружных и внутренних звеньев цепи раз-
личен.
На рис. 53, а в виде примера представлены диаграммы растя-
жения втулочно-роликовых цепей (шаг 25,4 мм) различных из-
i < повителей, характеризующие их удлинение до момента разрыва
(по оси ординат отложены растягивающие нагрузки в кГ, а по оси
абсцисс — абсолютные удлинения в мм отрезков цепей, состоя-
щих из семи звеньев). Характерной особенностью цепей является
57
Рис. 52. Вид деформа-
ции звеньев втулочной
цепи
Рис. 53. Диаграммы растяжения втулочно-роликовых цепей различных
изготовителей:
а — шаг 25,4 мм; б — шаг 19,05 мм; i — тульского завода (серийная); 2 —
тульского завода (модернизированная); 3 — ЦУБАКИ; 4 — Ренольд; 5 — Виппер-
ман; 6 — ИВИС
58
io, что при действии небольших нагрузок (примерно до 1000 кГ)
удлинение цепи растет значительно, а затем деформации увеличи-
наются почти прямо пропорционально приращению растягивающей
нагрузки; в дальнейшем деформации растут быстрее нагрузок
и в некоторый момент наступает разрыв цепи.
Из представленных диаграмм растяжения видно, что упругие
свойства испытанных цепей в зависимости от величины на них
цепствующей нагрузки изменяются различно, причем с ее уве-
личением упругость цепи уменьшается.
В связи с нелинейной зависимостью удлинения цепи в диапа-
ч)не рабочих нагрузок теоретическое его определение сопря-
жено с большими трудностями. Поэтому целесообразно указан-
ную зависимость находить экспериментальным путем. Удобнее
всего удлинение цепи, происходящее под действием различных
нагрузок, измерять при помощи приспособления с горизонтальным
расположением испытуемого отрезка цепи, лежащего ребрами
пластин на ровной поверхности. После закрепления концов
отрезка удлинение рекомендуется измерять при помощи двух
индикаторов, закрепленных на станине приспособления возле
отрезка на соответствующем расстоянии один от другого. На таком
же примерно расстоянии к звеньям цепи прикрепляют упоры,
входящие в контакт с индикаторами. При различных натяжениях
цепи, создаваемых винтовой парой и фиксируемых динамомет-
ром, при помощи индикаторов определяют общее удлинение и
по нему находят среднюю деформацию, приходящуюся на одно
niello. При таком методе измерения получают стабильные ре-
зультаты.
В научно-исследовательской лаборатории Ижевского механи-
ческого института кафедры деталей машин данным методом иссле-
довали упругие свойства цепей. По результатам исследований
построены диаграммы (рис. 53, б) растяжения для втулочно-
роликовых цепей с шагом 19,05 мм производства отечественных
изводов и зарубежных фирм. По оси абсцисс отложены удлине-
ния в мм, отнесенные к одному звену. Подобные диаграммы
были построены и для цепей других шагов.
Для испытания брали отрезки цепей, состоящие из 35—56
шепьев в зависимости от шага, как предварительно промытые
в бензине и высушенные, так и смазанные. Измерения показали,
чго при действии растягивающей нагрузки удлинение несмазан-
ной цепи очень мало отличается от удлинения смазанной цепи.
11оскольку цепи работают смазанными, то целесообразно упругие
свойства цепей исследовать в смазанном состоянии.
Как установлено, цепи одного и того же шага, но разных из-
готовителей обладают различной упругостью. Следовательно,
на упругие свойства цепи большое влияние оказывают не только
различные размеры элементов звеньев, материал, из которых
они изготовлены, но и такие технологические факторы, как
59
гермпческая обработка, шероховатость соприкасающихся поверх-
ностей, зазоры и натяги в соединениях.
Сложный характер деформирования звеньев и такое разно-
образие влияющих факторов, естественно, трудно учесть при
теоретическом расчете удлинения цепи при действии на нее ра-
бочего усилия, составляющего от разрушающей нагрузки срав-
нительно небольшую часть. Только этим можно объяснить, что
проводившиеся теоретические исследования упругих свойств це-
пей не могли дать желаемых результатов.
Полученные экспериментальным путем диаграммы растяже-
ния цепей позволяют быстро и с достаточной точностью опреде-
лить при различных растягивающих нагрузках и длинах их
удлинения
Д/ =- 6 у мм, (35)
где 6, I и t — соответственно средняя деформация растяжения
одного звена, длина и шаг цепи в мм.
Относительное удлинение цепи при той пли иной нагрузке
Зная относительное удлинение е и длину I отрезка цепи, можно
определить его удлинение
Д/ = е/. (37)
Относительное удлинение по численному значению равно
удлинению каждой единицы длины цепи.
Определение натяжений в ветвях цепной передачи с учетом
динамических нагрузок требует знания жесткости цепей, харак-
теризующей их упругие свойства. На практике различают абсо-
лютную и относительную жесткость цепи. Средняя абсолютная
жесткость одного звена цепи представляет собой отношение дей-
ствующей на звено растягивающей нагрузки Р к его деформации 6
растяжения, т. е.
Cj ~ кГ 1мм. (38)
Под жесткостью понимают силу, вызывающую деформацию,
равную единице.
Абсолютная жесткость отрезка цепи длиной /
С - Сх -у = ~ кПмм. (39)
Относительная жесткость цепи равна отношению растягиваю-
щей нагрузки к величине ее относительного удлинения, т. е.
с„ = 4 кГ. (40)
60
Между относительной жесткостью цепи и абсолютной жест-
костью звена при одной и той же растягивающей нагрузке суще-
ствует зависимость
Со — Cyt.
(41)
Физически величина относительной жесткости характеризует
собой сопротивляемость цепи деформациям растяжения.
Сравнивать жесткость цепей с различными шагами следует
при каком-либо одинаковом напряженном состоянии, т. е. при
одном запасе п их статической прочности.
Используя диаграммы растяжения (см. рис. 53, б), можно
подсчитать для цепей при определенных рабочих нагрузках сред-
ине значения относительных жесткостей (табл. 4).
Таблица 4
Шаг Цепи в мм Нагрузка в кГ Средняя величина
разрушаю* щая рабочая при П = 10 деформации звена 6 в мм относитель- ного удлине- ния е относитель- ной жесткости С„ в кГ *
25.4 5000 500 0,0440 0,00173 28,9-104
19,5 2500 250 0,0297 0,00156 16,0-104
15,875 2300 230 0,0242 0,00153 15,0-104
Имея средние относительные жесткости цепей, важно устано-
вить, насколько они меньше относительной жесткости соответ-
ствующих стальных стержней. Относительная жесткость последних
с площадью сечения, равной средней площади сечения проушин
пластин, в сравнении с относительной жесткостью цепей приведена
в табл. 5.
Таблица 5
Шаг цепи в л.и Средняя площадь сечения про ушнн пластин Fcp в см- Относительная жесткость Е ?<Р Со
стержня ср цепи Со
25,4 0,59 124-10* 28,9-104 4 3
19,05 0,36 76 -104 16,0-104 4,7
15,875 0,20 43-104 15,0-104 2,9
Примечание В таблице принято Е = 2,1- 10е кПсм*.
61
Анализируя данные табл. 4 и 5, приходим к заключению, что
средняя относительная жесткость при одном запасе прочности
для цепей с разным шагом неодинакова и в сравнении с жесткостью
стального стержня она меньше в 4,7—2,9 раза. Следовательно, цепи
с меньшим шагом менее упруги и имеют сравнительно более вы-
сокую жесткость, чем цепи с большим шагом.
Необходимо иметь в виду, что продольная деформация и жест-
кость цепей в процессе работы несколько изменяются, особенно
в период приработки трущихся поверхностей шарниров [8].
СОПРОТИВЛЕНИЕ ЖЕСТКОСТИ ЦЕПЕЙ
При движении цепей по звездочкам энергия затрачивается на
преодоление не только полезных, но и вредных внутренних сопро-
тивлений самой цепи, которые возникают тогда, когда натянутая
цепь при своем движении меняет направление. Свойство цепей
оказывать сопротивление при изменении направления движения
называют жесткостью. Внутренние сопротивления, кото-
рые возникают при движении цепи вследствие ее жесткости,
называют сопротивлениями жесткости.
Цепи в свободном состоянии, т. е. при отсутствии растягиваю-
щих сил, не имеют жесткости, так как представляют собой си-
стему подвижно соединенных между собой звеньев. Они приобре-
тают свойство жесткости только с появлением растягивающих их
усилий. В натянутой цепи при поворотах звеньев происходит
в шарнирах скольжение и возникают силы трения, препятствую-
щие этим поворотам.
При огибании цепью натяжной (направляющей) звездочки
набегающая на нее ветвь цепи имеет натяжение Sh6, а сбегаю-
щая Sc6. Находясь под нагрузкой, каждое набегающее на звез-
дочку звено, изменяя направление движения, поворачивается
относительно следующего идущего за ним звена на угол
360°
где z — число зубьев звездочки.
После этого поворота вошедшие в соприкосновение со звездоч-
кой звенья продолжают лежать на вращающейся звездочке до
тех пор, пока оси звеньев не совпадут с направлением сбегающей
ветви. Достигнув места схода, звенья повертываются на такой же
угол а в обратную сторону. Так как указанным поворотам звеньев
цепи препятствуют сопротивления трения, то при движении цепи
необходимо преодолевать эти сопротивления. При повороте звез-
дочки на угол а необходимо затратить работу, равную сумме
работ сил трения при повороте на тот же угол набегающего и сбе-
гающего со звездочки звеньев. Указанная работа трения преодо-
левается на пути aR, соответствующем угловому перемещению
62
звездочки (/? — радиус звездочки). Разделив суммарную работу
трения на путь, получим искомое сопротивление жесткости зуб-
чатой цепи
w7=4(s«+s»<’)- t43)
где f — коэффициент трения скольжения между валиком и вкла-
дышем;
d — диаметр валика;
D — диаметр звездочки.
Формула (43) имеет тот' недостаток, что в нее входит сумма
натяжений ветвей, из которой обычно бывает известно только
натяжение Sh6 набегающей ветви цепи. Примем Sc6 = cSh6,
где с — коэффициент сопротивления жесткости цепи при огибании
сю звездочки.
Подставляя значение Sc6 в формулу (43), получим
W = ^s„6(c+l). (44)
Если пренебречь трением в опорах звездочки, натяжение Sc6
сбегающей ветви должно быть больше натяжения набегающей
ветви цепи на величину сопротивления жесткости цепи, т. е.
W = - Sh6 = Sh6 (с - 1). *(45)
Приравнивая уравнения (44) и (45), получим для определения
величины коэффициента сопротивления жесткости зубчатой цепи
следующую формулу:
Определяя по формуле (45) сопротивление жесткости зубчатой
цепи, нужно иметь в виду, что при входе на звездочку и при сходе
с нее происходит некоторое скольжение между пластинами звеньев,
отчего возникают дополнительные сопротивления, трудно под-
дающиеся аналитическому учету.
Формула (43) не отражает в полной мере процесса трения при
работе втулочных и втулочно-роликовых цепей и поэтому не дает
той величины сопротивления жесткости, которой они в действи-
тельности обладают. Жесткость втулочных цепей является резуль-
татом трения не только в шарнирах, ио и шарниров (втулок) цепи
о звездочку.
Анализ показывает [1 ], что изменение жесткости в нормаль-
ной втулочной цепи зависит от числа зубьев, огибаемых цепью.
Если цепь огибает четное число зубьев, то на звездочку одно-
временно набегают и сбегают с нее разнотипные звенья, т. е.
внутренние и наружные; при нечетном числе огибаемых цепью
зубьев одновременно набегают и сбегают со звездочки однотипные
звенья.
63
Ввиду различных условий работы смежных шарниров сопро-
тивление жесткости втулочной цепи с прямыми пластинами изме-
няется периодически, в зависимости от того, набегают или сбегают
со звездочки внутренние или наружные звенья. Когда со звез-
дочки одновременно набегают и сбегают наружные звенья, тре-
ние происходит только между валиком и втулкой. Для этого
случая сопротивление жесткости имеет минимальное значение
и его можно определить по тем же формулам, которые получены
для зубчатых цепей.
Максимальное значение сопротивления жесткости втулочной
цепи
Ц7
шах
(47)
где /1 — коэффициент трения между втулкой и звездочкой;
di — диаметр втулки.
Заменяя Sc6 через Sh6 и приравнивая значения в формулах
(45) и (47), получим следующую формулу:
п . fd . г я * 180°
D+ 180^ +
COS ---—
г
~ Jd 7~~ 180
U-------Т80-----М tg —
COS ---
z
(48;
Вычислив по формуле (48) величину коэффициента с и под-
ставив его в формулу (45), получим искомую величину 1Г111ах.
Определяемое по формуле (47) сопротивление жесткости воз-
никает при одновременном набегании и сбегании внутренних
звеньев, так как в этом случае трение происходит одновременно
в двух местах: между валиком и втулкой н между внешней по-
верхностью втулки и впадиной звездочки. Заметим, что при на-
бегании и сбегании внутренних звеньев втулочно-роликовой
цепи трение скольжения также происходит в двух местах: между
валиком и втулкой и между внешней поверхностью втулки и вну-
тренней поверхностью ролика. При нормальной работе втулочно-
роликовой цепи ролики не имеют взаимного скольжения со звез-
дочкой. Если считать, что коэффициенты трения при скольжении
втулки по звездочке и ролику одинаковы, то постановка на втулки
роликов не оказывает влияние на сопротивление жесткости цепи.
Среднее значение сопротивления жесткости Wcp втулочной
цепи можно определить по формуле (45), причем величину коэф-
фициента с для этого случая с некоторым приближением можно
вычислить по формуле
64
180°
D+fd+O.S/.rf, tg-^-
180° *
D-fd-0,5Mf tg-2^-
(49)
WWW
vw^ww
Для экспериментальной проверки изложенной теории жесткости
втулочных цепей была создана опытная установка. В процессе
проведенных опытов при помощи
специального крутильного дина-
мометра были сняты диаграммы,
характеризующие действительное
изменение сопротивлений жестко-
сти втулочных цепей при огибании
ими направляющих звездочек.
На рис. 54 даны три наиболее
типичные диаграммы сопротивле-
ний жесткости, снятые динамомет-
ром на киноленту в момент работы
втулочной цепи на двух направля-
ющих звездочках с шестью зубья-
ми при натяжении в 1450, 1050 и
660 кГ. Эти диаграммы показы-
вают периодичность изменения
жесткости и то, что в рассматри-
ваемом случае действительные мак-
симальные сопротивления жестко-
сти больше минимальных в 2 раза.
Заметим, что приведенные формулы
не используют при расчете цепных пере-
дач, однако они позволяют выяснить
влияние различных факторов па сопро-
тивление жесткости цепей. Знание вели-
чин коэффициентов с необходимо при вы-
полнении тяговых расчетов различных транспортирующих машин, имеющих
в качестве тяговых органов цепи. Поэтому на примере выясним возможные число-
вые значения этих коэффициентов для втулочно-роликовой цепи, огибающей
направляющую звездочку с 12 зубьями и имеющей следующие размеры: i =
- 25 мм, d~ 9 мм и dj = 14 мм. Примем, что коэффициент трения f = fr =
0,15. Произведя вычисления по формулам (46), (48) и (49), найдем величины
коэффициентов, соответствующих минимальному с= 1,028, максимальному
с — 1,042 и среднему с= 1,037 значению сопротивления жесткости цепи. Сле-
дует, однако, иметь в виду, что с увеличением числа зубьев звездочки и ее диа-
метра величина указанных коэффициентов уменьшается.
Рис. 54. Опытные кривые сопроти-
влений жесткости втулочной цепи
КОЭФФИЦИЕНТ ПОЛЕЗНОГО ДЕЙСТВИЯ ЦЕПНЫХ ПЕРЕДАЧ
Коэффициентом полезного действия цепной передачи учиты-
вают возникающие при работе передачи внутренние сопротивле-
ния, т. е. сопротивление жесткости цепи и сопротивление трения
в опорах звездочек. Если сопротивление в опорах при применении
подшипников качения свести к минимуму, то к. п. д. цепной
3 Н. В. Воробьев
65
передачи практически может служить характеристикой сопроти-
вления жесткости цепи. Таким образом, к. п. д. является также
одним из основных показателей качества изготовления цепей.
К. п. д. передачи представляет собой отношение передаваемой
ведущим валом полезной работы ко всей затрачиваемой работе:
Mj inl ___ Mi __________ 1
ЛК-со, Mt + Mc Mc
Мг
1
(50)
где Л41 и /И' — крутящие моменты на ведущем валу без учета
и с учетом сопротивлений трения передачи;
со 1 — угловая скорость ведущего вала;
Мс — крутящий момент на ведущем валу, преодоле-
вающий все внутренние сопротивления передачи;
Р — полезное окружное усилие, передаваемое цепью;
R — радиус делительной окружности ведущей звез-
дочки.
Величины Мс и Р связаны один с другим, но между ними нет
прямой пропорциональности. К. п. д увеличивается с уменьше-
нием внутренних сопротивлений и увеличением передаваемого
Рис. 55. Кривые изменения к. и. д. цепных передач в зависимости:
а — от величины передаваемого цепью усилия; б — от продолжительности работы
передачи после смазки
цепью окружного усилия. Изменение к. п. д. цепных передач
в зависимости от величины передаваемого цепью усилия харак-
теризуют кривые, показанные на рис. 55, а. Кривые построены
на основании опытных данных, полученных автором при испыта-
нии передач с втулочно-роликовыми цепями на звездочках с
г, = 12 и г2 = 45 при v = 4,5 м/сек. Передачи работали в ма-
сляной ванне.
Как видно на рис. 55, а, особенно сильно к. п. д. изменяется
при небольших передаваемых усилиях. Наибольшее значение
к. п. д. передачи получилось равным 0,972. Такой относительно
66
высокий к. п. д. соответствует максимальной передаваемой на-
грузке при следующих достаточно благоприятных условиях ра-
боты передачи: наличие шариковых подшипников, работа в ма-
сляной ванне, небольшое расстояние между осями звездочек
(585 мм) и нормальное провисание холостой ветви (19 мм). Ука-
занную наибольшую величину к. п. д. цепной передачи, полу-
ченную в лабораторных условиях, следует признать все же не-
сколько низкой, что свидетельствует о повышенной жесткости
испытанных цепей. Наибольшая величина к. п. д. передач с высо-
кокачественными цепями может достигать 0,986.
Увеличение натяжения холостой ветви неизбежно повышает
натяжение ведущей ветви и вызывает возрастание внутренних
сопротивлений, а следовательно, и уменьшение к. п. д. Расстояние
между осями звездочек влияет на к. п. д. передачи в результате
натяжения холостой ветви. При одинаковом провисании оно воз-
растает с увеличением расстояния между осями звездочек. Срав-
нивая кривые на рис. 59, а, видим, что к. п. д. выше у передачи
с меньшим расстоянием между осями.
Как показали опыты, внутренние сопротивления цепной пере-
дачи не являются постоянными. Передача с новой цепью обладает
в начале работы повышенными внутренними сопротивлениями,
которые впоследствии уменьшаются. Опыты показали, что ма-
сляная среда оказывает движению цепей некоторое дополнитель-
ное сопротивление, достигающее 4—5% от общего сопротивления.
В ряде проведенных опытов автор стремился выявить характер
изменения к. п. д. передачи при периодической смазке в зави-
симости от продолжительности ее работы после смазки.
Па рис. 55, б показана одна из полученных опытных кривых. Как
видно, к. п. д. в течение первых 10 ч работы остается почти по-
стоянным, затем начинает постепенно уменьшаться, причем с те-
чением времени работы степень уменьшения к. п. д. возрастает.
В начале работы обильно смазанной цепи к. п. д. был равен 0,97;
через 76 ч работы без дополнительной смазки он снизился до 0,92.
11ередача при периодической смазке в данных условиях работы
может давать наивысший к. п. д. только тогда, когда ее хорошо
смазывают через каждые 20—40 ч непрерывной работы. Для полу-
чения максимальной продолжительности и экономичности ра-
боты цепной передачи при периодическом смазывании необходимо
в каждом отдельном случае устанавливать продолжительность
эффективного действия смазки.
УСЛОВИЯ ПРАВИЛЬНОСТИ МОНТАЖА
Нормальная работа цепной передачи в большой мере зависит
от правильности произведенного монтажа. Поэтому при монтаже
передачи необходимо соблюдать следующие условия:
устанавливать валы строго параллельно;
*
67
устанавливать звездочки в одной плоскости и надежнозакреп лять
их на валах, не допуская при этом перекосов и биения звездочек;
не допускать при наложении цепи на звездочки чрезмерно боль-
шого предварительного натяжения;
соединять концы цепи соединительным звеном, обращая осо-
бое внимание на правильную постановку замковой пружины или
шплинтов;
ограждающий кожух или
масляную ванну надежно за-
креплять таким образом, что-
бы между цепью и стенками
Липецка
Рис. 56. Проверка
правильности
установки валов и
звездочек цепной
передачи
Уровень
получался надлежащий зазор, устраняющий всякую возможность
задевания;
смазочную аппаратуру предварительно регулировать и при
пуске передачи в ход проверять в течение некоторого времени.
Валы и звездочки в нужное положение устанавливают при помо-
щи линейки и уровня (рис. 56). Линейкой проверяют правильность
расположения звездочек на валах. С этой целью линейку, как пока-
зано, прикладывают к звездочкам сбоку. При правильном монтаже
и одинаковой ширине звездочек линейка должна касаться торцо-
вой плоскости зубчатых венцов Концы цепи больших размеров
при наложении ее на звездочки рекомендуется соединять при по-
мощи специального стягивающего приспособления (струбцины).
При использовании зубчатой цепи ее концевые звенья соеди-
няют следующим образом. Сначала один конец цепи сцепляют
с зубьями большой звездочки, а второй ее конец обводят вокруг
другой звездочки передачи и накладывают на ту же большую
звездочку так, чтобы в итоге пластины обоих концевых звеньев
вошли в соприкосновение. Затем соединяемые звенья нажатием
сверху вдавливают на зубья звездочки до полного совпадения
отверстий пластин, после чего в них вставляют вкладыши с вали-
ком или призмы. Выходной конец соединительного валика или
соединительной призмы зашплинтовывают.
Смонтированную указанным способом цепь проверяют на
68
правильность ее хода. Для этого цепи сообщают несколько обо-
ротов. Если после этого направляющие пластины занимают
относительно проточек (пазов) звездочек центральное расположе-
ние, то передача смонтирована правильно. Такую проверку
следует повторить через несколько часов работы передачи. Если
па боковой поверхности направляющих пластин цепи появляются
повреждения в виде задиров вследствие набегания пластин на
края проточек звездочек, то это свидетельствует о неправильном
монтаже передачи. В таком случае допущенные неправильности мон-
1ажа должны быть устранены. Эксплуатировать передачу необходи-
мо при отсутствии какого-либо
одностороннего смещения цепи.
ПРИСПОСОБЛЕНИЯ ДЛЯ
РАЗБОРКИ ЗВЕНЬЕВ ЦЕПИ
В процессе эксплуатации
цепных передач появляется не-
обходимость укорачивать удли-
Рис. 58. Распрессовка (выбивка)
валиков из отверстий наружных
пластин
Рис. 57. Приспособления для раз-
борки звеньев втулочно-ролико-
вой цепи
пившуюся цепь на одно или два звена. В некоторых случаях при-
ходится заменять в цепи дефектное звено новым. Указанные опе-
рации могут быть выполнены надлежащим образом лишь при
наличии соответствующих приспособлений.
При использовании втулочно-роликовых цепей разборка зве-
ньев цепи сопряжена с распрессовкой концов валиков из отверстий
наружных пластин. Для этих целей обычно применяют фигурную
плиту 1 и гребенку 2 (рис. 57), зубья которой должны соответ-
ствовать размерам цепи. Распрессовывают (выбивают) валики
при помощи бородка и указанных приспособлений так, как пока-
зано на рис. 58. Перед этой операцией выступающие концы вали-
ков, имеющие расклепку, предварительно спиливают напильником
или стачивают точильным камнем
Глава И
ЗАЦЕПЛЕНИЕ ЦЕПЕЙ С ЗУБЬЯМИ ЗВЕЗДОЧЕК
РАЗЛИЧИЕ МЕЖДУ ЦЕВОЧНЫМ И ЦЕПНЫМ ЗАЦЕПЛЕНИЕМ
Основной особенностью цевочного зацепления (рис. 59, а)
является то, что с зубьями колеса в зацепление входит не обладаю-
щая гибкостью рейка, вследствие чего в полном зацеплении (на
дне впадины зубьев) может находиться только одна цевка, а все
Рис. 59. Зацепления:
а — цевочное; б — цепное
другие соприкасающиеся с зубьями колеса цевки или входят
в зацепление или выходят из него.
При цепном зацеплении (рис. 59, б) в соприкосновение с зубь-
ями звездочки находится гибкая цепь, огибающая звездочку таким
образом, что значительная часть ее шарниров постоянно нахо-
дится в полном зацеплении с зубьями.
В цевочном зацеплении ввиду незначительного количества
находящихся в зацеплении цевок зубьям колеса придают такую
форму, чтобы они в процессе зацепления обязательно соприкаса-
лись с цевками. В случае зацепления цевочной рейки профиль
зубьев должен очерчиваться по эвольвенте, т. е. по развертке
70
начальной окружности. На практике в целях упрощения профиль
^бьев очерчивают по развертке многоугольника, состоящей из
отдельных дуг окружностей. Последние описывают последова-
тельно из центров вращения радиусами, равными, в зависимости
от числа зубьев на колесе,
d г,, d п, d
= t----; r2 = 2/ — -g- ; r3 = 3t--g- и т. Д.
При этом профиле зубьев находящиеся в зацеплении цевки /,
II и III (рис. 59, й) обязательно скользят по всему профилю
участвующих в зацеплении зубьев А, С и L), создавая дополни-
тельный износ и значительные потери энергии на трение. Здесь
отрицательные свойства цевочного зацепления в значительной
мере усугубляются тем, что при скольжении шарниров но боко-
вым сторонам зубьев звездочки набегающая и сбегающая ветви
цепи приходят в колебание. Вследствие этого при малейшем несо-
ответствии между шагом цепи и шагом звездочки возможны слу-
чаи нарушения зацепления и даже обрыва цепи.
В цепном зацеплении можно избежать всех присущих цевоч-
ному зацеплению недостатков. Благодаря тому, что цепь огибает
шездочку и при этом значительное число ее шарниров находится
в полном зацеплении с зубьями, последним можно придавать раз-
нообразную форму, но такую, которая допускает свободный вход
и выход из зацепления шарниров цепи и обеспечивает надежное
сцепление со звездочкой. На рис. 59, б показана звездочка с плос-
ким боковым профилем зубьев. Зубья цепной звездочки в отличие
от зубьев колеса при цевочном зацеплении обязательно должны
иметь у основания угол заострения ф такой величины, чтобы вхо-
дящие в зацепление шарниры / и II, а также шарниры, выходя-
щие из зацепления, не только не касались зубьев А, В, С и D,
но даже отстояли бы от них на определенную величину а, Ь, с и е.
СПОСОБЫ ЗАЦЕПЛЕНИЯ ВТУЛОЧНЫХ И ВТУЛОЧНО-РОЛИКОВЫХ
ЦЕПЕЙ С ЗУБЬЯМИ ЗВЕЗДОЧЕК
Цепи входят в зацепление с зубьями звездочек своими шарни-
рами. Последние в различные моменты зацепления входят со звез-
дочкой в непосредственное соприкосновение через боковые про-
фили зубьев или их впадины. Способ зацепления характеризуется
взаимным расположением шарниров и зубьев. В каждом отдель-
ном случае важно знать расположение шарниров цепи при их
набегании и сбегании со звездочек, так как именно в эти моменты
изнашиваются трущиеся поверхности. Необходимо различать
работу цепи на ведущей, ведомой, направляющей или натяжной
звездочках.
На ведущей и ведомой звездочках цепь работает, воспринимая
определенное усилие: на ведущей усилие действует на цепь в
71
направлении движения последней, на ведомой — в обратную сто-
рону. Со стороны натяжной или направляющей звездочки (если
не учитывать сопротивления трения в опорах и сопротивлений
жесткости) цепь совсем не воспринимает усилия.
Взаимное расположение шарниров и зубьев при зацеплении
зависит от соотношения шага цепи и звездочки. В связи с этим
имеют место следующие два основных совершенно различных заце-
пления: нормальное, при котором шаг цепи больше шага звездочки,
и специальное, при котором шаг цепи меньше шага звездочки.
Теоретически можно представить себе еще третий вид зацепле-
ния, при котором шаг цепи равен шагу звездочки, но практи-
чески даже при очень точном изготовлении цепи и звездочки
нельзя получить полного совпадения в шаге. Стремясь к более
точному совпадению в шаге, можем получить лишь смешанное
зацепление, т. е. такое, при котором одна часть шарниров входит
в зацепление по первому способу, другая — по второму Такое
смешанное зацепление при увеличении шага цепи вследствие
износа шарниров может постепенно измениться и перейти в нор-
мальное зацепление. Однако, как показывает опыт, смешанное за-
цепление не является желательным. Поэтому стандартами и техни-
ческими условиями на приводные цепи и звездочки путем установ-
ления соответствующих для них допусков предусмотрен нормаль-
ный способ зацепления. Согласно ГОСТу новые цепи под нагруз-
кой измерения должны иметь только положительное отклонение,
не превышающее 0,225% длины цепи. Для звездочек необходимо
принимать только отрицательное отклонение в шаге. В резуль-
тате такой системы допусков шаг цепи с самого начала несколько
больше шага звездочки и цепь находится с зубьями звездочки
в нормальном зацеплении.
Следует заметить, что нормальное зацепление в процессе ра-
боты не изменяется и его можно применить с успехом как для ве-
дущих, так и для ведомых звездочек; специальное зацепление
можно использовать только на ведущих звездочках. При примене-
нии специального способа зацепления шаг ведущей звездочки
делают на вполне определенную величину больше шага цепи. Спе-
циальное зацепление в процессе работы может постепенно, по
мере износа цепи и звездочки, перейти в смешанное зацепление,
а затем и в нормальное.
Каждое из указанных зацеплений не только даст специфичес-
кое распределение действующих в элементах цепи усилий, но
и по-своему влияет на плавность ее хода и износ.
НОРМАЛЬНОЕ ЗАЦЕПЛЕНИЕ ВТУЛОЧНЫХ
И ВТУЛОЧНО-РОЛИКОВЫХ ЦЕПЕЙ
Нормальное зацепление цепи с зубьями ведущей звездочки,
как было уже сказано, получается в том случае, когда шаг цепи
больше шага звездочки. Если цепь с увеличенным шагом сво-
72
бодно наложить на неподвижную звездочку, то ее шарниры рас-
положатся относительно зубьев так, как это показано на рис. 60.
Из всех шарниров, расположенных на звездочке, в соприкосно-
вении с боковым рабочим профилем зуба находится только один
шарнир А. Все другие шарниры, располагаясь во впадинах между
зубьями, не только не приходят в соприкосновение с ним, но, на-
оборот, по мере удаления от шарнира А все больше отходят от
них. Однако такое расположение шарниров на звездочке возможно
только в статическом состоянии, и оно нарушается, когда звенья
цепи последовательно, одно за другим, входят в зацепление с
зубьями звездочки под нагрузкой.
При правильной форме зубьев шар-
ниры цепи, набегающей на ведущую
звездочку под на!рузкой, свободно рас-
полагаются на боковых рабочих частях
зубьев и продолжают оставаться на них
в течение некоторого времени, а иногда
почти вплоть до самого выхода их из
зацепления. При нормальном зацепле-
нии и правильной форме зубьев по мере
увеличения шага цепи последняя авто-
матически приспосабливается к новой
окружности звездочки. В этом зацепле-
нии с зубьями ведущей звездочки со-
прикасается несколько шарниров и в пе-
Рис. 60. Цепь с увеличенным
шагом, наложенная свободно
на неподвижную звездочку
редаче окружного усилия одновременно
участвует несколько зубьев. Рассмотрим зацепление шарниров
цепи с зубьями звездочки при ее вращении и докажем правиль-
ность сделанного утверждения.
Звенья цепи, набегая и сбегая со звездочки, совершают около
360° ,
оси шарнира относительные повороты на угол а = — - (г —
число зубьев звездочки). В процессе поворота каждого звена в месте
соприкосновения его с соседним звеном, т. е. внутри шарнира,
происходят скольжение и износ. Однако они могут быть не только
внутри шарниров, но и снаружи. Заметим, что при набегании на
ведущую звездочку нормальной втулочной цепи в зацепление
с зубьями, хотя и входит каждый шарнир, но условия работы двух
смежных шарниров I и II значительно различаются между собой
(рис. 61).
Каждый из шарниров, состоя из двух элементов (втулки и ва-
лика), при зацеплении по-разному воспринимает давление от
зуба звездочки и вследствие этого имеет различный износ. При
зацеплении шарнира I давление от зуба воспринимает втулка,
принадлежащая внутреннему звену, а при зацеплении шарнира II
оно передается на валик, принадлежащий наружному звену. Для
удобства условно присвоим смежным шарнирам название того
73
звена, элемент которого при зацеплении воспринимает давление от
зуба звездочки. В соответствии с этим шарнир I назовем шарниром
внутреннего звена, а шарнир II — шарниром наружного звена.
а)
Рис. 61. Вход в зацепление с зубом ведущей звездочки:
а — внутреннего звена; б — наружного звена
Рассмотрим процесс входа в зацепление с зубом ведущей
зве.здочки шарнира внутреннего звена (рис. 61, а). Условимся
называть самый первый момент соприкосновения шарнира звена В
74
с зубом началом входа в зацепление этого шарнира.
Этот же момент для предшествующего звена /, уже находящегося
в зацеплении, — концом входа в зацепление. Начальный
момент зацепления шарнира с зубом звездочки сопровождается
ударом. При дальнейшем вращении ведущая звездочка и располо-
женные на ней звенья цепи займут некоторое промежуточное
положение (рис. 61, а).
Ввиду того, что шаг цепи несколько больше шага звездочки,
входящий в зацепление шарнир не ложится на дно впадины, а рас-
полагается несколько выше, на боковой рабочей части профиля
зуба. Рассматриваемый шарнир продолжает оставаться на рабо-
чей части профиля зуба в течение всего периода зацепления, так
как он не может быть вдавлен натяжением Se цепи во впадину.
Положение зуба для этого промежуточного момента зацепления
определяет угол 0, образуемый осью зуба и вертикалью, прохо-
дящей через ось О вращения звездочки. В момент начала входа
звена в зацепление 0 = а и в момент конца процесса входа 0=0.
В начале зацепления звено В под действием момента сил тре-
ния, которые действуют на внутренний и внешний поверхностях
в гулки входящего в зацепление шарнира /, несколько поверты-
вается вокруг оси этого шарнира. От начала и до конца входа
в зацепление угол поворота звена В постепенно увеличивается, но
гак как направление соседнего звена С остается неизменным, то
происходит трение и в шарнире II, через который на звено дей-
ствует растягивающее цепь усилие Se на некотором переменном
плече h. Звездочка, а с ней и звено А поворачиваются относительно
первоначального положения на угол а — 0 (0 — текущий угол
вращения звездочки). При этом повороте происходит вращение
валика во втулке и одновременно скольжение между роликом
и втулкой, укрепленной неподвижно в пластинах внутреннего
звена В. Если бы на втулке не были свободно посажены ролики, то
происходило бы скольжение непосредственно между зубом и
втулкой. Таким образом, постановка роликов предотвращает
износ зубьев звездочки от скольжения.
Величина сил трения и износ соприкасающихся поверхностей
зависят от величины действующих на них нормальных давлений.
Как видим на рис. 61, а, валик прижимается ко втулке силой S',
которая растягивает звено А, а зуб давит на втулку с усилием N,
нормальным к профилю зуба. Эти силы, являясь реакциями свя-
зей, возникают от действия на звено В усилия Se, которым натя-
нута набегающая на звездочку ветвь цепи. Неизвестные силы S'
н /V и плечо h можно определить из условия равновесия рассматри-
ваемого внутреннего звена В.
Так как равновесие звена рассматриваем в движении, то необ-
ходимо также учесть, кроме указанных сил, еще силы трения Nfx,
S'f и Sef, которые действуют на втулки звена В. Весом цепи
и центробежной силой пренебрегаем. Центробежная сила не
75
оказывает существенного влияния, если скорость движения цепи не
превышает 5 м!сек. Благодаря вращению звездочки направление
сил S' и W по отношению к усилию Se непрерывно меняется,
вследствие чего соответственно изменяются их величины.
Согласно обозначениям, принятым на рис. 61, а, напишем усло-
вия равновесия звена В, находящегося под действием указанных
сил:
ХА = 0; — Se sin (р + <р) + Sef cos (р + <р) —
— Wfi + S' sin (а + Р) + S'f cos (а + ф) = 0;
= 0; —Se cos (р + <р) — Sef sin (р ф) +
+ N + S' cos (а + <р) — Sf sin (а + ф) — 0;
£М = 0; W/, I S74~S»ft S./('--2-+0 ' °’
где ф — угол заострения зуба звездочки;
/л — коэффициент трения скольжения между втулкой и
роликом;
/ — коэффициент трения скольжения между втулкой и ва-
ликом;
d и d1 — соответственно диаметры втулки и валика.
Решая приведенные три уравнения с тремя неизвестными,
находим
С'с (1 + //1) Sin (Р + Ф) + (fl ~ 7) COS (Р + ф) ,ЕП
" (1 ~ ffi) sin (а + q>)+ (Л + /) cos (а + ф)’
д / __ с (1 —/2) sin (а —p)4-2f cos (а—р) . ,-9
в (1 - fh) sin (а + Ф) + (Л + /) cos (а + ф)’
h Nfidi+S'fd-Sef (d + 2Q . (53)
2S0
Использование выше приводимых формул (51) и (52) при высо-
ких скоростях дает некоторую погрешность, которая будет тем
значительнее, чем выше скорость цепи.
Если пренебречь трением, т. е. принять = / = 0, то урав-
нения (51) и (52) примут вид
= (54)
e sm («+ ф) ’ v '
N=St Sin‘a-!?.) (55)
“ sin (а + P) v '
Минимальное значение усилия S' можно определить из урав-
нения (51), подставив в него (3 = 0:
с' — С (1 + ffi) sin ф -НА — 7) cos ф_________ р.
m,n ~ (1 - /А) sin (а + ф) + (А + 7) cos (а + ф) “ W
76
где
(1 + ffi) sin <р + (fi — /) cos q>
(1 — ffi) sin (a + ф) + (fi + /) cos (a + Ф) *
Максимальное значение усилия N определяют из уравне-
ния (52), подставляя в него (3=0:
Д7 _ С ____________(1 —/2) sin a 4-2f cos a________ , „
max sin (a + q))_|_(Z1 + /) cos(a+q>) V”,
где
. __ (1 — /2) sin a 2f cos a
~ (1 — ffi) sin (a + cp) + (fi + f) cos (a + Ф) ‘
Если принять, что натяжение Se набегающей ветви цепи в те-
чение всего поворота звездочки на угол а не изменяется по вели-
чине, то, подставляя в приведенные уравнения различные значе-
Рис. 62. Диаграмма изменения действующих на звенья сил в процессе входа
их в зацепление с ведущей звездочкой:
а — внутреннее звено; б — наружное звено
ния (3 от а до нуля, получим каждый раз соответствующие значе-
ния S' и N. В действительности натяжение набегающей ветви
цепи в течение поворота звена изменяется вследствие действия
инерционных нагрузок, возникающих из-за неравномерности
движения цепи.
Показанные на рис. 62 кривые выражают изменения усилий S'
и N без учета действия инерционных нагрузок при Se — const
77
для звездочки, имеющей 12 зубьев с углом заострения ф — 15°.
Кривые А построены с учетом трения (f = /4 = 0,06), а кри-
вые В — без учета трения (/ = = 0). Как видно, усилие S' от
максимального значения в начале зацепления постепенно умень-
шается и достигает минимального значения в конце зацепления
(Р = 0). Усилие У, наоборот, изменяется от минимального зна-
чения в начале зацепления до максимального в конце его.
Сравнивая между собой значения усилий, определенных с уче-
том трения и без учета трения, видим, что возникающее в шарнире
трение увеличивает давление /V и уменьшает усилие S'. Среднее
значение последнего имеет место приблизительно при р = .
Подставляя это значение угла в уравнение (51), получим
(1 + //О sin р ф) + (Л — /) cos (-%- +
S' ^S —д—ч v п= a,Sfl, (58)
ср в (1 _ sin (а -у ф) Ц- (ft + /) cos (а + ф) 1 '
где
(1 + tfi) sin (-ту + ф) + (А — /) cos (1г + (р)
Gj (1 — ffi) sin (а + ф) + (В + /) cos (а 4 ф)
При f = Л = 0
sin ( -S-т ф)
S' ^S , / = «Л, (59)
ср в sin (а 4- ф) и в’ ' '
где
sin ( 4- ф)
а0 =----\
sin (а 4- ф)
Как показали вычисления, усилие S'cp уменьшается с умень-
шением числа зубьев Изменение коэффициентов и а0 в зави-
симости от числа зубьев при стандартном профиле зубьев и f =
= /4 = 0,06 приведено в табл. 6.
На основании полученных результатов можно сделать заклю-
чение, что в процессе зацепления внутреннего звена валик прижи-
мается к втулке переменным усилием. Средняя величина послед-
него с учетом трения приблизительно на 20—40% (в зависимости
от числа зубьев) меньше натяжения Se ведущей ветви.
Таблица 6
2 «I а0 2 О1 а0
10 0,61 0,67 30 0,74 0,85
12 0,64 0,71 40 0 76 0,88
15 0,67 0,75 60 0,78 0,92
20 0,70 0,80 90 0,80 0,94
78
В конце входа в зацепление, т. е. при Р = О (рис. 62, а), уси-
лие S1Illn в звене А с учетом трения равно 0,33 Se. Следовательно,
для того чтобы входящий в зацепление шарнир соскользнул во
впадину хотя бы в этот конечный момент к звену А со стороны
холостой ветви требуется приложить усилие, превышающее
усилие 0,33 Se.
Если же натяжение Sx холостой ветви не в состоянии создать
в звене А натяжения, превышающего Smin, то шарнир и при даль-
нейшем вращении звездочки, очевидно, будет оставаться в сопри-
косновении с рабочей частью профиля зуба. Такое соприкосновение
шарнира будет до тех пор, пока натяжение сбегающей холостой
ветви не создаст в звене А усилия, превышающего натяжение,
которое получается в нем в результате действия усилия Se набе-
гающей ветви. При незначительности величины усилия Sx холо-
стой ветви, зависящего от действия веса цепи, каждый шарнир
находится на рабочей части профиля зуба почти до самого выхода
из зацепления. Таким образом, сделанное ранее указание о невоз-
можности вдавливания (соскальзывания) шарнира во впадину
при зацеплении подтверждается. Изменение натяжения в звеньях,
находящихся в зацеплении с зубьями ведущей звездочки, видно
на диаграмме рис. 65.
Рассмотрим зацепление следующего наружного звена С, один
из моментов зацепления которого показан на рис. 61, б. Шарнир
входящего в зацепление звена лежит на рабочей части профиля
зуба, но условия его работы другие. Как видим, усилие S',
действующее на звено В, и давление N от зуба воспринимает
через втулку только валик. Последний прижимается к втулке
в течение всего периода входа в зацепление шарнира усилием Se.
При повороте звездочки с расположенным на ней внутренним
звеном В происходит скольжение только между втулкой и вали-
ком. Вследствие этого скольжения получается износ только во
внутренней части шарнира. Кроме указанных сил, на звено С
действует момент MD, заменяющий действие соседнего звена D.
Определим величину и характер изменения усилия S' и AL
Принимая во внимание принятые на рис. 61,6 обозначения, на-
пишем условия равновесия наружного звена:
S X = 0; — Se sin (р + <р) — SJ cos (Р + Ф) 4-
+ S' sin (а 4- <р) = 0;
£К = °; — 5e cos (Р + ф) 4- SJ sin (Р + <р) +
+ N + S' cos (а 4- ф) — 0;
2.<и = 0; Mn-S.f~ = o.
79
(60)
(61)
(62)
Решая эти уравнения, получим
е/ = О sill (—Р 4- tf) 4- / cos (Р 4- gj.
e sin (а 4- q-) ’
= S sin (а — Р) — / cos (а — Р) .
в sin (а 4- <р) ’
Му — $efd-
Подставляя в эти уравнения различные значения 0 от а до
нуля, получим соответствующие значения S' и N. На рис. 62, б
изображены кривые, выражающие собой закономерность изме-
нения усилий S' и /V для звездочки, имеющей 12 зубьев с углом
заострения <р = 15°. Кривые А построены с учетом трения при
f = 0,06, а кривые В — без учета трения. Сравнивая между собой
кривые, видим, что трение несколько увеличивает усилие S'
и уменьшает давление /V. Если при зацеплении внутреннего звена
с учетом трения Nmax = 0,76 Se, то при зацеплении наружного
звена Д/П|ах = 0,63 Se, т. е. на 17% меньше. Следовательно, в этом
случае условия соприкосновения шарнира с зубом более благо-
приятные, чем при зацеплении внутреннего звена.
Итак, износу па ведущей звездочке при зацеплении подвер-
гаются шарниры внутренних звеньев внутри и по внешней по-
верхности втулок, а шарниры наружных звеньев — только внутри.
Следует иметь в виду, что износ внутри происходит в каждом
шарнире не в одинаковой степени. При зацеплении более всего
внутри изнашиваются шарниры наружных звеньев.
Вследствие такой особенности нормальной втулочной цепи
интенсивно изнашиваются только те зубья ведущей звездочки,
которые соприкасаются при зацеплении с шарнирами внутренних
звеньев. Из этого вытекает, что в случае работы цепи с четным
числом звеньев на звездочке с четным числом зубьев интенсивно
изнашиваться будет половина зубьев. При нечетном числе зубьев
изнашиваются все зубья поочередно через один. В случае нормаль-
ной работы втулочно-роликовой цепи указанное скольжение между
втулкой и зубом заменяется скольжением между втулкой и роли-
ком, что, не устраняя износа втулок, значительно уменьшает
износ зубьев звездочки.
Проследим изменение растягивающего усилия в каком-либо
звене от начала до самого выхода его из зацепления. Изменение
усилия в звене А (см. рис. 61, а) в течение всего периода входа
в зацепление шарнира внутреннего звена В нами уже выявлено.
Теперь остается выяснить степень изменения растягивающего
усилия в звене А при дальнейшем вращении звездочки по мере
входа в зацепление других шарниров. Очевидно, при входе в за-
цепление шарнира наружного звена С (см. рис. 61, б) усилие S
80
в звене А изменяется (если пренебречь трением) по тому же за-
кону, что и усилие S' в звене В. Величина этого усилия в каждый
отдельный момент меньше усилия S в а раз. Итак, натяжение S
в звене Л равной = aS', где S' — aS„. Следовательно, S = a2Se.
Отсюда получаем общее выражение для определения натяжения S
в любом звене п, находящемся в зацеплении с зубьями звездочки:
Sn = a"Slt, (63)
где а — коэффициент уменьшения натяжения в звене, входящем
в зацепление;
п — число звеньев, расположенных между только что входя-
щим в зацепление шарниром и шарниром звена, натя-
жение которого требуется определить.
Из сказанного видно, что натяжение в звеньях в процессе
нахождения их в зацеплении с зубьями звездочки уменьшается по
закону убывающей геометрической прогрессии. То же можно
сказать и относительно давлений, оказываемых шарнирами цепи
на зубья ведущей звездочки.
Может случиться, что в некоторый момент усилие SA. сбегаю-
щей холостой ветви создаст в данном звене А натяжение, превы-
шающее в этом звене усилие от действия усилия Se набегающей
ветви, и шарнир соскользнет по профилю зуба во впадину. При
дальнейшем вращении этот соскользнувший шарнир (если пре-
дусмотрена уширенная впадина) будет постепенно отходить от
рабочего профиля и приближаться к противоположному нерабо-
чему профилю. Следовательно, соскальзывание n-го шарнира
может произойти в момент, когда Sx Sn = anSe.
Усилие Sr должно быть больше усилия Sn на сумму сопротив-
лений трения, возникающих при проскальзывании шарниров цепи
по звездочке.
На рис. 63, а показано примерное расположение шарниров 1—
4 цепи относительно зубьев в процессе вращения звездочки, кото-
рая имеет между зубьями уширенные впадины. Как видим, здесь
шарнир 1 соскользнул во впадину только в тот момент, когда в за-
цепление уже вошел шарнир 4. В общем случае момент соскаль-
зывания шарнира зависит от соотношения между усилиями Sa
и Sv и угла заострения зубьев.
Важно заметить, что при соскальзывании одного шарнира во
впадину все другие шарниры, несколько перемещаясь, продол-
жают оставаться на рабочих профилях зубьев. Чтобы представить
себе процесс перемещения шарниров 1—4 цепи по зубьям звез-
дочки, рассмотрим рис. 64. Ввиду того, что рабочие грани двух
смежных зубьев расположены один к другому под углом а, переме-
щение одного шарнира вызывает значительно меньшее перемеще-
ние другого. Например, при перемещении шарнира 1 по рабочему
профилю зуба на величину а входящий в зацепление шарнир 4
также перемещается по боковому профилю зуба на величину Ь,
81
которая, как видим на рис. 64, во много раз меньше первой. Бла-
годаря этому при соскальзывании какого-либо шарнира во впадину
другие шарниры также несколько перемещаются, но остаются
на рабочих профилях зубьев. При указанном перемещении шар-
ниров во втулочно-роликовой цепи происходит качение роликов,
а во-втулочной цепи —скольжение втулок.
Рис. 64. Схема расположения цепи на звездочке и перемещения шар
ниров по зубьям
Если ведущая звездочка имеет нормальные (неуширенные)
впадины, шарниры цепи располагаются на пей так, как показано
на рис. 63, б. В этом случае благодаря тому, что шарнир А сбе-
82
гающего звена упирается в зуб а, усилие Sx не передается на рас-
положенные на звездочке звенья и шарниры вследствие этого
располагаются на рабочей поверхности зубьев до выхода из заце-
пления.
Как только шарнир А выйдет
из зацепления, следующий шар-
нир В соскользнет во впадину и
упрется в зуб Ь, а все другие
шарниры переместятся по зубьям
па соответствующую величину.
При этом входящий в зацепление
шарнир перемещается па мини-
мально возможную величину. В
тгом отношении звездочки с нор-
мальной впадиной более благо-
приятны, чем с уширенной впади-
ной. Поэтому для втулочно-роли-
ковых цепей, а также во всех тех
случаях, когда зубья звездочки
благодаря высококачественному
материалу и соответствующей тер-
мической обработке в процессе ра-
Рис. 65. Диаграмма изменения уси-
лий в звеньях, расположенных на
ведущей звездочке
боты сравнительно медленно ме-
няет свою форму, рекомендуются звездочки с нормальной впадиной.
При нормальном зацеплении и при звездочках с нормальной
впадиной натяжение в звеньях 1—5, находящихся на ведущей
Рис. 66. Схема расположения
цепи на ведомой звездочке
звездочке, убывает по закону гео-
метрической прогрессии. На рис. 65
изображена диаграмма изменения на-
тяжений в звеньях цепи для случая,
показанного на рис. 63, б. Как видно,
натяжение в звеньях от ведущей до хо-
лостой ветви убывает довольно резко.
Зацепление цепи с зубьями ведо-
мой звездочки. Основной особен-
ностью работы цепи на ведомой звез-
дочке является то обстоятельство,
что со звездочки сбегает не слабо на-
тянутая, а нагруженная ведущая
ветвь. Поэтому работа цепи на ве-
домой звездочке возможна только
при условии, если шаг цепи равен
или больше шага звездочки. Обратное соотношение здесь не может
иметь места вследствие невозможности входа в зацепление шар-
ниров при набегании их на звездочку.
На ведомой звездочке при нормальном зацеплении шарниры
цепи располагаются так, как показано на рис. 66. При набегании
83
шарниры свободно располагаются на звездочке так же, как и на
ведущей звездочке на той окружности, которая соответствует
шагу цепи Шарниры цепи при этом входят в соприкосновение
с нерабочими сторонами зубьев. Чем больше шаг цепи, тем дальше
от центра звездочки и ближе к головкам зубьев располагаются
шарниры цепи. По мере приближения к выходу из зацепления
шарниры постепенно соскальзывают по профилю зуба, а перед
самым выходом они оказываются во впадине. Соскользнувшие
во впадину шарниры затем входят в соприкосновение с рабочим
профилем зубьев.
Цепь, приводя ведомую зведочку во вращение, преодолевает
определенное сопротивление. Последнее сначала передается на
цепь только через зуб а\ затем при определенном положении звез-
дочки, когда шарнир А поднимется вверх по зубу и шарнир В
войдет в соприкосновение с рабочим профилем зуба Ь, в передаче
усилия участвует еще зуб Ь.
Таким образом, если на ведущей звездочке в зацеплении и
в передаче силы могли участвовать все соприкасающиеся с шарни-
рами цепи зубья, то на ведомой звездочке, в момент сбегания
цепи со звездочки, в передаче силы участвует ограниченное их
число. Усилия от зубьев звездочки действуют на цепь в сторону,
обратную ее движению. При этом шарниры цепи соприкасаются
с зубьями звездочки как раз той стороной, которая не входит
в соприкосновение с зубьями ведущей звездочки. Следовательно,
одна сторона каждого шарнира приводной цепи интенсивно изна-
шивается на ведущей звездочке, а другая — на ведомой. Вид
и величина износа с обеих сторон втулок, конечно, не будут оди-
наковыми.
На ведомой звездочке (рис. 67), так же как и на ведущей, сле-
дует различать работу двух смежных шарниров нормальной цепи,
т. е. шарнира / внутреннего звена и шарнира II наружного звена.
Условия работы указанных шарниров на ведомой звездочке не
соответствуют прежним условиям их работы на ведущей звез-
дочке. На ведомой звездочке шарнир I работает так же, как и
шарнир II на ведущей звездочке; соответственно шарнир //
ведомой звездочки работает аналогично шарниру / на ведущей
звездочке. Такая перемена в условиях работы шарниров полу-
чается вследствие того, что усилие приводной звездочки действует
на цепь в сторону движения цепи; на ведомой же звездочке усилие
сопротивления действует в сторону, обратную движению цепи.
При выходе из зацепления с зубьями ведомой звездочки внут-
реннего звена цепи трение происходит также внутри и снаружи
шарнира. На рис. 67 показано промежуточное положение выхо-
дящего из зацепления внутреннего звена В. В результате дей-
ствия на это звено усилия Se валик звена А прижимается к втулке
усилием S , а на втулку через ролик действует давление N от
зуба а.
84
Процесс выхода из зацепления внутреннего звена отличается
от уже рассмотренного процесса его входа в зацепление. При
отделении шарнира I от зуба к звено В под действием момента
сил трения Nfx и S'f, действующих на втулку шарнира II, мгно-
венно повертывается на некоторой незначительный угол относи-
тельно звена С и, уравновесившись моментом от усилия Se на
плечо h, занимает во время выхода из зацепления неизменное
относительно звена С положение. Это получается потому, что
вращающий момент от сил трения Nfi и S'f с увеличением угла Р
уменьшается, а имеющееся в шарнире I трение препятствует
обратному повороту звена В относительно звена С.
Выясним величину и характер изменения указанных сил
в зависимости от изменения угла Р При определении сил прене-
брегаем весом цепи и центробежными силами.
Условия равновесия звена В при прежних обозначениях:
v. X =0; — Sa sin (р 4- ф) Nf t + S' sin (а + ф) —
— S'f cos (а + (р) = 0;
2 У = 0; — Se cos (Р + ф) + X + «S' cos (а г ф) +
+ S'f sin (а + ф) = 0;
Л-1-0; -SJl + Nf,^-+S’f-%-~0.
85
Решая эти уравнения, получим
С' _ о sin (Р + <Р)~/1 cos(fl + q>)__________
e (1 — Ifi) sin (а + qp) — (fa + /) cos (а + ф) ’
(64)
N = Se =
sin (а — Р) — f cos (а — |3)
О — ffi) sin (а + ф) 4- (fa + /) cos (а + ф) ’
(65)
h Nfacfa + S'fd
2Se
(66)-
Если пренебречь трением, то уравнения (64) и (65) примут
такой же вид, как и уравнения (54) и (55). Из полученных
Рис. 68. Диаграмма изменения
действующих на внутреннее зве-
но сил в процессе выхода его из
зацепления с ведомой звездочкой
уравнений можно определить вели-
чину усилий при любом значении
угла р.
На рис. 68 построены по этим
уравнениям кривые изменения уси-
лия S' и N для звездочки z = 12
и <р = 15°, причем кривые А построе-
ны с учетом трения при f *= =
= 0,06, а кривые В — без учета
трения (f — fi — 0). На рисунке вид-
но, что силы трения незначительно
изменяют как усилие S', так и уси-
лие N. Благодаря действию сил тре-
ния шарнир отходит от зуба уже при
Р — 26°. Среднее значение усилия
S' получается приблизительно при
Р = 15°. Подставляя это значение
угла в уравнение (64), получим для
определения Scp следующую при-
ближенную формулу:
s‘n (—/1 cos
Scp = Se (I - f/i) sin (a + Ф) - (fa + П cos (a + ф) = (67)
При f = Л = 0
8’п(4г + ф)
Sep = se —- - Д- = a0Se.
' sin (a -f- ф) 0 "
Изменение коэффициентов a2 и an в зависимости от числа
зубьев при стандартном профиле последних и f = /\ = 0,06
приведено в табл. 7, в которой значения коэффициента а2 по
сравнению с формулой (67) определены более точно.
Сравнивая данные табл. 6 и 7, приходим к заключению, что
при набегании внутренних звеньев на ведущую звездочку коэф-
фициент аг при всех значениях z несколько меньше коэффициента а2
86
Таблица 7
2 а 2 ав г а2 ав
10 0,68 0,67 30 0,90 0,85
12 0,72 0,71 40 0,94 0,88
15 0,78 0,75 60 0,98 0,92
20 0,84 0,80 90 0,99 0,94
при сбегании этих звеньев с ведомой звездочки. Таким образом,
с точки зрения величины Scp, а следовательно, и износа внутрен-
ней части шарниров сбегание внутренних звеньев с ведомой звез-
дочки менее благоприятно, чем набегание их при том же числе
зубьев на ведущую звездочку.
При сбегании с ведомой звездочки следующего наружного
звена А валик прижимается к втулке полным усилием Se ведущей
ветви.
Зацепление цепей, имеющих изогнутые пластины. Процесс за-
цепления шарниров втулочных цепей с изогнутыми пластинами
при нормальном зацеплении ничем не отличается от ранее рас-
смотренного. Однако результаты работы этих цепей при различ-
ном направлении движения цепи отличаются один от другого.
Если цепь движется втулками вперед, то условия зацепления
и износа для всех набегающих шарниров такие же, как для рас-
смотренного шарнира внутреннего звена нормальной цепи (см
рис. 61, а). Валик прижимается к втулке усилием S', среднее зна-
чение которого составляет только часть усилия Se. Поэтому при
таком направлении движения цепи внутренние части всех шарни-
ров в случае набегания на ведущую звездочку с небольшим числом
зубьев имеют меньший износ, чем при движении втулками назад.
Однако в первом случае износ внешней поверхности втулок и,
если отсутствуют ролики, износ всех зубьев ведущей звездочки
более интенсивный. Для втулочно-роликовой цепи с изогнутыми
пластинами наиболее целесообразным направлением движения
является движение втулками вперед.
Если цепь с изогнутыми пластинами движется втулками назад
(широкими концами звеньев вперед), то условия зацепления и из-
носа каждого набегающего шарнира соответствуют условиям
ранее рассмотренного шарнира наружного звена нормальной
цепи (см. рис. 61, б). При этом направлении движения цепи все
набегающие на ведущую звездочку шарниры интенсивно изна-
шиваются только во внутренней своей части. Так как трущиеся
поверхности прижимаются одна к другой усилием набегающей
ветви Set то износ в шарнирах по сравнению с первоначальным
направлением движения оказывается больше. При этом скольже-
ния между втулками и зубьями ведущей звездочки (при отсут-
87
ствии роликов) не происходит; в этом случае при сбегании цепи
с ведомой звездочки происходит интенсивный износ внутри и сна-
ружи шарниров (см. рис. 67). Следовательно, при движении втул-
ками назад и при отсутствии роликов интенсивно изнашиваются
зубья ведомой звездочки.
Отметим, что полученные выше применительно к нормальному
зацеплению данные в отношении действующих на шарниры цепи сил
являются приблизительными, так как равновесие звеньев цепи
рассматривалось без учета действия веса, центробежных сил и влия-
ния инерционных нагрузок. Точное решение данного вопроса
весьма затруднительно. Однако имеющийся опыт показывает,
что для передач с обычными скоростями движения полученные
выводы подтверждаются практикой и поэтому они могут служить
основанием для расчетов.
СПЕЦИАЛЬНОЕ ЗАЦЕПЛЕНИЕ ВТУЛОЧНЫХ ЦЕПЕЙ
При специальном зацеплении шаг цепи меньше шага ведущей
звездочки. Специальное зацепление по сравнению с нормальным
имеет ряд существенных недостатков, и поэтому оно может быть
применено только в редких случаях для тихоходных передач
Рис. 69. Расположения шарни-
ров цепи на ведущей звездочке
при специальном способе заце-
пления
(с цепями из ковкого чугуна).
При специальном зацеплении ве-
дущая звездочка должна иметь доста-
точно уширенные впадины зубьев,
которые практически невозможно
сделать при стандартных приводных
вгулочно-роликовых цепях вслед-
ствие происходящего уменьшения
толщины зубьев и снижения их проч-
ности.
Цепь, имеющая шаг меньше шага
звездочки, располагается на послед-
ней так, как это показано на рис. 69.
Обычно шаг звездочки превышает
шаг цепи настолько, что шарнир F
при набегании располагается на не-
котором расстоянии впереди зуба а,
с которым он должен соприкасаться в дальнейшем. В соприко-
сновении с зубом звездочки находится только один шарнир G
перед самым выходом из зацепления.
Для специального зацепления характерно соприкосновение
шарниров с зубьями не при набегании, а при сбегании их со звез-
дочки. При выходе шарнира G из зацепления с зубом b цепь
проскальзывает по звездочке до тех пор, пока шарнир К не войдет
в соприкосновение с зубом с. Когда шарнир К выйдет из зацепле-
ния, цепь снова соскользнет назад на ту величину, на которую
88
шаг звездочки больше шага цепи. Этот процесс проскальзывания
цепи по звездочке при ее вращении повторяется непрерывно в мо-
менты выхода каждого шарнира из зацепления.
Во избежание ударов зубья звездочки делают более заостренной
формы, чтобы в процессе соскальзывания сбегающего шарнира G
шарнир К постепенно приближался к рабочему профилю зуба с.
При этом шарнир К должен входить в соприкосновение с зубом с
несколько раньше момента выхода из зацепления шарнира G.
Угол заострения зубьев должен быть больше и по другим сооб-
ражениям. Выходу шарнира из зацепления препятствует сила
трения, действующая между втулкой шарнира и зубом. При не-
достаточном угле заострения выход шарнира из зацепления
затруднен и шарнир остается в зацеплении до тех пор, пока сбе-
гающая с ведущей звездочки ветвь не получит дополнительное
натяжение и не сдвинет шарнир с зуба. При этом сбегающая
ветвь, увлекаемая каждый раз силой трения, приходит в колеба-
тельное движение. Для устранения этого явления следует ведомую
ветвь располагать не снизу, как изображено на рис. 69, а сверху.
Специальное зацепление возможно только в пределах опреде-
ленного соотношения между шагами цепи и звездочки. Шаг цепи
делают меньше шага ведущей звездочки с таким расчетом, чтобы
центр набегающего шарнира F совпадал с центром округления
впадины зуба d. По мере износа шарниров и звездочек шаг цепи
постепенно увеличивается, а центр шарнира приближается к
центру округления впадины зуба Таким образом, перемещение
набегающего шарнира вследствие увеличения шага цепи воз-
можно только в пределах расстояния между центрами округлений
впадины. Поэтому шаг звездочки необходимо брать больше шага
цепи с учетом числа огибающих звездочку звеньев.
При назначении разницы в шаге следует помнить о проскаль-
зывании шарниров цепи по звездочке, так как чем больше разница,
тем больше проскальзывание. Последнее вызывает износ шарниров
в местах соприкосновения их со звездочкой, а это, в свою оче-
редь, ведет к уменьшению диаметра начальной окружности звез-
дочки и, следовательно, к относительному увеличению шага цепи.
Из сказанного видно, что при выходе из зацепления каждый
шарнир скользит при достаточно большом давлении по профилю
зуба, вызывая его интенсивный износ, а также износ внешней
поверхности втулки. Помимо износа в указанных местах, проис-
ходит весьма интенсивный износ внутри всех шарниров, так как
каждый из них совершает повороты при набегании на угол а
под действием усилия Se ведущей ветви и сбегании на угол р
под действием усилия Sx.
Таким образом, рассмотрев специальный способ зацепления,
можно сделать заключение, что износ цепи и звездочки не должен
быть меньше, а значительно больше, чем при нормальном способе
зацепления [1 ]. Этот вывод подтвержден экспериментально [36].
89
ЗАЦЕПЛЕНИЕ ЗУБЧАТЫХ ЦЕПЕЙ
Зубчатые цепи при зацеплении входят в соприкосновение
с зубьями звездочек рабочими гранями своих зубьев, образую-
щими угол р вклинивания. При полном соответствии форм зубьев
и размеров звенья цепи располагаются на зубьях звездочки так,
как показано на рис. 70. При равенстве шага цепи и звездочки
обе рабочие грани каждого звена входят в соприкосновение с со-
ответствующими гранями зубьев звездочки, которые при этом
оказываются зажатыми между гранями двух звеньев. На фигуре
видно, что при данной форме и
размерах зубьев звездочки умень-
шать шаг цепи или увеличивать
диаметр начальной окружности,
на которой размещаются центры
шарниров, невозможно. Следова-
тельно, цепь, имеющая шаг меньше
шага звездочки, не может войти
в зацепление с ее зубьями. За-
цепление зубчатой цепи с зубьями
звездочек возможно только при
том непременном условии, если шаг
ее звеньев равен или больше соот-
ветствующего шага звездочки.
Вследствие увеличения шага
цепи звенья располагаются на
Рис. 70. Зацепление зубчатой цепи
с зубьями звездочки при равенстве
шагов
зубьях так, что центры их шарниров размещаются на новых окруж-
ностях, соответствующих увеличенному шагу. При этом звенья
цепи входят в соприкосновение с зубьями звездочек только одной
рабочей гранью, образуя между нерабочими гранями зубьев
некоторый зазор а, постепенно увеличивающийся по мере увели-
чения шага цепи (рис. 71). Входящее в зацепление звено А непо-
средственно с зубом D звездочки не соприкасается. Для него веду-
щим элементом является шарнир /, на который через звено А
передается натяжение Se набегающей на звездочку ветви. В зуб-
чатой цепи с вкладышами валик, соединяющий звенья, зажат
между двумя вкладышами. При повороте звездочки, а следова-
тельно, и звена В происходит скольжение только между вклады-
шем и валиком, которые прижимаются один к другому усилием Se.
Условия работы всех шарниров цепи при входе в зацепление’оди-
наковы.
На рис. 71 изображено промежуточное положение входа в за-
цепление звена А, причем начало входа соответствует углу 0 = а,
а конец входа — углу 0 = 0. В конце входа задняя грань звена А
соприкасается с гранью зуба F, причем этот момент сопровождается
ударом. Благодаря тому, что ударяющиеся грани наклонены
к оси цепи под значительным углом, удары смягчаются и цепь
90
работает с малым шумом. Располагается звено на зубе тем выше,
чем больше его шаг.
В момент входа в зацепление звена А на смежное с ним звено В
действуют три основные силы: натяжение Se набегающей ветви,
действующее на шарнир /; реакция /V зуба D звездочки, направ-
ленная нормально к пабочей грани звена; реакция 5' звена С,
действующая на шарнир II. Кроме указанных сил, при вращении
звездочки на звено В еще действуют центробежная сила и силы
трения. Пренебрегая этими силами, а также собственным весом,
определим величину и характер изменения сил /V и S' в зависимости
от угла 0 поворота звездочки. Если считать, что реакция N зуба
приложена в середине рабочей грани звена, то, принимая во вни-
мание обозначения рис. 71, напишем условия равновесия звена В.
Проектируя силы на горизонталь и вертикаль, получим
Se = N cos (0 4- ф) 4- S' cos ip;
W sin (0 4- ф) — 5' sin ip.
Сумма моментов сил относительно оси шарнира /
S'tn — Nn = О,
91
причем
tn = i sin (\|) + 0 — a) — t sin lip 4- (0 — a) ].
Решая эти уравнения относительно ip, S' и N, получаем
tg ip = sin (° + Ф) sin (a ~ e) .
sin (0 + <p) cos (a — 0)-y
(68)
$в в sin ф ctg (0 + ф) 4- cos ф ’ (69)
7V = — cos (0 + ф) 4- ctg ф sin (0 4- ф) * (70)
Рис. 72 Диаграмма изменения
усилий, действующих на распо-
ложенное на звездочке звено
зубчатой цепи, в период входа
в зацепление последующего звена
Пользуясь этими уравнениями, можно построить кривые из-
менения усилий S' и N в зависимости от угла 0 поворота звез-
дочки. На рис. 72 показаны кривые
изменения N и S' для цепи с углом
вклинивания £ = 60° и при — ~
= 0,16 (число зубьев звездочки z —
= 18). Как видим, реакция N зуба
D при повороте звездочки на угол a
постепенно увеличивается, достигая
в конце зацепления максимального
значения, равного Se; реакция S'
звена С, наоборот, уменьшается, до-
стигая при 0=0 значения 0,18 Se.
Заметим, что действие силы S' удер-
живает звено В в том положении,
которое оно заняло при входе в за-
цепление. Таким образом, входящие
в зацепление звенья под действием
усилия Se набегающей ветви имеют
тенденцию удалиться от центра звез-
дочки, но удерживаются в занятом
ими положении реакциями других
расположенных на звездочке звеньев.
Выявив направление и величину S', можно определить реак-
цию N’ зуба Е. С увеличением реакции N зуба D реакция УУ'зуба Е
стремительно уменьшается, достигая при 0 = 0 весьма малой ве-
личины. Таким образом, в этот конечный момент входа в зацепле-
ние ведущим и наиболее нагруженным зубом звездочки является
зуб D.
Практика эксплуатации зубчатых цепей показала, что в ряде
случаев благодаря несоответствию углов вклинивания зацепле-
ние не обеспечивает должной плавности хода цепи. Дело в том, что,
стремясь достичь при изготовлении полного прилегания рабочих
92
граней звеньев цепи с соответствующими рабочими гранями зубьев
звездочки, упускают из виду то обстоятельство, что в процессе
работы под нагрузкой звенья сильно деформируются и ранее до-
стигнутое соответствие между углами нарушается. Форма пла-
стин звеньев такова, что при действии на них растягивающей на-
грузки они испытывают изгиб, вследствие чего угол вклинива-
ния уменьшается.
Уменьшение угла [3 приводит к тому, что при зацеплении звено
входит в соприкосновение с зубом звездочки не всей рабочей
гранью, а вершиной С зуба
(рис. 73). Такой вход звена
в зацепление со звездочкой
неблагоприятен, так как при
дальнейшем повороте звез-
дочки звено резко соскальзы-
вает по зубу во впадину, ухуд-
шая плавность хода цепи.
Чтобы избежать ненор-
мального входа звеньев в за-
цепление с зубьями звездоч-
ки, угол вклинивания пла-
стин необходимо делать не- Рис. 73. Вход в зацепление звена цепи
сколько больше соответству- с уменьшенным углом вклинивания
ющего угла между зубьями
звездочки. При деформации звеньев под нагрузкой указанные
углы выравниваются и зацепление становится нормальным.
Возникающее в процессе работы передачи несоответствие углов
вклинивания приводило при больших скоростях движения к та-
кому нарушению плавности хода цепи, что заставляло искать
новый профиль зубьев звездочки. В результате вместо обычного
прямого профиля был предложен криволинейный профиль зубьев.
Стробоскопические исследования движения цепи показали, что
колебания (вибрации) цепи при криволинейном профиле зубьев
значительно уменьшились [55].
ПРЕДЕЛЬНО ДОПУСТИМОЕ УВЕЛИЧЕНИЕ ШАГА ЦЕПЕЙ
В процессе работы передачи шаг цепи с определенной законо-
мерностью увеличивается из-за износа трущихся частей шарни-
ров. При достижении некоторого предельного увеличения шага
цепи дальнейшая работа передачи может оказаться невозможной
вследствие значительного уменьшения запаса прочности цепи, на-
рушения плавности ее хода или нарушения зацепления шарниров
цепи с зубьями наибольшей звездочки. Поэтому цепь следует за-
менять новой несколько ранее того срока, при котором может по-
лучиться авария. С этой целью в цепной передаче каждый раз для
цепи необходимо устанавливать такое предельно допустимое
93
увеличение ее шага, при котором цепная передача может работать
нормально и безопасно. Таким образом, под предельно допусти-
мым увеличением iiiaia цепи следует понимать такое среднее уве-
личение ее шага против номинала, при котором возникает необхо-
димость прекращения работы передачи и замены изношенной цепи
новой.
При выборе цепи необходимо прежде всего иметь в виду, что
значение предельно допустимого увеличения ее шага и метод его
определения зависит от числа зубьев звездочек передачи. Так,
при наличии звездочек с малым числом зубьев цепь может рабо-
тать без нарушения зацепления при значительном увеличении
шага. Здесь цепь заменяют-новой тогда, когда вследствие большого
износа шарниров нарушается плавность хода цепи, значительно
снижается запас прочности и появляется опасность ее разрыва.
При наличии звездочек с большим числом зубьев цепь приходится
заменять новой тогда, когда она еще сравнительно мало изношена.
В этом случае ее заменяют по причине возможного нарушения за-
цепления ее шарниров с зубьями наибольшей звездочки.
Если число зубьев наибольшей звездочки передачи небольшое,
например менее 50, то предельно допустимое увеличение среднего
шага определяют из условия сохранения необходимой прочности
изношенных деталей шарнира, плавности хода цепи
М = %t, (71)
где х — опытный коэффициент;
t — номинальный шаг цепи в мм.
Величина коэффициента % зависит от качества цепи, условий
работы и предъявляемых к передаче требований. Определить
точно его можно лишь на основе опыта эксплуатации аналогичных
передач. Величина у колеблется для нормальных втулочно-роли-
ковых и зубчатых цепей в пределах 0,03—0,04.
При наличии в передаче звездочки с числом зубьев 50 и более
предельно допустимое увеличение среднего шага цепи определяют
из условия обеспечения достаточной надежности зацепления шар-
ниров с зубьями наибольшей звездочки, так как по мере увели-
чения шага цепи ее шарниры приближаются при зацеплении к вер-
шинам зубьев и вследствие этого появляется опасность наруше-
ния зацепления и соскакивания цепи со звездочки.
В этом случае предельно допустимое увеличение шага привод-
ных цепей определяют в зависимости от их типа по описанному
ниже методу.
Предельно допустимое увеличение шага
втулочно-роликовых цепей
Анализ нормального зацепления позволяет констатировать,
что по мере увеличения шага цепи шарниры приспосабливаются
к новым окружностям звездочек и благодаря этому цепное зацеп-
94
ление в процессе работы передачи не изменяет своего характера.
Важно знать, при каком увеличении шага цепи следует прекращать
работу передачи.
Пока шарниры цепи располагаются на рабочей части профиля
зубьев звездочек, зацепление не изменяется и передача работает
нормально. Но как только шаг цепи увеличивается настолько,
Рис. 74. Схема рас-
положения шарни-
ров на зубьях звез-
дочки при предель-
но допустимом уве-
личении шага вту-
лочно-роликовой
цепи
что шарниры соприкасаются с головками зубьев, появляется опас-
ность нарушения зацепления и соскакивания цепи со звездочек.
На основе анализа нормального зацепления можно рекомен-
довать следующий метод определения предельно допустимого уве-
личения шага приводных втулочно-роликовых цепей.
При прямой форме зубьев центр О ролика, находясь в начале
работы на делительной (начальной) окружности звездочки, через
некоторое время из-за увеличения шага цепи переместится вдоль
профиля зуба на величину а и займет новое положение Oj (рис. 74).
Допустимое перемещение а ролика должно составлять только
некоторую часть длины А всего бокового профиля зуба, т. е должно
быть соблюдено равенство
а = *РЛ, (72)
95
где Чг — коэффициент, ограничивающий степень использования
длины бокового профиля зуба.
При принятых на рис. 74 обозначениях постоянная длина боко-
вой рабочей части зуба
А = п А~ т,
где
п = 0,5 d tg (р; т = —-— •
cos ф ’
h RHap — /?0cos-^- = (7?з + bd) — Rocos -у- =
= bd + Ro (1 — cos ) = bd +
— bd 4—2~
6 — ^HaPd—~ — коэффициент высоты зуба;
d — диаметр ролика.
Следовательно,
А = d (0,5 tg ср -|- —b—} + (------------—
\ т cos ф / 1 2 cos ф I а . а
lsin-2-
Предельно допустимое перемещение шарнира
R'o — Ro (Ro 4- cd) — Rn cd
P - p ~ 0
COS ~~ COS COS-g-
где c — коэффициент, ограничивающий предельно допустимое уве-
личение радиуса окружности, на которой располагаются
центры шарниров.
Подставляя эти данные в ранее написанное равенство (72),
получим
cd
Р
COS~T
— 4f d ^0,5 tg ср
ь
COS ф
Отсюда
Ч' Р Гл /а К < Ь \ , t ( 1 1
с = —г cos 4г d ( 0,5 tg ср 4--------) 4- г,----I----------------
d 2 \ ° т cos ф / ' 2 cos ф I . а , а
Х Y I Q1H - --------
96
Предельно допустимое увеличение шага цепи
Д/ = / —/ = 2^sin-J--2/?0sin-^- = 2sin-^ (Ro — Ro) =
= 2sin -4- cd 2 —cd.
z z
(73)
Подставляя в это выражение значение коэффициента с, полу-
чим предельно допустимое увеличение шага цепи
Д/= 2Y cos-1-Гб/(о,5 tg } + X
2 2 \ » т cos ф / 1 2 cos ф
(74)
В 180°
После подстановки величин 4- = 30°, ф = 30-------------------
z г
360°
Ь = 0,40 и а — формула имеет вид
A/ = 5,44-i-(jid + IO, (75)
где
________0,5
cos (30° —
1
4 180'
Следовательно, предельно допустимое увеличение шага зависит
от числа z зубьев, диаметра d ролика и шага t. Входящие в формулу
(75) коэффициенты р и £ зависят от числа зубьев:
z 30 45
и 0,661 0,689
% 0,0296 0,0194
60 90 120
0,701 0,719 0,727
0,0143 0,0093 0,0082
Приведенные значения коэффициентов показывают, что на пре-
дельно допустимое увеличение шага наибольшее влияние оказы-
вает диаметр ролика, шаг же цепи вследствие малой величины
коэффициента £ влияет весьма мало. Коэффициент р в зависимости
от числа зубьев меняется незначительно. В качестве средних ве-
личин можно принять р = 0,71, £• = 0,014.
Подставляя в выражение (75) средние значения коэффициен-
тов и учитывая, что в нормальных втулочно-роликовых цепях
4
Н В Воробьев
97
1,6 d, получим приближенные, но удобные для практических
расчетов формулы:
Д/ = 2,5ЧГ-^- мм; (76)
Д/ = 4Y -у- мм. (77)
Предельно допустимое увеличение шага цепи в процентах от
номинального шага
Д/ = 250¥-у (78)
При вычислении предельно допустимого увеличения шага ве-
личину коэффициента V назначают каждый раз в зависимости от
предъявляемых требований, условий работы передачи и формы
головки зуба. В целях надежности при прямолинейной головке,
как показано на рис. 74, эта величина не должна превышать 0,8,
а при профиле зуба со скругленной головкой — 0,65. Подставляя
в выражение (78) указанные значения коэффициента Y, получим
в общем случае для вычисления предельно допустимого увеличе-
ния шага цепи следующие расчетные формулы:
Д/ = -^%; (79)
Д/ = %. (80)
Из этих выражений видно, что предельно допустимое увели-
чение шага обратно пропорционально числу зубьев звездочки.
Следовательно, чем больше зубьев на звездочке, тем меньше до-
пускается увеличение шага цепи. Таким образом, продолжитель-
ность работы цепи, при всех прочих одинаковых условиях, опре-
деляется числом зубьев большой звездочки передачи.
Необходимо иметь в виду, что полученные формулы для опре-
деления предельно допустимого увеличения шага выведены в пред-
положении равенства первоначального шага цепи номинальному
шагу. Если в начале работы передачи шаг цепи уже был на некото-
рую величину Д/п больше номинального, то допустимое (факти-
ческое) увеличение шага от износа в шарнирах будет равно Д/^ =
= Д/ — Д/п. Для обеспечения наибольшей продолжительности
работы цепи первоначальное положительное отклонение в шаге Д/п
должно быть как можно меньше, не превышая 0,225%. Целесо-
образнее, когда отклонение не более 0,15%.
Предельно допустимое увеличение
шага зубчатых цепей
Звенья зубчатой цепи по мере увеличения шага при зацеплении
отходят все дальше и дальше от центра звездочки. Поскольку при
некотором увеличении шага они могут совсем выйти из зацепле-
98
вдоль профиля
цепи переместится
Рис. 75. Схема расположения звена
на зубьях звездочки при предельно
допустимом увеличении шага зуб-
чатой цепи
ния с зубьями звездочки, необходимо определить предельно до-
пустимое увеличение шага цепи по отношению к шагу звездочки.
Рекомендуется следующий метод определения предельно допусти-
мого увеличения шага.
После некоторого периода работы центр шарнира 0г (рис. 75)
вследствие увеличения шага
зуба на величину а и
займет новое положение
Оь Допустимое переме-
щение при этом должно
составлять только неко-
торую часть длины А
рабочей части зуба звез-
дочки, т. е. должно быть
соблюдено равенство
а УЛ = У(5 У b), (81)
где У — коэффициент
запаса, огра-
ничивающий
степень использования
длины бокового профи-
ля зуба.
Как видно на рис. 75, предель-
но допустимое перемещение, а сле-
довательно, и увеличение шага за-
висит от длины s рабочей грани
звеньев и высоты зубьев звездочки.
Высота зубьев, в свою очередь,
зависит от радиуса RHap окруж-
ности головок зубьев:
= а = , 180° '
2tg-2- 2tg —
Центры шарниров в начале работы располагаются на окружно-
сти радиуса
*0 =
t
о • а
2S,n-g-
t
о . 180°•
2 sin------
г
(83)
Величину b можно определить с достаточной точностью из
выражения
b = г tg <р, (84)
где г — радиус внешнего округления торца пластин;
Ф — угол заострения зуба.
99
Угол <р определяют следующим образом. Из рассмотрения тре-
угольника СЮ3О4 для угла впадины
р а р 180°
Y “ 2 2 2 z •
Аналогично этому, рассматривая треугольник ОО3О5, получим
для угла заострения зуба
Из этих выражений видно, что указанные углы зависят от
угла р вклинивания и от числа z зубьев звездочек.
Следовательно, длина рабочей части зуба звездочки
А = s + г tg <р.
Предельно допустимое перемещение шарнира
а = (^о + cr) - Rn сг
cos у cos у cos у ’
Подставляя значения а и А в равенство (81) и решая его от-
носительно с, получим
с = Чг (-|-cosу + tg(p cos у). (85)
Предельно допустимое увеличение шага цепи
А/ = /' — 2sinRo) = 2 sin-у-сг^ 2-^-сг. (86)
Подставляя в это выражение значение коэффициента с, полу-
чим формулу для определения предельно допустимого увеличе-
ния шага цепи
М — 2 47 (-^-cosy + tgtpcos у). (87)
В зубчатых цепях, выпускаемых в СССР, г = 0,38/ и — = 0,9.
Подставляя эти значения в выражение (87), получим
Д/ = 2,45^(0,9 cos у + tgtpcosy). (88)
Величина выражения, заключенного в скобки, при различном
числе зубьев составляет:
z 30 40 60 80 100 120
0,9 cos y+ tgtpcosy 1,117 1,170 1,202 1,223 1,229 1,236
Если в качестве средней величины принять 1,22, то предельно
допустимое увеличение шага
Д/ = ЗТ-|-жл/. (89)
100
Формула для определения предельно допустимого увеличения
шага цепи в процентах от минимального шага имеет вид
Л/-300Ч'-*- %• (90)
Величину коэффициента Y определяют каждый раз в зависи-
мости от предъявляемых требований, условий работы и профиля
зуба. В целях надежности при прямолинейном профиле (рис. 75)
эта величина не должна превышать 0,75, а при криволинейном про-
филе зуба — 0,60. При этих значениях коэффициента Т получим
в общем случае для вычисления предельно допустимого увеличе-
ния шага следующие расчетные формулы;
(91)
М = %. (92)
Сравнивая эти выражения с выражениями (79) и (80), видим,
что зубчатые цепи по сравнению с втулочно-роликовыми допускают
несколько большее увеличение шага.
Полученные формулы справедливы для того случая, когда шаг
цепи до работы был равен шагу звездочки. Если же с самого начала
работы передачи шаг цепи уже был на некоторую величину больше
шага звездочки, то фактическое увеличение ша!ацепи от износа
в шарнирах
Мф = м-ма.
Глава HI
КИНЕМАТИКА И ДИНАМИКА ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ
ВИД ДВИЖЕНИЯ ЦЕПИ ПРИ ЗАЦЕПЛЕНИИ
Средняя и действительная скорость движения цепи. Звенья
цепи, находясь в зацеплении с зубьями звездочки, располагаются
в виде сторон многоугольника. Поэтому за один оборот звездочки
цепь перемещается на величину периметра многоугольника, у ко-
торого число сторон равно числу зубьев звездочки, а длина стороны
равна шагу цепи.
Если п — число оборотов в минуту звездочки, г—число
зубьев на ней и t — шаг цепи в метрах, то средняя скорость
набегания цепи на звездочку
ц = м/сек. (93)
Действительная скорость движения цепи при постоянной угло-
вой скорости вращения ведущей звездочки непостоянна и изме-
няется периодически при входе в зацепление каждого звена. Про-
должительность периода зацепления
Т = — сек. (94)
Проследим за движением цепи от начала и до конца входа звена
в зацепление со звездочкой. На рис. 76 схематически изображена
цепь в зацеплении со звездочкой, которая с постоянной угловой
скоростью 04 вращается по часовой стрелке. Положение звез-
дочки в начале входа звена II в зацепление изображено штрих-
пунктирной линией. При повороте звездочки на угол — р
шарнир А переместится по делительной окружности с постоянной
окружной скоростью звездочки в некоторое новое положение. При-
нимаем, что при этом звено II со всеми другими звеньями набега-
ющей ветви, следуя за шарниром Л, переместилось вперед и вверх,
оставаясь параллельным своему первоначальному положению.
В действительности набегающая на звездочку ветвь несколько
отклоняется от своего первоначального положения. Однако в цеп-
102
них передачах это отклонение настолько незначительно, что им
вполне можно пренебречь. В указанный на рис. 76 промежуточ-
ный момент скорость подъема цепи вверх и действительную
скорость v2 набегания цепи на звездочку можно определить раз-
ложением окружной скорости звездочки по соответствующим
направлениям:
^1 = v3e sin ₽ И V2 = V33 cos р, (95)
vse =
(96)
где 7?! — радиус звездочки в м.
Из этих выражений видно, что с уменьшением угла |3 скорость
уменьшается, а скорость v2 увеличивается. Изменение скорости
v2 в зависимости от угла р приведено на диаграмме рис. 77.
Рис. 76. Схема расположения цепи на веду-
щей звездочке
Рис. 77. Диаграмма изме-
нения скорости и ускоре-
ния движения цепи
При угле р = 0 шарнир А займет положение 2. При этом
звено //, достигнув наивысшего положения, имеет скорость = О
и v2 = v3e.
При дальнейшем повороте звездочки на угол шарнир А
переместится в положение 3 (см. рис. 76). При этом звено //, опу-
скаясь с возрастающей скоростью до своего первоначального
уровня, перемещается вперед уже с уменьшающейся скоростью.
Период входа в зацепление звена II заканчивается ударом, с ко-
торым входит в соприкосновение с зубом звездочки следующий
шарнир В. При входе в зацепление следующего звена /// движе-
ние цепи повторяется.
гт- * 360°
Таким образом, за время поворота звездочки на угол а =----
103
цепь имеет следующие движения: от положения 1 до положения 2
цепь с замедлением поднимается вверх и с ускорением переме-
щается вперед; от положения 2 до положения 3 цепь с ускорением
опускается вниз, перемещаясь вперед с замедлением. Периодиче-
ское приподнимание и опускание цепи, особенно при малом числе
зубьев звездочки и повышенной скорости, вызывает колебания
и неспокойной ход цепи; периодическое изменение скорости
набегания вызывает добавочные динамические нагрузки на
цепь.
Ускорение цепи. В начальный момент соприкосновения шар-
нира цепи с зубом звездочки, кроме удара шарнира о зуб, цепь из
замедленного движения переходит в ускоренное. Происходит
второй удар вследствие мгновенного изменения движения цепи.
Возникающие при этом динамические нагрузки зависят как от той
массы, на которую распространяется неравномерность хода цепи,
так и от получаемого цепью ускорения.
Ускорение цепи можно определить дифференцированием ско-
рости по времени, т. е.
г/и.> d о d о о
I = Г, “ Si v“ cos₽ = ST cos₽ =
= — Oi^iSinp = — mlRi sin p. (97)
Изменение ускорения в зависимости от угла поворота видно
на диаграмме рис. 77.
Максимальное ускорение возникает в цепи тогда, когда шар-
нир А (см. рис. 76) занимает положение /, соответствующее Р = ~,
и положение 3, соответствующее Р = — -у. Для этих двух поло-
жений шарнира ускорения цепи
Л = sin у и /з = —oii^isin-y. (98)
Так как
7?1sin-y = yH «1=-^» (99)
то
я2 9 n\t
]тах = ± -jgoo ± -[go '
Как видим, ускорение пропорционально квадрату числа обо-
ротов в минуту звездочки и шагу цепи. При заданном числе обо-
ротов ускорение зависит только от величины шага и совсем не за-
висит от числа зубьев звездочки. Иногда заданной величиной яв-
ляется не число оборотов звездочки, а скорость движения цепи.
104
В этом случае для определения ускорения выражение (100) вы-
60у
годно представить в другом виде, заменив в нем на -j-/-'
/шах = + 20-%-. (101)
Последнее выражение дает наиболее полное представление
о зависимости ускорения от скорости, шага цепи и числа зубьев
звездочки. Следует, однако, иметь в виду, что входящие в это вы-
ражение величины между собой связаны и что изменение одной
величины вызывает изменение другой. При заданной средней ско-
рости движения цепи и заданном числе зубьев увеличение шага
ведет к уменьшению ускорения, так как при этом уменьшается
число оборотов. При заданной скорости движения и заданном
шаге цепи ускорение обратно пропорционально квадрату числа
зубьев. Следовательно, при указанных условиях даже небольшое
увеличение числа зубьев звездочки ведет к значительному умень-
шению ускорения, так как при этом также уменьшается число
оборотов звездочки.
НЕРАВНОМЕРНОСТЬ ДВИЖЕНИЯ В ЦЕПНЫХ ПЕРЕДАЧАХ
Среднее передаточное число. Главным достоинством цепных
передач является постоянство передаточного числа, но анализ по-
казывает, что в процессе работы цепной передачи ее действитель-
ное (мгновенное) передаточное число непрерывно и периодиче-
ски меняется; постоянным остается лишь среднее передаточное
число.
Средняя скорость набегания цепи на ведущую звездочку
v = м/сек, (102)
оО
где zx — число зубьев ведущей звездочки;
t — шаг в м\
— скорость вращения ведущей звездочки в об/мин.
Обозначая через z2 и п2 соответственно число зубьев ведомой
звездочки и число ее оборотов, будем иметь
(ЮЗ)
Приравнивая выражения средней скорости движения цепи, по-
лучим
Zini = Z2n2i
отсюда
(104)
«2 г1 '
которое является средним передаточным числом цепной передачи.
105
Действительное передаточное число. Действительное переда-
точное число передачи выражается отношением угловой скорости
ведущей звездочки к угловой скорости <о2 ведомой:
‘ = (105)
В цепных передачах при постоянной угловой скорости веду-
щей звездочки угловая скорость ы2 ведомой звездочки является
Рис. 78. Схемы цепных передач:
а — длина ведущей ветви равна длине целого члена звеньев; б —
длина ведущей ветви равна длине целого числа звеньев плюс по-
ловнна звена
переменной величиной; она зависит не только от числа зубьев
звездочки, но и от расстояния между осями звездочек или длины
ведущей ветви цепи.
Рассмотрим цепную передачу, длина ведущей ветви которой
кратна целому числу звеньев (рис. 78, а). Расстояние между осями
звездочек этой передачи
(106)
cos о ' '
106
где т' — число целых звеньев в ведущей ветви цепи;
1 X
. 180° I ’
sin---- /
U tm' 2m'
180‘
sin------
z2
При этом число всех звеньев цепи без учета провеса холостой
ветви
m — 2m + 2 180°
Угловая скорость ведомой звездочки в первый момент зацепле-
ния (цепь изображена сплошной линией)
180° 180°
Vae cos -- „ cos ------------
' _ V2 __ Zi ___________
2 “ „ 180° — n 180° “ R2
R2 cos---- R2 cos--------
z2 z2
Подставляя в полученное выражение значения и делая
разование, получим
180° *
cos--------
Z-z
(107)
преоб-
180°
tg
°2 = (01 ——180о
tg-r-
(108)
Передаточное число в этот момент
х 180°
и
(109)
“2
Z2
Угловая скорость ведомой звездочки после поворота звездочки
на угол (цепь и звездочки изображены на рис. 78, а штрих-
Z2
пунктирной линией)
180°
" v2 Ri Sin z2
(ПО)
6° (z8-?i)
Передаточное число в этот момент
180°
sin----
*2
(HD
0)n 180° •
Ш2 Sin--------
Z2
Из выражений (109) и (111) видим, что в рассмотренные моменты
зацепления действительное передаточное число различно и зави-
сит от числа зубьев звездочек; постоянным во все время зацепле-
ния оно может быть только при г± = г2. Сравнение величин
107
действительных передаточных чисел для рассмотренных моментов
зацепления показывает, что ц >> t2. В данном случае при повороте
180°
ведомой звездочки на угол ---- из первого положения во второе
^2
ее угловая скорость изменяется от некоторой наименьшей вели-
чины со2 в начале поворота до некоторой наибольшей величины oj2
в конце поворота. При последующем вращении звездочки на
180°
угол----- угловая скорость уменьшается до прежней наименьшей
г2
величины <о2. Следовательно, период изменения угловой скорости
360°
соответствует повороту звездочки на угол а =-------.
г2
Таким образом, угловая скорость ведомой звездочки и дей-
ствительное передаточное число передачи изменяются за каждый
оборот звездочки периодически столько раз, сколько она имеет
зубьев.
Определим действительные передаточные числа передачи, по-
казанной на рис. 78, б, у которой длина ведущей ее ветви, при
прежних обозначениях, равна t (tn' + 0,5). Расстояние между
осями звездочек этой передачи
Д = Лт'+°А. (Н2)
cos о ' '
При этом число всех звеньев без учета провеса холостой ветви
должно быть
m — 2(m' + 0,5) + ^4^ + У(18У г,>• <||3)
В первый момент зацепления (цепь и звездочка изображены
сплошной линией) угловая скорость ведомой звездочки
180° . 180°
одес°5 18QO sin _
“ O1 7rTC0S Zi — 0)1 180°
г2
' У2
“2 = К
(114)
R2
Передаточное число в
этот момент
180°
tg -
(01
о', . 180° •
2 Sin-----------
г2
(И5)
Во второй момент зацепления (цепь и звездочки изображены
на рис. 78, б штрих-пунктирной линией) угловая скорость ведомой
звездочки
//
0)9 =
V2
. 180°
tg——
R2 cos
180°
г2
П 180°
R2 cos-------
Zo
sin-------
Z2
(116)
i
108
Передаточное число в момент зацепления
. (I)!
'9 ---- //
(о2
. 180
sin------
(П7)
В этом случае также
«1 >i2 и
Сравнивая формулы (115) и (117) с ранее полученными форму-
лами (109) и (111), видим, что значения действительного переда-
точного числа в рассмотренных передачах различны. Таким обра-
зом, расстояние между осями звездочек или длина ведущей ветви
цепи также оказывает влияние на действительное передаточное
число и степень неравномерности вращения ведомой звез-
дочки.
Степень неравномерности движения. Степень неравномерности
вращения какого-либо тела
g _ Фтах — ыт1п (118)
где (о|11ах, сот1п и со — соответственно наибольшая, наименьшая
и средняя угловые скорости тела.
Так как в рассмотренных цепных передачах наибольшей, наи-
меньшей и средней угловыми скоростями ведомой звездочки яв-
ляются со2, со2 и со2, то степень неравномерности движения в этих
передачах
COj (О/
to2 — ю2 _ __ (G — ч) i
(t>2 (Oj J 1/2
i
(119)
где i1 и i2 — действительные наибольшее и наименьшее переда-
даточные числа;
i — среднее передаточное число, определяемое по фор-
муле (104).
Имея формулы для определения действительного передаточного
числа цепных передач в характерные моменты зацепления, можно
определить и степень неравномерности движения по формуле (119).
Результаты произведенных вычислений по ранее полученным фор-
мулам сведены в табл. 8.
Необходимо заметить, что значения степени неравномерности
движения, приведенные в табл. 8, являются приблизительными,
так как они получены без учета влияния упругости цепи и ее про-
висания, а также происходящих колебаний (вибраций) цепи в вер-
тикальной плоскости.
109
На основании данных таблицы можно сделать следующие ос -
новные выводы:
наименьшая степень неравномерности движения при равных
условиях имеет место в тех передачах, в которых длина ведущей
Таблица 8
Число зубьев звездочек и соеднее пеоелаточное число Для передачи
по рис. 78, а по рис. 78, б
i, 8 4, *2 £
zx=10 z.,= 20 1=2 2,051 1,975 0,038 2,077 1,951 0,063
гг= 10 2., = 60 t=6 6,200 5,904 0,049 6,205 5,896 0,051
Zi=18 2г=36 1=2 2,015 1,992 0,011 2,023 1,980 0,021
Zi= 18 22=108 1=6 6,060 5 970 0,015 6,063 5,968 0,016
ветви цепи кратна целому числу звеньев; степень неравномерности
движения в указанных передачах уменьшается с понижением пе-
редаточного числа, причем при zx = z2 и равном шаге звеньев
цепи достигается полная равномер-
ность;
степень неравномерности движе-
ния тем меньше, чем больше зубьев
на малой звездочке;
если передача должна иметь по-
стоянство передаточного числа во все
периоды ее работы (полная равномер-
ность движения), цепную передачу
применить нельзя, за исключением
случая, указанного вначале.
Угловое ускорение ведомой звез-
дочки. Ведомая звездочка получает
движение от неравномерно движу-
щейся цепи.
Рис. 79. Схема расположения
цепи на ведомой звездочке
Положим, что в некоторый момент скорость цепи v2 =
= vae cos 0, а ведомая звездочка занимает положение, пока-
занное на рис. 79.
Если пренебречь влиянием упругости и ее провисания, то угло-
вая скорость ведомой звездочки в этот момент
V? _ У;1в COS Р _ cos 0
cos у ~~ /?2 cos у ~ R2 ’ cos Y ’
(120)
где и — угловая скорость и радиус ведущей звездочки.
Дифференцируя угловую скорость по времени, найдем угловое
ускорение
А — _ ** cos 0 toiRi
dt dt R2 cos у R->
110
. o dp . c dy
COS Y Sin P —jT----sin у cos p -77-
dt__________ dt
cos2 у
0)1 cos y sin p — ©2 sin у cos
cos2 Y
R2
K2 X
X
sin p — — tg Y cos p
(Ox
cos у
2
( i sin P — tg Y cos P^ , (121)
<2‘
где i — — —действительное передаточное число.
©2
Получив общее выражение для углового ускорения, определим
наибольшее ускорение для того случая, когда длина ведущей ветви
передачи кратна целому числу звеньев. В этом случае максималь-
ное угловое ускорение возникает в ведомой звездочке при 0 =
(Zi ССо a Clj ОС2
=----и V =-------~ или при р - у и у =
Подставляя эти значения углов в выражение (121), получим
fynax
CO^i
R-d
. «1 . «2 а1
I sm — tg-g-cos-g-
а2
COS-y
0,i
СО?
«1 „ . сс2 аД
iRi sin -у- Rt tg —g—cos-g- \
г, а2 /
Rz cos -у- у
/ . СС1
------—-tg-^cos-J-
2S,n-g-
/ СС2
•---------COS-x-
о . «2 2
2 sin -у-
г, «2
R2 cos
0,5/
I -----------
а2
R2 cos ~
= ±-р Hg^-tg^-
fg-^
i--------
г а1
tg-F>
4^
Учитывая, что coj =
, а2
310° tg 2
“2 = — 11
tgT-
Z2
получим
Л П J
W
^max
-) tg-Ц^
(122)
ill
Следовательно, угловое ускорение ведомой звездочки пропор-
ционально квадрату числа оборотов в минуту ведущей звездочки
и зависит от числа зубьев и передаточного числа. Оно тем меньше,
чем больше число зубьев ведомой звездочки и чем меньше пере-
даточное число передачи. При передаточном числе, равном единице,
угловое ускорение равно нулю, а это означает, что ведомая звез-
дочка в этом частном случае, как и ведущая звездочка, вращается
с постоянной угловой скоростью.
Определим наибольшее угловое ускорение ведомой звездочки
такой передачи, длина ведущей ветви которой кратна целому
числу звеньев плюс длина половины звена (см. рис. 78, б). Здесь
необходимо рассмотреть следующие два положения:
1) ₽ = 0; т = и 7 = -^-; 2) ₽ = и 7 = 0.
Подставляя значения углов первого положения в выражении
(121), получим величину углового ускорения ведомой звездочки
для этого момента
1 - R2i
t
о • «1
2 sin —-
t
О «2
2sm^
. Cto
tg
C0S"T
•
s,n~T
Так как
«i
sin .
. «2
tg-f-
о о 180°
1 ~ 900 t2 *
(123)
Подставляя значения углов второго положения в выражении
(121), получим
©i/?i а. л2л? too0
= ± ^sin-^. (124)
Сравнивая выражения (123) и (124), видим, что при втором
положении угловое ускорение ведомой звездочки значительно
больше, чем при первом, и не зависит от передаточного числа
передачи. Как при первом, так и при втором положении с увели-
чением числа зубьев ведомой звездочки угловое ускорение умень-
112
шается. Сравнивая формулу (122) с формулой (124), видим, что
последняя дает большую величину ускорения. Например, по вы-
ражению (124) при i = 2 и г2 = 40 максимальное угловое уско-
рение ведомой звездочки получается на 33% больше, чем по вы-
ражению (122). С увеличением передаточного числа эта разница
уменьшается.
Таким образом, на основании полученных результатов макси-
мальное угловое ускорение ведомой звездочки
Л2П|
етах = ± -goo" (125)
где X — коэффициент, при помощи которого учитывают влияние
числа зубьев ведомой звездочки, передаточного числа
передачи и соотношения длины ведущей ветви и шага.
Наибольшее возможное значение этого коэффициента можно
определить в зависимости от относительной длины ведущей ветви
цепи по одной из формул
или
л .180° л /1П-7\
X = sin----. (127)
ДИНАМИЧЕСКИЕ НАГРУЗКИ
Нагрузки, действующие на цепь вследствие неравномерности
движения. При неравномерном вращении ведомой звездочки и всех
связанных с ней масс на цепь, кроме полезной, действует еще
дополнительная динамическая нагрузка. Вращающий инерци-
онный момент, возникающий при неравномерном вращении ведо-
мой звездочки,
М = 0J, (128)
где М — инерционный момент;
6 — угловое ускорение;
J — момент инерции ведомой звездочки и всех связанных
с ней вращающихся масс в кГмсек2.
Определяемый формулой (128) инерционный момент может
быть как положительным, так и отрицательным. Действие его вы-
зывает в цепи дополнительную динамическую нагрузку
п' _ м 0J
Идин ~~ R* “ R2 ’ (129)
где R2 — радиус ведомой звездочки.
Подставляя в это выражение значение максимального ускоре-
ния из формулы (125), получим
Рдин = 900/?, ( 1
113
где X — коэффициент, учитывающий влияние числа зубьев, пе-
редаточного числа и относительной! длины ведущей ветви
[определяют его в зависимости от типа передачи по фор-
муле (126) или (127)];
/ц — число оборотов ведущей звездочки в минуту.
Вследствие неравномерности движения самой цепи в ней воз-
никает другая дополнительная динамическая нагрузка (сила
инерции)
Рдин = mj, (131)
где т — масса ведущей ветви цепи в кГсек*!м\
] — ускорение в м!сек2.
Эта нагрузка может быть положительной и отрицательной.
Подставляя значение максимального ускорения из формулы
(100), получим
Л о
Рдин = тп^ (132)
180 ’
где — число оборотов ведущей звездочки в минуту;
t — шаг цепи в м.
Если в передаче длина ведущей ветви равна длине целого числа
звеньев, то найденные нагрузки действуют одновременно. В этом
случае общая динамическая нагрузка
Гло, = Ль»+ + ?£-). <133>
Если же длина ведущей ветви передачи состоит из длины це-
лого числа звеньев и плюс длины половины звена, тогда макси-
мальные динамические нагрузки действуют в разное время и
в расчете учитывают наибольшую из них.
При определении динамических нагрузок предполагалось, что
ведущая звездочка вращается равномерно, цепь не имеет прови-
сания и представляет собой неупругий элемент. В действительно-
сти же ведущая звездочка не имеет строго равномерного движения,
а цепь обладает и провисанием, и некоторой упругостью, вслед-
ствие чего эффект динамических нагрузок на цепь снижается [201.
Благодаря упругим свойствам цепи динамические нагрузки
передаются от звена к звену по всей ведущей ветви не мгновенно,
а в течение некоторого времени со скоростью распространения уп-
ругой волны. Ранее рассмотренная кинематическая связь нару-
шается также вследствие колебаний цепи и изменения стрелы
провисания и действующей на цепь нагрузки. Чем длиннее веду-
щая ветвь передачи, тем сильнее влияют указанные факторы на
уменьшение динамических нагрузок, возникающих вследствие
неравномерного движения цепи. Поэтому необходимо иметь в виду,
что приведенные формулы преувеличивают значения динамиче-
ских нагрузок. Насколько действительные динамические нагрузки
114
меньше вычисленных по полученным формулам, точно указать
пока не представляется возможным.
Учитывая сказанное, автор рекомендует определять динами-
ческую нагрузку по формуле
2
+ (134)
•7V \ 1\ 2 “ /
где А — коэффициент, учитывающий влияние упругости и про-
висания цепи.
Вследствие отсутствия более точных данных рекомендуется
принимать величину коэффициента А 0,5-4-0,75, причем мень-
шее его значение соответствует большему расстоянию между
осями звездочек.
Рис. 80. Осциллограммы:
а — действующей на звено зубчатой цепи нагрузки в период полного ее оборота вокруг
звездочек: б — деформации звена зубчатой цепи в момент входа в зацепление с зубом
ведущей звездочки
Вопрос о величине и характере действия на цепь динамических
нагрузок ввиду кратковременности периода зацепления звена
(тысячные доли секунды) стало возможным решать только с раз-
витием тензометрирования при помощи проволочных датчиков
омического сопротивления. Принцип определения "указанных на-
грузок основан па измерении деформации звеньев цепи.
Одна из осциллограмм, представляющая собой запись дей-
ствующей на звено зубчатой цепи растягивающей нагрузки в пе-
риод полного ее оборота вокруг звездочки, показана на рис. 80, а.
Результаты проведенного эксперимента позволяют судить о том, как
изменяется нагрузка в звене в период его нахождения в холостой
ветви (участок 1—2), на ведомой звездочке (участок 2—3), в веду-
щей ветви (участок 3—4) и на ведущей звездочке (участок 4—/). Как
видим, в процессе работы передачи нагрузка в цепи периодиче-
ски изменяется. Большой интерес представляет изменение нагрузки
в звене ведущей ветви (на участке 3—4) и особенно в момент входа
звена в зацепление. Как и следовало ожидать, колебания нагрузки
распространяются на всю ведущую ветвь, причем при приближе-
нии звена к ведущей звездочке они несколько увеличиваются,
и в самый момент входа звена в зацепление с зубом звездочки
нагрузка значительно увеличивается.
115
Заслуживают внимания результаты опытных исследований
динамических нагрузок в зубчатых цепях, приведенных в работе
[21 ]. На рис. 80, б показан участок одной из полученных осцил-
лограмм, отражающий изменение деформации (нагрузки) в звене
зубчатой цепи в моменты подхода к ведущей звездочке, входа в за-
цепление и нахождения его на ведущей звездочке. Период зацеп-
ления звена в данном случае равен 0,006 сек.
Заметим, что приведенные на рис. 80 осциллограммы между
собой сходны. Ведущая ветвь цепи действительно испытывает ди-
намические нагрузки, период действия которых равен периоду
поворота ведущей звездочке на один зуб. В момент входа звена
в зацепление происходит удар, вследствие чего в этом и соседнем
с ним звене значительно возрастает нагрузка.
Для выяснения приблизительно возможной величины дейст-
вующей на цепь динамической нагрузки рассмотрим конкретный
пример. Определим динамическую нагрузку, возникающую в цепи,
передаваемой мощности 6 кет при числе оборотов малой звез-
дочки 850 в минуту. Известны: число зубьев звездочек zx = 20,
z2 = 60, шаг цепи t = 25,4 мм, вес ведущей ветви цени 3 кг,
разрушающее усилие цепи Q = 4500 кГ, момент инерции ведомой
звездочки и всех связанных с ней вращающихся масс J =
= 0,07 кГмсек2, радиус ведомой звездочки Д2 — 243 мм, длина
ведущей ветви цепи равна длине целого числа звеньев, коэффици-
ент А = 0,6.
Подставляя эти данные в формулу (134), получим
р __ 8502 Г д / 32 —1 \ 0,07 I 3-0,0254 1 „ fi
^дин “ 90 L 60 \ З2 ) 0,243 + 9,81 -2 J 0,0 “
= 8027 (0,0134 + 0,00388) 0,6 - 84 кГ,
причем
Р'дин = 65 кГ и Рдин = 19 кГ.
Скорость движения цепи
20-0,0254-850 ,
v —--------c7i---=7,2 м/сек,
60 ’
и передаваемое цепью усилие
102W 102-6
V ~ 7,2
- 85 кГ.
Таким образом, в данном случае динамическая нагрузка, почти
равна статической нагрузке. Коэффициент надежности соответ-
ственно равен:
без учета динамической нагрузки
Q 4500
п = Т = -85" = 53'
116
с учетом динамическом нагрузки .
Q 4500 _ 97
п~ Р + Рдин~ 85 + 84
Приведенный пример показывает, что возникающие в цепи
динамические нагрузки могут превосходить статические усилия.
Поэтому при расчете цепных передач динамические нагрузки
целесообразно принимать во внимание.
Нагрузка, возникающая в цепи от действия центробежных сил.
Все звенья цепи, расположенные на вращающейся звездочке, ис-
пытывают действие центро-
бежной силы, которая
стремится их отделить от
звездочки. Центробежная
сила, развиваемая каким-
либо вращающимся телом,
С = /ио)2р, (135)
где т — масса тела;
со — угловая ско-
рость;
р — радиус враще-
ния, т. е. расстоя-
ние от центра
вращения до цен-
тра тяжести тела.
Если рассматривать каждое находящееся на звездочке звено
цепи отдельно (рис. 81, а), то развиваемая центробежная сила
<7о 2 л сс qt it a qv2 п . а а
С = <0 ft COS -у = -у COS-у = 2 Sin у COS у =
qv2 qv2 . 360° /юе\
= ——since =-—sin--------, (136)
g g z ' '
где qQ — вес одного звена в кг;
g — ускорение свободного падения в м/сек2;
q — вес 1 пог. м цепи в кг;
t — шаг цепи в м;
R — радиус звездочки в м;
v — окружная скорость звездочки в м/сек;
z — число зубьев звездочки.
Из полученного выражения видно, что развиваемая звеном
центробежная сила пропорциональна весу цепи, квадрату ско-
рости и зависит от числа зубьев звездочки. При одной и той же ско-
рости центробежная сила уменьшается с увеличением числа зубьев.
Центробежные силы создают в цепи определенное дополни-
тельное натяжение (рис. 81, б). Действию центробежных сил
117
противостоят удерживающие силы Sl(, приложенные к набегаю-
щей и сбегающей ветвям цепи. Эти удерживающие силы в каждом
отдельном случае можно определить следующим путем. Проекти-
руя все силы на ось, получим
2S4 = 2С cos -у- + 2С cos a -f- 2С cos-|- а,
откуда
Sz-, ( , 5
ч = С ( cos -g- + cos-g- а 4- cos-g- а
(Го2 . 360° ( 180° , 540° , 900° \
= -— Sin -----( COS-------Н COS-------h COS--- ).
g z \ z 1 z 1 z /
Следовательно, натяжные цепи можно представить в общем
виде
5,. = ^-^-- (137)
где р — коэффициент, учитывающий влияние числа зубьев звез-
дочки.
Значения коэффициента р, полученные из приближенных рас-
четов, следующие:
при z 6 8 10 12 16 18 20 24 30
р 0,866 0,923 0,951 0,966 0,981 0,985 0,987 0,991 0,994
Из этих данных видно, что коэффициент р, а следовательно,
и натяжение Sq цепи с увеличением числа зубьев увеличиваются.
Если, допуская некоторую погрешность, представить себе, что
цепь на звездочке располагается не в виде половины периметра
многоугольника, а в виде половины окружности, то центробежная
сила, развиваемая этой частью цепи и приложенная в центре
тяжести полуокружности (точка а на рис. 81, б),
С __ v'2 2/^ _ о W2
с “ g ' Я2 ’ я ”2 g ’
Удерживающая сила Sq в этом случае
ц g
Это выражение, точное для ременных и канатных передач, для
цепных передач является приближенным, причем погрешность
тем больше, чем меньше число зубьев у звездочки. Обычно натяже-
ние S4 учитывают лишь при скоростях, превышающих 5 м!сек.
Принято считать, что центробежные силы развиваются на
звеньях цепи не только тогда, когда они располагаются на звездоч-
ках, но и в то время, когда они находятся в ведущей и ведомой
ветвях, имеющих определенную кривизну вследствие провиса-
118
ния. Возникающее в цепи дополнительное натяжение от дейст-
вия центробежных сил увеличивает износ в шарнирах и понижает
к. п. д. передачи.
СКОРОСТЬ УДАРА ШАРНИРОВ ЦЕПИ И ЗУБЬЕВ ЗВЕЗДОЧКИ
Рассмотрим первоначальный момент соприкосновения шарнира
цепи с зубом звездочки. Так как перед зацеплением (рис. 82)
шарнир В и зуб С звездочки, который должен войти с ним
в зацепление, движутся один
к другому навстречу с опреде-
ленными скоростями, то при их
соприкосновении происходит
удар. Эти удары разрушающе
действуют на цепь, ее детали,
зубья звездочки и являются при-
чиной того специфического шу-
ма, которым сопровождается ра-
бота цепной передачи. На силу
удара большое влияние оказы-
вает скорость, с которой соуда-
ряются шарниры цепи и зубья
звездочки.
Рис. 82. Схема расположения цепи на
звездочке в момент входа шарнира
в зацепление
Скорость удара при зацеплении втулочных
и втулочно-роликовых цепей
При нормальном способе зацепления шарниры цепи соприка-
саются с рабочей частью бокового профиля зубьев. В новой пере-
даче при правильных размерах цепи и звездочки шарниры сопри-
касаются с зубом у его основания в точке К при начальном угле
заострения зуба <р (рис. 83, а). По мере увеличения шага цепи со-
прикосновение происходит в других точках профиля, расположен-
ных ближе к вершине зуба.
Вследствие поступательного движения цепи все точки входя-
щего в зацепление шарнира, непосредственно соприкасающиеся
с зубом звездочки (в том числе и точка Л), имеют окружную ско-
рость звездочки, равную со/? и направленную перпендикулярно
к радиусу ОО2- Точка К зуба, соприкасающаяся с шарниром цепи,
при ударе имеет другую окружную скорость, направленную пер-
пендикулярно к радиусу ОК. Так как эти скорости по направлению
не совпадают, то происходит косой .удар. Искомая скорость удара
определяется как разность проекции указанных скоростей на нор-
маль КОГ.
Однако скорость удара можно определить более простым и бы-
стрым способом, если учесть, что при вращении звездочки с угло-
вой скоростью со входящие в зацепление звенья цепи совершают
119
поворот относительно звездочки с той же угловой скоростью. Поль-
зуясь этим, можно найти скорость удара шарнира входящего в за-
цепление звена, считая, что звездочка находится в неподвижном
состоянии, а звено поворачивается вокруг оси 02 со скоростью со.
б)
Рис. 83. Схемы скоростей:
а — в момент удара шарнира втулочно-роликовой цепи
с зубом; б — удара при зацеплении зубчатой цепи
При относительном повороте точка К шарнира цепи имеет окруж-
ную скорость v = соКОг-В момент соприкосновения точки/(шар-
нира с зубом звездочки, как показано на рис. 83, а, скорость удара vy
можно определить как проекцию скорости на нормаль КОХ.
120
Если из центра шарнира 02 опустить перпендикуляр на нор-
маль КОЪ получим точку М, которая будет иметь окружную ско-
рость, равную искомой скорости удара, т. е.
vy — мО2М = G)/sin(cc + ф) = w/sin Г —у—|- . (139)
Формулу для определения скорости удара можно представить
в виде
Vy =
(ИО)
здесь £ — коэффициент скорости удара, определяемый выраже-
нием
= sin^-r- + (141)
где z — число зубьев звездочки;
(р — угол заострения зуба
в точке удара.
Как видим, скорость удара
пропорциональна угловой ско-
рости и шагу цепи. Эта ско-
рость тем меньше, чем больше
число зубьев и меньше их угол
заострения.
При выпуклом и прямом про-
филе зуба начальный угол зао-
стрения зуба
<р = 30°
Таблица 9
Число зубьев г Коэффициент скорости Удара £
при выпук- лом и пря- мом профиле при вогнутом профиле
10 0,743 0,857
15 0,669 0,777
20 0,629 0,731
25 0,604 0,700
30 0,588 0,682
40 0,566 0,656
50 0,554 0,640
18СГ Z (142)
Подставляя это значение угла в формулу (141), получим вели-
чину коэффициента скорости удара для выпуклого и прямого про-
филя
1 = sin (^ + 30°). (143)
При вогнутом профиле начальный угол заострения зуба
120°
Ф — 35° — —(144)
и коэффициент скорости удара для этого профиля
|=sin(-^-)-35°).
(145)
В табл. 9 и на рис. 84 приведены значения коэффициента ско-
рости удара |, подсчитанные по формуле (143) для выпуклого и пря-
мого профиля и по формуле (145) для вогнутого профиля.
121
На рисунке видно, что величина коэффициента £, а следова-
тельно, и скорость удара уменьшаются с увеличением числа
зубьев. При выпуклом и прямом профиле скорость удара при всех
значениях г меньше, чем при вогнутом профиле.
Заметим, что полученная формула (139) для определения ско-
рости удара втулочной и втулочно-роликовой цепи относится
к тому случаю, когда между
шарниром цепи и зубьями
звездочки имеет место нор-
мальное зацепление, при ко-
тором шаг звеньев цепи боль-
ше шага звездочки. Если же
шаг звеньев меньше или равен
шагу звездочки, то шарниры
при входе в зацепление со-
прикасаются не с боковой
частью профиля зубьев, а со
звездочкой во впадине между
зубьями. В этом случае ме-
жду шарниром и впадиной
звездочки происходит пря-
мой, более значительный по
силе удар, чем при нормаль-
ном зацеплении, и коэффи-
циент скорости удара | = 1.
Скорость удара при этом
= <146)
Рис. 84. Диаграмма изменения коэф-
фициента скорости удара в зависимо- где п — число оборотов звез-
сти от числа зубьев дочки в минуту;
t — шаг цепи в м.
В скоростных передачах с целью уменьшения силы удара
и повышения срока службы цепи необходимо осуществлять нор-
мальное зацепление, при котором шаг звездочки по делительной
окружности меньше шага звеньев в цепи. Это зацепление необ-
ходимо осуществлять на малых звездочках передачи, имеющих
большое число оборотов. Испытания цепей показали, что в первую
опередь разрушаются ролики и втулки тех шарниров, которые
входят в соприкосновение со впадиной зубьев.
Скорость удара при зацеплении зубчатых цепей
Зубчатая цепь входит в соприкосновение с зубьями звездочки
плоскими гранями зубьев пластин. Рабочая часть зубьев ограни-
чивается точками К и С (рис. 83, б).
При зацеплении происходит удар двух граней, причем скорость
удара различных соприкасающихся точек неодинакова. Наимень-
122
шую скорость удара имеет точка С. Скорость удара всех других
точек постепенно увеличивается по мере их удаления от точки С.
Следовательно, наибольшую скорость удара имеет точка К. При
определении этой скорости исходим из того, что входящее в за-
цепление звено как бы поворачивается вокруг оси О2 относительно
звездочки с той же угловой скоростью со, какую имеет звездочка.
Точка К зуба цепи при этом относительном повороте имеет окруж-
ную скорость V.
Так как при соприкосновении грани звена с зубом происходит
косой удар, то наибольшую скорость vy удара можно определить
как проекцию скорости v на нормаль 1\О1У т. е.
vy — соО2Л4 = со/ sin -у-. (147)
Из этой формулы видно, что скорость удара возрастает с уве-
личением угла вклинивания и не зависит от числа зубьев звездочки.
Большей частью зубчатые цепи изготовляют с углом вклинива-
ния Р = 60°. При этом угле наибольшая скорость удара
vy = 0,5 со/. (148)
Так как при соприкосновении грани звена участвует ряд то-
чек плоского профиля зуба, то важно знать скорость удара сред-
ней точки е. Последняя имеет среднюю скорость удара, которую
можно найти графическим путем, а при угле вклинивания 60° оп-
ределить с достаточной точностью по формуле
Vy — 0,35 со/. (149)
На рис. 84 одновременно с кривыми коэффициентов скорости
удара для втулочно-роликовых цепей для сравнения нанесена пря-
мая, определяющая величину этого коэффициента для зубчатых
цепей с углом вклинивания Р = 60°. Как видно, величина коэф-
фициента скорости удара зубчатых цепей значительно меньше,
чем у втулочных и втулочно-роликовых цепей. Этим и объясняется
главным образом тот факт, что зубчатые цепи по сравнению с вту-
лочными и втулочно-роликовыми цепями работают со значительно
меньшим шумом.
ЖИВАЯ СИЛА УДАРА И МАКСИМАЛЬНО ДОПУСТИМЫЕ
СКОРОСТИ ДВИЖЕНИЯ
Сила удара и его последствия зависят от величины живой
силы, теряемой при ударе. Принимая звездочку за неподвижную
опору, живую силу удара можно определить по формуле
(150)
где tn — масса части цепи, участвующей в ударе.
123
Скорость удара шарнира
Остается неизвестной масса. В специальных исследованиях
установлено, что в ударе участвует масса некоторой части одного
звена, причем величина этой массы зависит от длины цепи и ее
натяжения. С уменьшением межосевого расстояния участвующая
в ударе масса увеличивается. Однако увеличение межосевого рас-
стояния не вызывает пропорционального уменьшения силы удара
и после определенного значения увеличение длины ведущей ветви
цепи не вызывает роста силы удара. Установлено также, что с уве-
личением натяжения цепи сила удара растет, но, достигнув опре-
деленной величины, остается далее постоянной.
Для практических расчетов рекомендуется принимать следую-
щее среднее значение коэффициента Ко, которым учитывают влия-
ние длины и натяжения цепи:
при А (25 — 30)/ (35— 60)/ >60/
k0 = 0,8 k0 — 0,7 k0 — 0,65.
Здесь А — межосевое расстояние и / — шаг цепи.
Учитывая сказанное, для определения живой силы, теряемой
при ударе шарнира, можно рекомендовать следующую формулу:
_ Мо ли Д2 _ А’о<7оУ»3/2 /кп
U 2g 30 1) ~~ 1800 ’ I10"
где k0 — коэффициент, которым учитывают влияние длины и на-
тяжения цепи;
q0 — вес одного звена в кг;
g — ускорение свободного падения в м/сек2;
£ — коэффициент, которым учитывают влияние формы зубьев
и их числа;
/ — шаг цепи в м.
Чем больше живая сила, тем более разрушительное действие
оказывает удар на цепь и ее детали, а также на зубья звездочки.
В результате последовательных ударов шарниров втулочно-
роликовой цепи о зубья разрушаются ролики и втулки, изнаши-
ваются зубья и увеличивается шум. Удары ослабляют запрессовку
втулок и валиков в отверстиях пластин. Для предотвращения
указанных явлений удельная живая сила ударов, приходящая-
ся на 1 си2 проекции ролика,
__ ^0?0^2n~/2 /1
L800crf *
не должна превосходить пределы, установленные опытом. Так как
обычно бывает известен вес 1 пог. м цепи q, то, заменяя qQ на qt
124
ii выражая при этом для удобства шаг цепи t в см, получим
Л __ /1 го\
° ~ 1800-1003cd *
Решая это равенство относительно п, имеем
42430 л/ Gyd cd
У ' k0 ' qt '
(154)
Наблюдения за передачами с втулочно-роликовыми цепями
показывают, что они могут работать исправно, если удельная жи-
вая сила удара не превышает
0,0035 кГм!см2. Что касается
величины коэффициента k0, то
примем его равным 0,8.
Подставляя указанные вели-
чины в выражение (154), полу-
чим формулу для определения
максимально допустимого числа
оборотов в минуту звездочки
_ 2800 1 Л/]55)
«max — у qt • I100)
где с — длина ролика или рас-
стояние между внутрен-
ними пластинами цепи
в см;
d — диаметр ролика в см;
q — вес 1 пог. м цепи в кг 1м;
£ — коэффициент скорости
удара.
Следует иметь в виду, что
число оборотов звездочки, опре-
деляемое этой формулой, являет-
ся максимальным, т. е. предель-
но допустимым для высококаче-
ственных втулочно-роликовых
цепей при нормальных условиях
Так как
Рис. 85. Диаграмма предельно допу-
стимых чисел оборотов звездочек в за-
висимости от числа зубьев и шага цепи
и длительной работе передачи.
. __ Z^max
Чпах — 60-100’
то, подставляя значение nmax из выражения (155), получим фор-
мулу для определения максимально допустимой скорости движе-
ния втулочно-роликовой цепи
0,лах - 0,466 056)
На основании формулы (155) построен график (рис. 85), по-
казывающий изменение предельно допустимого числа оборотов nmax
125
для высококачественных стандартных втулочно-роликовых цепей
в зависимости от числа зубьев и шага. Предельно допустимое
число оборотов цепи возрастает с увеличением числа зубьев звез-
дочки, а также с уменьшением шага цепи.
Аналогично предыдущему можно получить соответствующие
формулы и для передач с зубчатыми цепями. Предельно допусти-
мое число оборотов малой звездочки передачи с зубчатой цепью,
имеющей угол вклинивания 60°,
5000 I Л Ьи
«max — -7— у
(157)
где t — шаг цепи в см,
b — ширина цепи в см;
и — расстояние от центра шарнира до рабочей грани звена;
q — вес 1 пог. м цепи в кг.
Как видим, наибольшее число оборотов звездочек зубчатых
цепей не зависит от числа зубьев. Подсчитанные по формуле (157)
значения максимальных чисел оборотов звездочек для зубчатых
цепей следующие:
t в мм 12,7 15,875 19,05 25,4 31,75
п,пах в об/мин 3200 2300 1750 1120 800
Максимальные и близкие к ним скорости движения можно
принимать только в тех случаях, когда зубья звездочек и сопри-
касающиеся с ними детали цепи выполнены из качественной стали
с определенной термической обработкой и цепь в целом обладает
высокими качествами.
Необходимо иметь в виду, что на работоспособность деталей
шарнира цепи сильно влияет частота ударов. Чем большее число
ударов в секунду испытывает шарнир с зубьями малой ведущей
звездочки, тем больше он подвержен разрушению. Период времени
между двумя ударами одного и того же шарнира о зуб малой звез-
дочки равен продолжительности оборота цепи:
Т = — = — сек, (158)
v гп ' '
где т — число всех звеньев в цепи.
Число ударов, испытываемых шарнирами цепи в секунду,
можно определить по формуле
и — Т ~ "W* • (^9)
Допуская предельное или близкое к нему число оборотов, сле-
дует стремиться к тому, чтобы цепь при длительной работе состояла
из возможно большего числа звеньев и число ударов в секунду
при втулочно-роликовых цепях не превосходило 3, а при зубча-
тых цепях —4.
Глава IV
ПРОФИЛИРОВАНИЕ ЗУБЬЕВ ЗВЕЗДОЧЕК
ПРОФИЛИ ЗУБЬЕВ ЗВЕЗДОЧЕК ДЛЯ ВТУЛОЧНЫХ
И ВТУЛОЧНО-РОЛИКОВЫХ ЦЕПЕЙ
Предъявляемые требования и элементы зуба. Зубьям звездо-
чек можно придать различную форму с обязательным соблюдением
следующих условий: форма зуба должна допускать свободный вход
и выход шарниров цепи из зацепления и обеспечивать надежное
сцепление цепи со звездочкой.
Чтобы выполнить эти требова-
ния, необходимо найти такую
рациональную форму зубьев,
при которой получается возмож-
но меньший! их износ и дости-
гается наибольшая продолжи-
тельность работы цепи. Кроме
того, с технологической точки
зрения важно, чтобы профиль
зубьев был возможно прост и не
требовал для обработки боль-
шого числа фрез.
Форму зубьев звездочек опре-
деляют боковой профиль и угол
заострения. Боковой профиль
характеризуют видом образую-
Рис. 86. Элементы формы зуба звез-
дочки
щих его кривых. В профиле зуба можно различить следующие
три основные участка: впадину ab, рабочую часть Ьс и головку
cd (рис. 86).
Впадину зубьев, как правило, очерчивают дугой, радиус ко-
торой обычно берут немного больше радиуса ролика. Рабочая
часть профиля может иметь различное очертание. Однако, по-
скольку она является главной частью профиля, на которой зуб
соприкасается с шарнирами цепи, ей необходимо придавать
очертание, обеспечивающее возможно меньший износ и более
благоприятные условия зацепления.
Можно очерчивать эту часть профиля прямой линией или ду-
гой, обращенной своей вогнутостью или выпуклостью к оси зуба.
127
Если рабочая часть профиля очерчивается такой дугой, то угол
заострения зуба для различных точек профиля получается раз-
личным. Для профиля по рис. 86 начальный угол cpj заострения
зуба является максимальным, а конечный угол (р2 — минимальным.
Головку профиля обычно очерчивают дугой так, чтобы шарниры
цепи при входе в зацепление проходили от нее на некотором рас-
стоянии. Иногда головку очерчивают той же линией, что и рабочую
часть профиля.
Стандартные профили зубьев звездочек по направлению их
рабочей части по отношению к оси зуба можно разделить на три
вида: выпуклые, прямые и вогнутые.
Рис. 87. Выпуклый профиль зубьев для звездочек с числом
зубьев от 9 до 19 включительно
Выпуклые профили зубьев первоначально были предусмотрены
Британским стандартом (В SS№ 228, 1934) для звездочек с числом
зубьев до 19 включительно. Государственным общесоюзным стан-
дартом (ГОСТ 591—55) также были приняты выпуклые профили
зубьев для звездочек с числом зубьев от 9 до 19 включительно
(рис. 87). При заданном числе зубьев z и шаге цепи t диаметр
делительной (начальной) окружности звездочки
D« = —Таг- (160)
sin---
z
На делительной окружности наносят с шагом t центры впадин О
и проводят линии, соединяющие их с центром звездочки
(рис. 87). После этого из центров О проводят дуги впадин зубьев
радиусом г — 0,505 d, тце d — диаметр ролика или втулки (в за-
висимости от типа цепи). Длина дуг впадин ограничивается точ-
128
ками К и К, которые получаются в результате пересечения дуг
с прямыми Оа и ОЬ\ последние проводят из центров впадин под
углом 60° к прямым, ранее проведенным через центр звездочки
Боковую рабочую часть и головку профиля зубьев описывают
по одной дуге радиусом R из центров О2, расположенных на пря-
мых Оа и ОЬ. Величина R для звездочек с числом зубьев от 9 до 12
включительно должна быть равна 1,2/ и для звездочек с числом
зубьев от 12 до 19 включительно — 3/. Высоту зубьев ограничи-
вает наружная окружность, наибольший диаметр которой
DHap = £>о + 0,8d. (161)
Рассматривая тре-
угольник Охсе и учиты-
вая, что угол 30° при
вершине е является для
пего внешним, угол за-
острения зуба
<р = 30° — (162)
Прямые профили
зубьев были приняты
в 1934 г. Британским
стандартом для звездо-
чек с числом зубьев свыше 19. Подобные же профили для звездочек
с тем же числом зубьев были предусмотрены и ГОСТом 591—55.
Форма зубьев звездочек при z >> 19 отличается от рассмотрен-
ной выше тем, что боковую рабочую часть профиля зубьев очерчи-
вают прямой, касательной к дуге впадины и располагаемой под
углом у к линии, проходящей через центры впадины и звездочки
(рис. 88). Величину угла впадины у назначают в зависимости от
величины отношения шага цепи к диаметру ролика, т. е.:
-г- ............ До 1,6 1,6—1,7 Свыше 1,7
а
у°............... 29 30 31
Высоту зубьев ограничивает наружная окружность, наиболь-
ший диаметр которой
DHap = D0 + 0,9d. (163)
Угол заострения зубьев
180° ,.сл.
----—. (164)
Прямой профиль прост. Основная его положительная особен-
ность заключается в том, что впадина зубьев не зависит от их
числа Это позволяет все звездочки для какого-либо одного шага
Н. В Воробьев
129
цепи нарезать только одной фрезой, получая при этом требуемую
стандартом форму зубьев.
Важным достоинством прямого профиля является также и то,
что при нем достигается наибольшее предельно допустимое увели-
чение шага цепи, так как головку зуба очерчивают той же прямой
линией, что и его рабочую часть, и поэтому она может участвовать
в работе.
Вогнутые профили зубьев первоначально были приняты Амери-
канским стандартом (ASA-B29—1930 г.). Подобный же профиль
Рис. 89. Вогнутый профиль зубьев
принят и ГОСТом 591—61. Этот стандарт предусматривает для
звездочек с фрезерованными зубьями профиль, показанный на
рис. 89. При данном профиле шарниры вначале соприкасаются
с цилиндрической впадиной, ограничиваемой образующими ЕЕ.
Центры всех впадин О расположены на делительной окружности,
диаметр которой определяют по формуле (160) и номинальному
шагу. Впадину для более свободного входа шарниров очерчивают
из центра О дугой радиуса г = 0,50250 + 0,05 мм, где D — диа-
метр ролика в мм.
При такой впадине центр ролика расположен внутри делитель-
ной окружности, чго имеет большое значение для зацепления.
Благодаря этому ролики в процессе входа в зацепление сразу
соприкасаются с рабочей частью профиля. Если бы центры роликов
с самого начала располагались на делительной окружности, то
при зацеплении они входили бы в соприкосновение с точками впа-
дины при значительном угле заострения зуба, а следовательно,
и при более высокой скорости и сильных ударах.
Рабочая часть профиля начинается в точке Е и заканчивается
в точке F; за дугой EF профиль очерчен по прямой FG. Головку
130
зуба описывают дугой радиусом г2 из центра О2, отстоящим от
центра О на расстоянии 002 = 1,24D.
Согласно стандарту углы а и 0, необходимые для построения
профиля, будут
а==55°_^_и р = 18°——.
г r z
В соответствии с этими углами начальный угол заострения зуба
ф1=35°_^, (165)
а конечный угол
<p3==17“_^L. (166)
Радиус дуги рабочей части профиля
гх = 0,8£> + г = 1,30250 + 0,05 мм. (167)
Длина прямого участка профиля
FG = D (1,24 sin <р — 0,8 sin 0). (168)
Диаметр окружности впадин
D. = dd — 2г. (169)
Диаметр окружности выступов
De = z(K + ctg-!^), (170)
< - О.~2 .i г. ><?« С <-'<-/< -j.v _«
где К — коэффициент, величину которого принимают в зависи-
мости от числа зубьев (при z свыше 11 до 17 К = 0,56;
при z свыше 17 до 35 К — 0,53; при z свыше 35 К = 0,50).
Координаты точек Ох и О2 определяют по выражениям
= 0,80 sin а;
yY = 0,80 cos а;
1 плгл 18°°
= 1,240 cos----;
2 ’ z ’
(171)
1 плг> • !80°
z/o — 1,240 sin---.
Из приведенных данных видно, что вогнутый профиль зуба
довольно сложен и зависит от числа зубьев звездочек. Поэтому
для получения требуемой формы зубьев необходимо иметь число
фрез, равное числу звездочек с различным количеством зубьев.
Зубья звездочек, согласно стандарту, нарезают пятью фре-
зами в следующем порядке: № 1 — для z = 7-4-8; №2 — для
z — 9-М1; № 3 — для z — 12-4-17; № 4 — для z = 18-4-35;
№ 5 — для z = 36 и более.
Метод расчета и построения профиля фрез для нарезания
зубьев звездочек должен соответствовать ГОСТу 591—61.
131
При нарезании звездочек указанными фрезами профиль
зубьев некоторых звездочек получается не таким, каким он должен
быть по расчетным данным. В этом состоит один из существенных
недостатков этого профиля. К тому же наличие криволинейной
головки при большом числе зубьев уменьшает предельно допустимое
увеличение шага цепи и, следовательно, снижает срок се службы.
При всех рассмотренных методах профилирования зубьев диа-
метр делительной Do окружности звездочки обычно определяют
по формуле (160) и номинальному шагу цепи. Однако действитель-
ный шаг отдельных звеньев цепи может быть больше, меньше или
равен ему. Если же шаг звеньев цепи меньше или равен шагу
звездочки, то при зацеплении возникает наибольшая сила удара,
разрушающая шарнир. Поэтому на малых звездочках скоростных
передач с целью повышения срока службы цепи необходимо осу-
ществлять нормальное зацепление всех шарниров, при котором шаг
звездочки должен быть меньше минимально возможного шага
звеньев цепи. При таком соотношении в шаге все шарниры входят
в соприкосновение только с рабочей частью бокового профиля
зубьев и, следовательно, с меньшей силой удара. Такого нормаль-
ного зацепления достигают, если диаметр начальной окружности
малых звездочек, как совершающих большое число оборотов,
вычисляют по формуле (160) и используют не поминальный, а рас-
четный шаг
tp = l-XMn, (172)
где t — номинальный шаг цепи в мм;
X = 1,5-н2 — коэффициент запаса, принимаемый в зависи-
мости от величины шага и точности изготовления цепи;
Д/п = 0,4°/о — наибольшее допускаемое отрицательное перво-
начальное отклонение действительного шага от но-
минала.
Поперечное сечение венца звездочки или продольный профиль
зубьев (рис. 90) также должны обеспечивать вполне свободный
вход цепи в зацепление. С этой целью ширину зуба звездочки
и Ь2 делают такой, чтобы между зубом и внутренними пластинами
цепи были определены зазоры. Согласно стандарту необходимую
ширину зуба вычисляют по следующим формулам:
для однорядной цепи
bi — 0,93с — 0,15 мм;
для двух- и трехрядной цепей
Ь2 = 0,90с — 0,15 мм; (173)
для цепи с большим числом рядов
Ьп — 0,86с — 0,30 мм,
где с — расстояние между внутренними пластинами цепи в мм.
132
Ширина венца звездочки для многорядных цепей
В„ = (п - 1) А 4-
(174)
где п — число рядов;
А — расстояние между продольными осями многорядной
цепи в мм.
Для устранения возможности наскакивания внутренних пла-
стин на угол верхней грани зубьев ширину последних при вершине
делают еще меньше, причем с боковых сторон скругляют (см.
рис. 90). Необходимые для скругления величины вычисляют по
формулам:
расстояние от вершины зуба до линии центров дуг закруглений
Л = 0,87); (175)
радиусы закругления зуба и обода
г3 = 1,77); г4 = 1,5 — 2,5 мм; (176)
наибольший диаметр обода звездочки
7)с= 7ctg—^—— 1,36, (177)
। де 7) — диаметр ролика (втулки) цепи;
b — наибольшая ширина пластины цепи.
133
При диаметре делительной окружности менее 150 мм диаметр
обода звездочки
=/ctg1,26. (178)
Сравнение формы зубьев. Наиболее совершенной формой зубьев
является такая, при которой обеспечен наименьший износ зубьев
звездочки и шарниров цепи, а следовательно, и наибольшая про-
должительность работы передачи. Износ зубьев и шарниров уве-
личивается с повышением удельного давления и силы удара, кото-
рые возникают при зацеплении. Таким образом, основными кри-
териями при сравнении форм зубьев являются величины удель-
ного давления и силы удара. Оба эти критерия учитывают степень
износа; кроме того, последний критерий также учитывает степень
шума передачи. Весьма важно, чтобы форма зубьев допускала без
нарушения правильности зацепления возможно большее увеличе-
ние шага цепи. Чем больше допустимое увеличение шага цепи,
тем больше продолжительность работы цепи. Следовательно, при
анализе форм зубьев необходимо также принимать во внимание
третий фактор, т. е. величину предельно допустимого увеличения
шага цепи.
Удельные давления. В зависимости от формы зуба в процессе
зацепления ролик соприкасается с цилиндрической или плоской
рабочей частью профиля зуба. Это соприкосновение происходит
под давлением N, изменяющимся от нуля в начале зацепления до
некоторого максимума в конце зацепления. Согласно уравнению
(57)
А^тах
где
360°
Максимальное давление (кПсм21), возникающее посередине
полоски соприкосновения цилиндрических поверхностей, согласно
формуле Герца
= 0,418 У (180)
где р — нагрузка,
сающихся
которой
приходящаяся на единицу длины соприка-
цилиндров (кПсм), максимальное значение
Nmax Se
I
Р =
I
360°
sin-
z
7^
(181)
134-
где г — радиус ролика (втулки) в см\
i\ — радиус кривизны профиля зуба в см\
Е и Ey — модули упругости 1-го рода материала ролика и
звездочки в кПсм2\
I — ширина зуба звездочки в см.
Знак плюс в формуле (180) соответствует касанию двух выпук-
лых цилиндрических поверхностей; знак минус — касанию вы-
ну клой цилиндрической поверхности по вогнутой.
При плоской рабочей части профиля зуба максимальное дав-
ление
W = 0,418 (182)
При вогнутом профиле ролик шарнира радиусом г соприка-
сается при зацеплении с цилиндрической вогнутой поверхностью
зуба радиусом гь причем гг > г. В этом случае максимальное дав-
ление __________________
<7.»х = 0,418 ]/2р . (183)
Из приведенных формул видно, что максимальное давление
зависит от нагрузки р, материала и размеров соприкасающихся
цилиндров. Формула (181) показывает, что нагрузка р, в свою
очередь, зависит от угла заострения <р, ширины зубьев и их числа.
Чтобы выяснить величину и изменение максимального удель-
ного давления при различном числе зубьев, вычислим его по при-
веденным формулам для цепи, работающей на звездочках с рас-
смотренными профилями зубьев. При вычислении примем Se —
= 240 кГ', шаг t = 25,4 мм; диаметр ролика d = 16 мм; ширину
зубьев I — 14,5 мм; Е = Ег = 2,1 -10е кПсм2.
Результаты вычислений приведены в табл. 10 и на рис. 91.
Эти данные показывают:
с увеличением числа зубьев максимальные удельные давления
как при одном, так и другом профиле зубьев уменьшаются;
Таблица 10
Число зубьев звездочки Z Профили по рис. 87 и 88 Профиль по рис. 89
Ф Р ^тах Ф р 4щах
10 12° 131 8700 23° 114 5650
15 18° 101 7100 27° 84 4930
20 21° 81 6100 29° 70 4440
30 24° 59 5200 31° 50 3740
40 25° 30' 42 4400 32° 37 3220
50 26° 24' 37 4000 32° 36' 32 2950
60 27° 32 3800 33° 27 2770
135
величина максимальных давлений при выпуклом и прямом про-
филях зубьев приблизительно на 30—40% выше, чем при вогнутом
профиле.
Таким образом, в отношении величины возникающих макси-
мальных удельных давлений профиль зубьев с вогнутой рабочей
поверхностью зуба лучше других профилей.
Максимальное удельное давление
мальных давлений в зависимости от
числа зубьев звездочки
сительной величины живой силы удара
шарниров в зависимости от числа
зубьев звездочки
Сила удара. Каждый шарнир цепи при входе в зацепление
ударяется о зуб звездочки с определенной силой, причем на вели-
чину этой силы в значительной мере влияют форма и число зубьев.
Выражением (151) установлено, что живая сила удара пропор-
циональна квадрату коэффициента, которым учитывают влияние
формы и числа зубьев. Указанный коэффициент
£ = sin
360° , \
—+чф
где (р — начальный угол заострения зуба.
В табл. 11 приведены величины £ и £2 для звездочек с рассмо-
тренными профилями.
По данным табл. 11 на рис. 92 построены кривые, представля-
ющие изменение величины коэффициента £2, а следовательно,
136
Таблица 11
4 исло зубьев звездочки г Профили по рис. 87 и 88 Профиль по рис. 89
1 &2 & I2
10 0,743 0,552 0,857 0,733
15 0,669 0,447 0,777 0,603
20 0,629 0,396 0,731 0,534
30 0,588 0,346 0,682 0,464
40 0,566 0,320 0,656 0,430
50 0,554 0,307 0,640 0,409
живой силы удара. Здесь же для сравнения нанесена прямая,
определяющая величину коэффициента %2 для зубчатых цепей
с углом вклинивания [3 = 60°.
Как видим, величины коэффициента £2 и живой силы удара
довольно сильно уменьшаются с увеличением z. Особенно сильно
они изменяются при небольшом числе зубьев. Значения величин
коэффициента %2 при вогнутом профиле приблизительно на 35%
больше, чем при других профилях. Таким образом, все другие
профили в отношении силы удара значительно лучше вогнутого
профиля.
Предельно допустимое увеличение шага цепи. При нормальном
зацеплении по мере увеличения шага цепи центры роликов распо-
лагаются на новых окружностях большего радиуса и в соприкосно-
вение с роликами входят все новые и новые точки профиля зубьев.
Поэтому особенно важно, чтобы ролики с последней точкой рабо-
чей части профиля соприкасались на возможно большем радиусе
окружности, что обеспечивает возможность большего увеличения
шага. Рассмотренные формы зубьев в этом отношении дают далеко
не одинаковые результаты. При прямом профиле зубьев (см.
рис. 88) ролики от начала до конца работы на сравнительно боль-
шой длине соприкасаются с плоской рабочей частью зуба; при
вогнутом профиле зубьев (см. рис. 89) ввиду наличия головки
длина рабочей части меньше. Следовательно, прямой профиль
зубьев, характеризующийся отсутствием головки, допускает при
определенном запасе и более благоприятных условиях зацепления
наибольшее увеличение шага, обеспечивая наибольшую продол-
жительность работы цепи.
В итоге произведенного сравнения приходим к заключению,
что выпуклые и прямые профили зубьев с точки зрения изготовле-
ния звездочек и продолжительности работы передач (особенно
быстроходных) выгоднее вогнутого профиля зубьев.
ПРОФИЛИ ЗУБЬЕВ ЗВЕЗДОЧЕК ДЛЯ ЗУБЧАТЫХ ЦЕПЕЙ
В настоящее время в практике машиностроения для звездочек
используют прямолинейный и криволинейный профили зубьев,
имеющие свои специфические особенности.
137
Прямолинейный профиль применяют с момента появления зуб-
чатых цепей. Он достаточно прост и позволяет нарезать зубья
звездочек двойными дисковыми фрезами.
Для нормальной работы передачи размеры звездочек и профиль
их зубьев должны строго соответствовать размерам цепи и профилю
ее зубьев.
Зная размеры пластин, можно найти зависимость, позволяю-
щую определить по параметрам зубчатой цепи размеры звездочек
и данные, на основе которых строят профиль их зубьев.
Как видно на рис. 93, звено цепи соприкасается с зубьями
звездочек внешними плоскими гранями, которые при продолжении
образуют угол вклинивания (3 = 60°. Рабочая часть звена ограни-
чена точками а и Ь, причем точка а представляет собой основание
перпендикуляра, опущенного из центра шарнира на направле-
ние рабочей грани звена. Длина перпендикуляра О^а, равная
радиусу г внешнего округления торца пластин, является основным
размером, определяющим толщину зуба звездочки и ее шаг.
Иногда при профилировании зубьев вершину зуба располагают
в точке а. Однако целесообразнее ее располагать в точке п на
138
окружности, проходящей через точку К, являющуюся серединой
линии центра ОГО2 звена. Диаметр этой наружной окружности
при заданном шаге цепи t и числе зубьев z
DHap = 2ОК = 2-g-ctg-g- = — = - 180о • (184)
tg-2- tg —
Диаметр делительной (начальной) окружности, проходящей
через центр шарнира звена, вычисляют по формуле (160).
Из рассмотрения треугольника 00304 для определения угла
впадины получаем выражение
т=4--2?-- <185>
Аналогично из треугольника О4О3О5 для определения угла
заострения зуба
р 360°
= --------—. (186)
Из приведенных выражений видим, что угол впадины и угол
заострения зуба зависят от угла вклинивания р и числа зубьев.
При Р = 60° формулы для определения углов примут вид
1 Z '
ЧА« 3600
ф=30------
Зная угол у впадины, можно определить ее ширину между
точками
ad = 2aq = 20cos у = 2r cos у. (187)
Толщина зуба на высоте у от его вершины К
= Z -И 2г/tg ср — 2г coscp (1 + tg2 <p) = t — (г — у sin ср), (188)
где t — шаг цепи в мм\
г = и — расстояние от центра проушины до рабочей грани
пластин в мм.
Глубину впадин или высоту h зубьев определяют с таким рас-
четом, чтобы между вершинами зубьев цепи и звездочкой полу-
чался некоторый зазор с, позволяющий звеньям цепи беспрепят-
ственно входить и выходить из зацепления. Так как вершины
зубьев цепи при входе и выходе из зацепления описывают из
центра 02 дугу радиуса г0, то глубина впадины не должна от-
стоять от центра О2 на величину, меньшую радиуса г0.
139.
На основании сказанного внутренний диаметр окружности
^вн 0 — 2г0,
или
D.„ = Dw-2-------(189)
COS---
Радиус окружности, на которой расположены точки перене-
сения рабочих граней каждой впадины (точки 03), составляет
= (19°)
Определив указанные выше элементы звездочки, можно легко
построить профиль зуба. Для этого проводим окружности радиу-
сов Ro, RHap, Ren и/?Р Разделив начальную окружность на части,
соответствующие шагу t, проводим через центры шарниров и по
середине между ними радиальные лучи 00 п 005, 002. Далее из
точек 03 проводим под углом прямые линии, которые в пределах
наружной и внутренней окружности ограничивают профиль зуба.
Рассмотренный прямолинейный профиль зубьев достаточно
хорошо оправдал себя и его можно рекомендовать на будущее
время. Он имеет то достоинство, что при соприкосновении плоских
рабочих граней звеньев цепи с плоскими гранями зубьев звездочки
происходит контакт при сравнительно небольших напряжениях
смятия. Он также имеет и то преимущество, что по мере увеличе-
ния шага цепи более полно можно использовать всю высоту зуба.
При этом профиле наиболее полно обеспечена прочность зуба.
Наряду с указанными достоинствами прямолинейный профиль
имеет тот недостаток, что он требует высокой степени точности
изготовления как цепи, так и звездочек. Практика показала,
что даже при сравнительно небольшом несоответствии между ра-
бочими гранями звеньев цепи и зубьями звездочек нарушается
плавность хода цепи. Особенно это наблюдается в том случае,
когда звенья цепи входят в соприкосновение с зубьями звездочки
не всей гранью, а вершинами зубьев (см. рис. 73). Колебания цепи
и неплавность ее хода возрастают с увеличением скорости движе-
ния цепи.
При высоких скоростях движения и повышенных требованиях
в отношении плавности хода цепи прямолинейный профиль
иногда не обеспечивает требуемых результатов. В связи с этим
в последние годы за границей сделаны удачные попытки в ответ-
ственных случаях заменить прямолинейный профиль зубьев
звездочек криволинейным, как дающим лучшие результаты по
равномерности движения и плавности хода цепи [55].
Криволинейный профиль зубьев (рис. 94) характеризуют те же
углы, что и прямолинейный профиль. Особенность этого про-
филя состоит в том, что при зацеплении с зубом звездочки рабочей
140
грани звена цепи в соприкосновение входит только одна его
точка а. При этом между гранью звена и нижней частью зуба
звездочки образуется некоторый зазор k, обеспечивающий сво-
бодный вход и выход звена из зацепления. Это обстоятельство
создает благоприятные условия для цепи, вследствие чего она
меньше вибрирует и имеет более плавный ход [6]. При некотором
уменьшении угла вклинивания, происходящем вследствие дефор-
мации пластин от растягивающей нагрузки, плоские рабочие
грани звеньев цепи постоянно соприкасаются с выпуклой поверх-
ностью зубьев звездочки.
Однако этому профилю
присущ тот недостаток, что
в этом случае уменьшают-
ся толщина зуба у осно-
вания и его полезная вы-
сота, а следовательно, и
предельно допустимое уве-
личение шага цепи. Умень-
шение толщины зуба осо-
бенно ощутимо в том слу-
чае, когда звездочка имеет
небольшое число зубьев.
Криволинейный про-
филь зуба можно очерчи-
вать различными кривы-
ми, но с соблюдением двух
условий:
рабочая грань звена должна касаться зуба в определенной
точке, обусловленной параметром р = 0,11\
между гранью звена цепи и зубом звездочки должен быть за-
зор k — 0,04/.
При нарезании зубьев звездочки дисковой фрезой профиль
зуба должен очерчиваться дугой окружности радиуса г — 2,4/.
В табл. 12 приведены значения указанных параметров. При наре-
зании червячными фрезами радиус целесообразно ограничивать
Таблица 12
Наименование параметров Обозначения Размеры в мм
Шаг цепи t 12,7 15,875 19,05 25.4 31,75
Параметр . Р 1,27 1,59 1,91 2,54 3,2
Зазор k 0,5 0,6 0,8 1,0 1,3
Радиус Г 30 38 45 60 75
141
соответствующей эвольвентой. В последнем случае, при всех про-
чих положительных качествах криволинейного профиля, повы-
шается точность изготовления звездочек, что, в свою очередь,
обеспечивает применение более высоких скоростей движения.
В соответствии с указанными на рис. 94 обозначениями тол-
щина зуба звездочки на высоте у от его вершины
6 = t — 2 (и cos ф — р sin ф). (191)
Расстояние от вершины зуба до измеряемой толщины
у — и sin ф + р cos ф. (192)
При построении профиля высоту h зуба звездочки принимают
равной 0,63/, а зазор Д между вершиной зуба звена и впадиной
звездочки — 0,11.
Ширина и продольный профиль зубьев звездочек определяются
шириной цепи и расположением в ней направляющих пластин.
Широко распространены два основных продольных профиля:
для цепей с боковыми направляющими (рис. 95, а) и для цепей
с внутренними направляющими пластинами (рис. 95, б).
Рис. 95. Продольный профиль зубьев при боковых и внутренних
направляющих пластинах
В целях устранения возможности наскакивания направляю-
щих пластин на углы верхней грани зубьев последние округляют.
Кроме того, ширину прорези sx (проточки) для свободного прохода
внутренних направляющих пластин делают несколько больше
толщины пластин.
Для определения основных параметров и размеров продоль-
ного профиля зубьев звездочек рекомендуются зависимости, при-
веденные в табл. 13.
Методика определения действительного шага цепи и звездочки.
Основные размеры цепи и звездочки в процессе изготовления могут
иметь значительные отклонения от номинальных размеров. Это
вызывает необходимость проверки правильности изготовления
цепей и звездочек путем определения их действительных размеров
142
Таблица 13
Наименование пара- метров Обозначения и за- висимости Размеры в мм
Шаг цепи .... Толщина пластин Ширина проточки Высота зуба . . . Расстояние от вер- шины зуба до линии центров Радиус округле- ния торца зуба и на- правляющей проточ- ки Глубина проточки Длина зуба: при боковых направляющих пластинах . . . при внутрен- них направляю- щих пластинах t S sx—2s h=-0,63t c=Q,4t R=t ^=0,75/ B—b—s B=H-2s 12,7 1,5 3 8 5 13 9 15,875 2 4 10 6 16 12 19,05 3 6 12 8 19 14 25,4 3 6 16 10 25 19 31,75 3 6 20 13 32 24
и имеющихся отклонений от номинала. Чтобы получить более
полное представление о соответствии в размерах цепей и звездо-
чек, обычно определяют средний действительный шаг tt( цепи
и действительный шаг звездочки. Зацепление звеньев цепи
с зубьями звездочки возможно только при условии, если tu t3/j.
Средний действительный шаг цепи определяют измерением
длины L некоторой части цепи и деления этой длины на число
составляющих ее звеньев т. Количество звеньев в измеряемом
отрезке принимают равным 50. Длину цепи измеряют между край-
ними образующими звеньев (пластин).
При измерении цепь укладывают на горизонтальную плоскость
и обязательно натягивают нагрузкой, равной I % от разрушающей
нагрузки цепи. Зная результаты измерения, вычисляют средний
действительный шаг цепи
4. = -^. (193)
где г — и — расстояние от центра проушины пластин до ее рабо-
чей грани.
Действительный шаг звездочки с четным числом зубьев можно
определить двояко. Если в наличии имеется цепь, то ее наклады-
вают на измеряемую звездочку так, чтобы можно было измерить
расстояние Н между крайними точками двух противоположно
расположенных пластин (см. рис. 93). Измерив указанное
143
расстояние и имея размеры пластин, вычисляют действитель-
ный шаг звездочки
tx = 2(0,5H + a- (194)
где а = V (R — г)2 — (0,5/)2;
R — радиус внешнего округления «спинки» пластин;
г — радиус внешнего округления пластин;
t — номинальный шаг звеньев.
Если в наличии цепи нет, то действительный шаг звездочки
определяют при помощи двух специально изготовленных цилин-
дриков радиуса г, вкладываемых в противоположно расположен-
ные впадины зубьев так, чтобы возможно было определить рас-
стояние D между крайними образующими этих цилиндриков.
Получив таким путем размер D, вычисляют действительный шаг
звездочки
, /г. о ч . 180°
= (О —2r)sin—,
(195)
где г — радиус цилиндриков, равный радиусу внешнего округле-
ния торца пластин (см. рис. 93).
Определить шаг звездочки при помощи указанных двух цилин-
дриков можно и следующим способом. Цилиндрики укладывают
в смежные впадины зуба и после замера расстояния I между
крайними образующими цилиндриков (см. рис. 93) вычисляют шаг
звездочки
1зв — I — 2г.
Этот простой способ определения шага применим для звездо-
чек с четным и нечетным числом зубьев.
Пример. Определить действительный шаг звездочки и цепи, не бывшей
еще в употреблении, которая, имея номинальный шаг t — 19,05 мм, должна ра-
ботать на звездочке с числом зубьев z = 60. При данном шаге цепи ее пластины
имеют следующие радиусы округления R — 23,62 мм; г — 7,0 мм.
Непосредственным измерением установлено, что длина 20 звеньев цепи L =
= 397,4 мм, а расстояние между крайними точками двух противоположно рас-
положенных па звездочке пластин Л/ = 378,8 леи.
Средний действительный шаг цепи согласно формуле (193)
, _ 397,4-2-7 1О1_
tn—------2q----— 19,17 мм.
Следовательно, отклонение от номинала в действительном среднем шаге
цепи равно 4-0,63%.
Переходя к определению действительного шага звездочки, находим
а = V (23,62 — 7,0)2 — (0,5-19,05)2 = 13,6 мм.
Затем вычисляем шаг звездочки по формуле (194):
t3e = 2 (0,5-378,8 + 13,6) tc 3° = 18,80 мм.
144
Следовательно, отклонение от номинала действительного шага звездочки
равно 1,31%. Таким образом, в данном примере шаг новой цепи уже до работы
превышает шаг звездочки почти на 2%.
Согласно формуле (91) при z = 60 предельно допустимое увеличение шага
цепи по отношению к шагу звездочки равно 3,0%. Следовательно, выявленное
путем измерения несоответствие между шагом звездочки и шагом цепи сокращает
продолжительность ее работы на 67% . Если учесть быстрое увеличение шага цепи,
происходящее в начале работы вследствие приработки трущихся поверхностей
шарниров, то продолжительность работы этой цепи фактически сократится более
чем в 2 раза.
Из этого примера видно, какое большое влияние может оказать на продол-
жительность работы цепи несоответствие между ее действительным шагом и ша-
гом звездочки.
Глава V
ИЗНОС ЦЕПНЫХ ПЕРЕДАЧ
СУЩЕСТВУЮЩИЕ ПРИНЦИПЫ ПОДБОРА ЦЕПЕЙ
Подобрать приводную цепь по заданным условиям ее работы
на основании существующих данных весьма затруднительно.
Обычно это делают или по коэффициенту надежности, которым
предварительно задаются, или на основании имеющихся эмпири-
ческих формул и данных каталогов.
Первый принцип состоит в том, что, зная передаваемое цепью
усилие Р и задаваясь коэффициентом надежности п, определяют
статическую разрушающую нагрузку
Q = пР ' (196)
и по ней подбирают из каталога нужную цепь.
Авторы некоторых руководств [13 ], рекомендуя этот принцип
подбора цепей, указывают, что коэффициенты надежности могут
колебаться в зависимости от размеров цепи и условий работы пере-
дачи в пределах 10—100. Такой широкий диапазон колебаний
величины коэффициента надежности очень легко может привести
к ошибочным результатам, тем более что каких-либо определен-
ных и точных указаний к его выбору не дано. Что же касается
каталожных данных, то и они, как показал анализ, не могут слу-
жить во всех случаях бесспорным и твердым основанием для пра-
вильного выбора цепи. Этими данными можно пользоваться только
в частных случаях.
В советской технической литературе [12, 37] для определения
допускаемой на цепь нагрузки рекомендуется формула
p = (197)
где [р0]—допускаемое удельное давление в шарнирах цепи,
принимаемое в зависимости от числа оборотов малой
звездочки;
F — проекция опорной поверхности шарнира;
Кэ — коэффициент, характеризующий условия эксплуата-
ции передачи, который равен произведению шести
частных коэффициентов.
146
В этой эмпирической формуле определяющим является удель-
ное давление, принимаемое без учета фактического качества цепей
в отношении их износостойкости. Вводимые в расчет с целью
учета влияния ряда факторов многочисленные корректирующие
коэффициенты являются приблизительными и делают весь расчет
сугубо условным.
В появившихся в 1955 г. исследованиях [28] вновь был сделан
вывод о том, что только удельное давление оказывает на износ
цепи решающее влияние и поэтому оно должно являться основой
расчета цепных передач на износ. Однако с таким выводом согла-
ситься нельзя. Кроме удельного давления, решающее влияние
иа износ оказывает также и скорость скольжения. Дело в том, что
в цепных передачах в зависимости от разнообразных условий их
работы и различных предъявляемых к ним требований нагрузка
иа цепь, а следовательно, и фактические удельные давления в шар-
нирах изменяются в значительно более широких пределах, чем
это обусловливает указанная эмпирическая формула.
Проведенные под руководством автора сравнительные испыта-
ния цепей разных изготовителей показали, что их износостойкость
колеблется в широких пределах. Поэтому нельзя правильно по-
добрать цепь для передачи той или иной нагрузки, не зная ее фак-
тических качеств. Как при конструировании какой-либо детали
требуется знание механической характеристики применяемого
материала, так и при проектировании цепной передачи необхо-
димо знание данных, характеризующих износостойкость подби-
раемой цепи.
В свете сказанного становится ясно, что имеющиеся формулы
не могут служить серьезным основанием для подбора приводных
цепей и определения допускаемых нагрузок на цепи отечествен-
ного производства, если требуется обеспечить наперед заданный
срок их службы в определенных условиях работы передач. Кроме
того, эти формулы сугубо эмпирические, не учитывают фактиче-
ское влияние на износ многих важных факторов и поэтому они
не могут дать положительных результатов в постановке и проведе-
нии экспериментов в области цепных передач.
Между тем в цепных передачах сравнительно редко бывают слу-
чаи разрыва цепей из-за недостаточной их прочности [51 ]. Правильно
выбранные и надлежащим образом изготовленные цепи выбывают
из строя большей частью лишь вследствие износа в шарнирах.
Поэтому давно возникла потребность в создании такого ра-
ционального метода расчета цепных передач, который учитывал бы
качество цепей, все основные факторы, влияющие иа износ, и
позволял бы подобрать их по заданной продолжительности работы.
В настоящей и последующих главах автор, основываясь иа
результатах анализа цепного зацепления и проведенных испыта-
ний излагает именно такой метод расчета цепных передач на износ,
который в основном удовлетворяет вышеуказанным требованиям.
147
ПРОБЛЕМА ИЗУЧЕНИЯ ИЗНОСА ЦЕПЕЙ
В отечественной литературе одним из первых поставил вопрос
о расчете цепей на износ проф. П. С. Козьмин, указывавший, что
«. . . решающим фактором при выборе размеров цепи обыкновенно
оказывается износ цепи, учитывая который, очень часто прихо-
дится назначать нагрузки значительно меньшие, чем это допустимо
по условиям прочности». Исходя из того, что истирание тру-
щихся поверхностей шарниров пропорционально удельной ра-
боте трения, он дает приближенный вывод выражения удельной
работы трения для шарнира цепи транспортера. Однако он при
этом указывает, что «. . . наиболее ценные практические резуль-
таты полученное выражение могло бы дать лишь в том случае,
если бы была известна зависимость между удельной работой тре-
ния и линейной величиной износа шарниров для трущихся поверх-
ностей из различных материалов и для различных конструкций
цепи. К сожалению, необходимые для этого экспериментальные
данные до сих пор не получены или, во всяком случае, не опубли-
кованы».
В связи с широким распространением цепных передач в раз-
личных областях промышленности появилась необходимость
исследования износостойкости цепей и цепных передач в целом.
В СССР на заводах и в ряде научно-исследовательских институ-
тов построены специальные испытательные стенды и на них про-
водят систематические эксперименты по изучению работы передач,
износа цепей и звездочек.
В настоящее время еще не сложился единый взгляд на явле-
ние износа и отсутствует обобщающая теория, которая бы исчер-
пывающим образом объясняла процесс износа. Такое положение
объясняется главным образом наличием значительного числа
видов износа, большого количества влияющих на износ факторов,
а также наличием определенных трудностей, возникающих при
изучении происходящих явлений на трущихся поверхностях.
Наиболее распространенным и правильным можно считать
предположение, что износ является в основном механическим раз-
рушением. Так как поверхности соприкасающихся тел имеют не-
ровности, то последние при скольжении, действуя одна на другую,
разрушаются. При этом в зависимости от свойств материала сре-
заются или выкрашиваются кристаллы с поверхности. Правиль-
ность такого предположения подтверждается тем, что чем ровнее
трущиеся поверхности, тем меньше разрушается их поверхност-
ный слой и, следовательно, меньше изнашиваются трущиеся тела.
На износ трущихся тел оказывает очень большое влияние
смазка. В цепных шарнирах, имеющих возвратно-вращательное
движение трущихся поверхностей, ввиду наличия больших удель-
ных давлений при сравнительно малой скорости скольжения,
даже при обильной смазке, возможно только полусухое трение,
148
т. е. трение с неполной смазкой и непосредственным соприкоснове-
нием трущихся поверхностей. При этом трущиеся поверхности,
непосредственно соприкасаясь и скользя одна по другой, хотя и
по имеют промежуточного слоя смазки, тем не менее обладают
повышенной скользкостью. Это можно объяснить тем, что смазка
оказывает химическое воздействие на тонкий поверхностный слой
трущихся тел, увеличивая их скользкость. По мере уменьшения
воздействия смазки на трущиеся поверхности скользкость послед-
них уменьшается.
Многочисленные исследования износа материала различных
деталей машин показывают, что практически ценные результаты
лабораторного исследования получают только тогда, когда при
испытании имитируют условия службы деталей.
Из изложенного ясно, что при изучении износа цепных пере-
дач решающим является вопрос о выработке методики их испыта-
ния. Элементы цепных передач (цепи и звездочки) работают в спе-
цифических условиях. Цепи в шарнирах изнашиваются при
возвратно-вращательном движении. При зацеплении шарниров
с зубьями звездочек получаются удары, которые разрушающим
образом действуют как на цепь, так и на зубья зведочек. Эти
условия работы цепи и звездочек не могут не влиять на их
износ.
В последние годы советскими учеными проведены важные иссле-
дования износа цепей в зависимости от таких факторов, как
удельное давление, смазка, термическая обработка, химический
состав стали и др.
Представляет интерес комплексное исследование абразивного
изнашивания различных сталей применительно к работе шарнира
гусеничной цепи трактора, проведенное Институтом машиноведе-
ния АН СССР в содружестве с другими исследовательскими орга-
низациями и заводами [23]. Исследование проводилось как на на-
туральных машинах, так и на специальной лабораторной машине.
Чтобы результаты этой работы более соответствовали реальным
условиям эксплуатации, образцы (втулки и валики) испытывали
в условиях абразивного изнашивания при вращательно-возврат-
ном движении и отсутствии смазки. В качестве абразива приме-
няли отборный кварцевый песок (96—97% кварца), причем раз-
меры зерен в рабочей фракции песка колебались от 300 до 500 мк.
Подавали абразив на испытуемые образцы регулируемым стабиль-
ным потоком.
Испытываемые образцы изготовляли из следующих сталей:
втулки первой серии — из стали ЛГ13 и после термообработки
имели твердость 247—299 кПмм?, из стали Х12 с твердостью
614—649 кПмм2\ валики — из стали 45 с последующей закалкой
т. в. ч. до твердости 630—676 кПмм2. Диаметр испытываемых
валиков равен 30 мм. Зазор между валиком и втулкой составлял
1,1—1,2 мм. Испытывали образцы при удельных давлениях 31,1;
149
70; 113; 157 и 203,4кПсм2. Частота качаний п = ПО циклов в ми*
нуту. Общее число N — 10 000.
При проведенных сравнительных испытаниях износ образцов
с абразивом и без него учитывали путем взвешивания.
Результаты испытаний приведены на рис. 96. Заметим, что
каждая точка кривой отмечает среднеарифметическую величину
Рис. 96. Зависимость износа от удельного давления при
абразивном изнашивании:
а — образцы из стали ЛГ13, б—образцы из стали Х12: 1 — суммар-
ный износ; 2 — износ валика; 3 — износ втулки
износа трех-четырех опытов. На основании этих заслуживающих
доверия данных можно сделать следующие важные для теории
и практики выводы:
1. Износ втулок и валиков и суммарный их износ увеличи-
ваются приблизительно по прямолинейному закону с возрастанием
удельного давления, как при испытании с абразивом (сплошные
линии), так и при испытании без абразива (пунктирные линии)
во всем диапазоне изменения удельных давлений.
150
2. При работе с абразивом абсолютная величина износа вту-
лок, валиков и суммарный их износ в 1,5—10 раз выше их износа
(нч абразива.
3. Износостойкость стали Х12 при испытании с абразивом при-
мерно в 4 раза превышает износостойкость стали ЛГ13.
Заметим, что на трущихся поверхностях шарниров цепи
вообще имеет место абразивный износ, даже при наличии смазки,
ин как возникающие в шарнирах продукты износа превращаются
в своего рода абразивные материалы. Вследствие возвратно-вра-
щательного движения, больших удельных давлений и сравнительно
малой скорости скольжения продукты износа постоянно нахо-
дятся в масляном слое. Практика показывает, что в цепях вели-
чина износа примерно пропорциональна удельному давлению
п скорости скольжения.
Автор, основываясь на результатах проведенных им испыта-
ний смазываемых цепей, считает, что при прочих одинаковых
условиях между удельным давлением и износом существует ли-
нейная зависимость. Другие же [28], напротив, утверждают, что
у смазанных цепей при отсутствии абразивного загрязнения между
удельным давлением и износом имеется степенная зависимость
с. показателем степени, равным 1,5—3. Высказывается и такое
мнение [17], что в случае абразивного изнашивания смазываемых
цепей между указанными факторами соблюдается степенная за-
висимость с показателем степени меньше единицы.
Экспериментальными исследованиями, проведенными в тече-
ние 1962—1964 гг. Б. Н. Филимоновым в лаборатории кафедры
деталей машии Ижевского механического института, доказано
131 ], что при периодической и капельной смазке и отсутствии
абразивного загрязнения износ втулочно-роликовых цепей с шагом
25,4 мм разных изготовителей в диапазоне нормальных нагрузок
и скоростей прямо пропорционален удельному давлению в шарни-
рах. В случае абразивного загрязнения цепей кварцевым песком
при периодической их смазке зависимость от удельного давления
выражается уравнением прямой линии, не проходящей через
начало координат, т. е. так же, как и на рис. 96. Такая зависи-
мость соблюдается также и при очень малых нагрузках на
цепь.
Выяснив закономерность износа шарнира в зависимости от
величины удельного давления, определим влияние на износ
смазки. В результате исследований, проведенных И. И. Ивашко-
вым во ВНИИПТМАШе [17], сделано следующее заключение:
«При абразивном’ загрязнении цепей вопрос о целесообразности
их смазки не имеет однозначного решения. В каждом конкретном
случае он должен решаться индивидуально с учетом твердости
трущихся поверхностей и удельных давлений в шарнирах. При
этом следует также учитывать, что смазка снижает трение в шар-
нирах и повышает тем самым надежность соединений валиков и
151
втулок с пластинами. При отсутствии абразивного загрязнения
смазка всегда повышает износостойкость».
Эти же исследования позволили выяснить влияние термообра-
ботки деталей цепи на их износ. Оказалось что при абразивном
загрязнении со смазкой и давлениях 45—52 кПсм* термообра-
ботка понижает износ не более чем в 2 раза. При давлениях 155—
565 кПсм2, применением термообработки в тех же условиях можно
понизить износ в 10 раз. При абразивном загрязнении без смазки
термообработка (цементация, твердость HRC 58—62) повышает
износостойкость цепей примерно в 4 раза.
С целью увеличения износостойкости стремятся к максималь-
ному повышению твердости трущихся поверхностей, что достигают
применением следующих способов термической и химико-терми-
ческой обработки: закалкой с нагревом т. в. ч., цементацией,
азотированием, хромированием и др. При хромировании твер-
дость трущихся поверхностей может достигать HRC 70—72. Заме-
тим, что дальнейшее повышение твердости нецелесообразно, так
как при этом материал приобретает хрупкость и затрудняется
приработка трущихся пар.
Исследования, проведенные во ВНИИПТМАШе, также пока-
зали, что при загрязнении шарниров цепей отработанной литей-
ной формовочной смесью со смазкой объемная закалка валиков
и втулок из стали 40 и 45 повышает их износостойкость не более
чем на 80%, а цементация в 3—3,5 раза. Наиболее эффективной
в этих условиях оказалась нитроцементация, которая повысила
износостойкость при давлениях 150—560 кПсм2 в 4—10 раз. При
этих давлениях нитроцементация оказалась в среднем в 2 раза
эффективнее обычной цементации.
Результатом указанных исследований явился вывод, опровер-
гающий широко распространенное мнение о целесообразности
изготовления деталей трущихся пар с различной твердостью.
Наименьший износ элементов цепи имел место в том случае, когда
трущиеся поверхности имели одинаковую и наиболее высокую
твердость.
ВИДЫ И ХАРАКТЕР ИЗНОСА ЭЛЕМЕНТОВ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ
Увеличение шага цепи. Приводная цепь выбывает из строя
чаще всего вследствие того, что ее шаг, непрерывно увеличиваясь
в процессе работы, достигает величины, при которой появляется
опасность разрыва цепи или нарушение зацепления и соскакива-
ния ее со звездочек. Увеличение шага цепи, происходящее главным
образом из-за износа в шарнирах, может быть и в результате
ослабления или нарушения плотности посадки (запрессовки)
валиков и втулок в отверстиях пластин. В последнем случае ва-
лики и втулки начинают проворачиваться и интенсивно разраба-
тывать отверстия пластин, вследствие чего значительно увеличи-
152
кается шаг тех звеньев, в которых проявляется этот ненормальный
вид износа. На рис. 97 показаны пластины и втулки звена, в кото-
ром вследствие ослабления и проворачивания втулки получился
настолько большой износ, что цепь была накануне разрыва. Цепь,
имеющая хотя бы одно звено с подобным дефектом, не может счи-
таться доброкачественной.
При изучении износостойкости цепей указанный ненормальный
вид износа, если он имеет место, следует учитывать особо. Проис-
ходящее от разработки отверстии
пластин увеличение шага цепи не
должно входить в то увеличение
шага, которое происходит вследст-
вие нормального износа в шарни-
рах.
Таким образом, в цепях при-
ходится интересоваться не просто
износом, выражающимся, скажем,
в потере некоторой небольшой
части веса цепи, а тем износом,
который сильно влияет на работу
передачи и выражается в увели-
чении шага цепи.
Разрушение роликов и втулок
является весьма существенным
видом изпоса цепи. Этот вид из-
носа проявляется тем сильнее, чем
короче цепь и большее число
оборотов совершают звездочки.
В быстроходных передачах в боль-
шей степени подвержены разру-
шению ролики. Разрушение роли-
ков и втулок выражается в том,
что они разбиваются (лопаются)
Рис. 97. Пластины и втулка звена,
получившие износ вследствие про-
ворачивания втулки
1 части. Иногда разрушение
выражается в местном выкрашивании частиц металла.
Задачей исследователей является найти для данных деталей
наиболее устойчивый материал, определить наилучший процесс
обработки последнего, а также разработать такой метод расчета,
который позволил бы определить для той или иной цепи такие
параметры передачи, при которых были бы совершенно невозможны
случаи разрушения роликов.
Износ зубьев звездочек происходит в тех местах, где они вхо-
дят в соприкосновение с шарнирами цепи. Причиной износа
зубьев при втулочно-роликовых цепях являются удары и качение
роликов, а при втулочных — удары и скольжение.
Ненормальный износ пластин и зубьев имеет место при непра-
вильном выполнении цепи. Если средняя линия цепи представляет
собой не прямую, а кривую, то такая цепь при набегании на
153
звездочку трется о торцы зубьев (боковую поверхность звездочки)
то одной, то другой стороной; при этом изнашиваются и зубья и
пластины цепи. Чаще всего в большей степени пластины и зубья
изнашиваются таким же образом вследствие неправильно произве-
денного монтажа передачи (значительные перекосы и смещения
звездочек).
При доброкачественных цепях и правильном монтаже передачи
этот вид ненормального износа может совсем отсутствовать или
проявляться в незначительной мере.
ФАКТОРЫ, ВЛИЯЮЩИЕ НА РАБОТУ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ
Цепная передача вследствие наличия большого числа факторов,
влияющих па ее работу, является весьма сложной и трудной для
исследования. Трудность последнего усугубляется еще и в том,
что изменение какого-либо одного фактора может повлечь за собой
изменение другого или даже несколько других факторов.
Еще в 1920 г. Лаусоп, проводя исследование цепной передачи,
установил следующий перечень факторов, влияющих на ее работу:
число оборотов приводного вала; передаточное число; число
зубьев звездочек; материал звездочек; точность изготовления
звездочек; расстояние между осями звездочек; наклон линии
центров звездочек к горизонту; тип, конструкция, шаг, длина,
вес, точность изготовления и скорость движения цепи; величина
передаваемой цепью нагрузки; характер передаваемой нагрузки;
удельное давление в шарнире; натяжение холостой ветви; смазка.
Проведенные автором теоретические и экспериментальные ис-
следования позволяют дополнить этот перечень такими факторами,
как форма зубьев звездочек, способ зацепления цепи с зубьями
приводной звездочки, направление движения цепи, материал дета-
лей цепи и его обработка, качество изготовления цепи, правиль-
ность произведенного монтажа и внешние условия работы пере-
дачи.
ЦЕЛЕВАЯ УСТАНОВКА И МЕТОДИЧЕСКИЕ ПРЕДПОСЫЛКИ
ПРИ ИЗУЧЕНИИ ИЗНОСА ПРИВОДНЫХ ЦЕПЕЙ
Поскольку втулочно-роликовые цепи производства отечествен-
ных заводов до 1938 г. всесторонне не изучали, то автор поставил
перед собой в то время задачу испытать и изучить износостойкость
указанных цепей. Для более правильной оценки полученных ре-
зультатов испытаний и качества цепей также проведены испытания
продукции ряда иностранных фирм. Поскольку к моменту начала
испытаний отсутствовал расчет на износ цепных передач, автор
поставил перед собой также цель разработать метод расчета и
сравнительные испытания цепей провести так, чтобы в итоге полу-
чить опытные данные, которые можно взять за основу указанного
расчета.
154
Так как срок работы цепей определяется износом, выража-
ющимся в увеличении их первоначальной длины, то автор ставил
и|дачу найти закономерность увеличения среднего шага цепей
при различных условиях их работы. При этом он исходил из поло-
жения, что интенсивность износа определяется величиной удель-
ной работы трения в шарнире и что, чем больше удельная работа
1 рения, тем больше, при равных прочих условиях, увеличение
среднего шага цепи. В результате изучения закономерности из-
носа должна быть также найдена зависимость между удельной
работой трения и линейной величиной износа в шарнирах. Только
тая эту определяемую экспериментальным путем зависимость,
можно правильно и обоснованно рассчитывать цепные передачи
на износ.
ЗАВИСИМОСТЬ МЕЖДУ УДЕЛЬНОЙ РАБОТОЙ ТРЕНИЯ
И ОСНОВНЫМИ ПАРАМЕТРАМИ ПЕРЕДАЧ
Для более точного расчета цепей на износ необходимо уметь
точно определять работу трения в шарнирах; последнее, в свою
очередь, требует более точного определения усилий, действующих
на отдельные элементы цепи в процессе ее зацепления с зубьями
звездочки.
Ранее установлено, что в нормальной втулочно-роликовой
цепи необходимо различать работу шарниров при входе в зацепле-
ние и выходе из него наружных и внутренних звеньев. Это разли-
чие в работе шарниров состоит в том, что когда входит или выходит
из зацепления наружное звено, валик прижимается к втулке за все
время поворота постоянным усилием, равным натяжению Se веду-
щей ветви. При входе или выходе из зацепления внутреннего
звена валик прижимается к втулке переменным усилием, средняя
величина которого S' = aSe.
Учитывая сказанное, определим удельную работу трения в шар-
нирах. Сначала выясним работу трения во всех шарнирах за один
оборот нормальной втулочно-роликовой цепи, огибающей веду-
щую и ведомую звездочки (см. рис. 51). При этом учтем также
и работу трения от натяжения Sx холостой ветви.
Работа трения (кГм) во всех шарнирах за полный оборот цепи
А = Ах + А2 + А3 + Д4, (198)
где Ai — работа трения в шарнирах внутренних звеньев при
набегании их на ведущую и ведомую звездочки;
А = 2 = S’J X
т . о' f 2л т ___ о л dm / щ а2 \.
X -g- + 2-ЮО ' ~2 Г —‘ 200 \ dc7T + “гГ/ ’
155
A 2 — работа трения в шарнирах тех же внутренних
звеньев при сбегании их с ведомой и ведущей звез-
дочек:
л р зт dtTi । О'* 4* dm
я2 = ЬСр1 200z2 + 100^7 =
г» 5Т dtn / \
“ ' ~200~\дб "7Г + V7;
Д3 —работа трения в шарнирах наружных звеньев при
набегании их на ведомую и ведущую звездочки:
а — f ( с J________i_ с _L \ .
Аз~ Г 200 \ ф ?2 ) >
Л4 — работа трения в шарнирах тех же звеньев при сбега-
нии их с ведомой и ведущей звездочек:
А f 'ТС ( С 1 I Q 1 ) .
714 • 200 \?2 zi ) у
Мтр — момент силы трения в кГм;
а — угол поворота в рад;
d — диаметр валика в см;
f — коэффициент трения скольжения внутри шарнира;
т — число всех шарниров или звеньев цепи;
«! и а2 — коэффициенты, определяемые по табл. 6 и 7;
Sx — полное натяжение холостой ветви с учетом провеса
и действия центробежных сил.
Подставляя значения компонентов в выражение (198) и делая
приведение, получим для работы трения за один оборот цепи во
всех шарнирах выражение
Л = + +й1) + -£(1+ог)]. (199)
Средняя удельная работа трения в каждом шарнире в секунду
= тр^г кГм/сек • см2, (200)
где F = ed;
гр__ mt
1 ~T00v’
е — длина втулки в см;
t — шаг цепи в см;
v — скорость движения цепи в м/сек.
Подставляя приведенные значения в выражение (200), получим
а а _ г.... .
~~ 1 2etm
(S. + Sx)[J-(l+a1) + ^(1+a2)l. (201)
L ^2 J
156
Учитывая, что Se = Р + Sx, получим
л _ (Р -г %SX) sifv . z2 (1 Ч- аг) + zi (1 + «а) /202)
ид 2etm ztz2 ’ ' '
ИЛИ
Л = (P + 2SX) (гг + га) fvc = (P + 2SX)(1 +0 fvc (203)
Уд etzxz2ni etZi.ni ’ ' '
где i — передаточное число;
0 4~ gi) Ч~ г10 4~ Qg) j (204)
Коэффициент с в дальнейшем будем называть коэффициентом
передачи.
Из выражения (203) видно, каким образом отдельные пара-
метры передачи влияют на удельную работу трения, а следова-
тельно, и на износ цепи. Все входящие в данное выражение вели-
чины, кроме коэффициента трения [, являются для каждой пере-
дачи вполне определенными и известными. Поэтому представим
выражение (203) в следующем виде:
* = Ai = (Р + Мж) (' + !)<« _ (205)
f etz2m ' ’
Не зная точно величины коэффициента трения /, можно для
каждой передачи по формуле (205) определить лишь величину k,
пропорциональную удельной работе трения. Следовательно, та
или иная величина k, так же как и удельная работа трения, для
одной и той же цепи предопределяет вполне определенный износ
в шарнирах. Величину k в дальнейшем будем называть критерием
износа цепи.
Выражение (205) для определения критерия износа можно по-
лучить и другим путем. Так как среднюю удельную работу тре-
ния в шарнире можно представить в виде
Ауд = fPcpVcp, (206)
то для определения величины критерия износа получим выражение
Aug
k = -p- = pcpvcp, (207)
где рср — среднее удельное давление в шарнире в кГ!см2\
vcp — средняя скорость скольжения трущихся поверхностей
шарнира в м/сек.
Из последнего выражения видно, что величина k, названная
критерием износа, не является новой. Ее применяют, например,
при расчете цапф на нагревание.
На процесс трения цилиндрических элементов шарнира в ка-
кой-либо момент его работы, кроме состояния поверхностей,
157
качества материала и смазки, непосредственно влияют еще действи-
тельные удельное давление и скорость скольжения.
Удельное давление в шарнире на ведущей и холостой ветвях
цепи передачи
Р ~f“ -$х Ус /оло\
р« = -4Н; = <208>
Но так как процесс трения в шарнире происходит при разных
давлениях, то для определения критерия k необходимо знать сред-
нее его значение. Величину общего среднего удельного давления
в шарнире в момент поворота звена при принятых выше обозначе-
ниях можно представить в виде
_ . Рв 'грх = с . р + 2S-
"ср л 2 л 2ed
(209)
Здесь коэффициентом с учитывают уменьшение давления в шар-
нире втулочно-роликовой цепи в момент поворота внутреннего
звена при зацеплении.
Действительная скорость скольжения трущихся поверхностей
шарнира (м/сек)
^ = -60"’ (21°)
где d — диаметр валика в лг,
п — число оборотов звездочки в минуту.
Но так как за один оборот (пробег) цепи на звездочках с разным
числом зубьев трение в шарнире происходит с разной действитель-
ной скоростью и только в моменты входа и выхода звеньев из за-
цепления с зубьями звездочки, то для нахождения величины k
необходимо знать среднюю скорость скольжения
% = (211)
1 00
где I — суммарный путь скольжения за один оборот цепи в м;
Тоб — продолжительность одного оборота цепи в сек.
Так как
. d /о 2л . о 2л \ 2nd ,. . ..
1 = Ткю (2^Г + 2^г) = W0J7<г + ’)
И
т _ L ____ mt .
1 °б ~ ТГ ~ ТооД ’
то, подставляя эти значения в выражение (211), получим среднюю
скорость скольжения
_____ 2л dv (i + 1)
Vcp mtzo.
Как видим, эта скорость пропорциональна скорости v движения
цепи и обратно пропорциональна длине цепи mI.
158
Подставляя полученные значения рср и vcp в выражение (207),
получим критерий износа цепи
k = (P + 2SX) (< + 1)ге
etztfn
Эта формула имеет такой же вид, как и ранее полученное выра-
жение (205).
Таким образом, величина критерия износа k, будучи пропор-
циональна удельной работе трения, предопределяет при установив-
шемся режиме трения (смазывания) вполне определенный износ
в шарнирах, а следовательно, и увеличение шага цепи.
Так как наибольшая часть работы трения в шарнире преобра-
зуется в теплоту, то при работе передачи цепь нагревается, при-
чем температура установившегося состояния тем выше, чем больше
величина k. Нагреванию цепи также способствуют удары шарни-
ров цепи о зубья звездочек при входе в зацепление. В большой мере
сильное нагревание цепи является следствием сравнительно малой
се массы и незначительной наружной излучающей поверхности.
Однако движение цепи сильно повышает отдачу теплоты в окру-
жающую среду.
Чтобы не допустить сильного износа и не превзойти предельно
допустимой температуры нагревания цепи, величина критерия
износа k не должна в каждом отдельном случае превосходить
величин, установленных практикой. Если допускаемые значения k
для цапф, работающих при режиме полужидкого трения, колеб-
лются в пределах 10—100 и даже более, то в шарнирах приводной
цепи значения k большей частью не превышают 1,0 кГм/сек-см2.
Для определения зависимости между критерием износа и сред-
ним увеличением шага цепи под руководством автора проведены
испытания приводных цепей в лаборатории подъемно-транс-
портных машин Московского высшего технического училища
им. Н. Э. Баумана в период 1939—1940 гг. и в лаборатории дета-
лей машин Ижевского механического института в период с 1956
по 1966 гг.
Глава VI
КОНСТРУКЦИИ ИСПЫТАТЕЛЬНЫХ СТЕНДОВ
СТЕНДОВОЕ ОБОРУДОВАНИЕ И ЕГО КЛАССИФИКАЦИЯ
Стендовое оборудование для испытания цепей на износостой-
кость и усталостную прочность должно обладать надлежащей
прочностью и надежностью при минимальном расходовании энер-
гии, обеспечивать получение опытных данных с возможно высокой
точностью и быть простым и удобным для проведения экспери-
ментов.
На практике применяют следующие стенды [33 ]:
для комплексного испытания цепей в передачах;
для форсированного изучения износа отдельных шарниров;
для испытания цепей на прочность соединений;
для исследования ударной прочности роликов и втулок;
для испытания образцов цепей на усталостную прочность
(пульсаторы).
СТЕНДЫ ДЛЯ КОМПЛЕКСНОГО ИСПЫТАНИЯ ЦЕПЕЙ В ПЕРЕДАЧАХ
Комплексные испытания проводят с целью выявления работо-
способности цепей, включая исследование износостойкости при
разных режимах работы, усталостной прочности элементов цепи
и прочности соединений. Стенды для указанных целей можно
подразделить на следующие четыре типа:
с одинаковым натяжением ветвей цепного контура;
работающие по принципу разомкнутого силового потока;
работающие по принципу замкнутого силового потока;
со смешанным распределением силового потока.
Стенды с одинаковым натяжением ветвей цепного контура
(рис. 98) по принципу действия и конструкции являются наиболее
простыми. Испытуемая цепь 1 огибает приводную звездочку 2 и
натяжную звездочку 3. Цепь при этом не передает полезного уси-
лия, так как при испытании она работает вхолостую. Одинаковое
натяжение обеих ветвей цепного контура достигают перемещением
оси с натяжной звездочкой в направляющих 4 под действием под-
вешенного груза 5. Нагружать цепь можно также действием упру-
гой силы пружины или при помощи гидравлического или пневма-
тического устройства.
160
В работе [17] описан стенд с гидравлическим нагружателем,
позволяющий проводить испытания одновременно четырех цеп-
ных контуров. Подобные стенды удобны для предварительной об-
катки цепей, а также для проведения сравнительных испытаний
на износостойкость.
Эти стенды наряду с простотой конструкции обладают одним
недостатком: они не имитируют действительных условий работы
цепной передачи в отношении переменности натяжения цепи и за-
цепления ее шарниров с зубьями звездочек.
Стенды, работающие по принципу разомкнутого силового по-
тока, состоят из трех основных элементов: двигателя, цепного
контура с ведущей и ведомой звездочками и тормозного устройства,
Рис. 98. Схема испытательного стенда с одинаковым натя-
жением ветвей цепного контура
действующего на вал ведомой звездочки и тем самым нагружаю-
щего испытуемую цепь. В таких стендах полностью воспроизво-
дятся специфические условия работы цепной передачи, характе-
ризующиеся наличием сильно нагруженной ведущей ветви и слабо
натянутой холостой ветви. В результате передачи цепью полез-
ного усилия ее шарниры входят в зацепление с зубьями звездочек
так, как это имеет место в действительности.
На указанном принципе основано устройство стенда Всесоюз-
ного научно-исследовательского института сельскохозяйствен-
ного машиностроения (ВИСХОМ) [33]. На этом стенде испыты-
вают один цепной контур, приводимый в движение от электродви-
гателя мощностью 10 кет с п = 1440 об!мин. Нагрузку в ведущей
ветви цепи создают давлением в гидросистеме, связанной с ведо-
мой звездочкой.
Поскольку такие стенды предназначены для длительных испы-
таний, то существенным их недостатком является большой расход
энергии на трение в тормозном устройстве. Ввиду этого применять
их для испытания цепей на износ нецелесообразно.
Более рациональными стендами, работающими по принципу
разомкнутого силового потока, являются стенды с использованием
в качестве нагружателя цепной передачи генератора электриче-
ского тока. В этом случае для привода стенда обычно используют
регулируемый электродвигатель постоянного тока.
6 Н. В. Воробьев 161
Рис. 99. Схема испытательного стенда с применением для нагружения
пени генератора электрического тока
Рис. 100. Общий вид испытательного стенда с применением гене-
ратора электрического тока
162
Рациональность этих стендов состоит в том, что вырабатывае-
мая генератором электроэнергия возвращается в сеть, а на преодо-
ление вредных сопротивлений самого стенда затрачивается только
незначительная часть мощности электродвигателя. Стенды проек-
тируют с учетом возможности установки мотора и генератора на
качающихся балансирах, что позволяет измерять передаваемые
крутящие моменты. Достоинствами таких стендов являются эко-
номичность и возможность плавного регулирования величины
передаваемой нагрузки и скорости движения цепи.
Стенды для испытаний цепей с применением генератора неод-
нократно использовали за границей [47]. В отечественной прак-
Рис. 101. Схема испытательного стенда с замкнутым силовым потоком
тике их также применяют. На рис. 99 показана схема подобного
стенда, примененного для изучения влияния на износ фосфатиро-
вания трущихся деталей шарниров втулочно-роликовых цепей [29 ].
В Ижевском механическом институте создан подобного вида
стенд для исследования кинематики и динамики цепной передачи
(рис. 100). Поскольку исследования были кратковременными,
вырабатываемая генератором энергия шла на преодоление сопро-
тивлений реостата с водяным охлаждением.
Стенды, работающие по принципу замкнутого силового потока,
автором использованы для комплексного исследования передач
с втулочно-роликовыми и зубчатыми цепями.
По этой схеме (рис. 101) в испытании должны одновременно
находиться цепи / и //. Обе цепи располагают на звездочках А
и В, неподвижно закрепленных на приводном валу, и звездочках
С и D. Звездочка С неподвижно сидит на внутреннем валу Е, а
звездочка D неподвижно закреплена на полом валу F. Так как
внутренний вал Е может свободно поворачиваться внутри полого
вала F, то и звездочки С и D также имеют возможность повора-
чиваться одна относительно другой.
Звездочки С и D связаны одна с другой нагрузочным устрой-
ством, состоящим из большого диска G, сидящего неподвижно на
163
полом валу F, и рычага Н, сидящего также неподвижно на валу Е.
Рычаг Н несет на себе систему свободно вращающихся малых бло-
ков, огибаемых натяжным стальным канатом К, связывающим
рычаг И и диск G. Один конец каната укреплен на диске G в точке а,
другой (после огибания канатом системы малых блоков 1—7) —
на том же диске G в точке Ь.
Малый блок 4, связанный через упорный осевой шариковый
подшипник М с грузовым канатом N, натягивает канат К- Под
влиянием этого натяжения диск G, а следовательно, и вал F со
звездочкой D стремятся повернуться по часовой стрелке, а рычаг Н
вместе с валом Е и сидящей на нем звездочкой С — в обратную
сторону. Так как звездочки А и В сидят на валу неподвижно,
то указанное относительное смещение звездочек С и D приводит
к натяжению соответствующих ветвей испытуемых цепей.
Регулируют натяжение цепей путем изменения величины под-
вешиваемого к грузовому канату груза Q, который можно заменить
действием упругой силы пружин. В этом случае динамическое
влияние груза исключено. Благодаря такой системе рабочее натя-
жение в цепи I создается в верхней ветви, а в цепи II — в нижней
ветви.
Если нагруженные таким способом испытуемые цепи привести
в движение, то электродвигатель должен лишь компенсировать
потери на вредные сопротивления двух передач — сопротивление
жесткости цепей и трение в шариковых подшипниках. При этом
следует иметь в виду то обстоятельство, что при вращении привод-
ного вала против часовой стрелки звездочка В является ведущей,
а звездочка А — ведомой. В этом случае передача / будет пони-
жающей, а передача II — повышающей. Одновременное испыта-
ние цепей указанных двух передач позволяет выявить влияние
на износ цепей направления их движения.
При работе стенда нагрузочное устройство (диск G и рычаг Н
с блоками) находится во вращении вместе со звездочками С и D,
вследствие чего скорость их вращения ограничивается 500 об!мин.
Благодаря наличию осевого упорного шарикового подшип-
ника М грузовой канат W, передающий определенную и постоян-
ную нагрузку натяжному канату К и цепям, остается все время
неподвижным.
Приводной вал получает вращение непосредственно от электро-
двигателя. Крутящий момент, преодолевающий все внутренние
сопротивления передач, на стенде определяют при помощи мотор-
весов.
На рис. 102 показан модернизированный стенд с рычажно-
блочным нагружателем, изготовленным в Ижевском механическом
институте и установленный в научно-исследовательской лабора-
тории кафедры деталей машин. С целью снижения вредных сопро-
тивлений нагружателя число направляющих блоков уменьшено
на одну пару. Нагружать испытываемые цепи можно грузом Q,
164
подвешиваемым к ветви полиспаста, или при помощи пружин,
установленных на раме стенда. В результате облегчения диска
уменьшены вращающиеся массы. Стенд оборудован капельной
масленкой и допускает установку масляной ванны. Под грузом
размещен конечный выключатель, размыкающий цепь электродви-
гателя в случае обрыва испытуемой цепи. Стенд предназначен
для испытания втулочно-роликовых цепей с шагом 25,4 мм и более.
Рис. 102. Общий вид модернизированного стенда с рычажно-блоч-
ным нагружателем
В стендах с замкнутым силовым потоком испытуемые цепи
можно нагружать при помощи пружин (рис. 103). В этом случае
стенд состоит из привода с электродвигателем, быстроходного
вала 4 с четырьмя звездочками и тихоходного вала 9 с нагрузоч-
ным устройством. Указанные узлы смонтированы на общей ста-
нине.
Электродвигатель с быстроходным валом расположены на
одной плите 5, которую при помощи винта 3 можно передвигать
вдоль станины. Наличие передвижной плиты на стенде позволяет
испытывать цепи при различном межосевом расстоянии. На про-
тивоположной стороне неподвижно закреплены подшипники тихо-
ходного вала.
Нагрузочное устройство состоит из двух дисков 7, расположен-
ных на валу и связанных между собой двумя цилиндрическими
пружинами 10. Один диск скреплен с валом шпонкой, а другой
посажен на вал так, что может под воздействием пружин
6 ’605 ' 165
поворачиваться. На тихоходном валу расположены две звездочки /,
одна из которых закреплена непосредственно на конце вала,
а другая — на ступице диска, свободно посаженного на вал.
Таким образом, расположенные на валу звездочки могут повора-
чиваться одна относительно другой вместе с дисками.
Испытываемые цепи нагружают следующим образом. При
разжатых пружинах нагрузочного устройства на звездочки наде-
вают испытываемые цепи. Затем их предварительно натягивают
при помощи винтового натяжного устройства. Далее гайками 8
и винтами затягивают пружины нагрузочного устройства. При этом
2
Рис. 103. Схема испытательного стенда с пружинным нагружателем
под действием сжатых пружин диски, а следовательно, и звез-
дочки развертывают в разные стороны, натягивая соответствующие
ветви цепей, причем у одной цепи нагружается нижняя ветвь,
а у другой верхняя. При такой системе нагружения одна цепь
работает в понижающей передаче, а другая в повышающей.
Передача 2 и вал 6 с сидящим на нем диском 12 предназначены
для измерения действующих в испытуемой цепи фактических на-
грузок при помощи тензометрирования. Провод 11 соединяет тен-
зодатчик, наклеенный на пластину звена, с ртутным токосъемни-
ком через вращающийся диск 12.
В стендах с замкнутым силовым потоком применяют также и
винтовые нагружатели. Схема такого стенда, созданного в Ижев-
ском механическом институте, показана на рис. 104. По сравнению
с ранее рассмотренными конструкциями этот стенд имеет суще-
ственные особенности. Для нагружения испытуемых цепей 6 и 18
звездочки 7 и 11, посаженные неподвижно на втулки 8 и 10,
должны поворачиваться вместе с втулками в разные стороны при
помощи винтовой пары 9 Для этого к винту 12 требуется прило-
жить значительное осевое усилие. С этой целью использован двух-
ступенчатый цилиндрический редуктор 13, на входной вал которого
166
посажен блок 14 с закрепленным к нему стальным тросом. На дру-
гой конец этого троса подвешивают груз Q.
На выходном валу редуктора также посажен блок 15, к кото-
рому прикрепляют трос, соединенный с крюком упорного шарико-
подшипника 16, сидящего на конце стержня винта 12. Втулки 8
и 10 могут свободно вращаться в шарикоподшипниках. Во втулке 8
закреплена бронзовая гайка с прямоугольной многозаходной
резьбой большого шага. Стальной винт 12 с аналогичной нарезкой
Рис. 104. Схема испытательного стенда с винтовым нагружателем
соединен со втулкой 10 посредством скользящей шпонки, которая
допускает только осевое перемещение винта относительно втулки.
Так как звездочки 2 и 19 закреплены на валу 1 неподвижно, то
взаимно противоположный поворот втулок 10 и 8 и сидящих на
них звездочек 11 и 7 в испытуемых цепях создает необходимое
рабочее натяжение.
Стенд приводится в движение через промежуточную цепную
передачу 20 от электродвигателя 21, установленного на качаю-
щемся балансире.
На стенде предусмотрено устройство для измерения напряже-
ний и усилий в пластинах испытуемой цепи при помощи проволоч-
ного тензодатчика. С этой целью цепной передачей 17 приводят во
вращение вал 3 с закрепленным на нем диском 4 из органического
стекла и токосъемниками 5. Число зубьев звездочек передачи 17
подбирают с расчетом того, чтобы диск 4 совершал оборот за один
пробег цепи. Стенд также оборудован счетчиком чисел оборотов
тихоходного вала.
167
На рассмотренном стенде длительное время испытывали зуб-
чатые цепи с шарнирами трения скольжения и качения. Последние
(Шаг 15,875 мм) испытывали при высоких скоростях движения,
доходящих до 30 м!сек.
В процессе испытаний установлено, что винтовой нагружатель,
благодаря значительному трению в винтовой паре, не обеспечивает
постоянства нагрузки в ветвях испытуемых цепей. Особенно боль-
шая разница возникает между статическим и динамическими мо-
Рис. 105. Схема испытательного стенда с пружинно-винтовым
нагружателем, вынесенным за пределы цепных контуров
ментами закручивания. На этом стенде ввиду имеющейся несогла-
сованности в движении работа одной передачи оказывает значи-
тельное влияние на работу другой передачи. Кроме того, для соз-
дания в цепях сколько-нибудь повышенных натяжений к винту
необходимо прикладывать весьма большое осевое усилие, что, не-
сомненно, является существенным недостатком стендов с винтовым
нагрузочным устройством.
Недостатком рассмотренных стендов является то обстоятель-
ство, что в них нагружающее цепи устройство (рычаг с блоками и
диски с пружинами), имеющие значительную массу, вращается
вместе с взаимно подвижными звездочками. Вследствие этого
стенды оказываются неудобными для испытания цепей малого
шага при высоких скоростях движения.
В Ижевском механическом институте создан стенд, работа-
ющий по принципу замкнутого силового потока, но не имеющий
указанного недостатка (рис. 105). Отличается он от других стендов
тем, что в нем нагрузочное устройство вынесено за пределы испыты-
168
наемых контуров цепных передач. В этом случае звездочки 6, 13,
15 и 19 попарно неподвижно посажены на валы 14 и 18. Цепи на-
кладывают на зубья звездочек так, чтобы их нагружаемые ветви 1
и 2 имели несколько меньшую длину. Тогда при смещении вала 18
вместе со звездочками 6 и 19 вправо каждая передача имеет одну
натянутую ветвь, а другую провисающую.
Требуемое натяжение в цепях создают при помощи качаю-
щегося двуплечего рычага 3, на конце вертикальной части которого
установлены подшипники вала 18, а на конце горизонтальной части
присоединен винт 5 с цилиндрической пружиной 4, работающей па
сжатие. Упругая сила пружины, действуя на горизонтальное плечо
рычага, вызывает соответствующее натяжение в ветвях цепных пе-
редач. Нагрузочную пружину предварительно тарируют и по ее
деформации сжатия судят о величине натяжения цепей.
Опора рычага 8 закреплена на каретке 7, которая при заданном
межосевом расстоянии между звездочками передвигается по на-
правляющим станины 9 посредством винта 20.
Вал 14 приводят в движение от электродвигателя непосред-
ственно или через передачу.
На стенде предусмотрено устройство, позволяющее определять
натяжение в движущейся цени путем тензометрирования. С этой
целью от вала 14 через цепную передачу 16 приводят во вращение
диск//, сидящий па валу 17. Вращение указанного диска синхро-
низировано с движением испытуемых цепей. Проволочные дат-
чики, наклеиваемые на пластины цепи, связаны упругими провод-
никами 12 с диском //. Через ртутный токосъемник 10 электриче-
ский ток попадает в усилитель и осциллограф.
Стенд предназначен для испытания втулочно-роликовых цепей
с шагом 15,875 и 19,05 мм. Длительная эксплуатация стенда под-
твердила его высокие качества и целесообразность использования
для испытания цепей малых размеров.
В стендах со смешанным распределением силового потока ис-
пытуемые цепи нагружают действующим на звездочки одного из
валов крутящим моментом, который создают при помощи плане-
тарного редуктора благодаря приложению внешнего небольшого
тормозного момента (рис. 106). В испытании находятся цепи 13
и 21, располагающиеся на звездочках 14 и 20, неподвижно поса-
женных на вал 17 и на звездочках 4 и 9, из которых первая непо-
движно соединена с полым валом 3, а вторая с внутренним валом 8.
Валы 3 и 8 между собой соединены посредством планетарного
редуктора (/ = 1 : 100), состоящего из корпуса 6, входного вала 2,
водила 10 с сателлитами 7 и выходного вала 8.
На конце входного вала посажен диск 24, входящий в систему
статора 23 электромагнитного тормоза в качестве ротора. Вслед-
ствие постоянного действия на валу 2 небольшого тормозного мо-
мента звездочки 4 и 9 стремятся повернуться в разные стороны,
создавая тем самым требуемое натяжение в ветвях испытуемых
169
цепей, приводимых в действие электродвигателем 1 посредством
дополнительной передачи 5.
При работе стенда энергия затрачивается на преодоление вред-
ных сопротивлений цепных передач и небольшого тормозного мо-
мента. При этом одна из испытываемых передач понижает, а другая
повышает угловую скорость.
На стенде установлено приспособление для измерения натяже-
ния цепи при ее движении. Оно состоит из цепной передачи 16,
вала 22, сидящего на нем диска 11 и токосъемников 12. Передача 16
обеспечивает один поворот диска //за один пробег цепи с тензо-
метрическим звеном. В целях создания в цепях предварительного
натяжения и компенсации удлинения предусмотрена подвижная
каретка 15, передвигаемая вдоль направляющих станины 19 по-
средством винта.
Стенд предназначен для испытания зубчатых цепей при рабо-
чем натяжении от 100 до 600 кГ.
Практика эксплуатации стенда показала высокую чувствитель-
ность нагружателя и легкость изменения натяжения цепей при по-
мощи электромагнитного тормоза
СТЕНДЫ ДЛЯ ФОРСИРОВАННОГО ИСПЫТАНИЯ
ОТДЕЛЬНЫХ ШАРНИРОВ НА ИЗНОС
Испытание замкнутых цепных контуров на износостойкость
занимает много времени Обычно только один опыт с полным выяв-
лением закономерности увеличения среднего шага цепи даже при
напряженном режиме изнашивания может длиться около 1000 ч.,
С целью сокращения времени изучения износостойкости цепей
создано несколько конструкций стендов [331, позволяющих путем
увеличения угла поворота звеньев и непрерывности их возвратно-
170
вращательного движения изучать износостойкость трущихся дета-
лей шарниров в более короткое время.
На рис. 107 показана схема стенда (конструкции Б. Н. Филимо-
нова), созданного в Ижевском механическом институте. Принцип
действия этого стенда заключается в следующем. Состоящий из
пяти звеньев испытуемый отрезок 1 цепи вначале закрепляют сред-
ним наружным звеном в патроне 2, посаженном неподвижно на
вал 3, который получает возвратно-вращательное движение от
коромысла 4. Затем отрезок / концами соединяют с винтами 11,
Рис. 107. Схема стенда для форсированного испытания отдельных шарниров
на износ
на которые надеты ползушки 7, втулки 9 и цилиндрические пру-
жины 6, опирающиеся на неподвижные стойки 5 и 8.
Нагрузку в испытуемом отрезке цепи создают путем одновре-
менного навертывания сидящих на винте маховичков 10. Послед-
ние, упираясь на втулки 9, сжимают пружины и тем самым натя-
гивают отрезок цепи с требуемой силой.
При работе стенда среднее наружное звено отрезка, закреплен-
ное в патроне 2 и находящееся под нагрузкой, непрерывно совер-
шает повороты то в одном, то в другом направлении, вследствие
чего в его шарнирах происходит трение и износ. Это позволяет
устанавливать закономерность изменения шага звена — важней-
шего параметра цепи.
Стенд имеет две параллельно расположенные секции, что позво-
ляет одновременно испытывать два отрезка цепи.
При таком методе испытания интенсивность изнашивания шар-
ниров цепей в 5—10 раз выше, чем при испытании замкнутых цеп-
ных контуров.
171
Необходимо заметить, что подобные стенды не полностью имити-
руют условия работы шарниров (отсутствуют удары) и поэтому
они не могут заменить стендов, позволяющих испытывать замкну-
тые цепные контуры в условиях, близких к эксплуатационным.
ПРИСПОСОБЛЕНИЯ ДЛЯ ИСПЫТАНИЯ ЦЕПЕЙ
НА ПРОЧНОСТЬ СОЕДИНЕНИЙ
Прочность прессовых соединений валиков и втулок с пласти-
нами является важнейшим показателем качества изготовления
цепей. Ее оценивают величиной крутящего момента, который необ-
ходим для проворачивания валика или втулки в одной из пластин.
Для проверки прочности соединений необходимо иметь приспособ-
ление, позволяющее удобно и с надлежащей точностью определять
величину крутящего момента.
Применяющиеся для этой цели приспособления по способу
нагружения подразделяют на рычажные и пружинно-блочные.
Приспособление с рычажным нагружением малоудобно и не обес-
печивает требуемой точности. Что касается приспособления с пру-
жинно-блочным нагружателем, то они более удобны и позволяют
с более высокой точностью определять величину момента прово-
рота.
Приспособление с пружинно-блочным нагружением, созданное
в Ижеском механическом институте (рис. 108), состоит из закреп-
ляющей и нагружающей частей.
Испытание звена на прочность соединения включает два
этапа: закрепление испытуемого звена и нагружение его до на-
ступления проворота. Порядок испытания следующий. Испытуе-
мое звено /, из которого предварительно удаляют валик или втулку,
вставляют одной пластиной в вырез патрона 6 до совпадения сво-
бодной проушины другой пластины с концом винта. После ввода
172
в проушину конца винта 2 испытуемое звено центрируют концом
винта 5. Стойка 3, укрепленная неподвижно на раме 4, служит для
указанных винтов опорой. При этом расстояние между осью
винта 2 и осью патрона 6 равно шагу звена.
Нагружающая часть состоит из блока 8, стального троса 9
и винта 10 и цилиндрической пружйны 11.
Нагружают звено моментом путем вращения маховичка 12,
сжимающего пружину 11. Упругая сила пружины, натягивая
трос 9, создает тем самым на блоке 8 момент, действующий через
вал 7, на патрон 3, а следовательно, и на закрепленную в нем пла-
стину звена. Этот момент уравновешивается реактивным моментом,
возникающим на другой закрепленной винтом пластине.
При достижении определенного по величине крутящего момента
наступает проворачивание валика или втулки в одной из пластин,
имеющей наименьшую прочность прессового соединения.
Нагрузочное устройство предварительно тарируют. По тари-
ровочной шкале можно фиксировать момент проворота с точностью
до 1 кГ -см.
Существенным достоинством этого приспособления является
компактность, а также и то, что оно допускает поворот пластины
на угол до 90°, чего нельзя получить при рычажной системе нагру-
жения.
СТЕНДЫ ДЛЯ ИССЛЕДОВАНИЯ УДАРНОЙ ПРОЧНОСТИ
РОЛИКОВ И ВТУЛОК
Одним из важных факторов, определяющих работоспособность
приводных втулочно-роликовых цепей, является ударная проч-
рость роликов и втулок. Как показывает практика эксплуатации
и стендовые испытания цепных передач, разрушение роликов и
втулок от ударов о зубья звездочек наблюдается сравнительно
часто, особенно при большом числе оборотов малой звездочки.
Выкрошивание и раскалывание роликов вызывает преждевремен-
ный выход цепи из строя.
Экспериментальное определение ударной прочности роликов
и втулок, изготовленных разными способами из различных мате-
риалов и с различной термической обработкой, путем испытания
цепей на существующих стендах сопряжено с рядом трудностей и
недостатков. Основным же недостатком таких испытаний является
их большая длительность.
Стенд предложенной конструкции 1 позволяет проводить форси-
рованные испытания роликов и втулок в строго одинаковых усло-
виях при различных профилях зубьев.
Как видно на рис. 109, принцип действия стенда заключается
в следующем. Четыре внутренних звена цепи с испытуемыми
1 Авторское свидетельство № 176109 от 27 мая 1963 г.
173
роликами при помощи осей, проходящих в отверстия втулок, шар-
нирно закрепляют в обойме 10, посаженной на выходной вал цеп-
ного вариатора 3, приводимого в движение от электродвигателя 1
через эластичную муфту 2. При вращении обоймы 10 растянутые
Рис. 109. Схема стенда для исследования ударной прочности роли-
ков и втулок
центробежными силами звенья 4 своими роликами ударяются по
зубцам 5, имитирующим зубья звездочки. Зубцы 5 за счет винта 8
с правой и левой резьбой, зафиксированного в осевом направлении
в стойке 9, и гаек 6 могут одновременно перемещаться в пазах, за
счет чего регулируют соударение роликов с зубцами. Последние,
174
имеющие в поперечном сечении клиновую форму, надежно за-
крепляют гайками и контргайками на стойках 7, приваренных
к плите И.
Стенд снабжен набором сменных зубцов, имеющих разный про-
филь и выполненных из сталей различных марок. Это позволяет
испытывать ролики с выявлением влияния различных профилей
зубцов на их ударную прочность.
Комплект сменных зубцов и винтовая пара 6, 8 позволяют испы-
тывать на стенде ролики приводных цепей с шагом 19,05; 25,4 и
38 мм.
Привод ударного механизма через цепной вариатор 3 обеспе-
чивает плавную установку требуемой скорости удара. Ударный
механизм защищен кожухом 12, в котором имеются отверстия для
регулирования подачи зубьев и закрепления их на стойках. Стенд
снабжен счетчиком чисел оборотов.
Под обоймой 10 расположен (не показан на схеме) бункер, в ко
торый попадают части разрушенных роликов. Соскальзывая в уз-
кую щель бункера и замыкая электрическую цепь, они тем самым
подают звонковый сигнал обслуживающему персоналу. Этим точно
фиксируют время работы ролика до разрушения.
Техническая характеристика стенда
Мощность электродвигателя в кет.................. 1,7
Скорость вращения электродвигателя в об/мин . . . 940
Диапазон регулирования вариатора ................ 4
Предельная скорость вращения выходного вала ва-
риатора в обмин.................................. 260—1040
Предельные числа ударов роликов в секунду .... 8,6—34,6
Окружная скорость вращения осей роликов цепи шага
25,4 мм в м/сек..................................3,45—13,8
Длительная эксплуатация стенда показала его высокие экс-
плуатационные качества. Он обеспечил проведение сравнительных
испытаний большого числа роликов цепей с шагом 19,05 и 25,4 мм
в сравнительно короткий срок.
ПУЛЬСАТОРЫ ДЛЯ ИСПЫТАНИЯ ОБРАЗЦОВ ЦЕПЕЙ
НА УСТАЛОСТНУЮ ПРОЧНОСТЬ
Усталостную прочность цепей можно изучать путем испытания
замкнутого цепного контура на звездочках в условиях, близких
к эксплуатационным, и путем испытания отдельных отрезков цепи
на пульсаторе. Наиболее надежные результаты дает первый путь,
но он требует больше времени и средств.
До последнего времени цепи па усталостную прочность испы-
тывали на универсальных гидравлических машинах (пульсаторах).
Такие машины ввиду сложности и большой стоимости не всегда
можно использовать для длительных испытаний цепей. К тому же
они при большой разрывной силе не могут обеспечить надлежащую
175
точность результатов для приводных цепей малых и средних раз-
меров.
В связи с этим возникла необходимость в пульсаторах, которые
по конструкции были бы не сложны и позволяли быстро и с надле-
жащей точностью испытывать цепи на усталостную прочность.
Заслуживает особого внимания электромагнитный пульсатор
оригинальной конструкции, созданный в Ижевском механическом
институте1 (рис. 110).
По принципу работы этот пульсатор относится к типу нерезо-
нансных машин с электромагнитным возбуждением колебаний [14].
Два электромагнита 2, закрепленных на сварной раме /, могут
перемещаться в вертикальном направлении. Расположенный между
полюсами электромагнитов якорь 3 жестко соединен со штоком 4,
проходящим через полюсный наконечник нижнего электрома-
гнита. На конце штока размещен верхний захват 10. Испытуемый
образец 6 закрепляют одним концом в верхнем захвате, а другим —
в нижнем 9. Захваты соединены с рамой посредством жестких
цилиндрических пружин 5. При помощи маховичка 7 и винта 8
можно регулировать предварительное сжатие пружин, изменяя
тем самым коэффициент асимметрии цикла нагрузки.
Под действием притяжения электромагнитов якорь совершает
колебательное движение в вертикальном направлении, передавая
усилия на испытуемый образец.
1 Авторское свидетельство от 4 апреля 1960 г. за № 139467.
176
Электромагниты питаются от сети однофазного тока промыш-
ленной частоты.
Поочередность действия электромагнитов создают два полу-
проводниковых (селеновые или кремниевые) диода //, разделя-
ющих противоположные по знаку полупериоды однофазного тока.
Необходимый для испытания цепей асимметричный знакопостоян-
ный или пульсирующий цикл нагрузки создают при включении
только одного электромагнита.
Амплитуду усилия можно ре-
гулировать как изменением тока
в обмотках электромагнитов,
так и изменением рабочего зазо-
ра путем перемещения электро-
магнитов. Ток в обмотках элек-
тромагнитов регулируют рео-
статами 12 и контролируют по
амперметрам 13 электромагнит-
ной системы. Количественную
зависимость между величиной
тока в обмотках, зазором и уси-
лием устанавливают тарировкой
пульсатора. Нагрузки дополни-
тельно контролируют при помо-
щи тензодатчиков, наклеенных
на хвостовик нижнего захвата
или иа специально изготовлен-
ный образец и включенных в
цепь стандартной тензостанции.
Тарировочная осциллограмма, характеризующая изменение
натяжения испытуемого образца цепи, показана на рис. 111.
Количество циклов нагрузки в процессе испытаний отсчитывают
обычным счетчиком оборотов 14 (см. рис. 110), приводимым в дви-
жение синхронным электродвигателем 15, включенным в электри-
ческую сеть пульсатора.
Для пуска и остановки пульсатора применен стандартный ма-
гнитный пускатель 16, в цепь управления которого введен конеч-
ный микровыключатель 17. В момент разрушения образца конеч-
ный выключатель автоматически останавливает пульсатор и тем са-
мым позволяет избежать ударов якоря о полюса электромагнитов.
Изготовленный опытный образец пульсатора обеспечивает
наибольшую амплитудную нагрузку, равную 400 кГ при стабиль-
ной частоте циклов 100гц. Для установки пульсатора вместе с пуль-
том управления требуется площадь около 2 м2.
Длительные испытания на этом пульсаторе отдельных пластин
и зубчатых цепей с шагом 12,7 и 15,875 мм малой ширины на уста-
лостную прочность подтвердили его пригодность для испытаний
с высокой эффективностью.
Рис. III. Тарировочные осциллограм-
мы изменения нагрузки в испытуемом
образце
177
Пульсатор механического типа 1 (рис. 112—113), созданный для
испытания цепей, дал положительные результаты. Основным эле-
ментом этого пульсатора является ротор рычажного типа, состоя-
щий из валов 6 и 77, стыкующихся между собой через шарик 12.
Образцы испытуемых цепей 7/ в количестве четырех штук при по-
мощи захватов 10 и 13 подвижно закрепляют в нагрузочных флан-
Рис. 112. Схема пульсатора рычажно-роторного типа
цах' 9 и 14, неподвижно укрепленных на указанных валах. Конец
вала-рычага 17 при помощи пружины нагружают силой Р, вслед-
ствие чего при вращении ротора в цепях возникнет переменная
растягивающая нагрузка, изменяющаяся по пульсирующему циклу.
Рис. 113. Общий вид ротора
Вал 6 опирается на подшипники 5 и 7. Крутящий момент к нему
подводят от электродвигателя 1 через муфты 2 и 4. Изменение числа
оборотов вала обеспечивают при помощи вариатора 3.
Поперечную силу к валу 17 прикладывают через шариковый
сферический подшипник 18, находящийся внутри ползушки 21,
посредством нагрузочного устройства. Ползушка 21 передвигается
в направляющих 23.
1 Авторское свидетельство Ке 188101 от 25 декабря 1964 г.
178
С целью устранения возможных перекосов цепей предусмотрены
сферические шайбы 15, через которые захваты 13 получают возмож-
ность перемещаться относительно фланца 14. Этой же цели служит
специальная конструкция захватов 10 и 13, обеспечивающая осе-
вое приложение растягивающей нагрузки к испытуемым цепям.
Регулируют натяжение цепей гайками 16 так, чтобы в момент
нахождения испытуемого образца в верхнем положении он вос-
принимал всю нагрузку, в то время как остальные образцы в этот
момент полностью разгружены. Это позволяет определять наи-
большую растягивающую нагрузку в образце, зная деформации
предварительно протарированных пружин 24.
Количество перемен нагрузки учитывает счетчик числа оборо-
тов 20, соединенный пружиной 19 с валом-рычагом 17.
Рис. 114. Типовая тарировочная осциллограмма измене-
ния натяжения в испытуемом отрезке цепи
При разрушении испытуемого отрезка цепи, состоящего из пяти
звеньев, электродвигатель, приводящий в движение ротор пуль-
сатора, автоматически отключается от электросети в результате
срабатывания конечного выключателя 26, на который нажимает
в этом случае стержень 25.
Все основные элементы пульсатора смонтированы на раме 27.
Рассмотренный пульсатор предназначен для испытания отрез-
ков цепей с шагом 19,05 и 25,4 мм.
Ротор (рис. 113) приводится во вращение асинхронным трехфаз-
ным электродвигателем мощностью 2,6 кет при числе оборотов
в минуту, равном 1440. Число оборотов ротора можно менять в диа-
пазоне от 200 до 1100 в минуту, а нагрузку испытания — в преде-
лах от 100 до 2000 кГ.
Нагрузку в испытуемых цепях устанавливают в соответствии
с результатами тарировки нагрузочного устройства при помощи
датчика омического сопротивления, наклеиваемого на пластину,
закрепляемую в этом случае вместо одного испытуемого отрезка.
Провода от тензодатчика к ртутному токосъемнику выводят через
осевое отверстие вала-рычага. Величины растягивающих нагрузок,
возникающих в испытуемых отрезках, определяют путем сопостав-
ления полученных осциллограмм (рис. 114) с данными статической
тарировки, при которой тарировочная пластина растягивалась
нагрузками известной величины.
Глава VII
ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ
РАБОТОСПОСОБНОСТИ ЦЕПЕЙ
ЦЕЛЬ ПРОВЕДЕНИЯ ИССЛЕДОВАНИЙ И ОСНОВНЫЕ
МЕТОДИЧЕСКИЕ УСТАНОВКИ
Для выявления в полной мере качества цепей требуют испыта-
ния по таким показателям, как точность изготовления, износостой-
кость, прочность соединений, ударная и усталостная прочность,
определяющих их работоспособность
Сравнительные испытания цепей в одинаковых условиях работы
позволяют сделать обоснованные выводы, которые могут харак-
теризовать качество цепей и одновременно позволяют установить
нужные закономерности и расчетные зависимости.
При проведении экспериментов конкретно ставили задачи:
вы явить за кономерность увеличения среднего шага цепей, работа-
ющих длительное время при различных значениях критерия износа;
найти зависимости между величиной критерия износа и увели-
чением среднего шага цепи;
получить расчетную зависимость между предельно допустимым
увеличением среднего шага цепи и сроком ее службы;
установить величину, которая объективно характеризует изно-
состойкость цепей при определенных условиях работы;
получить расчетную формулу для определения допустимой на
цепь нагрузки с учетом основных влияющих на износ факторов
и требуемого срока службы цепи
Основные данные по испытываемым втулочно-роликовым цепям
приведены в табл. 14.
МЕТРОЛОГИЧЕСКОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ ЦЕПЕЙ
Точность изготовления цепей оказывает существенное влияние
на их работоспособность. Особенно сильно влияют на работу цепей
такие размеры, как действительный и средний шаг, зазоры между
внутренними и наружными пластинами, между валиком и втулкой,
а также между втулкой и роликом. Большая разноразмерность
в шаге приводит к неравномерности хода передачи и ухудшению
условий зацепления шарниров цепи с зубьями звездочек. По зазо-
рам в шарнирах масло проникает на трущиеся поверхности;
180
Таблица 14
Изготовитель цепи Средние размеры в мм Минимальная I разрушающая нагрузка в кГ Вес 1 пог. м цепи в кГ
Длина втулка Расстояние между вну- тренними пластинами Диаметр ро- лика Диаметр ва- лика
Ульяновский завод . Баг 25,4 л 22,73 1М 15,85 15,84 8,01 7500 2,65
Фрунзенский завод . . . 24,17 16,43 15,93 8,85 5650 2,88
ЦУБАКИ (Япония) 22,02 15,85 15,84 7,96 7100 2,42
ИЦУМИ (Япония) 22,56 16,13 15,86 7,95 7150 2,48
Випперман (ФРГ) . , 25,32 17,38 15,78 8,26 7700 2,83
ИВИС(ФРГ) . 25,22 17,06 15,80 8,26 7400 2,66
ЗИМАГ (ФРГ) . 25,34 17,11 15,89 8,20 6150 2,58
Ренольд (Англия) . . 25,37 17,15 15,85 8,27 5000 2,69
Ренольд (Англия) 22,29 16,08 15,89 7,91 6900 2,50
Комайер (Австрия) .... 25,26 17,60 15,80 8,26 6650 2,58
ФБ (Швеция) 22,56 15,85 15,85 7,92 6000 2,48
Рекс (Италия) 22,40 16,30 15,70 7,85 7200 2,59
II Тульский завод 1аг 19,05 19,22 мм 13,45 11,88 5.87 3500 1,70
Новосибирский завод . . 19,28 13,33 11,94 5,88 3000 1,71
Ренольд (Англия) 15,5 11,79 12,02 5,71 3100 1,17
ЦУБАКИ (Япония) 17,33 12,81 11,87 5,97 3900 1,42
Випперман (ФРГ) . . 15,47 11,69 12,04 5,66 3000 1,16
ИВИС(ФРГ) . 15,61 11,72 12,00 5,70 3400 1,18
Комайер (Австрия) 15,04 11,74 12,03 5,71 3500 1,22
Рекс (Италия) 17,50 13,25 11,85 5,75 3600 1,54
Таблица 15
Изготовитель цепи Зазоры в мм
между пластинами между валиком и втулкой между втулкой и роликом
макс. мин. средн. макс. мин. средн. макс. МИН. средн.
Ульяновский завод .... 0,70 0,10 0,39 0,20 0,11 0,15 0,24 0,13 0,17
Фрунзенский завод .... 1,20 0,10 0,60 0,39 0,12 0,20 0,75 0,46 0,61
ЦУБАКИ 0,60 0,20 0,30 0,15 0,08 0,10 0,38 0,32 0,36
ИЦУМИ . . 0,65 0,09 0,31 0,13 0,08 0,12 0,18 0,13 0,14
ивис 1,05 0,37 0,73 0,16 0,12 0,13 0,21 0,18 0,19
Випперман 1,10 0,50 0,74 0,18 0,14 0,16 0,28 0,20 0,24
ЗИМАГ 0,80 0,10 0,39 0,21 0,13 0,16 0,22 0,12 0,17
Ренольд . . 0,65 0,30 0,43 0,16 0,10 0,13 0,14 0,09 0,12
Ренольд . . 0,70 0,10 0,37 0,19 0,10 0,17 0,19 0,12 0,17
Комайер . . 1,00 0,45 0,72 0,15 0,09 0,12 0,30 0,24 0,27
ФБ 0,60 0,05 0,32 0,17 0,10 0,13 0,33 0,13 0,21
Рекс .... 0,65 0,10 0,37 — — — — —
18!
зазоры являются резервуарами для его сохранения при периоди-
ческой смазке. Чрезмерно большие зазоры способствуют попада-
нию в шарнир абразивных частиц и меньше удерживают смазку
при ударах шарнира о зубья звездочек при входе их в зацепление.
С увеличением зазоров между втулкой и роликом повышается шум.
Результаты измерения действительного шага цепей с шагом
25,4 мм представлены в виде диаграммы на рис. 115, где четными
номерами обозначены наружные звенья, а нечетными — внутренние.
На основании диаграммы можно сделать заключение, что наи-
более стабильный шаг имеют цепи фирм Ренольд и ИВЙС. Повы-
шенной разноразмерностыо и меньшей стабильностью обладают
цепи Ульяновского и Фрунзенского заводов и фирмы Виппермаи.
В табл. 15 представлены полученные измерением зазоры в це-
пях с шагом 25,4 мм.
Наибольшие средние зазоры между пластинами имеют цепи
фирм Виппермаи, ИВИС и Комайер (больше 0,7 мм). Наименьший
зазор оказался в цепях фирм ЦУБАКИ, ИЦУМИ и ФБ (менее
0,32 мм). Наиболее стабильный зазор наблюдается в цепях фирмы
Ренольд (широкой) и ЦУБАКИ. В цепях Фрунзенского завода
зазоры между пластинами оказались в пределах 0,1 —1,2 мм.
Наибольший средний зазор между валиками и втулками имеют
цепи Фрунзенского завода (0,2 мм), а наименьший — цепь фирмы
ЦУБАКИ (0,1 мм). Самая высокая стабильность в указанных зазо-
рах оказалась в цепи фирмы ИВИС (поле допуска 0,04 мм).
Наибольшие зазоры между втулками и роликами оказались
в цепи Фрунзенского завода. Наименьшая величина среднего за-
зора установлена в широкой цепи фирмы Ренольд (0,12 мм).
Большая стабильность указанных зазоров оказалась в цепях
фирм ИВИС, ИЦУМИ и ЦУБАКИ (поле допуска 0,06 мм), а мень-
шая — в цепях Фрунзенского завода и шведской цепи ФБ-80
В табл. 16 представлены зазоры, полученные измерением цепей
Таблица 16
Изготовитель цепи Зазоры в мм
между пластинами между валиком и втулкой между втулкой и роликом
макс. м и н. среди. макс. мин. средн. макс. ми н. средн.
Тульский за- вод 1,08 0,35 0,62 0,30 0,11 0,22 0,41 0,16 0,22
Новосибир- ский завод 1.25 0,30 0,84 0,24 0,09 0,18 0,40 0,06 0,23
Ренольд 0,40 0,23 0,32 0,14 0,03 0,08 0,27 0,17 0,21
ИВИС . . 0,50 0.18 0,38 0,24 0,15 0,21 0,23 0,14 0,16
Виппермаи 0,35 0,15 0,24 0,32 0,16 0,23 0,20 0,12 0,14
Комайер 0,33 0,05 0,19 0,27 0,10 0,19 0,22 0,17 0,19
ЦУБАКИ 0,35 0,10 0,22 0,18 0,08 0,13 0,32 0,20 0,24
Рекс .... 0,90 0,20 0,56 — — — — — —
182
Рис. 115. Диаграмма отклонения действительного шага звеньев втулочно-ро-
ликовых цепей с шагом 25,4 мм:
/ — Ульяновского завода; 2 — Фрунзенского завода; 3 — ЦУБАКИ (Япония); 4 —
ИЦУМИ (Япония); 5 — ИВИС (ФРГ); 6 — Виппермаи (ФРГ); 7 — ЗИМАГ (ФРГ); 8 —
Ренольд (Англия): 9 — Ренольд; 10 — Комайер (Австрия); 11 — ФБ (Швеция)
183
с шагом 19,05 мм Наибольшие средние зазоры между внутрен-
ними и наружными пластинами имеют цепи Тульского и Ново-
сибирского заводов. Меньшие и наиболее стабильные зазоры имеют
цепи зарубежных фирм.
МЕТАЛЛОГРАФИЧЕСКОЕ ИССЛЕДОВАНИЕ ДЕТАЛЕЙ ЦЕПЕЙ
На работоспособность цепей решающее влияние оказывает вы-
бор марок сталей и способов их термической обработки Проведен-
ный химический анализ материалов деталей цепей зарубежного
производства показал, что большинство фирм изготовляет пла-
стины цепей из сталей с содержанием углерода от 0,35 (Ренольд)
до 0,74% (ЦУБАКИ). Только Ульяновский заводи фирма ИЦУМИ
пластины изготовляют из легированных сталей ЗОХНЗА и ЗОХМА.
Несмотря на это, пластины цепи Ульяновского завода показали
в процессе стендовых испытаний меньшую усталостную прочность,
чем пластины, выполненные из углеродистых сталей.
Валики исследованных цепей преимущественно были изго-
товлены из цементуемых сталей. В восьми цепях для валиков
применены легированные стали типа 20ХМА, 15Х, 20ХГ и др.
Наиболее высоколегированную сталь ЗОХНЗА применяет для
изготовления валиков Ульяновский завод. Заметим, что валики
широкой цепи фирмы Ренольд не содержат в своем составе леги-
рующих элементов, тем не менее эта цепь оказалась достаточно
износостойкой и прочной.
Втулки всех испытанных цепей не содержат легирующих эле-
ментов. Только в цепи Ульяновского завода втулки выполнены из
хромоникелевой стали 12ХН2.
Ролики цепей подвержены как износу, так и ударам. В связи
с этим фирма ЦУБАКИ применила для роликов сталь с содержа-
нием 2,36% никеля и 0,33% хрома. Ролики фирмы ИВИС содержат
1,14% никеля. По содержанию марганца (0,91%) первое место
занимают ролики цепи фирмы ЗИМАГ. Результаты металлографи-
ческого исследования деталей цепей с шагом 25,4 мм представлены
в табл. 17.
Валики большинства цепей имеют упрочненные химико-терми-
ческой обработкой на глубину 0,15—0,5 мм поверхностные слои и
вязкую сердцевину меньшей твердости. Структура поверхностных
слоев — троостит, мартенсит и в некоторых случаях — сорбит.
Высокая поверхностная твердость НRC 55—65 и микрострук-
тура валиков цепей ряда фирм (ЦУБАКИ, ИВИС и др.) свидетель-
ствуют о проведенном, по-видимому, высокотемпературном циани-
ровании.
Валики некоторых цепей, изготовленные из нецементованных
сталей, подвергнуты объемной закалке (узкая цепь фирмы Ре-
нольд, ИЦУМИ).
184
Таблица 17
185
Валики цепи Фрунзенского завода имеют ИRC 34—44. Значи-
тельный разброс твердости вызван наличием в их структуре боль-
шого количества феррита.
Поверхностный слой втулок упрочнен на глубину от 0,1 до
0,6 мм и имеет структуру троостита и мартенсита. У большинства
цепей они подвергнуты обычной цементации, а у некоторых цепей—
высокотемпературному цианированию (ИЦУМИ).
Поверхностная твердость втулок цепей зарубежных фирм НRC
55—64, а у цепи Фрунзенского завода НRC 29—44.
Ролики из восьми цепей подвергнуты цементации или цианиро-
ванию на глубину 0,15—0,6 мм, а из трех — объемной закалке.
Их твердость колеблется в пределах HRC 33—65.
Пластины большинства фирм термически обработаны до твер-
дости ИRC 36—42 со структурой троостит, сорбит. Пластины ши-
рокой цепи фирмы Ренольд имеют самую низкую твердость (НRC
22—25) со структурой перлит и феррит при высокой стабильности.
В процессе стендовых испытаний пластины этой цепи показали
высокую усталостную прочность.
Пластины цепи Фрунзенского завода отличаются большим раз-
бросом твердости (HRC 23—31).
Необходимо иметь в виду, что повышение износостойкости
цепей зарубежного производства достигнуто главным образом
путем увеличения твердости деталей шарниров и стабильности их
термической обработки.
ИСПЫТАНИЕ ВТУЛОЧНО-РОЛИКОВЫХ ЦЕПЕЙ НА ИЗНОС
Порядок и условия проведения опытов. Сравнительные испы-
тания цепей проводили при одинаковых условиях, что обеспечи-
вало получение сопоставимых результатов. В целях создания
цепям одинаковых условий работы в проведенных испытаниях каж-
дый цепной контур передачи составляли из нескольких равных
отрезков, принадлежащих разным отечественным заводам и зару-
бежным фирмам.
Смазывали испытываемые цепи периодически, путем погруже-
ния их в масляную ванну с машинным маслом средней вязкости.
Продолжительность работы цепи между очередными смазками уста-
навливали по повышению сопротивлений трения в передаче.
Перед очередной смазкой, как правило, цепи снимали с испыта-
тельного стенда, просматривали сцельюобнаружения ненормально-
го износа (разработка проушин, разрушение втулок и роликов).
Испытываемые цепи тщательно измеряли перед началом испы-
тания и затем периодически (приблизительно через каждые 100 ч
работы) подвергали контрольным измерениям во время испыта-
ния. При этом определяли как действительный шаг звеньев, так
и средний шаг каждого отрезка цепи. Путем периодических изме-
рений среднего шага цепи требовалось установить закономерность
186
увеличения шага в зависимости от продолжительности работы цепи,
гак как последняя представляет собой характеристику износостой-
кости цепи при данных условиях работы.
Испытание цепей на износ требует весьма длительного времени,
а согласно целевой установке необходимо было выявить закономер-
ность и величину износа, а также зависимость между величиной k
критерия износа и увеличением среднего шага цепи. Поэтому приш-
лось максимально ограничить число опытов и полностью испытать
только втулочно-роликовые цепи с шагом 25,4 мм, изготовляемые
заводами в наибольшем количестве. При испытаниях автор исхо-
дил из того, чтобы условия работы цепей как можно ближе под-
ходили к действительным эксплуатационным условиям. По-
скольку результаты испытаний должны были быть положенными
в основу расчета, автор не считал возможным в этих испытаниях
для ускорения процесса износа допускать такие чрезмерно боль-
шие нагрузки, которые совсем в цепных передачах с данной цепью
не применяются или применяются редко. В связи с этим для полу-
чения определенных результатов каждый опыт длился от 900 до
1600 ч. В течение каждого опыта на стенде одновременно испыты-
вали две цепи.
Вследствие ограниченного числа опытов автор вынужден был
изменять условия работы цепей главным образом путем изменения
величины передаваемого цепью усилия. Цепь передачи при всех
опытах состояла из минимально возможного для испытательного
степда числа звеньев. Число зубьев звездочек было взято с таким
расчетом, чтобы оно было небольшим и обеспечивало передаточ-
ное число, равное 3. В процессе испытаний, ввиду обнаружившейся
большой разницы в износе параллельно работающих передач (по-
нижающей и повышающей), пришлось число зубьев изменить и
два опыта провести при передаточном числе, равном 2. Зубья звез-
дочек были выполнены с вогнутым профилем.
Условия испытаний цепей с шагом 25,4 мм были назначены
согласно табл. 18.
Режим смазки устанавливали согласно табл. 19.
При установлении режима смазки преследовали цель сохране-
ния примерно одинакового увеличения среднего момента мотор-
весоз во всех опытах (в среднем до 35%). Вследствие этого средний
период работы цепей между смазками увеличивали с уменьшением
критерия износа k. Чем больше величина k, тем меньше период
эффективного действия смазки. Например, в опыте при коэффи-
циенте k = 0,80 цепь приходилось в среднем смазывать через
каждые 10,5 ч, причем к моменту смазывания она всегда была
сухой и сильно нагретой.
Необходимо заметить, что степень потери цепью смазочных
свойств, по-видимому, прямо пропорциональна повышению темпе-
ратуры- в шарнирах (сверх окружающей среды) и времени
работы 142].
187
Таблица 18
Параметры передачи
5 г Р т г, | г2 л v и с | k
250 18 232 80 15 45 900 5,72 2,8 2,84 0,80
170 18 152 72 15 30 900 5,62 3,1 2,88 0,70
135 18 117 72 15 30 920 5,84 3,1 2,88 0,58
97 10 87 64 10 30 920 3,90 2,3 2,82 0,40
78 10 68 64 10 30 920 3,90 2,3 2,82 0,33
П р и и I т ы е обозначения:
se - натяжение ведущей ветви цепи в кГ\
S.v - полное натяжение холостой ветви цепи в кГ;
р — передаваемое цепью усилие в кГ;
т — число всех звеньев цепи;
И 22 — числа зубьев звездочек;
П — число оборотов малой звездочки в минуту;
V — средняя скорость движения цепи в м/сек'.
и — число ударов в секунду для одного шарнира цепи;
с — коэффициент передачи, определяемый по формуле (204);
k — критерий износа цепи, подсчитанный по выражению (205)
Таблица 19
Критерий износа Средний период работы цепей между смазками в ч Средний момент мотор-не- сов в кГ-см Увеличение среднего мо- мента в %
после смазки перед смазкой
0,80 10,5 74 111 50
0,70 12,5 64 88 37
0,58 20,0 54 72 33
0,40 28,0 40 47 18
0,33 24,0 23 30 30
Втулочно-роликовые цепи, поступившие на сравнительные
испытания, были изготовлены в порядке массового производства.
Испытаниям подвергали цепи с шагом 25,4 мм ленинградского
завода «Красный металлист» и цепи с шагом 19,05 мм московского
завода «Красная звезда», американской фирмы Рекс, немецкой
фирмы Випперман и английской фирмы Ренольд х.
Всего испытывали 40 отрезков цепей с шагом 25,4 мм и 12 от-
резков с шагом 19,05 мм. Кроме того, испытывали пять отрезков
цепей иностранных фирм с тем же шагом.
Данные о материале и обработке трущихся деталей цепей
с шагом 25,4 мм, согласно техническим условиям, приведены
в табл. 20.
С целью установления толщины цементованного слоя и дей-
ствительной твердости деталей, а также установления микрострук-
1 Данные по испытываемым цепям относятся к периоду 1939—1940 гг.
188
Таблица 20
Завод — изготови- тель цепей Illai цепи В ДЯ Валик Втулка
Материал Термиче- ская обработка Твер- дость HRC. Материал и способ из- готовления термиче- ская об- работка Твер- дость IIRC
«Крас- ный ме- таллист» «Крас- ная звезда» 25,4 19,05 Круглая калибро- ванная сталь марки 12ХНЗА Круглая калибро- ванная сталь марки 40 Цемен- тация Закалка 43—48 35—40 Полосовая сталь марки 10, протяжка Полосовая сталь марки 10, протяжка Цемен- тация Цемен- тация 40—45 40—45
тур в металлографической лаборатории МВТУ проведены кон-
трольные исследования. Эти исследования показали неоднород-
ность термической обработки деталей цепей. Твердость исследован-
ных деталей колебалась в довольно широких пределах. Толщина
цементованного слоя валиков и роликов была отмечена в пределах
от 0,2 до 0,5 мм, а втулок — от 0,2 до 0,4 мм. В большинстве слу-
чаев отмечена мартенситовая структура цементованного слоя роли-
ков и втулок и мартенсито-ферритовая их сердцевина. В ряде ро-
ликов и втулок наблюдалась пятнистая твердость и неоднород-
ность структуры.
Закономерность износа цепей и звездочек. Износ цепей пони-
жающих передач, выраженный увеличением среднего шага в за-
висимости от продолжительности работы, показан на рис. 116, а\
как видно, с течением времени увеличивается шаг цепей при раз-
личных значениях критерия износа k~. Характерно, что в начале
работы увеличение шага цепей более значительно, чем в последу-
ющей работе. Чем выше значение k, тем больше увеличивается шаг
цепей. Так, при k = 0,8 шаг цепей за 1000 ч работы увеличился
на 1,68%.
Аналогичные кривые увеличения среднего шага для повыша-
ющих передач показаны на рис. 116, б. Закономерность увеличения
шага цепей в данном случае та же, что и в цепях понижающих пере-
дач; степень увеличения шага за тот же период работы цепей значи-
тельно ниже. Так, при k = 0,8 шаг цепей за 1000 ч работы увели-
чился всего на 0,94%, т. е. на 44% меньше, чем в понижающих
передачах.
Для выяснения основной причины различного износа понижа-
ющих и повышающих передач необходимо установить специфи-
ческую особенность в условиях их работы. Последняя состоит
189
в том, что в понижающих передачах ведущая ветвь цепи сбегает
с большой (ведомой) звездочки и набегает на малую (ведущую)
звездочку, а в повышающих, наоборот, ведущая ветвь, сбегающая
с малой, набегает на большую звездочку. Различное направление
Рис. 116. Зависимость между увеличением среднего шага цепей
(шаг 25,4 мм), продолжительностью работы и критерием износа:
а — для понижающей передачи; б — для повышающей передачи
движения цепей оказывает большое влияние на износ. При набе-
гании значительно натянутой ведущей ветви на малую звездочку
возникают более сильные удары шарниров о зубья, чем при набе-
гании на нее слабо натянутой холостой ветви. Это подтверждает
190
износ зубьев звездочек и разрушение роликов. Не увеличивая
непосредственно износа внутри шарниров, удары сильно влияют
на нагревание цепи и продолжительность действия смазки.
Таким образом, цепь понижающей передачи изнашивается
больше главным образом потому, что смазка в ее шарнирах вслед-
ствие действия более сильных ударов держится меньшее время,
чем в цепи повышающей передачи. Для получения равного износа
при одинаковых прочих условиях цепь понижающей передачи
следует смазывать чаще. При непрерывном смазывании цепей в мас-
Рис. 117. Зависимость между увеличением среднего шага и про-
должительностью работы цепей с шагом 19,05 мм:
1 — завода «Красная звезда»; 2 — американской фирмы Рекс; 3 —
немецкой фирмы Виппермаи; 4 — английской фирмы Ренольд
ляной ванне такой большой разницы в износе цепей понижающей и
повышающей передач, очевидно, не будет.
На рис. 117 показаны кривые износа цепей с шагом 19,05 мм,
работающих в понижающей передаче. Цепи испытывали при сле-
дующих значениях критерия износа: цепь 1 при k = 0,34; цепь 2
при k = 0,35; цепь,? при k = 0,48 и цепь 4 при k = 0,41.
В заключение сравним износ цепей завода «Красная звезда»
с шагом 19,05 и 25,4 мм при одинаковом значении k. На рис. 117
видно, что за 1000 ч работы средний шаг цепи при k = 0,34 уве-
личился на 0,53%, т. е. на 0,101 мм. Обращаясь к рис. 116, а, на-
ходим, что средний шаг цепи при k = 0,33 за этот же период ра-
боты увеличился на 0,44°/о, т. е. на 0,112 мм. Сравнивая получен-
ные значения увеличения шага, видим, что износ цепи с шагом
19,05 мм меньше износа цепи с шагом 25,4 мм, однако разница
в износе не превышает 10%. Это обстоятельство позволяет распро-
странить с некоторой небольшой погрешностью результаты испы-
тания цепей с шагом 25,4 мм и на цепи с шагом 19,05 мм.
191
Согласно рис. 117 цепи зарубежных фирм при той же законо-
мерности увеличения среднего шага в зависимости от продолжи-
тельности работы имеют значительно меньший износ.
Чтобы выявить характер и степень износа зубьев при различном
направлении движения цепи, малые звездочки были изготовлены
из мягкой стали с возможно минимальным числом зубьев *. Это
позволило за сравнительно небольшой период работы получить
вполне определенные результаты. Установлено, что условия ра-
боты ведущей звездочки в отношении износа зубьев значительно
Рис. 118. Кривая износа цепей, выражен-
ного увеличением ее среднего шага
более тяжелые, чем условия
работы ведомой звездочки.
Основные расчетные зави-
симости. Результаты прове-
денных сравнительных испы-
таний цепей позволяют су-
дить о закономерности их
износа, т. е. об увеличении
среднего шага цепей, проис-
ходящем в процессе работы
вследствие трения в шарни-
рах. Увеличение шага добро-
качественных приводных це-
пей с цементованными эле-
ментами шарнира можно вы-
разить примерной кривой,
показанной на рис. 118. В начале работы цепи в течение некоторого
периода происходит сильное увеличение шага вследствие прира-
ботки трущихся поверхностей (участок (М); затем шаг цепи увели-
чивается меньше с сохранением прямолинейной зависимости
(участок АВ). Линейная зависимость между увеличением шага
цепи и временем ее работы нарушается после того, как износится
цементованный слой соприкасающихся деталей (валиков и втулок).
Практически можно считать, что средний шаг цепей увеличивается
по линейному закону до тех пор, пока увеличение его не достигнет
2,5—3%. При дальнейшей работе цепи увеличение ее шага вновь
сильно возрастает (участок кривой ВС), причем в некоторый мо-
мент это возрастание опять идет приблизительно по линейному за-
кону (участок CD).
Угол наклона прямого участка АВ тем больше, чем больше кри-
терий износа цепи. Период Тпр приработки трущихся поверхно-
стей будет тем больше, чем меньше величина критерия износа цепи;
при значительной величине k период приработки может быть не-
большим. Точное определение периода приработки представляет
значительную трудность. Увеличение же шага цепи, связанное
1 Во всех других опытах применяли звездочки с термически обработанными
зубьями.
192
с приработкой трущихся поверхностей, можно легко определить
следующим образом. Если продолжить прямую Л В до пересечения
с осью ординат, то получим некоторую величину h, которая пред-
ставляет собой дополнительное увеличение шага, возникающее
вследствие приработки трущихся поверхностей. В цепях с одина-
ковой шероховатостью поверхностей шарниров и при одном и
том же значении к величина h будет одинакова, причем тем меньше,
чем чище эти поверхности обработаны. В результате испытания
цепей, изготовляемых заводами «Красная звезда» и «Красный ме-
таллист», величина h оказалась в среднем равной 0,05 мм.
Если продлить кривые АВ и CD до их пересечения, то получим
точку Е, которая делит общее фактическое увеличение шага от
износа в шарнирах А 1ф на части Ди Д t2, причем первая приблизи-
тельно равна суммарной толщине цементованных слоев трущихся
элементов шарнира (валика и втулки).
Так как средний шаг цепи после приработки трущихся поверх-
ностей шарниров увеличивается при стабильных условиях пропор-
ционально времени работы, то, принимая во внимание обозначе-
ния, принятые на рис. 118, можно написать равенство
_ А/i h /91
Т„ ~ 1 1 >
где Л/о — увеличение среднего шага цепи при износе цементован-
ного слоя за какой-либо период работы без учета про-
исходящей приработки трущихся поверхностей;
Д^ — условное увеличение шага цепи за период работы,
приблизительно равное суммарной толщине цементо-
ванных слоев трущихся элементов шарнира;
h — дополнительное увеличение среднего шага, возника-
ющее в начале работы цепи вследствие приработки тру-
щихся поверхностей шарниров.
Решая равенство (214) относительно 7\, получим формулу, при-
близительно определяющую продолжительность работы цепи до
полного износа цементованных слоев трущихся элементов шарнира:
Л = <215)
Для участка кривой CD, аналогично изложенному, можно на-
писать
где Af0 — увеличение шага цепи при износе цементованного слоя
за период работы То;
Д/2— условное увеличение шага цепи за период работы
Т—7\.
193
Решая равенство (216) относительно Т, получим
Д^ТУ + ГД/'
Т = - 0 L °... (217)
Д/о
Подставляя в это выражение значение 7\, будем иметь
___ '-г 4" 7 (Д/< /?) /01 q\
7 /о ЛД/„ ’
д/0
где X = ----коэффициент, при помощи которого учитывают
степень возрастания увеличения шага при износе сердце-
вины цементованных трущихся элементов шарнира.
Фактическое общее увеличение среднего шага цепи, возника-
ющее вследствие износа в шарнирах за весь период работы, будет
Мф = А/х + Д/2 = А/ — Мп, (219)
где А / — предельно допустимое увеличение шага цепи за время
работы Т\
Ып — первоначальное положительное отклонение среднего
шага от номинала.
Подставляя в выражение (218) значение Д/2 = А/^— A tx —
= А / — А 6 — А/п, получим окончательную формулу для опреде-
ления продолжительности работы цепи
'Р__гр 4~ (X- 1) kh (220)
/.Д t о
Если предельно допустимое увеличение шага цепи больше
суммарной толщины цементованных слоев трущихся элементов
шарнира, то полную продолжительность работы цепи следует опре-
делять по формуле (220). В этом случае, согласно результатам
испытаний, значение коэффициента % 1,65. Если трущиеся эле-
менты шарнира цепи работают в пределах цементованных слоев
или они выполнены без цементации из стали, принимающей за-
калку, то в этом случае X = 1 и формула (220) принимает вид
T = To..AL=^-Af»-, (221)
Если требуется, чтобы цепь при установленном предельно допу-
стимом увеличении шага А / и установленной суммарной глубине
цементации A обязательно проработала Т ч, то за То ч она должна
получить увеличение шага
А/о = То A/ + Afl (Ь-О.-М-Д^. (222)
В дальнейших расчетах будем принимать То = 1000 ч. Чтобы
цепь за То ч получила именно такое увеличение, которое опреде-
ляется формулой, она должна работать при вполне определенной
величине критерия износа k. Данную задачу можно решить, если
194
известна установленная опытным путем зависимость между Д/о
и критерием износа k.
Оценка износостойкости цепей. По кривым, характеризующим
закономерность увеличения среднего шага испытанных цепей в за-
висимости от продолжительности их работы (см. рис. 116), можно
определить увеличение шага данных цепей за любой период.
Рис. 119. Зависимость между критерием /г износа и увеличением
шага втулочно-роликовой цепи:
1 — кривая для понижающих передач; 2 — кривая для повышающих
передач
В табл. 21 приведены значения увеличения среднего шага Д/о
указанных цепей, полученных при различных критериях износа k
за 1000 ч работы.
На рис. 119 изображены кривые, построенные по данным
табл. 21. В цепях повышающих передач увеличение шага при всех
значениях k получается меньше примерно на 35%. Вначале с воз-
растанием критерия износа k увеличение среднего шага цепи
Таблица 21
Критерий износа Понижающие передачи Повышающие передачи
k в % в мм в % в льи
0,80 1,52 0,386 0,84 0,214
0,70 0,56 0,142 0,54 0,137
0,58 0,44 0,112 — .—
0,40 0,38 0,097 0,20 0,051
0,33 0,31 0,079 0,17 0,043
195
повышается пропорционально; при значениях k выше 0,6 увеличе-
ние шага быстро возрастает и достигает больших величин. Поэтому
не рекомендуется допускать при периодической смазке величину
коэффициента k более 0,7.
Зная величину критерия износа и увеличение среднего шага
цепи, возникающее (без учета приработки трущихся поверхностей
шарниров) за 1000 ч работы цепи, можно определить коэффициент,
характеризующий износостойкость цепи:
С = 4г- (223)
Величина этого коэффициента численно равна тангенсу угла
наклона прямолинейного участка кривой к оси абсцисс и зависит
от физико-механических свойств трущихся поверхностей шарни-
ров, качества смазки и способа ее подачи. Коэффициент позволяет
не только объективно оценить износостойкость цепи при принятой
системе смазки, но и определить с некоторым приближением срок
ее службы в часах:
т_ 1000 (Д/-^ Л — Д/„)
1 ” с/г
Следовательно, продолжительность работы цепи при всех про-
чих одинаковых условиях тем больше, чем меньше коэффициент
износостойкости £ и критерий износа k.
Имея зависимость между Д/о и k, можно в каждом отдельном
случае при заданной продолжительности работы цепи и известном
предельно допустимом увеличении шага цепи определить соответ-
ствующее значение допустимого критерия износа по формуле
, _ Д/о _ 1000 (Д/ — h — Д/„)
/г -
При непрерывной смазке цепей в масляной ванне увеличению
шага Д/() будет соответствовать большее значение допускаемого
критерия износа k, чем это показано на рис. 119. Разница в износе
цепей понижающих и повышающих передач при непрерывной
смазке также не будет такой большой.
Значения коэффициента износостойкости t, и величины прира-
ботки h можно получить только в результате проведения соответ-
ствующих испытаний цепей.
Проведенные ’автором сравнительные стендовые испытания
втулочно-роликовых цепей позволили впервые установить их ка-
чество и фактическую износостойкость при периодической смазке
и различных значениях критерия износа (табл. 22).
Наиболее износостойкой оказалась цепь фирмы Ренольд, так
как значение £ для этой цепи получилось наименьшим.
По этой же методике проведены контрольно-проверочные
стендовые испытания втулочно-роликовых цепей отечественных
196
Таблица 22
Изготовитель цепи Шаг цеп и в мм Критер ий износа в кГ м/сек-см- Увеличение шага вслед- ствие прира- ботки в шар- нирах h Увеличение среднего шага за 1000 ч без учета прира- ботки д/0 Коэффициент [ износостой- кости Z
В лги В % в мм В %
Завод «Красный метал- лист» 25,4 0,632 0,050 0,20 0,140 0,55 0,220
Завод «Красная звезда» 19,05 0,339 0,042 0,22 0,059 0,319 0,174
Рехс 25,4 0,644 0,050 0,20 0,052 0,205 0,084
19,05 0,365 0,031 0,16 0,022 0,115 0,060
Випперман 25.4 0,724 0,041 0,16 0,076 0,30 0,105
19,05 0,480 0,020 0,105 0,025 0,13 0,052
Ренольд . 19,05 0,412 0,025 0,13 0,0095 0,051 0,023
Таблица 23
Режим испытаний Результаты
Шаг цепи И М,Л Число звеньев в це- | пи, т Число зубьев звез- дочек г, и г2 Натяжение веду- щей ветви Se в кГ Скорость движения цепи v в м/сек Критерий износа k Увеличение шага вследствие прира- ботки в шарнирах h в мм Увеличение шага за 1000 ч без учета приработки dt0 Коэффициент изно- состойкости £
15,875 140 22—24 175 4,0 0,608 0,030 0,049 0,081
19,05 120 18—36 250 5,0 0,725 0,044 0,037 0,051
25.4 102 16—32 500 5,0 1,130 0,064 0,092 0,081
38,0 82 16—32 300 3,5 0,290 0,035 0,073 0,252
41,3 80 16—32 350 4,0 0,340 0,028 0,049 0,144
заводов при периодической смазке [30]. Режим испытаний и полу-
ченные результаты приведены в табл. 23.
Полученные значения коэффициентов износостойкости £ позво-
ляют с достаточной для практики точностью установить, во сколько
раз повысилась износостойкость цепей. Так, износостойкость
цепей с шагом 19,05 и 25,4 мм за прошедший период повысилась
соответственно в 3,4 и 2,7 раза.
В последние годы в лаборатории кафедры деталей машин Ижев-
ского механического института проведены сравнительные испыта-
7 1605 197
ния втулочно-роликовых цепей
условиях:
Натяжение ведущей ветви цепи
в кГ......................300
Натяжение холостой ветви в кГ 18
Число звеньев цепи.........74
Число зубьев звездочек . . .16 и 32
с шагом 25,4 мм при следующих
Число оборотов в минуту
малой звездочки.......... 750
Скорость движения цепи в м/сек 5,1
Время смазки цепей...Через
каждые 4 ч
Результаты испытаний представлены в табл. 24. По ним видно,
что величина коэффициента износостойкости £ является важной
характеристикой качества цепи и ее можно применять для расчета
цепной передачи на заданный срок службы.
Таблица 24
Сравнительная износостойкость втулочно-роликовых цепей шага 25,4 мм
Изготовитель цепи Критерий износа к и кГм/см*сеь Увеличение среднего шага за счет прира- ботки h в мм У величение среднего шага 1000 ч без при- работки В ЛМ1 Коэффициент износостойкости
Фрунзен
скни завод 0.93 0,040 0,084 0,091
ЗИМАГ 0.92 0,022 0,056 0,061
Випперман 0,92 0,017 0,046 0,050
ИВИС 0.92 0,017 0,027 0,029
Ренольд 0,83 0,010 0,020 0,023
Комайер 0,92 0,015 0,034 0,037
Ульянов-
скни завод 0,98 0,040 0,053 0,054
ИЦУМИ 1,05 0,021 0,068 0,065
Ренольд 1,01 0,014 0,952 0,051
ЦУБАКИ 1,05 0,012 0,027 0,026
Заметим, что предложенный автором метод оценки износо-
стойкости цепей и результаты проведенных сравнительных испыта-
ний их по этому методу позволяют в настоящее время утверждать,
что за прошедшие 25 лет износостойкость цепей некоторых зару--
бежных фирм (Ренольд) осталась примерно на прежнем уровне.
Износостойкость цепей отечественных заводов за это время повы-
силась более чем в 3 раза.
ИСПЫТАНИЕ ЗУБЧАТЫХ ЦЕПЕЙ НА ИЗНОС
В последние годы в лаборатории деталей машин Ижевского
механического института по методике автора проведена серия ис-
пытаний зубчатых цепей с шагом 25,4 мм и шириной 55,5 мм [11],
изготовленных Юрюзанским механическим заводом. Указанные
испытания проводили при следующих постоянных параметрах:
= 18; i = 2; п = 1000 об/мин. Натяжение ведущей ветви изме-
няли в пределах от 203 до 552 кГ, причем величина критерия износа
колебалась от 0,63 до 1,86. Цепи испытывали при непрерывной
капельной смазке.
198
На рис. 120 показаны полученные кривые, выражающие законо-
мерность увеличения среднего шага зубчатых цепей с вкладышами
в зависимости от их работы. Как видим, закономерность износа
этих цепей такая же, как и втулочно-роликовых. Кривая 1 харак-
теризует износ цепи понижающей передачи, кривая 2 — повыша-
ющей передачи. При критерии износа k = 0,74 цепь понижающей
передачи за 1000 ч работы имела увеличение шага на 1,2%.
Результаты сравнительных испытаний зубчатых цепей с шар-
нирами трения скольжения и
заны на рис. 121, а.
Цепи с шагом 15,875 мм
и шириной 33 мм при перио-
дической смазке испытывали
па стенде с замкнутым сило-
вым потоком и винтовым на-
грузочным устройством при
следующих условиях:
Числа зубьев звездочек 25 и 50
Число звеньев в цепи . . 88
Скорость движения цепи
в м,сек ................. 12,3
Рабочая нагрузка в кГ 60
качания в виде кривых износа пока-
Рис. 120. Зависимость между увеличе-
нием среднего шага зубчатых цепей
и продолжительностью работы
Испытания с очевидностью
показали, что цепи с шарни-
рами трения качения по сравнению с цепями с шарнирами трения
скольжения имеют в несколько раз более высокую износостойкость.
Кривые износа, показанные на рис. 121, б, построены по ре-
зультатам проведенных сравнительных испытаний зубчатых цепей
с шарнирами трения качения производства фирмы ВЕСТИНГАУЗ
(кривая 2) и Юрюзанского механического завода (кривая /). Ука-
занные цепи с шагом 15,875 мм и шириной 30 и 33 мм испытывали
при периодической смазке, рабочей нагрузке 90 кГ и скорости дви-
жения 12,3 м/сек [5].
Цепи фирмы ВЕСТИНГАУЗ получили в итоге наибольшее уве-
личение шага, чем цепи Юрюзанского механического завода.
Это объясняется прежде всего наличием в цепях призм разной
формы. В цепях Юрюзанского механического завода рабочая
поверхность обеих призм является цилиндрической одного доста-
точно большого радиуса. Цепи фирмы ВЕСТИНГАУЗ отличаются
тем, что в них опорные поверхности призм имеют двойную форму —
плоскость и цилиндрическую поверхность весьма малого радиуса.
В связи с этим опорное ребро клинообразной призмы, соприка-
саясь с плоской гранью другой призмы, в процессе работы не-
сколько притупляется, образуя при этом на плоской грани ка-
навку, что ведет к появлению трения скольжения и прогрессив-
ного увеличения шага цепи. Ввиду сказанного двойную форму
опорных призм рекомендовать нельзя.
199
Проведенные испытания [11 1 позволили установить и для зуб-
чатых цепей зависимость между критерием износа и увеличением
среднего шага цепи Л /0 за 1000 ч работы (рис. 122). Эта зависимость
у зубчатых цепей такая же, как и у втулочно-роликовых. В этом
случае линейная зависимость сохраняется до значений критерия
износа k — 1,35. При значениях Ьыше 1,4 увеличение шага резко
Рис. 121. Зависимости между продолжительностью работы
и увеличением среднего шага зубчатых цепей:
а — с шарнирами трения скольжения и качения; б — с шарнирами
трения качения
возрастает. Заметим, что при значениях критерия износа более 1,4
цепь сильно нагревается, в связи с чем вязкость масла снижается.
Чтобы не превзойти предельно допустимой температуры нагрева-
ния цепи, величина критерия износа не должна быть больше
1,4 кГ м/сек-см?.
Величина коэффициентов износостойкости при непрерывной
капельной смазке цепей получилась следующей: для цепей пони-
жающих передач £ = 0,28 и для цепей повышающих передач
£ = 0,20. Сравнивая эти значения коэффициентов износостойко-
сти со значениями, полученными для втулочно-роликовых цепей,
200
видим, что они несколько больше, что свидетельствует о меньшей
износостойкости испытанных зубчатых цепей. При применении
зубчатых цепей с шарнирами трения качения их износостойкость
повышается в несколько раз.
На основании полученных опытных данных приходим к тому
важному заключению, что величина коэффициентов износостой-
кости
Рис. 122. Зависимость между величиной критерия износа и уве-
личением шага зубчатой цепи, происходящим за 1000 ч работы:
1 — кривая для понижающих передач; 2 — кривая для повышающих
передач
режима смазывания) имеет постоянное значение и не зависит от
основных параметров передачи, т. е. от удельного давления и пути
скольжения. На основании опытных данных, как для втулочно-
роликовых, так и для зубчатых цепей можно утверждать, что между
удельным давлением и увеличением среднего шага цепи существует
не степенная, а линейная зависимость, ибо в противном случае
при разных удельных давлениях соответствующие точки не распо-
лагались бы так ровно на прямой линии.
Таким образом, для вычисления значения продолжительности
работы цепи необходимо знать величину только одного опытного
коэффициента £, характеризующего износостойкость цепи при за-
данных условиях ее работы..
ИСПЫТАНИЕ ВТУЛОЧНО-РОЛИКОВЫХ ЦЕПЕЙ
НА ПРОЧНОСТЬ СОЕДИНЕНИЙ
Прочность соединений валиков и втулок с пластинами путем
запрессовки их в проушины оказывает большое влияние на работо-
способность цепей. Прочность соединений принято оценивать
1605
201
минимальным крутящим моментом, при котором наступает прово-
рачивание валика или втулки в одной из пластин.
Проворачивали элементы шарнира на приспособлении, пока-
занном на рис. 108. Одновременно измерением элементов разобран-
ных соединений определяли фактические натяги посадок валиков
и втулок в пластинах.
Результаты испытаний соединений на проворачивание и изме-
рений натягов в цепях шага 25,4 мм представлены в табл. 25.
Средние натяги в соединениях валиков с пластинами оказались
в пределах 39—73 мк, а средние моменты проворота 151—229 кГсм
У большинства цепей зарубежных фирм средние натяги и моменты
проворота были выше, чем в цепях отечественных заводов.
Таблица 25
Изготовитель цепи Валик-пластина Втулка-пластина
Натяги в мк Моменты проворота в кГсм Натяги в мк Моменты пропорота в кГсм
я S среди. Ж S S средн з: * среди. Я S г макс средн.
1 Ульяновский завод 15 80 39 99 249 200 20 160 93 98 157 124
Фрунзенский завод 40 65 52 157 237 199 65 135 99 208 319 263
ЦУБАКИ 60 75 66 209 250 228 70 145 116 208 277 236
ИВИС 50 90 68 232 266 251 85 130 НО 220 255 236
Випперман 35 85 71 255 329 289 65 110 82 118 208 166
ЗИМАГ 55 85 73 146 308 245 60 120 89 130 266 183
Ренольд (широ- кая) 35 65 45 196 303 259 70 100 90 335 363 350
Ренольд (узкая) 60 85 69 118 303 264 70 115 87 243 303 263
Комайер 38 75 58 111 214 161 60 135 85 182. 255 216
ФБ-80 . . . 30 50 41 105 214|151 10 35 20 32 70 53
Величины средних натягов в соединениях втулок с пластинами
находятся в диапазоне 82—116 мк, а средние моменты 166—ЗЪОкГсм.
Необходимо иметь в виду, что средние натяги и моменты прово-
рота не могут служить исчерпывающей характеристикой проч-
ности соединений, так как наличие в цепи даже одиночных дефект-
ных звеньев недопустимо.
Цепи производства Фрунзенского завода по прочности соедине-
ний с пластинами оказались на уровне цепей, выпускаемых зару-
бежными фирмами.
ИСПЫТАНИЕ РОЛИКОВ НА УДАРНУЮ ПРОЧНОСТЬ
Ударная прочность роликов можетоказыватьсущественное влия-
ние на работоспособность цепей при больших скоростях их движе-
ния. Цепь может выйти из строя вследствие разрушения роликов.
202
Испытаниям подвергали ролики цепей с шагом 25,4 и 19,05 мм,
используя стенд, показанный на рис. 109 при следующих усло-
виях:
Скорость удара в м сек................................ 3,6
Число ударов в секунду............................... 17,5
Удельная живая сила удара в кГм см2,............... 0,0099
Каждая партия испытываемых роликов данного изготовителя
состояла из 10—15 шт. В ходе испытаний, длившихся свыше 400 ч,
было разрушено более 200 роликов.
Рис. 123. Диаграмма минимальной, максимальной и срецней ударной прочности
роликов цепей:
I — Фрунзенского завода; 2 — Краснодарского завода; 3 — ИЦУМИ; 4 — ЦУБАКИ;
5 — Випперман; 6 — ЗИМАГ; 7 — Комайер; 8 — Ренольд; 9 — Тульского завода; 10 —
Новосибирского завода; 11 — Новосибирского завода (ролики свертные из стали 65Г
Результаты испытаний показаны в виде диаграммы на рис. 123,
где по оси ординат отложены числа ударов до разрушения в ты-
сячах.
Наиболее высокую ударную прочность имели ролики цепи
Ульяновского завода, изготовленные из стали ЗОХНЗА (на диа-
грамме не показана). Значительная часть роликов не разрушилась
даже при 3 млн. ударов.
Сравнительно высокая ударная стойкость обнаружена у роли-
ков цепи фирмы Ренольд, изготовленных из конструкционной ма-
лоуглеродистой стали с небольшой глубиной цементации (0,2 мм).
Высокая ударная прочность оказалась также у роликов цепи
фирмы ЗИМАГ, изготовленных из среднеуглеродистой стали с по-
вышенным содержанием марганца и подвергнутых объемной за-
калке до твердости И RC 33—35. Характерно, что эти ролики отли-
чаются высокой стабильностью ударостойкости.
Свертные ролики цепи фирмы ЦУБАКИ, изготовленные из леги-
рованной стали, оказались по сравнению с роликами цепи Улья-
новского завода менее стойкими. В цепях с шагом 19,05 мм
203
наибольшая ударная прочность была у свертных роликов цепи
Новосибирского завода, изготовленных из стали марки 65Г.
Из приведенных результатов испытаний видно, что ударная
прочность роликов может в зависимости от их качества отличаться
в несколько раз. На ударостойкость роликов оказывают большое
влияние химический состав стали, технология формообразования
и термическая обработка.
ИСПЫТАНИЕ ВТУЛОЧНО-РОЛИКОВЫХ ЦЕПЕЙ
НА УСТАЛОСТНУЮ ПРОЧНОСТЬ
Усталостная прочность цепей является важнейшим фактором
их работоспособности при высоких нагрузках. Поэтому важно
установить для цепей ряда изготовителей усталостную характери-
стику (диаграмму), выражающую снижение прочности цепей в за-
висимости от числа циклов изменения нагрузки. В итоге получена
предельная усталостная нагрузка, которая и является основной
величиной при расчете цепи на усталостную прочность.
Исследовать усталостную прочность цепей практически можно
или испытанием замкнутого контура цепи на звездочках в усло-
виях, близких к эксплуатационным, или же испытанием отдель-
ных отрезков цепи на пульсаторе. Наиболее надежные и практи-
чески ценные результаты дает первый путь, но он более длитель-
ный и требует больше средств.
Заслуживает внимания усталостная диаграмма (рис. 124, а),
полученная [44] при испытании однорядной втулочно-роликовой
цепи с шагом 19,05 мм. Эта кривая наглядно показывает, как
снижается прочность цепи в зависимости от числа циклов измене-
ния нагрузки. Предельная усталостная нагрузка S,iytl здесь
выявляется примерно при 107 циклов. По отношению к статической
разрывной нагрузке предельная усталостная нагрузка составляет
приблизительно х/5 — V6 часть.
Цепи на усталостную прочность испытывали на пульсаторе
рычажно-роторного типа, показанного на рис. 112 Указанный
пульсатор позволял испытывать одновременно четыре образца
цепи, состоящих из пяти звеньев. Это способствовало сокращению
времени испытания, создавало одинаковые условия для всех нахо-
дящихся в испытании образцов, что особенно важно при проведе-
нии сравнительных испытаний.
Испытание проводили при четырех вариантах нагрузки. При
каждой нагрузке испытывали по нескольку образцов цепи одного
изготовителя, вследствие чего получали более достоверные данные.
Испытывали образцы до их разрушения или до достижения
числа циклов, равного 6-10°, которое было принято за базовое.
Результаты испытаний цепей с шагом 19,05 мм показаны на
рис. 124, б в виде диаграмм усталости, построенных в логарифмиче-
ских координатах. Наиболее высокой усталостной прочностью
204
Рис. 124. Усталостные диаграм-
мы втулочно-роликовых цепей:
а и б — однорядных с шагом
19,05 мм; в—с шагом 25,4 мм (про-
изводство Фрунзенского завода)
а)
обладает цепь фирмы ЦУБАКИ, для которой разрушающая на-
грузка по пределу усталости равняется 550 кГ. Это составляет
приблизительно */7 от статической разрушающей нагрузки. Самую
низкую предельную разрушающую нагрузку имеет цепь фирмы
Комайер. Разрушающая усталостная нагрузка цепей Тульского
завода и фирмы Ренольд оказалась примерно одинаковой.
Если отнести полученную усталостную разрушающую нагрузку
к весу 1 пог. м цепи, то получим удельную усталостную прочность.
По этому показателю наилучшие результаты имеют цепи фирмы
Ренольд и ЦУБАКИ.
Важно заметить, что в процессе испытаний цепи разрушались
как по проушинам и перемычкам, так и по валикам. Однако в боль-
шинстве случаев цепи разрушались по пластинам внутренних
звеньев, что указывает на отсутствие равнопрочности элементов.
На рис. 124,в показана диаграмма усталости для цепи с шагом
25,4 мм производства Фрунзенского завода. Отношение величины
предельной усталостной разрушающей нагрузки к величине ста-
тической разрушающей нагрузки равно 1/6.
ИСПЫТАНИЕ ЗУБЧАТЫХ ЦЕПЕЙ НА УСТАЛОСТНУЮ ПРОЧНОСТЬ
Усталостная прочность зубчатых цепей до последнего времени
мало изучена. В связи с этим представляют интерес испытания
зубчатых цепей [9], проведенные в лаборатории деталей машин
Ижевского механического
Рис. 125. Усталостная диаграмма зубча-
той цепи с шагом 25,4 мм
института. В этих испыта-
ниях в качестве опытных
образцов применяли зубча-
тые цепи с вкладышами при
наличии боковых направля-
ющих пластин, изготовлен-
ные Юрюзанским механиче-
ским заводом.
Цепи с шагом 25,4 мм и
шириной 55,5 мм, обладаю-
щие статической разрывной
нагрузкой Q = 13 000 кГ,
испытывали при следующих
параметрах передачи: число оборотов ведущей звездочки в минуту
п = 1000; число зубьев ведущей звездочки = 18; передаточ-
ное число 1 = 2; число звеньев цепи ш = 86; скорость движения
цепи v = 7,6 м!сек.
Первые образцы цепей испытывали при натяжении ведущей
ветви цепи Se = 760 кГ\ остальные образцы — при меньших
нагрузках. Испытание образцов цепей заканчивали после разру-
шения одной-двух пластин звеньев. Пластины разрушались по
проушине. Результаты опытов представлены на рис. 125, где по оси
206
ординат отложены натяжение ведущей ветви Se и по оси абсцисс —
время, соответствующее началу разрушения рабочих пластин
в звене. В соответствии с параметрами передачи за 100 ч работы
звено совершало N — 1,25- 10е циклов.
На основании результатов испытания зубчатых цепей с вклады-
шами предельная усталостная нагрузка SayH получилась для них ра-
вной 220 кГ при N = 5• 106 циклов; по отношению к статической
разрывной нагрузке цепи она составляет приблизительно часть.
Зубчатые цепи с шарнирами трения качения, обладая высокой
износостойкостью, могут работать при повышенных нагрузках.
Поэтому для них лимитирующим фактором является не износо-
Рис. 126. Кривая усталости отдельных рабочих пла-
стин зубчатой цепи с шагом 15,875 мм и толщиной
2 мм
стойкость, а усталостная прочность. В связи с этим требовалось
установить для них предельную усталостную нагрузку.
Вначале испытали отдельные рабочие пластины зубчатых цепей
с шагом 15,875 мм на электромагнитном пульсаторе, показанном
на рис. НО.
Ранее проведенные испытания показали, что усталостная на-
грузка зависит от твердости пластин [4]. В связи с этим для испы-
таний отбирали пластины со средней твердостью HRC 39—41.
Результаты испытаний пластин толщиной 2 мм на усталостную
прочность показаны в виде кривой на рис. 126. При определении
усталостной нагрузки за базовое число циклов было принято
6 -106. При этом усталостная нагрузка для пластин оказалась при-
близительно равной 85 кГ, что составляет 1/й часть статической
разрушающей нагрузки.
На гидромеханических пульсаторах типа МУП-20 и ГРМ при
600 пульсациях в минуту на усталостную прочность испытаны зуб-
чатые цепи с шарнирами трения качения с шагом 12,7 и 15,875 мм
различной ширины. Каждый испытываемый отрезок цепи состоял
из пяти звеньев, причем в крайние звенья входили направляющие
пластины, воспринимающие часть нагрузки. Испытываемые от-
резки концами закрепляли в зажимах машины при помощи гре-
бенчатых захватов, показанных на рис. 127.
207
Рис. 127. Закрепление зубчатых
цепей в гребенчатых захватах при
испытаниях на статическую и уста-
лостную прочность
по мере разрушения отдельных
Всего при различных нагрузках испытано 27 образцов, относя-
щихся к трем типоразмерам зубчатых цепей. На основании резуль-
татов испытаний предельная усталостная нагрузка для цепей
оказалась равной —1/24 статической разрушающей нагрузки.
Получившаяся разница при испытании отдельных пластин и
цепей в целом свидетельствует о неравномерном распределении на-
грузки между пластинами При наличии опытных данных пред-
ставилась возможность определить величину коэффициента, кото-
рым учитывают степень нерав-
номерности распределения на-
грузки между пластинами цепи.
Она оказалась приблизительно
равной 0,285
Проведено также испытание
зубчатых цепей с шарнирами
трения качения с шагом
15,875 мм и шириной 30 мм на
усталостную прочность в усло-
виях их работы на стенде зам-
кнутого вида с винтовым нагру-
жателем, показанным на рис.
104. Цепи с числом звеньев 88
работали на звездочках с числом
зубьев 25 и 50 при скорости
движения 12,3 м/сек. Всего при
различных нагрузках испытано
четыре цепи. Испытываемые
цепи работали в понижающих
передачах до полного разрыва.
Разрушались цепи постепенно
пластин. Период от разрушения
первой пластины до разрыва цепи составлял несколько десятков
часов. Предельная усталостная разрушающая нагрузка оказалась
приблизительно равной 75 кГ, что составляет ‘/„часть статической
разрушающей расчетной нагрузки. Следовательно, при испытании
цепей на стенде в указанных условиях предельная усталостная
нагрузка против полученной на пульсаторе уменьшилась при-
мерно в 2,5 раза.
Необходимо отметить, что такая небольшая предельная уста-
лостная нагрузка по сравнению с результатами испытания на
пульсаторе получилась вследствие наличия вибраций и ударов,
возникающих при входе звеньев цепи в зацепление с зубьями
звездочек. Не исключена возможность, что на получение таких ре-
зультатов повлияли также специфические особенности стенда с вин-
товым нагружателем. Дело в том, что па испытательном стендеодно-
времеино находятся в работе два цепных контура, оказывающих
в работе один на другой некоторое отрицательное воздействие.
Глава VIII
РАСЧЕТ НА ИЗНОС ЦЕПНЫХ ПЕРЕДАЧ
ЗАВИСИМОСТИ, ОПРЕДЕЛЯЮЩИЕ ДОПУСКАЕМУЮ НАГРУЗКУ
ДЛЯ РАЗЛИЧНЫХ ЦЕПЕЙ НОРМАЛЬНЫХ ПЕРЕДАЧ
При расчете на износ нормальных втулочно-роликовых цепей
необходимо учитывать различие, существующее в работе смежных
шарниров. Допускаемую нагрузку определяют из условия доста-
точного соответствия величины удельной работы трения в шарни-
рах (критерия износа) и требуемой продолжительности работы
передачи. Поэтому вывод формул для определения нагрузки со-
стоит в установлении удельной работы трения с учетом конструк-
тивных особенностей цепи.
Решая выражение (205) относительно Р, получим для втулоч-
но-роликовой цепи допускаемое окружное усилие
(226)
где 5Л =S0 +S, - IqA + ^-.
При v < 5 м:сек
где k — критерий износа цепи в кГ м!сек-слР\
е — длина втулки в см\
t — шаг цепи в см\
z.y — число зубьев ведомой звездочки;
т — число всех звеньев цепи;
с — коэффициент, которым учитывают конструктивные осо
бенности цепи и передачи;
v — скорость движения цепи в м/сек,',
i — передаточное число передачи;
£ — коэффициент, которым учитывают наклон холостой
ветви к горизонту;
q — вес 1 пог. м цепи в кг\
А — расстояние между осями звездочек в ж;
g — ускорение свободного падения в м/сек2.
(227)
209
Как видим, формулой (227) учитывают все главнейшие факторы,
влияющие на износ. Следует, однако, помнить, что входящие
в формулу величины между собой связаны, вследствие чего изме-
нение какого-либо компонента неизбежно вызывает изменение
других. Так, изменение шага t втулочно-роликовой цепи вызывает
соответствующее изменение длины втулки е, числа звеньев т, ско-
рости v и веса цепи q\ увеличение числа звеньев т вызывает уве-
личение расстояния А между осями звездочек; изменение числа
зубьев z2 при сохранении заданной продолжительности работы
передачи вызывает соответствующее изменение величин k и с,
а также скорости и.
Рассмотрим более подробно коэффициенты, входящие в фор-
мулу (227). Критерий износа цепи
где Ауд — удельная работа трения в шарнире в кГм/сек-см2-,
f — коэффициент трения скольжения внутри шарнира.
Следовательно, та или иная величина критерия износа цепи,
будучи пропорциональна удельной работе трения, обусловливает
для цепи вполне определенный износ в шарнирах. Связь критерия
k с величиной износа можно установить для различных цепей
лишь в результате испытания последних. На рис. 119 показаны
кривые, устанавливающие зависимость между увеличением шага
цепи за 1000 ч работы и значением k для втулочно-роликовых це-
пей. Величину критерия k определяют по формуле (225) с учетом
износостойкости цепи и заданного срока ее службы.
Коэффициент с определяют по формуле
с = [ -?;<|+°-> + М|+а») ] , (228)
где flj и — коэффициенты, которыми характеризуют измене-
ние нагрузки на валик при набегании и сбегании со
звездочек внутренних звеньев.
Коэффициенты ах и аг зависят от числа и формы зубьев, коэффи-
циентов трения. Значения их для звездочек со стандартной фор-
мой зубьев (при f = = 0,06) приведены в табл. 6 и 7. Величина
коэффициента с в зависимости от числа зубьев наименьшей звез-
дочки и передаточного числа дана в табл. 26.
Наибольшее влияние на величину коэффициента с оказывает
число зубьев наименьшей звездочки.
Числовые значения коэффициента £ могут быть следующие: при
горизонтальном расположении холостой ветви £ = 6,25, при
наклоне к горизонту под углом 40° | = 3, при вертикальном рас-
положении | == 1.
Во втулочно-роликовых цепях с изогнутыми пластинами усло-
вия работы всех шарниров одинаковы, хотя при набегании каж-
210
Таблица 26
При передаточном числе i
21 1 3 4 * 6
Коэффициент с
12 2,70 2,68 2,67 2.66 2,65 2.65
16 2,75 2,73 2,72 2,71 2,70 2,69
20 2,80 2,78 2,76 2,75 2,74 2,73
25 2,82 2,80 2,79 2,78 2,78 —
30 2,86 2,84 2,82 2,80 2,80 —
дого из них на ведущую звездочку и при сбегании с ведомой звез-
дочки эти условия намного отличаются. Поэтому на работу цепей
особенно сильно влияет направление их движения.
По аналогии с изложенным ранее определим работу трения
в шарнирах цепи при движении втулками вперед. Работа трения
в кГм во всех шарнирах за полный оборот цепи
Ауд [5«(ад + *i) + Sx(aizl + z2)] ,
и средняя удельная работа трения в каждом шарнире в сек
|Ро <а& + + S* I*. (> + °=) + г2 (1 + а,)| I- (229)
Решая последнее равенство относительно Рд, получим формулу
для определения допускаемой нагрузки
Рд = - ket/Zi~.~ — bSx, (230)
0 CjV 0 + 1) Л '
где k — критерий износа цепи, определяемый по формуле (225);
ct — коэффициент, которым учитывают конструкцию цепи и
передачи; его величину определяют по выражениям
г1 + ,
?1 + z2 ’
ct = л
(231)
?i (I + «2) + г-2 (1 + »i)
г1 + O1Z-2
(232)
Коэффициент b изменяется в зависимости от числа зубьев
незначительно. В качестве средней величины можно принимать
b 2,25. При движении цепи втулками назад удельную работу
трения определяют таким же путем. Допускаемая нагрузка
р ket^rn bS (233)
° C2v 0 + 1) х ' '
211
где
(234)
°гг1 + .
2i + zi '
b
zi (1 + аг) + z< (1 + <h)
а2г1 + Z2
(235)
Величина коэффициента b изменяется в зависимости от числа
зубьев незначительно. Среднее значение b 1,80.
Таким образом, в данном случае коэффициентами передач ct и
с2 учитывают конструктивные особенности цепи и направление ее
движения. Если пренебречь влиянием S,,, то оказывается, что полу-
ченные формулы (230) и (233) отличаются от формулы (226) только
указанными коэффициентами.
В табл. 27 приведены значения коэффициентов с} и с2 в зави-
симости от числа зубьев звездочек при стандартной форме зубьев
и / = А = 0,06. Как видим, ct <7 с2, причем коэффициент ct
с увеличением передаточного числа i уменьшается, а коэффициент
с2 увеличивается.
Таблица 27
1 ?1 Коэффи- циенты При передаточном числе i
2 з 5 6
10 Q 2,32 2,22 2,16 2,12 2,09
2,97 3,06 3,10 3,12 3,13
15 <1 2,44 2,36 2,30 2,27 2,24
3,04 3,09 3,12 3,13 3 14
20 Q 2,51 2,42 2,39 2,36 2,34
с2 3,08 3,12 3,13 3,14 3,14
Приведенные данные показывают, что втулочно-роликовые
цепи с изогнутыми пластинами в случае движения втулками впе-
ред, при прочих одинаковых условиях работы, способны передать
в среднем приблизительно на 20—30% большую нагрузку, чем
в случае движения втулками назад.
В зубчатых цепях с вкладышами работа трения (в кГм) во
всех шарнирах за полный оборот цепи
д ___ f rid/n , q । Z\ 4 z2
Л ' 100 1 z}2..
и средняя удельная работа трения в каждом шарнире
<236)
где X — коэффициент, которым учитывают уменьшение опорной
поверхности шарнира вследствие наличия вкладыша.
212
Подставляя значение Se = Рд + 5Л и решая равенство (236)
относительно Рд, получим формулу для определения допускае-
мой нагрузки
р _ ketz^m
д ~ W 0 + 1)
(237)
где
(238)
Коэффициент передачи с3, которым учитывают конструктивные
особенности зубчатой цепи, является величиной постоянной и не-
зависящей от числа зубьев звездочек. Так как в нормальных
цепях коэффициент X = 0,9, то с3 == 3,5. Сравнивая этот коэффи-
циент с соответствующими коэффициентами с для нормальных
втулочно роликовых цепей, приведенных в табл. 26, видим, что
последние имеют значительно меньшую величину. Следовательно,
зубчатые цепи по сравнению с втулочно-роликовыми при одинако-
вых условиях работы способны передать меньшую нагрузку.
На рис. 122 представлена зависимость между увеличением среднего
шага зубчатых цепей за 1000 ч работы и значением критерия из-
носа.
Сравним результаты расчета. Полученные формулы имеют для
рассмотренных цепей одинаковый вид и отличаются только коэффи-
циентами передач с, которыми учитывают конструктивные особен-
ности цепи. Если не принимать во внимание влияние натяжения
холостой ветви Sx, то формула для определения допускаемой на-
грузки будет иметь общий вид:
1 ketz-i т
с v i + 1
(239)
Из формулы видно, что чем больше коэффициент с, тем, при
всех прочих одинаковых условиях, меньшую нагрузку способна
передать цепь. Для выяснения свойства различных цепей в табл. 28
Таблица 28
Цепь с X
Нормальная втулочно-роликовая 0,367
понижающей передачи Втулочно-роликовая с изогнутыми пластинами при движении втулками ‘2,Т2 100
вперед Та же при движении втулками 2,30 0,434 118
назад Згбчатая с вкладышами (Zj=15, 3,12 0,320 87
г2-60) 3,5 0,286 78
213
приведены величины — для различных цепей По данным таб-
лицы можно судить, что для получения одинакового износа зуб-
чатая цепь должна работать по сравнению с нормальной втулочно-
роликовой цепью при значительно меньшей нагрузке (разница
22%). Втулочно-роликовая цепь с изогнутыми пластинами при
ее движении втулками вперед допускает увеличение нагрузки
на 18%, а при движении цепи втулками назад требует умень-
шения нагрузки на 13%.
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМОЙ НАГРУЗКИ ДЛЯ ЦЕПЕЙ
СПЕЦИАЛЬНЫХ ПЕРЕДАЧ
Нормальная втулочно-роликовая цепь при двух ведомых звез-
дочках. По числу ведомых звездочек и их расположению специаль-
ные передачи бывают самого различного вида. Определение на-
Рис. 128. Схема специальной цепной
передачи
грузки в цепях таких передач
также основывается на подсчете
работы трения в шарнирах.
Определим в виде примера на-
грузку в цепи специальной пе-
редачи, показанной на рис. 128.
Цепь этой передачи передает
движение от ведущей звездочки
с числом зубьев гт к двум ведо-
мым звездочкам с числом зубьев
z2 и z3.
Положим, что между допу-
скаемым окружным усилием Рд
ведущей звездочки и усилиями
Р2 и рз ведомых звездочек со-
блюдаются следующие соотно-
шения:
Р2 = ^2Рд И Р-Л = ^Рд
Натяжения ведущих ветвей цепи без учета действия центро-
бежных сил
S. = Pd + S0=Pd(l + А.)=рэ(1 +Ц;
*$в — Р?> + *$0 — 'фзРд + *$о = Рд (фз 4 £),
£
где So — натяжение холостой ветви и £ = .
‘д
Получив аналогично изложенному ранее выражение средней
удельной работы трения в шарнире и решая его относительно Рд,
получим формулу для определения допускаемой нагрузки
ketz2z^m
д cv (1 + 6 + i.}) ’
(240)
214
где с — коэффициент передачи, определяемый для данной схемы,
по выражению
л /1 t4|Z2Z3 0 + Gl) + г1г3 0 + °2)| ।
2 I/1 + ^ + z2 + z3 J
+^+a!^(1+4t+X(1+^[-
(241).
где «1, а2 и а2, аз — коэффициенты изменения нагрузки на ва-
лик при набегании и сбегании внутренних
звеньев со звездочек.
Зубчатая цепь с вкладышами в той же передаче. Поскольку
схема передачи остается прежней (см. рис. 128), а изменяется
только конструкция цепи, формула для определения допускаемой
нагрузки в этом случае будет иметь такой же вид, как и форму-
ла (240), т. е.
kelz2z-tm
& C3V (1 + Z1 + zz)
(242)
Так как все шарниры зубчатой цепи работают одинаково и,
следовательно, коэффициенты а2 = а2 = а2 = аз = 1, то коэф-
фициент передачи с3, которым учитывают влияние конструкции
цепи и особенности передачи:
+ + + <243>
где X — коэффициент, которым учитывают уменьшение опорной
поверхности вследствие наличия вкладыша.
ПЕРЕДАВАЕМОЕ ЦЕПЬЮ УСИЛИЕ И ДОПУСКАЕМАЯ НАГРУЗКА
При заданной передаваемой мощности W (кет) и известной
скорости движения цепи v (м/сек) передаваемое цепью усилие
с другой стороны, допускаемая на цепь нагрузка
Рд = — 2SX кГ. (245).
° CV (i 4-1) х '
Допускаемая для передачи цепью мощность
<246>
Значение допускаемого критерия k износа цепи для определе-
ния допускаемой нагрузки вычисляют каждый раз по форму-
ле (225) с учетом износостойкости и заданной продолжительности
215-
работы цепи Для тою чтобы цепь проработала заданный срок
службы, ее размеры и некоторые параметры передачи подбирают
так, чтобы в итоге соблюдалось условие Рд Р или Nd N.
Для достижения этого нередко приходится прибегать к много-
рядным цепям. В этих случаях в формулах (24о) и (246) значение
длины одной втулки е увеличивают во столько раз, сколько рядов
имеет принятая цепь.
Выбрав на основании указанного условия необходимую цепь,
следует проверить статическую и усталостную прочности путем
определения действительного коэффициента надежности на разрыв.
Кстати заметим, что в первой части выражения (246) скорость
движения цепи ^отсутствует по той причине, что входящий в фор-
мулу мощности критерий k износа цепи изменяется, как видно
из формулы (205), прямо пропорционально скорости v. Таким
образом, если не учитывать срока службы цепи и изменять ско-
рость v, то в этом случае мощность также будет изменяться в соот-
ветствии с изменением v. Если же продолжительность работы цепи
задана, то величина допускаемого критерия износа k, определяе-
мая по формуле (225) с учетом износостойкости и требуемого срока
службы цепи, не может быть изменена. В этом случае при приня-
тых размерах цепи и параметрах передачи допускаемая мощность
является величиной определенной и обусловленной заданным сро-
ком службы цепи. Это вполне логично и правильно, ибо всякое
повышение мощности за счет увеличения критерия k неизбежно
сократит продолжительность работы цепи. Постоянства величины k
с изменением скорости движения цепи достигают в результате
соответствующего изменения передаваемого цепью окружного
усилия Р.
Заметим также, что формулы (245) и (246) являются универ
сальными, так как они содержат все основные влияющие на износ
параметры передачи и поэтому, при наличии опытных данных, их
можно применить с надлежащим результатом в различных слу-
чаях практики.
КРИТЕРИЙ ИЗНОСА И ОПЫТНЫЕ ДАННЫЕ
При разработке метода расчета цепных передач на износ примем
в качестве критерия износа цепи величину /г, пропорциональную
удельной работе трения и определяемую выражением (205). Эта
величина, будучи связанной со всеми основными параметрами пе-
редачи, вполне может характеризовать степень износа шарниров
цепи п, следовательно, увеличение ее шага.
Однако иногда за критерии износа цепи принимают величин)
удельного давления в шарнире [281
Р--4, (247)
216
где Р — передаваемое цепью усилие в кГ;
е — длина трушейся поверхности в мм,
d — диаметр валика шарнира в мм.
В этих случаях, базируясь на удельном давлении в шарнире,
корректируют его величину при подборе цепи в зависимости от
числа оборотов меньшей звездочки и числа ее зубьев, причем это
делают произвольно и без учета требуемого срока службы цепи.
Ясно, что рекомендуемые в этом случае значения удельных дав-
лений в зависимости только от двух параметров передачи (п и z)
не могут дать положительного результата без учета влияния на
износ других очень важных факторов.
Из дальнейшего видно, что удельное давление не имеет опре-
деленной связи с увеличением шага цепи А/о и поэтому оно не
определяет долговечности работы цепи и не может служить кри-
терием ее износа
Этот вопрос лучше всего можно выяснить на конкретных прак-
тических примерах. Рассмотрим результаты работы двух цепных
передач, имеющих характеристики, приведенные в табл. 29.
Таблица 29
Передача и условия ее работы Размеры цепи в мм Параметры передачи п в об/мин
1 е d Р в кГ гп Z1 Z2 V в м/сек
Опытная передача для испытания вту- лочно-роликовой цепи в лабораторных условиях при пери- одической смазке . . Передача к веду- щему валу эскала- тора Московского метрополитена с двухрядной втулоч- но-роликовой цепью, работающей в масля- ной ванне 24,5 50,8 23 92 9 18 68 2500 64 162 10 22 30 66 3,90 0,52 920 28
Цепь первой передачи, работая на стенде при k = 0,33 и
р = 0,33 кГ!мм2, получила за 1000 ч работы увеличение шага
Д/о = 0,079 мм Цепь второй передачи, передавая движение от
редуктора к главному валу эскалатора, проработала 10 лет
(54 900 ч) и получила за это время фактическое увеличение сред-
него шага 0,37 мм. Если принять увеличение шага от приработки
шарниров h — 0,05 мм, то за 1000 ч работы увеличение шага со-
ставляло Л/о = 0,0058 мм.
217
Эта цепь работала при k == 0,029 и р = 1,5 кПмм2.
Для сравнения полученные данные сведены в табл. 30.
Таблица 30
Передачи k в кГ м/сек-см2 р в к! /ммг Д /о в мм S =2h_ b k -Ур Р
Опытная .... 0,330 0.33 0,0790 0,24 0,24
Метрополитена 0,029 1.50 0,0058 0,20 0,004
Из данных табл. 30 видно, что цепь первой передачи, имея
в 4,5 раза меньшее удельное давление в шарнире, получила
в 13,5 раза большее увеличение шага, чем цепь второй передачи.
Отношение Д/о к р для первой передачи в 60 раз больше, чем для
второй. Между тем отношение Д/о к k (коэффициент износостой-
кости) в обоих случаях приблизительно одинаково и имеющуюся
небольшую разницу можно объяснить различным способом сма-
зывания цепей.
Таким образом, полученные результаты работы реальных пере-
дач в различных условиях эксплуатации наглядно показывают
наличие пропорциональности между Д/о и k и отсутствие прямой
связи между Д/о и р. Эти результаты подтверждают правильность
выбора величины k в качестве критерия износа цепи и возмож-
ность использования имеющихся теоретических и опытных дан-
ных с некоторым приближением для различных случаев практики.
ВЛИЯНИЕ ПАРАМЕТРОВ ПЕРЕДАЧИ
НА ПРОДОЛЖИТЕЛЬНОСТЬ РАБОТЫ ЦЕПИ
Подставляя в выражение (224) значения k из формул (205)
и Д/из формулы (77), получим для определения продолжитель-
ности работы втулочно-роликовой цепи в часах выражение
т 1000 [44<7 — z2 (Atn 4- ft)] ettn .Q „
T =-----(P + 2Sx) (i + 1) ’ (248>
где d, Д tn и h в мм, a e и t в см.
Формула (248) справедлива при z2 > 50. Если большая звез-
дочка передачи имеет z2 = 50 и менее, то подставляя в выраже-
ние (225) Д/ — &tn — h = yj и k из формулы (205), получим сле-
дующую формулу для определения продолжительности работы
приводной цепи:
гр ____10000/6/"^ ___ /9ДО1
7 ~ cvU^ + 2SA)(t +1) ‘
Заметим, что на продолжительность работы цепи оказывает
большое влияние ее длина mt, хотя прямой пропорциональности
218
здесь нет, так как с увеличением длины цепи увеличивается и на-
тяжение холостой ветви цепи Sx.
Значительное влияние на продолжительность работы цепи ока-
зывают передаточное число передачи i и число зубьев звездочек.
Для выяснения влияния этих параметров рассмотрим конкретный
пример расчета понижающей передачи при следующих неизмен-
ных данных: передаваемая
мощность /V = 9,5 квт\
число оборотов ведущего
вала в минуту п = 850;
нормальная втулочно-ро-
ликовая цепь с шагом
25,4 мм имеет число звеньев
т = 124, диаметр ролика
d = 16 мм\ длина втулки
е = 23 мм\ ^tn== 0,04 мм;
h = 0,05 мм’, ф = 0,8;
X = 0,032; при периодиче-
ской смазке цепи коэффи-
циент износостойкости
£ = 0,222.
При наличии этих дан-
Рис. 129. Диаграмма влияния передаточного
числа i и числа зубьев звездочки на про-
должительность работы цепи Т
ных можно, задаваясь чи-
слом зубьев малой звездочки и различной величиной передаточ-
ного числа i, определить по формулам (248) и (249) значения про-
должительности работы цепи в числах (табл. 31).
На основании данных табл. 31 построены кривые, представлен-
ные на рис. 129. Заметим, что правые ветви кривых соответствуют
уравнению (248), левые — уравнению (249). Кривые наглядно по-
казывают большое влияние передаточного числа i передачи на
продолжительность работы цепи при различных числах зубьев z±
малой звездочки. Цепная передача при каждом значении имеет
наиболее благоприятное передаточное число, при котором продол-
жительность работы цепи достигает своего максимального зна-
чения. В рассматриваемом примере наибольшая продолжитель-
ность работы цепи обеспечена при i 2,5 и zt = 22-г-23.
Таблица 31
При i
*1 2 4 7 8 9 10
12 6500 7 450 7950 8100 6800 5800 5000 4400 3900
16 8050 9 150 8630 7020 5920 5150 4370 3700 3350
20 9100 10 000 7750 6240 5140 4300 3650 — —
25 9750 8 400 6300 5000 4050 — — — —
30 9400 6 680 5050 3940 — — — — —
219
На основании этих данных приходим к заключению, что при
больших значениях i продолжительность работы цепи снижается
тем сильнее, чем больше Так, при i — 5 продолжительность
работы цепи достигает максимального значения 8100 ч при г, = 12
и минимального значения —4000 ч при zv = 30.
РЕКОМЕНДУЕМЫЙ МЕТОД ПОДБОРА ЦЕПЕЙ И РАСЧЕТА
НА ИЗНОС ЦЕПНЫХ ПЕРЕДАЧ
Основные данные задания. При проектировании цепной пере-
дачи должны быть известны следующие данные: передаваемая мощ-
ность /V, число оборотов ведущего вала п, передаточное число
передачи i, положение звездочек и желательное расстояние между
ними А, продолжительность работы передачи Т, условия работы
передачи (режим смазывания и степень загрязнения, т. е. подвер-
женность действию абразивной пыли).
По этим данным подбирают цепи и рассчитывают цепные пере-
дачи на основании ранее полученных формул в указанной ниже
последовательности.
Установление числа зубьев звездочек.
После выяснения и уточнения задания устанавливают число зубьев
звездочек При это.м руководствуются данными, изложенными на
стр. 48 Выбрав число зубьев ведущей звездочки zb находят по
формуле (6) число зубьев ведомой звездочки г,.
Выбор шага цепи. Чтобы не было преждевременного
разрушения цепи и ее отдельных деталей (роликов, втулок), шаг
цепи выбирают по заданному наибольшему числу оборотов п и
числу зубьев звездочки z}. Шаг втулочно роликовой цепи реко-
мендуется выбирать, руководствуясь рис. 85 Имея наибольшее
число оборотов малой звездочки и число ее зубьев, по кривым на-
ходим соответствующий этим условиям шаг цепи. При выборе шага
необходимо помнить, что кривые построены дтя указанных цепей
при предельно доп^ стимых числах оборотов Поэтому по заданному
числу оборотов следует брать меньшее значение шага цепи.
Число звеньев цепи m определяют предварительно по фор-
муле (15). Если заданное число оборотов звездочки является для
выбранного шага цепи предельным или близким к нему, число
звеньев цепи должно соответствовать выражению (159):
где и — число ударов, совершаемых шарнирами иепи в секунду.
Учитывая вредные действия ударов на цепь, следует стремиться,
чтобы было w <3 при втулочно-роликовых цепях и и <<4 при
зубчатых цепях.
Предельно допустимое увеличение шага цепи А/ при извест-
ном числе зубьев наибольшей звездочки определяют в зависи-
220
мости от типа цепи по формуле (75) или (88) или же по прибли-
женным формулам (76) и (89).
Увеличение среднего шага цепи за 1000 ч
работы. Зная предельно допустимое увеличение шага цепи А/
и время Т, которое должна проработать цепь, по формуле (222)
определяют увеличение шага Д/о, происходящее за 1000 ч работы.
При этом следует иметь в виду, что при X = 1 формула может дать
достаточно правильный результат лишь в том случае, если пре-
дельно допустимое увеличение шага не превышает 3%.
Величина критерия износа цепи. Если цепь
смазывают нормально через непродолжительный период работы
(о продолжительности периода смазки см. на стр. 67 и 188), условия
работы передачи в смысле воздействия абразивного загрязнения бла-
гоприятны и качество цени соответствует качеству испытанных
цепей, то величину допустимого критерия k вычисляют по фор-
муле (225). Входящий в эту формулу коэффициент износостой-
кости £ берут из табл. 24. Если же цепь передачи смазывают нере-
гулярно и она не предохранена от воздействия абразивного загряз-
нения кожухом, значение критерия, вычисленное по формуле (225),
рекомендуется уменьшать на 25—75%, в зависимости от степени
загрязнения. При работе цепи в масляной ванне величину крите-
рия износа можно увеличить на 50%.
Скорость движения цепи определяют ранее установленными
величинами по формуле (21); окружное усилие Р при известной
скорости движения цепи и и заданной передаваемой мощности
7/ — по формуле (23).
Допускаемую нагрузку выбирают в зависимости от типа цепи
и передачи по одной из формул: (226), (230), (233), (237), (240)
и (242). Если полученная величина нагрузки совпадает с ранее
найденным окружным усилием или близким к нему, то, следова-
тельно, для данных условий подходит однорядная цепь. При
сколько-нибудь значительных отклонениях следует изменить число
зубьев звездочек или число звеньев цепи и расчет повторить.
Если же окажется, что полученная нагрузка в 2 или 3 раза меньше
того усилия, которое требуется передать цепью, то следует вы-
брать соответственно двух- или трехрядную цепь того же шага.
В случае передачи с зубчатой цепью допускаемую нагрузку по
формулам (237) или (242) определяют на 1 см ширины цепи. По
найденной нагрузке и известному окружному усилию определяют
необходимую ширину зубчатой цепи.
Действительный запас надежности. Подо-
брав цепь и установив допускаемую нагрузку, необходимо найти
натяжение ведущей ветви Se по формуле (22) и по этому натяже-
нию определить действительный запас надежности
« = (250)
Об
где Q — статическая разрушающая нагрузка цепи,
8 1605 991
Если величина указанного запаса больше или, в крайнем
случае, равна 5, расчет передачи на износ можно считать закон-
ченным. Если же запас надежности окажется меньше указанной
величины, то выбранная цепь, удовлетворяя условиям износа, не
удовлетворяет условиям прочности и ее необходимо заменить цепью
большей ширины.
Цепь, удовлетворяющая указанным требованиям, должна быть
проверена по данным гл. IX на усталостную прочность.
Предлагаемый метод подбора цепей и расчета цепных передач
на износ применим главным образом к скоростным передачам,
для которых вопрос износа цепи является решающим. В тихоход-
ных передачах условия износа подчас обеспечиваются сами собой
и первостепенное значение имеют условия прочности. Поэтому
в тихоходных передачах цепи выбирают по минимально допусти-
мому для данных условий запасу надежности.
ПРИМЕРЫ РАСЧЕТА
Пример 1. Подобрать втулочно-роликовую цепь для следующих усло-
вий работы нормальной понижающей передачи: передаваемая мощность N —
= 10 кет, число оборотов в минуту ведущего вала п = 850, передаточное число
передачи i = 5, расстояние между осями зчездочек А = 900 л.и, расположение
звездочек таково, что холостая ветвь цепи располагается почти горизонтально,
продолжительность работы передачи Т = 15 000 ч, смазка периодическая и усло-
вия работы нормальные.
Учитывая сравнительно большое передаточное число передачи и избегая
слишком большого диаметра ведомой звездочки, задаемся числом зубьев ведущей
звездочки Zi — 16. При этом число зубьев ведомой звездочки г2 = 5-16 = 80.
По рис. 85 находим, что для заданного числа оборотов ближе всего подходит
цепь с шагом t~ 25,4 мм. Принимая этот шаг по ГОСТу 10947—64, находим
характеристику цепи: длина втулки е = 22,28 л.м; диаметра ролика d = 15,88 лл;
вес 1 пог. м цепи q = 2,57 кг!м\ разрушающая нагрузка Q — 5000 кГ.
Для определения числа звеньев цепи по формуле (15) предварительно выра-
зим заданное межосевое расстояние через шаг и найдем разность чисел зубьев
звездочек:
ппр = = 35,4; z2 — ?i = 80 — 16 = 64.
Подсчитав по формуле (16) Мпр = 36,48 и подставив его значение в формулу
(15), предварительно получим
тпр = 2-36,48 + 16 80 • = 72,96 + 48 = 120,96.
Избегая постановку в цепь соединительного звена, принимаем т = 122.
Уточненное значение величины М по формуле (18)
М = Ду-------16 + 80_ = 6| __ 24 = 37
2 4
По этому значению М и величине С, найденной из формулы (13) по разности
чисел зубьев звездочек, окончательно вычисляем значение п по формуле (19):
37 + /372 — 2 1® 37 + 34
п —-----!:------------------------= 35.5.
222
Определяем расстояние между осями звездочек без учета провеса холостой
ветви цепи по формуле (20):
А = 35,5-25,4 = 902 мм.
Учитывая необходимость некоторого провисания холостой ветви цепи, окон-
чательное расстояние между осями звездочек в данном случае принимаем на 5 мм
меньше полученного, т е. 897 леи. При вычисленном числе звеньев число ударов,
совершаемых шарнирами цепи в секунду согласно формуле (159)
16-85° , ск
“ = TOW = 1'86
Следовательно, данное число звеньев цепи допустимо.
Предельно допустимое увеличение шага цепи в мм при стандартной форме
зубьев определяем по формуле (77). Задаваясь коэффициентом запаса = 0,8
и подставляя имеющиеся данные в эту формулу, получим
Д/ = 4-0,8 = 0,636 мм
80
что составляет 2,5% от шага цепи.
Принимаем, что цепь имеет в среднем шаге положительное отклонение Д//2 =
= 0.05 льи и увеличение шага от приработки в шарнирах Л = 0,04 лпи.
Подставляя эти данные и вычисленное предельно допустимое увеличение шага
цепи в формулу (222) при X — 1, получим
А , 1000 (Д/ — Д/,2 — Л) 1000 (0,636 - 0,05 — 0,04) п мсл
Ыо =---------11-------------------------——------------ = 0,0364 мм
Т 15000
Принимаем по табл. 25 значение коэффициента износостойкости £ = 0,091.
Зная Д%, определяем из выражения (223) величину критерия износа
_ , 0,364 _
{ “ 0,91 ~иЛи'
Скорость движения цепи по формуле (21)
16-850-0,0254 ,
v =--------зт;---- = 5,76 м!сек.
6U
При этой скорости должно быть учтено влияние центробежных сил. Окруж-
ное усилие по формуле (22)
D 102-10 г
Р = - с „„ = 177 кГ.
5,/6
Допускаемую нагрузку для выбранной цепи определяем по формуле (226):
_ 0,40-2,23-2,54-80-122
Ид~ 2,82-5,76 (5 + 1)
2 ^6,25-2,57-0,9 + 2’57'5-762.
9,81
= 227 — 46= 181 кГ.
В данном случае допускаемая нагрузка оказалась всего лишь на 4 кГ меньше
окружного усилия. Следовательно, можно сказать, что заданным условиям отве-
чает выбранная однорядная втулочно-роликовая цепь с шагом 25,4 мм. Если
бы допускаемая нагрузка получилась значительно меньше окружного усилия
(например, в 2 раза), пришлось бы взять двухрядную цепь и тем самым довести
допускаемую нагрузку до величины окружного усилия.
Натяжение ведущей ветви цепи по формуле (22)
Де — Р + До + Дц + Р дин’
223
где Р — окружное усилие, в данном случае равное 177 кГ\
So — натяжение холостой ветви, определяемое по формуле (26), So =
= 6,25-2,57-0,90 = 14,5 кГ;
?дин — динамическая нагрузка, определяемая по формуле (134), если момент
инерции ведомой звездочки и всех с ней вращающихся масс J =
— 0,075 кГм-сек2, то
Р _ 8502 Гг 180° / 52 ~ 1 \
дин ~ 90 [tg 80 \ 52 )
0,075 ,
0,323 +
2,57-0,9 0,0254
9,81 -2
0,65 = 60 кГ,
Sy — натяжение в цепи
формуле (27):
от действия центробежных сил, определяемое по
2,57-5,762
9,81
= 9 кГ.
Подставляя полученные значения компонентов в формулу (22), получаем
Se = 177 4- 14,5 + 60 4- 9 ® 260 кГ.
Следовательно, действительный запас надежности
п —
5000
260
= 19,2
Таким образом, выбранная цепь удовлетворяет также и условиям прочности.
Пример 2. Подобрать зубчатую цепь с вкладышами для следующих
условий работы нормальной понижающей передачи: передаваемая мощность
/V = 9,1 кет, число оборотов в минуту ведущего вала п = 970, передаточное число
передачи i = 3, расстояние между осями звездочек А = 900 мм, угол наклона
холостой ветви к горизонту составляет 35°, цепь при трехсменной непрерывной
работе должна проработать два года, т. е. 13 800 ч, смазка цепи непрерывная
при помощи капельной масленки.
Задаемся числом зубьев ведущей звездочки zt = 22. При этом число зубьев
ведомой звездочки z2 = 3-22 = 66. Согласно данным стр. 126 для заданного
числа оборотов подходит цепь с шагом t — 25,4 мм и t = 19,05 мм. Принимая
шаг 25,4 мм, выбираем цепь с внутренними направляющими пластинами. Вес
1 пог. м цепи с шагом 25,4 мм прИ ширине 1 см равен 1,25 кг/м.
Подставляя имеющиеся данные в формулу (11). получим число звеньев цепи
о 900
W=2-25T
, 22 4-66 / 66 — 22 У2 25,4
2 2-3,14 ) 900
Расстояние между осями звездочек без учета провеса холостой ветви цепи
согласно формуле (14)
, 25,4 Г 22 4-66 12° 20'(66 — 22) 1 ftQ7
А = TW L-----------------2-------------IW-------J = 897 мм-
Так как холостая ветвь цепи должна иметь некоторое провисание, то оконча-
тельное расстояние между осями звездочек в данном случае принимаем на 5 мм
меньше полученного, т. е. 892 мм. При этом числе звеньев число ударов, совер-
шаемых шарнирами цепи о зубья ведущей звездочки в секунду,
?1П1 22970
60т~ ~ 60 116
= 3.06.
Следовательно, полученное число звеньев допустимо.
224
Задаваясь коэффициентом запаса 'F = 0,7, предельно допустимое увеличение
шага цепи
А/ = ЗТ —= 3-0,7-^- = 0,81 мм,
z2 66
что составляет 3,20 от номинального шага цепи.
Предположим, что цепь имеет в шаге положительное отклонение Д/л =
= 0,05 мм и увеличение шага от приработки в шарнирах h — 0,04 мм. Используя
эти данные и вычисленное предельно допустимое увеличение шага цепи, получим
• , 1000 (0,81 — 0,05 — 0,04) п
Д,« = --—13800------ = °’052 М“-
Полагая, что коэффициент износостойкости цепи £ в данных условиях равен
0,2, допустимый критерий износа
, Д/о 0,052 п 2
k — —= ——— = 0,26 кГм/сексм2.
Скорость движения цепи
22-0,0254-970
— 9 м/сек,.
Окружное усилие
Допускаемая нагрузка на 1 см выбранной цепи по формуле (237)
D 0,26 1-2,54-66-116 o/Qloe-nQl 1,25-9s \ Л_ __ _ _
= 3.5-9 (3+ 1)-----2 (3-1.25 0.9 + ~ад-) =40 - 26.8 = 13,2 кГ.
Необходимая ширина цепи
/ Р 103 _ т Q
Ь~ Рб~ 13,2 ~7,8 СМ
Принимаем цепь шириной b = 76,5 мм. Разрушающая нагрузка этой цепи
Q — 13 000 кГ, вес. 1 пог. м q = 9,6 кг!м.
Натяжение ведущей ветви цепи
<$e = Р + -So + Рдин'
где Р — окружное усилие, в данном случае равное 103 кГ;
So — натяжение холостой ветви цепи, определяемое выражением (26)
So = 3-9,6-0,9 = 26 кГ;
8ц — натяжение в цепи от действия центробежных сил, определяемое по
формуле (27):
9 6 92
5-=-Ъг- = 79кГ;
Рдин—динамическая нагрузка, которую находим по формуле (134).
Положим, что момент инерции ведомой звездочки и всех связанных с ней
вращающихся масс J = 0,07 кГм!сек2 и коэффициент Д = 0,65, которым учиты-
вают влияние упругости и провисание цепи.
Радиус ведомой звездочки
О - ' - 25’4 -9А7
. 180° 2 sin 2° 44' 267 ММ'
2 sin-------
2г
225
МАсса ведущей ветви цени
9,6-0,9 ___ г 2/
т — —T-j-:— — 0,88 кГ сек1 /м.
У,о!
Динамическая нагрузка
9702 Г 180° / З2 — 1 \ 0,07
90 [tg 66 \ З2 ) 0,267
0 88-0,0254
2
0,65 = 152 кГ.
Следовательно,
Se = 103 + 26 + 79 + 152 = 360 кГ.
Действительный запас надежности
п
Q
Se
13000
~жг = х-
Таким образом, выбранная цепь с шагом 25,4 мм удовлетворяет и условиям
прочности. Однако она все же не является вполне рациональной. Наиболее под-
ходящей будет цепь с шагом 19,05 мм, так как она при этой ширине может иметь
большую продолжительность работы. Это положение выясняется в следующем
примере.
Пример 3. Определить срок службы зубчатой цепи с шагом 19,05 мм
и шириной 78,5 мм, работающей при тех же данных и условиях, которые ука-
заны в примере 2
По каталогу находим q = 6,3 кг!м, разрушающая нагрузка 11 700 кГ.
Предположим, что Д/п = 0,04 мм и h — 0,03 мм Тогда число звеньев в цепи
tn = 2
900
19,05
22 +66 , / 66 — 22 \2 19,05
2 2-3,14 ) 900
предельно допустимое увеличение шага цепи
1Q
Д/ = 3 0,7-^- = 0,607 мм
66
скорость движения цепи
22-0,01905-970
v =
60
6,78 м сек;
окружное усилие
полное натяжение холостой ветви цепи
Sx = 3-6,3-0,9 + •6,n'f;78- == 17 + 29,5 = 46,5 кГ;
У,о I
критерий износа цепи
, (137 +2 46,5) (3 + 1) 3,5-6,78 л .
k~ 7,85-1,905-66-140 - 0,158 к/м/сек см
Имея все эти данные, искомая продолжительность работы цепи
1000 (0,607 - 0,04 - 0,03)
0,2-0,158 ~
226
Как видим, срок службы данной цепи на 23% больше, чем цепи с шагом
25,4 мм, принятой в примере 2. Следовательно, цепь с шагом 25,4 мм для данных
условий принимать нецелесообразно.
Настоящий пример показывает, что зубчатая цепь с меньшим шагом, но при-
мерно одинаковой шириной, обеспечивает при одинаковых прочих условиях боль-
ший срок службы. Поэтому при подборе зубчатой цепи рекомендуется принимать
такой наименьший ее шаг, при котором только достигается необходимый запас
прочности.
Пример 4 Определить срок службы втулочно роликовой цепи, если
она работает при следующих данных:
характеристика цепи — шаг I— 44,45 мм, диаметр ролика D = 25,4 мм,
диаметр валика d = 14 мм, длина втулки е = 37 .«.и, вес иепи q = 7,43 кг/м,
коэффициент износостойкости цепи £ = 0,22, первоначальное отклонение сред-
него шага цепи от номинала &(п — 0,05 мм, увеличение шага от приработки h ~
— 0,04 мм;
характеристика передачи — передаваемая мощность = 59 кет, скорость
движения цепи и = 5,1 м/сек, окружное усилие Р — 1176 кГ, число зубьев
звездочки Zj = 23 и г2 = 90, расстояние между осями звездочек А = 1500 мм,
число звеньев цепи т — 126, смазка цепи периодическая, натяжение холостой
ветви цепи Se = 90 кГ.
Предельно допустимое увеличение шага цепи по формуле (75) при коэффи
циенте запаса V = 0,75 и принятом для заданного числа зубьев наибольшей
звездочки р. — 0,719 и £ = 0,0093
О 75
А/ = 5,44 (0,719-25,4 + 0,0093-44,45) = 0,85 мм;
это составляет 1,9% от номинального шага цепи.
Общее среднее удельное давление в шарнире
с Р + 2$х 2,77 1176 +2-90 п
Рср~ л 4ed ~ 3,14 ‘ 2-3,71,4 ~ 1о кГ см~‘
Средняя скорость скольжения в шарнире
2лб/и(< + 1) 2-3,14-0,014-5,1 (3,9+1)
VcP = -----/Л772 -----L = °>00436 « сек-
126-0.04445-90
Критерий износа цепи
k ~ 115-0,00436 ~ 0,5 кГ-м/сек-см2
Имея все эти данные, определяем искомую продолжительность работы цепи
„ 1000 (А/— Д/л — /г) 1000(0,85 — 0,05 — 0,04) сплп
Т =---------5---------=----------022Д5----------= 6900 ’
Следовательно, при двухсменной непрерывной работе срок службы этой цепи
равен 1,5 года.
Пример 5. Определить срок службы зубчатой цепи передачи для при-
вода компрессора при следующих данных:
характеристика цепи — цепь с боковыми направляющими пластинами, шаг
t= 19,05 мм, ширина Ь= 81,5 мм, диаметр валика d= 5 мм, вес цепи q =
= 6,58 кг/м, t, = 0,2, первоначальное отклонение шага А/п = 0,04 мм, увеличе-
ние шага от приработки h = 0,03 мм;
характеристика передачи — передаваемая мощность N = 9,1 кет при числе
оборотов вала электродвигателя п = 970 в минуту, передаточное число I — 3,
число зубьев гх — 31 и г.> — 93, расстояние между осями звездочек А — 596 мм,
число звеньев цепи т — 128, угол наклона линии центров передачи к горизонту
30°, смазка цепи непрерывная при помощи капельной масленки.
227
Скорость движения цепи и окружное усилие:
31-0,01905-970
v —--------------------- 9,5 м/сек-,
60
р==№^1. = 98кЛ
= 0,43 мм.
9,5
Натяжение холостой ветви цепи
Sx = IqA -f- = 2-6,58-0,596 + -’с^’52 = 68,4 кГ.
Предельно допустимое увеличение шага цепи при коэффициенте У = 0,7
М = ЗУ — = 3-0,7
^*2. 9м
Это составляет 2,26% от номинального шага цепи
Общее среднее удельное давление в шарнире
с Р + 2SX 3,5 98 + 2-68,4 п ,
Рср~ л * 2bd ~~ 3,14 ' 2-8,15-0,5 ~3 ,7 кГ,СМ ’
Средняя скорость скольжения в шарнире
2л4/у(1‘ + 1) 2-3,14 0,005-9,5 (3 + 1) ппп-ос ,
- =------128-0,01905-93-----= °’00°28
Критерий износа цепи
fe = PcpVcp = 31,7-0,00528 = 0,167 кГм/сек-см2.
Искомая продолжительность работы цепи
1000 (Д/ - Д/„ - Л) 1000 (0,43 - 0,04 — 0,03) ,_Qn_
i — -------------------------------------------------— lUoUU Ч.
с*
0,2-0,167
Следовательно, при трехсменной непрерывной работе срок службы этой цепи
приблизительно равен 1,5 года.
Пример 6. Определить срок службы зубчатой цепи, рассмотренной
в примере 5, если при тех же данных передачи принять другие числа зубьев
звездочек (zt = 20 и г2 = 60) и при том же общем числе звеньев (т = 128) уве-
личить расстояние между осями звездочек до 820 мм.
Скорость движения цепи и окружное усилие:
20-0,01905-970
v =--------хк-----= 6,16 м/сек\
ьи
D 102 9’1 1=1 г
Р = g — = 151 кГ.
6,16
Натяжение холостой ветви и цепи
Sx = 2-6,58-0,82 + -6,-5g:8Y~e~ = 36’5 кГ-
Предельно допустимое увеличение шага цепи при коэффициенте У = 0,7
19-0 5
Д/ = 3-0,7-—- = 0,67 мм.
ьи
Это составляет 3,5% от номинального шага цепи.
228
Общее среднее удельное давление в шарнире
, , 151 + 2-36,5
Рср-1,1 28,15-0,5
= 30,2
к Г/см2.
Средняя скорость скольжения в шарнире
vcp =
2-3,14-0,005-6,16 (3 + 1)
128-0,01905-60
— 0,0053 jw 'сек.
Критерий износа цепи
k — 30,2*0,0053 = 0,16 кГ• м/сек-см2.
Имея эти данные, определяем продолжительность работы цепи
Т =
1000 (0,67 — 0,04 —0,03)
0,02-0,16
= 18750 ч.
Сравнивая это значение продолжительности работы цепи с тем, которое было
получено в примере 5, видим, что оно на 75% больше. Следовательно, принятое
в примере 6 число зубьев звездочек излишне велико и приводит к значительному
снижению срока службы цепи
Глава IX
ОСНОВЫ РАСЧЕТА ПРИВОДНЫХ ЦЕПЕЙ НА СТАТИЧЕСКУЮ
И УСТАЛОСТНУЮ ПРОЧНОСТЬ
СТАТИЧЕСКАЯ И УСТАЛОСТНАЯ ПРОЧНОСТЬ ЦЕПЕЙ
Приводные цепи наряду с высокой износостойкостью должны
обладать надлежащей статической и усталостной прочностью.
В стандартах и каталогах на цепи в качестве их основного харак-
теризующего параметра обычно указывают величину статической
разрушающей нагрузки. Эту нагрузку нередко принимают при
выборе цепи за основу для определения запаса ее статической
прочности. Однако в большинстве случаев для приводных цепей,
особенно зубчатых, решающее значение имеет не статическая,
а усталостная прочность. Поэтому перед проектировщиками пере-
дач назрела задача наряду с расчетом на износ рассчитывать при-
водные цепи на усталостную прочность.
В Советском Союзе изучением усталостной прочности привод-
ных цепей начал заниматься с 1952 г. Гипронефтемаш. Работы
этого института посвящены испытанию на усталость многорядных
втулочно-роликовых цепей при скоростях движения 7—16 м!сек.
Пригодность цепей к работе оценивали по числу разрушенных пла-
стин за определенный период работы.
В отечественной литературе вопрос о расчете цепей на уста-
лостную прочность был впервые рассмотрен И. И. Ивашко-
вым [15]. Заслуживает внимания также работа, проведенная по
изучению усталостной прочности цепей во ВНИИПТМАШе [17].
ФАКТОРЫ, ВЛИЯЮЩИЕ НА УСТАЛОСТНУЮ ПРОЧНОСТЬ ЦЕПЕЙ
Усталостная прочность цепи зависит от тех наибольших напря-
жений, которые возникают в ее деталях в процессе работы. Чтобы
правильно учесть возможное увеличение напряжений, необходимо
проанализировать работу каждой детали и найти для нее самые
неблагоприятные условия. Иногда применяемые способы расчета
деталей цепей на прочность, вследствие допускаемой условности
в распределении нагрузки и недостаточного учета условий ра-
боты, не раскрывают действительной картины напряженности
детали в процессе ее работы.
230
Поэтому прочностные расчеты, базирующиеся только на теоре-
тических предпосылках, не могут дать практически цепных ре-
зультатов.
Для примера рассмотрим работу валика шарнира втулочной
цепи. Валик наружного звена, независимо от того, находится ли
шарнир в зацеплении с зубом или нет, испытывает под действием
максимальной нагрузки деформацию изгиба. Более тщательный
анализ работы цепи приводит к тому, что следует иметь в виду
три случая нагружения валика.
Первый случай нагружения валика относится к ра-
боте валика новой цепи (рис. 52). В этом случае валик, прижи-
маясь к втулке под действием рабочей нагрузки, передаваемой
на концы валика через пластины наружных звеньев, изгибается,
причем он прижимается к втулке только концами. В этот момент
распределение нагрузки на валик зависит от деформаций, возни-
кающих в шарнире. Нагрузка, распределяясь по концам ва-
лика по какому-то сложному закону, вызывает в валике напряже-
ние изгиба. Заметим, что вместе с валиком деформируются втулка
и пластины, так как последние неподвижно закреплены на концах
первых.
Второй случай нагружения валика имеет место в цепи,
находящейся уже некоторое время в работе. В процессе работы
в местах соприкосновения валика со втулкой происходит износ,
в результате которого соприкасающиеся поверхности прирабаты-
ваются. По мере приработки нагрузка постепенно с концов рас-
пределяется по всему валику. Наконец, в тот момент, когда при-
работка вследствие износа заканчивается, нагрузка становится
близкой к равномерно распределенной и, следовательно, наиболее
опасной для валика в рабочем состоянии [11. Таким образом, на-
пряжения в валике и пластинах во время работы цепи все время
возрастают, достигая своего максимума в момент наибольшей при-
работки.
Третий случай нагружения валика имеет место в тот
момент, когда на цепь с приработанными шарнирами начнет дей-
ствовать по каким-либо причинам нагрузка, превышающая ра-
бочую. Положим, что эта нагрузка постепенно возрастает. В про-
цессе увеличения нагрузки приработавшийся валик получает до-
полнительную деформацию изгиба и вследствие этого увеличиваю-
щаяся нагрузка снова смещается ближе к его концам. Чем больше
по величине действует нагрузка на валик, тем ближе она сосредо-
тачивается к его концам.
Из сказанного можно сделать вывод, что напряжения в валике
с увеличением нагрузки возрастают медленнее, чем нагрузка на
цепь. Именно этим можно объяснить тот факт, что в действитель-
ности цепь и валик разрушаются при большей нагрузке, чем дает
расчет, основанный на равномерном распределении нагрузки по
валику.
231
Сравнивая между собой первые два случая нагружения, при-
ходим к выводу, что распределение нагрузки во втором случае
менее благоприятно, и поэтому валику приходится работать с до-
статочно высокими напряжениями.
Если имеем дело с многорядной втулочно-роликовой цепью, то
вопрос определения напряжений в ее деталях еще более услож-
няется. Распределение нагрузки между отдельными ее рядами и
Рис. 130. Деформированная четырехрядная вту-
лочно-роликовая цепь
пластинами не может
быть вполне равномер-
ным. Кроме того, в мо-
мент входа звена в заце-
пление с зубом звездоч-
ки, вследствие некото-
рой разницы в толщинах
втулок и ролиководного
ряда по сравнению с со-
седним, происходит
явно неравномерное рас-
пределение нагрузки ме-
жду рядами и дополни-
тельный изгиб отдель-
ных участков валиков
(рис. 130), вызывающий
соответственно повыше-
ние напряжений изгиба.
Из сказанного видно,
что в многорядпой цепи
может быть ряд перегру-
женных звеньев, и, есте-
ственно, эти звенья мо-
гут явиться причиной разрушения пластин и излома валика.
В процессе работы зубчатой цепи также нельзя иметь вполне
равномерного распределения нагрузки между пластинами. При
зацеплении звеньев с зубьями звездочек из-за неточности изготов-
ления отдельных пластин и их деформации нагрузка между пла-
стинами может распределяться различным образом. Вследствие
износа деталей распределение нагрузки между звеньями непре-
рывно меняется, меняются и возникающие в пластинах напряже-
ния. Поэтому никаким расчетом нельзя определить в пластинах
зубчатой цепи действительные максимальные напряжения, влия-
ющие на усталостную прочность.
Как показывает опыт, кроме рассмотренных факторов, на вели-
чину напряжения оказывают влияние форма и размеры пластин,
форма проушин, крепление в проушинах пластин концов валиков
и втулок, способ обработки поверхности проушин и др. [17,43].
На основании сказанного приходим к заключению, что на воз-
никающие в элементах цепи напряжения оказывает влияние целый
232
ряд факторов, которые весьма трудно поддаются учету. Возникаю-
щие от нагрузки действительные напряжения в процессе работы
меняют свою величину. Поэтому всякий расчет на усталостную
прочность, основанный только на теоретическом определении на-
пряжений в деталях цепи при ее движении, не может дать надеж-
ных результатов, поскольку фактические условия их работы
остаются неизвестными.
Расчет приводных цепей на усталостную прочность может дать
положительные результаты только тогда, когда он базируется на
опытных данных, полученных в результате испытания цепей в ус-
ловиях, близких к эксплуатационным.
ИЗМЕНЕНИЕ НАТЯЖЕНИЯ ЦЕПИ В ПРОЦЕССЕ РАБОТЫ
Как показывают анализ и опытные данные (см. рис. 80), на-
тяжение цепи в процессе работы изменяется в широких пределах.
Каждое звено за один оборот (пробег) цепи вокруг звездочек под-
вергается действию периодиче-
ски изменяющейся статической
и динамической нагрузок. Ста-
тическая нагрузка за один обо-
рот цепи изменяется один раз,
а динамическая нагрузка, обу-
словленная неравномерностью
движения цепи, изменяется
столько раз, сколько в цепи
звеньев. Таким образом, основ-
ной цикл изменения нагрузки,
соответствующий полному обо-
Рис. 131. Схематизированная диаграм-
ма изменения натяжения приводной
цепи
роту цепи вокруг звездочек,
распадается на ряд промежуточных циклов малой продолжи-
тельности, соответствующих перемещению цепи на величину од-
ного шага.
Циклическое изменение статической и динамической нагрузок
вызывает усталость материала деталей цепи и оказывает влияние
на их усталостную прочность.
Поскольку амплитуда промежуточных циклов нагрузки зна-
чительно меньше амплитуды основного цикла, влиянием проме-
жуточных циклов на усталостную прочность цепи пренебрежем.
На основании сказанного закон изменения натяжения цепи пере-
дачи можно представить в виде асимметричного знакопостоянного
цикла. На рис. 131 цепь показана в развернутом виде, так, что
отрезок 1—2 соответствует длине холостой ветви, отрезок 2—3 —
части цепи, находящейся на ведомой звездочке, отрезок 4—3 —
длине ведущей ветви и отрезок 4—1 — части цепи, расположен-
ной на ведущей звездочке. Как видим, за один оборот цепи
ее натяжение изменяется от наименьшей Sx, соответствующей
233
натяжению холостой ветви 1—2, и до наибольшей рабочей нагруз-
ки Sa, равной максимальной сумме статической и динамической
нагрузок в момент входа звена в зацепление с зубом ведущей
звездочки 4.
Решающее влияние на усталостную прочность цепи и ее деталей
(пластин, валиков и втулок) оказывает максимальная переменная
составляющая натяжения цепи, т. е.
= Sniax — 5|П1П, (251)
а также амплитуда нагрузки цикла
Sa = -ф- = 'S'"“ ~Smn . (252)
При известных значениях наибольшего и наименьшего натя-
жений цепи можно определить среднюю нагрузку цикла
5ц,-= • (253)
Цикл изменения нагрузки характеризуют отношением наимень-
шего натяжения к наибольшему
г - (254)
где г — характеристика или коэффициент асимметрии цикла.
Если пренебречь влиянием натяжения холостой ветви цепи, то
будем иметь пульсирующий цикл, для которого г = 0.
Периоды и амплитуды изменения напряжений в деталях цепи
полностью соответствуют периодам и амплитудам изменения дей-
ствующих на них нагрузок, и поэтому приведенная на рис. 131
закономерность выражает также закон изменения напряжений.
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ВРЕМЕНИ И ЧИСЛА ЦИКЛОВ НАГРУЗКИ
Основной цикл изменения нагрузки совершается в течение
^=4-“-?-’ <255>
где L — длина цепи в м;
v — скорость движения цепи в м/сек;
т — число звеньев цепи;
t — шаг цепи в м.
За все время работы Т цепь совершает А; циклов:
Т Tv
N = 3600 4- = 3600 Ц-, (256)
Тц пи ' '
где Т — заданное время работы цепи в ч.
Таким образом, число совершаемых звеном цепи циклов прямо
пропорционально заданному времени работы, скорости движения
и обратно пропорционально длине цепи mt.
234
С целью выяснения числа совершаемых звеном цепи циклов рассмотрим сле-
дующий пример. Определить число циклов, которое совершит звено цепи за 100 ч
работы при следующих параметрах передачи: v = 7,63 м/сек, т — 86, t — 25,4 мм
Подставляя эти данные в формулу (256), получим
N = 3600о1°нлАъ/ = 1 250000 = 1,25-10° циклов.
86-0,0254
РАСЧЕТ ВТУЛОЧНО-РОЛИКОВЫХ ЦЕПЕЙ НА ПРОЧНОСТЬ
Расчет элементов звеньев цепей сопряжен с большими трудно-
стями, поскольку приходиться решать статически неопределимую
задачу с недостаточно ясным законом распределения действующей
нагрузки.
До последнего времени при расчете звена втулочной цепи ис-
ходили из предпосылки, что элементы звена (пластины, валики и
втулки) работают независимо друг от друга [151. В действитель-
ности, как это было показано на рис. 52, все элементы звена ра-
ботают совместно, составляя систему жестко соединенных между
собой стержней, образующих плоскую раму.
Метод расчета звена цепи, основанный на учете совместной
работы всех его элементов, впервые рассмотрен в работе [181.
Теоретическими и экспериментальными исследованиями доказано,
что в процессе работы под действием растягивающей нагрузки
(см. рис. 52) валики и втулки изгибаются, вследствие чего пла-
стины звеньев, кроме растяжения, испытывают также и напряже-
ния изгиба.
При действии на цепь растягивающей нагрузки Q изгибающий
момент, обусловленный совместной работой валиков, втулок и
пластин, можно определить по формуле
<pQl
2(‘+£-т
(257)
где <р — коэффициент, которым учитывают распределение на-
грузки на валик или втулку; при расчете наружного
звена этот коэффициент принимают приблизительно рав-
ным 0,13; при расчете внутреннего звена <р 0,07;
I — расчетная длина валика или втулки, равная расстоя-
нию между осевыми линиями пластин;
Je — момент инерции сечения валика или втулки;
Jn — момент инерции опасного сечения пластины;
t — шаг цепи.
Суммарное напряжение в пластинах звена
о = ор + ои,
(£58)
235
где Ор и ои — напряжения растяжения и изгиба, вычисляемые
по формулам
_ ____ Qk-o
(259)
_ м__
°и ~~ W ~
3q>Qlkfj
~j~[^ (Ь — 2r)
(260)
где ko — эффективный коэффициент концентрации напряжений,
принимаемый равным 2,35—2,55,
F — площадь опасного сечения пластины;
Р — коэффициент, которым учитывают состояние поверхност-
ного слоя, упрочнения и посадку, по данным [43] вели-
чина этого коэффициента принимается равной 0,7;
kpH — коэффициент режима нагрузки;
knp — коэффициент, которым учитывают повышение предела
усталости материала при напряжении изгиба по сравне-
нию с растяжением—сжатием, принимаемый приблизи-
тельно равным 1,3;
W — модуль сопротивления опасного сечения пластины;
г — радиус отверстия в пластине;
s — толщина пластины.
Используя значение напряжений ор и ои и решая уравне-
ния (258) относительно Q, получим формулу для определения
предельной усталостной нагрузки
— (261)
6"»Р (1+А-4-)л„Р
\ Jn 1 /
где о0 — предел усталости при пульсирующем цикле нагруже-
ния, определяемый по выражению
__ 2о_!
°0 - l+^o ;
(262)
о_! — предел выносливости при симметричном цикле в кПслг,
приблизительно равный 0,3ов;
ов — предел прочности материала пластин;
— коэффициент, которым учитывают форму диаграммы
предельных напряжений;
крн — коэффициент, которым учитывают режим нагрузки.
Значения коэффициента ф0 в зависимости от ов
Се 50 70 90 110 130 150 170
0,02 0,04 0,07 0,11 0,16 0,22 0,28
236
Значения коэффициента kPH в зависимости от N;
N3 104 5-104 Ю5 5-Ю5 10е 5-10е
крн 2.15 1.4 1,25 1.04 1 1
Расчет по формуле (261) показывает 1181, что величины пре-
дельных усталостных нагрузок, вычисленные с учетом изгибаю-
щих напряжений, примерно на 30% ниже тех, которые вычисляют
без их учета.
Заметим, что предельные усталостные нагрузки, полученные
с учетом изгибающих напряжений, равны 1/5—Ъ6 статической раз-
рушающей нагрузки цепи. При проведении испытания цепи шага
25,4 мм на усталостную прочность получено именно такое соот-
ношение усталостной и статической разрушающих нагрузок.
При рассмотрении расчета можно установить, что увеличение
опасного сечения пластины за счет ее толщины дает большее
повышение усталостной прочности, чем увеличение за счет ши-
рины пластины. Увеличение толщины пластины целесообразно
и с точки зрения повышения прочности соединений валиков и
втулок с пластинами.
В заключение необходимо заметить, что расчет по приведенным
формулам является несколько условным, поскольку для входящих
в них коэффициентов принимают приблизительные значения.
РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ, ЦЕПЕЙ НА ПРОЧНОСТЬ
Прочность зубчатой цепи зависит от прочности рабочих пла-
стин, входящих в расчетное звено. Разрушающие нагрузки зуб-
чатых цепей при статическом их нагружении
Q = kHmnQp, (263)
где kH — коэффициент, которым учитывают неравномерное рас-
пределение нагрузки между пластинами вследствие не-
точности их изготовления;
тп — число рабочих пластин в расчетном звене;
QP — статическая разрушающая нагрузка одной рабочей
пластины.
Определение статической разрушающей нагрузки одной ра-
бочей пластины является основным этапом расчета зубчатой цепи
на прочность. Практически приемлемо определение статической
разрушающей нагрузки пластины по формуле
Qp = Руп + Рпл, (264)
где Руп — нагрузка, соответствующая упругой зоне нагружения
пластины;
Рпл — нагрузка, соответствующая пластическому деформи-
рованию того же сечения пластины.
237
Растягивающую цепь нагрузку Руп можно определить из из-
вестной формулы, определяющей напряжение в кривом брусе:
где F — площадь расчетного сечения в лтти2;
М — изгибающий момент в расчетном сечении в кГ-мм\
yi — расстояние от нейтральной оси до точки сечения, в ко-
торой определяют напряжение, в мм\
rt — расстояние от центра кривизны до точки, в которой
определяют напряжение, в мм\
Scm — статический момент площади расчетного сечения в лш3.
Изгибающий пластину момент определяется по формуле
(рис. 132)
М = Руп1 = Руп (I. + /2),
где I — плечо действия момента;
/х — расстояние от оси пластины до центра тяжести попереч-
ного сечения перемычки;
/2 — расстояние от оси пластины до линии контакта опорных
призм шарнира, определяемое по формуле
/2 = Q sin у,
р — радиус кривизны рабочего профиля призмы, принимае-
мый равным 0,46/;
у — угол установки призмы в проушине, принимаемый рав-
ным 5 20'.
Величина /2 по сравнению с величиной /, составляет прибли-
зительно 20%.
В случае расчета перемычки пластины величину статического
момента площади расчетного сечения F определяют по формуле
^С1П
где F = (h2 — е) s;
у0 — расстояние от нейтральной оси до центра тяжести рас-
четного сечения в мм.
Подставляя указанные значения величин в выражение (265) и
считая, что в перемычке пластины отах = ог, после решения и
преобразования
= (266)
где
В (1 + . (267)
г п-, — е \ УцГ ) ’ '
аа — поправочный коэффициент, которым учитывают степень
концентрации напряжений.
238
Для пластин нормализованных цепей входящие в формулу ве-
личины имеют следующие выраженные через шаг цепи значения:
h2 = 0,5/; е = 0,05/; lt = 0,225/;
у0 = 0,0507/; у = 0,175/; г = 0,165/.
Принимая аст = 1,7 и подставляя приведенные значения вели-
чин в формулу (267), получим р 25.
Усилие при пластическом деформировании
Рпл = F (ofl - ог). (268)
Подставляя в эту формулу значение площади сечения пере-
мычки пластины, выраженное через толщину s и шаг /, получим
Рпл = 0,45 (о, — or) st.
(269)
После подстановки зна-
чений усилий Руп и Рпл
в выражение (264), имеем
формулу для определения
статической разрушающей
нагрузки одной рабочей
пластины
= oest Г0,45 — у х
Рис. 132. Расчетная схема пластины зубчатой
цепи с шарнирами трения качения
X (-^-—0,45)], (270)
где у = — , причем для стали 50 это отношение в среднем
равно 0,7.
Подставляя в выражение (270) ов=0,36/7В и у=0,7, получим
Qp QSfoHBst, (271)
где s и t — толщина и шаг пластины в мм.
Поскольку твердость пластин в единицах Роквелла может ко-
лебаться в пределах от 38 до 45, то число твердости по Бринелю
будет соответственно равно 351—426 кПмм2.
Подставляя приведенные значения НВ в выражение (271),
получим
Qp = (21,0-5-25,6) st. (272)
Пользуясь этой формулой, определим статическую разрушаю-
щую нагрузку одной рабочей пластины для цепей всех принятых
шагов. В табл. 33 в виде примера приведены результаты вычисле-
ний статических разрушающих нагрузок пластин, имеющих HRC
38, 40 и 45.
239
Таблица 32
Шаг в цепи в мм . 12,7 15,875 19,05 25,4 31.75
Толщина пластин в мм . 1,5 2,0 3,0 3,0 3,0
Статическая разрушаю- щая нагрузка в кГ при НRC 400 665 1200 1600 2000
430 715 1280 1710 2150
485 810 1460 1950 2430
Зная значения и число рабочих пластин в расчетном звене,
а также величину коэффициента kH, можно по формуле (272) вы-
числить для разных по шагу зубчатых цепей с шарнирами трения
качения статические разрушающие нагрузки.
Пример I. Определить значение коэффициента kH для цепи
с шагом 15,875 мм и рабочей шириной 30 мм, имеющей восемь пла-
стин в звене. Статическая разрушающая нагрузка 3900 кГ.
Решая относительно kH равенство (263), получим
kH = —
н ГПп^р
Подставляя сюда значение Qp из табл. 32, получим
_ 3900 __ Л 7о
“н “ 8-665 “
(273)
Следовательно, имеющаяся в пластинах неточность может сни-
зить статическую прочность зубчатой цепи примерно на 30%.
Предельная усталостная нагрузка для зубчатых цепей
О.пун kHymn Qpy> (274)
где kHy — опытный коэффициент, которым учитывают неравно-
мерность распределения нагрузки между пластинами;
тп — число рабочих пластин в расчетном звене;
Qpy — расчетная усталостная разрушающая нагрузка одной
пластины при пульсирующем цикле нагружения.
Испытанием отдельных пластин на пульсаторе установлено,
что их предельная усталостная нагрузка при средней твердости
HRC 40 составляет 1/8—г/9 часть от статической разрушающей
нагрузки. В связи с этим расчетная усталостная нагрузка одной
пластины
Qpy 2,7st. (275)
Результаты произведенных вычислений по формуле (275) при-
ведены в табл. 33.
Испытания цепей на пульсаторе показали, что величина коэф-
фициента kHy для цепей разной ширины приблизительно равна
0,285.
240
Таблица 33
Шаг цепи в мм 12,7 15,875 19,05 25,4 31,75
Толщина пластины в мм 1,5 2,0 3,0 3,0 3,0
Разрушающая усталост- ная нагрузка в кГ . . . . 52 85 155 206 256
Пример 2. Определить предельную усталостную нагрузку
для зубчатой цепи с шагом 12,7 мм и рабочей шириной 22,5 мм,
имеющей в расчетном звене восемь рабочих пластин. Статическая
разрушающая нагрузка 2400 кГ.
Подставляя указанные данные в формулу (274), получим
QnyH = 0,285-8-52 = 120 кГ.
Эта нагрузка в сравнении со статической разрушающей на-
грузкой составляет 1/20 часть.
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ ДЛЯ ЦЕПЕЙ НАГРУЗОК
Чтобы при данных условиях работы в цепи не было разруше-
ния пластин и других элементов звеньев, максимальная перемен-
ная составляющая натяжения цепи Sv, равная с некоторым при-
ближением передаваемому окружному усилию Р, должна быть на
некоторую величину меньше предельной усталостной на-
грузки QnyH.
Допускаемая для цепи нагрузка на основании опытных данных
n QnytikpH QkpH
РдУ ” kdny ИЛИ РдУ ~ Пу^у ’ (276)
где QnyH — предельная усталостная нагрузка, определяемая по
формулам (261) и (274) или находящаяся по усталост-
ной диаграмме, полученной опытным путем;
kpH — коэффициент, которым учитывают режим нагрузки;
он равен отношению действительного предела вы-
носливости при данном эквивалентном числе циклов
к пределу выносливости при базовом числе циклов
(величину его см. стр. 237);
kd — коэффициент динамичности, которым учитывают влия-
ния вибраций и ударных воздействий, происходящих
при зацеплении звеньев цепи с зубьями звездочек;
его величину определяют по формуле (281);
пу — допускаемый запас усталостной прочности, назначае-
мый в зависимости от степени ответственности пере-
дачи в пределах от 1,25 до 1,5;
ф„ — коэффициент, которым учитывают снижение проч-
ности цепи вследствие циклического действия на-
грузки.
241
По данным К. М. Григорьева [91, допускаемая нагрузка для
зубчатых цепей
(277)
где Qr — предельная (разрушающая) нагрузка отдельной
пластины,
______ /97Я1
- (i_r)C+1+(j +>-)<)_] ’
r — характеристика цикла;
Q+i и CL] — предельные нагрузки при статическом и сим-
метричном циклах нагрузки, подсчитываемые
по формулам
Q+1 = £«.; (279)
<280>
где F — площадь расчетного сечения пластин в мм2;
°в — предел прочности материала пластин в кПмм2;
o_i — предел выносливости при симметричном цикле в кг! мм2;
Ра — коэффициент, которым учитывают влияние числа зубьев
звездочки и шага цепи, и при = 20 принимают при-
близительно равным 1,5;
ka — коэффициент, которым учитывают концентрацию напря-
жений в пластинах; величину его принимают равной 1,5;
kd — коэффициент динамичности, которым учитывают повы-
шение напряжений в пластине вследствие ее удара о зуб
звездочки при входе в зацепление; величину его под-
считывают по формуле
** = 1 hooik<281*
rii — число оборотов ведущей звездочки;
t — шаг цепи в см;
Se — натяжение ведущей ветви цепи в кГ;
km — коэффициент, которым учитывают влияние длины и на-
тяжения цепи при ударе; величину его принимают рав-
ной в пределах от 0,8 до 0,65 в зависимости от расстоя-
ния между осями звездочек;
knp — коэффициент приведения массы звена, принимаемый
приблизительно равным 0,33;
q0 — вес одного звена цепи в кГ;
kn — коэффициент податливости цепи, вычисляемый по фор-
муле
=4; <282)
г о
242
k0 — коэффициент удельной податливости цепи, отнесенный
к единице опорной поверхности шарнира и приблизи-
тельно принимаемый равным 2-10-5 слг’/кг;
Ff} — площадь проекции опорной поверхности шарнира в см2.
Определив по приведенным формулам величину допускаемой
нагрузки Рду, сравним ее с передаваемым цепью окружным уси-
лием. Если это окружное усилие
Р < Р^
то выбранная цепь по условиям износа и требуемому сроку службы
отвечает также и условиям обеспечения усталостной прочности.
ПРИМЕРЫ РАСЧЕТА
Пример 1. Втулочно-роликовая цепь с шагом t ~ 25,4 мм при заданной
продолжительности Т = 7000 ч по условиям износа может передавать нагрузку
Р = 152 кГ. Определить для этой цепи допускаемую нагрузку из условия обеспе-
чения усталостной прочности, если статическая разрушающая нагрузка этой цепи
Q = 4000 кГ Параметры передачи: SIIiax = Se = 245 кГ\ Smln = Sx = 26,6 кГ\
m =122; v = 5,76 м/сек.
Используя данные, определяем число совершаемых циклов
N = 3600-^- = 3600 g2°0n^64 = 4,75 -107.
tilt 1
Следовательно, при этом числе циклов коэффициент kPH, входящий в формулу
(276), равен единице.
Основываясь на опытных данных, находим значение коэффициента фу,
которым учитывают снижение прочности цепи вследствие циклического действия
нагрузки. Полагая, что величина коэффициента фу для втулочно-роликовых цепей
в зависимости от их качества может колебаться в пределах от 5 до 7, принимаем
для нашего случая фу == 6.
Берем запас прочности пу = 1,5 и по формуле (276) определяем допускаемую
для цепи нагрузку
= = 450 кГ.
ЛуФу 1,5 О
На основании полученных данных приходим к заключению, что при рабочем
натяжении ведущей ветви Se — 245 кГ усталостная прочность цепи вполне обес-
печена.
Пример 2. Зубчатая цепь с вкладышами и шагом t — 19,05 мм при
заданной продолжительности Т — 10 000 ч по условиям износа может передавать
нагрузку Р — 100 кГ.
Определить для этой цепи допускаемую нагрузку из условия обеспечения
усталостной прочности, если статическая разрушающая нагрузка этой цепи Q =
= 11 700 кГ.
Параметры передачи: Sinax = Se ~ 150 кГ\ Slllin = = 25 кГ\ m = 140;
v = 7,0 м/сек.
Число совершаемых циклов
№ 3600^= 3600
Полагая, что величина коэффициента фу для зубчатых цепей в зависимости
от их качества может колебаться в пределах от 50 до 60, принимаем для нашего
случая фу = 60.
243
Учитывая, что kPH = 1 и принимая запас прочности пу= 1,25, по формуле
(276) определяем допускаемую нагрузку
_ _ 11700 1 г
РбУ ~ 1,25-60 “ 155 КГ
Сравнивая эту нагрузку с натяжением ведущей ветви, видим, что усталостная
прочность цепи обеспечена.
Пример 3. Втулочно-роликовая цепь с шагом t — 44,45 мм при заданной
продолжительности работы Т = 6900 ч по условиям износа может передавать
нагрузку Рд~ 475 кГ. Материал пластин сталь, имеющая ав = 70 кГ/мм2\
площадь ослабленного сечения пластины F — 168 мм2.
Определить для этой цели допускаемую нагрузку из условия обеспечения
усталостной прочности, имея в виду, что Se = 1265 кГ, Sx — 90 кГ, т— 126
и и = 5,1 м/сек.
Число совершаемых циклов
N = 3600 Ц- = 3600 19Уп°пЬ!1^ = 2’27'10?-
mt 126-0,04445
Принимаем kPH - 1, тп = 2, Р — 0,7, о0 = 40 кПмм2. ko = 2,3 и пу= 1,5.
Согласно выражению (261) предельная усталостная нагрузка без учета
изгиба пластин
2Fo0pfcnH 2-168-40-0,7-1
QnyH = ——— =------------------------= 4100 кГ.
ka
2,3
Подставляя это значение в формулу (276) и принимая kj = 1, получим
QnyH 4100 __ n г
рду = +7Г ~ ЛТ = 2730 КГ
пу
Следовательно, усталостная прочность цепи при данных условиях ее работы
вполне обеспечена, так как допускаемая нагрузка из условия обеспечения уста-
лостной прочности более чем в 2 раза больше натяжения Se ведущей ветви цепи.
Пример 4. Определить допускаемую нагрузку для втулочно-роликовой
цепи с шагом / = 44,45 мм по формуле (277), принимая данные примера 3.
Предварительно вычисляем входящие в формулу (278) следующие величины:
Q+1 = mnFoe = 2-168-70 = 11 800 кГ;
mnF$ 2-168-0,7 _ г
<?-> = ТЛ °-> = ^ЗЛХ 20 = 680 кГ-
r = ^Ш!П = 22_ = о 071
Sinax 1265 U’U/1-
По формуле (278) разрушающая нагрузка для одной пластины
2-11800-680
Qr (1 —0,071) 11800+ (1 +0,071)680 1380
Подставляя в формулу (277) имеющиеся значения, получим допускаемую
нагрузку
„ 2-1-1380 г
Рду = —Т5— ~ 840 кР'
Сравнивая допускаемую нагрузку с нагрузкой, полученной в предшествую-
щем примере, видим, что она значительно меньше. Следовательно, расчетная
244
формула, не учитывая изгиба пластин и повышения напряжений от удара шар-
нира при зацеплении, дает несколько преувеличенные значения допускаемой
нагрузки.
Пример 5. Зубчатая цепь с вкладышами и шагом t = 25,4 мм шириной
Ь = 51,5 мм при заданной продолжительности работы Т — 10 000 ч по условиям
износа может передавать нагрузку Р$ — 140 кГ. Материал пластин сталь, имею-
щая ов — 70 кГ/мм2. Число пластин mn = 12. Сечение пластины, ослабленное
отверстием, F = 23 мм2. Разрушающая нагрузка Q = 9950 кГ.
Определить для этой цепи допускаемую нагрузку по формуле (277) при сле-
дующих параметрах передачи: Se — 194 кГ; Sx= 68 «Г; tn — 116 и v = 9,3 м/сек.
По формулам (279) и (280) соответственно находим
n Fue 23-70 1П„П г
C*'= "fe = “1Д-= 1070 Г:
О — 1 - = 90 кГ
Q-1 bok$d 1,7-21,5 У0
Характеристика цикла
*^mln __ Sx ___ 68 __ „
smax ” se - 194 ~
Согласно формуле (278)
2-1070-90
Qr (1 — 0,35) 1070 4- (1 + 0,35) 90 235 кГ'
Принимая запас прочности пу = 1,5 и коэффициент неравномерности распре-
деления нагрузки между пластинами движущейся цепи kHy — 0,285 и подставляя
имеющиеся величины в формулу (277), получим допускаемую для цепи нагрузку
D 12-0,285-235
РдУ ~ ГЁ
= 535 кГ.
Сравнивая значения Pq с полученным значением Р$у, видим, что усталостная
прочность цепи при данных условиях ее работы обеспечена. Однако с повышением
ее износостойкости лимитирующим фактором для нее может быть и усталостная
прочность.
ПРИЛОЖЕНИЕ
ЦЕПИ ПРИВОДНЫЕ ЗУБЧАТЫЕ
Основные размеры в мм Разру шающая Вес 1 пог м в кГ
1 /> В в. и S /и /1 нагрузка в кГ
12,7 (Ч") 22,5 28,5 34,5 40,5 45,5 52,5 27 33 39 45 51 57 30 36 42 48 54 60 4,76 1.5 7,0 13,4 2400 2900 3400 4000 4700 5300 1,3 1,6 2,0 2,3 2,6 3,0
15,875 (%") 30 38 46 54 62 70 36 44 52 60 68 76 39 47 55 63 71 79 5,95 2,0 8,7 16,7 3900 4800 5700 6700 7800 8900 2,2 2,7 3,2 3,8 4,4 4,9
19,05 (%") 45 57 69 81 93 52,5 64,5 76,5 88,5 100,5 56 68 80 92 104 7,14 3,0 10,5 20.1 7 200 8 700 10 300 12 200 14 100 3,8 4,8 5,8 6,8 7,8
25,4 (1") 57 69 81 93 105 65 77 89 101 113 68 80 92 104 116 9,52 3,0 14,0 26,7 И 600 13 800 16 300 18 900 21 600 6,5 7,7 9,1 10,4 11,8
31,75 (I1 /) 69 81 93 105 117 78 90 102 114 126 82 94 106 118 130 11,91 3,0 17,5 33,4 17 100 20 200 23 500 26 800 30 300 9,8 11,4 13,1 14,8 16,5
246
ЛИТЕРАТУРА
1. Воробьев Н. В. Цепи и цепные передачи. М.—Л., Машгиз, 1940.
2. В о р о б ь е в Н. В., И в а ш к о в И. И., Филимонов Б Н Повы-
шение качества цепных передач. «Вестник машиностроения», 1963, № 5.
3. Воробьев Н В., И в а ш к о в И. И. Выше технический уровень про-
изводства и использования цепей в народном хозяйстве. «Машиностроитель»,
1963, № 5.
4. Воробьев Н. В. Комплексное исследование зубчатых цепей с шар-
нирами трения качения. ЦИНТИАМ, ОМ—IV, 1964.
5. В о р о б ь е в Н. В., Г л у ш к о в Г. А- Зубчатые цепи и их износостой-
кость. «Машиностроитель», 1964, № 7.
6 Воробьев Н В., Глушков Г. А. Профили зубьев звездочек для
приводных зубчатых цепей. «Машиностроитель», 1965, № 11.
7 Глушков Г А Износостойкость зубчатых цепей. Проектирование и
производство механических передач. Ижевск, «Удмуртия», 1965.
8. Глущенко И. П. Основы проектирования цепных передач с втулочно-
роликовыми цепями. Львов, Львовский университет, 1964.
9. Григорьев К-М. Динамическая прочность зубчатых цепей. «Изве-
стия вузов», «Машиностроение», № 6, 1958
10 Григорьев К М. Статическая прочность зубчатых цепей. «Известия
вузов», «Машиностроение», <N° 1, 1959.
И. Григорьев К- М. Износостойкость зубчатых цепей. «Известия вузов»,
«Машиностроение», № 2, 1959.
12. Детали машин. Т. 1. М., /Машгиз, 1953.
13. Добровольский В. А. и др. Детали машин. М., Машгиз, 1963.
14. И в а и о в Г. П. Универсальная машина для испытания на усталость. М.,
ГОСИНТИ, 1963.
15. И в а ш к о в И И. Новый метод расчета цепей на прочность. «Вестник
машиностроения», 1959, № 11.
16. И в а ш к о в И И. Некоторые пути снижения металлоемкости и стоимости
цепей. «Вестник машиностроения», 1960, № 6.
17. И в а ш к о в И. И. Пластинчатые цепи. Конструирование и расчет. М.
(ВНИИПТМАШ), Машгиз, 1960.
18. Князев Л. Д. К расчету на усталостную прочность втулочно-роликовых
цепей. Проектирование и производство механических передач. Ижевск,
«Удмуртия», 1965.
19. Коваленко П П. Увеличение срока службы втулочно-роликовых
цепей путем стендовой приработки. Львов, Львовский Дом ученых,
1956.
20. К У з и е ц о в а А. К. Неравномерность движения и инерционные на-
грузки в цепных передачах. О цепных передачах. М., Машгиз, 1955.
21. Кузнецова А. К. Опытные исследования динамических нагрузок
в приводных цепях. О цепных передачах М., Машгиз, 1955.
22. М а р к о в и ч Б. Н. иМельников А. К Применение регулируемого
привода на кривошипных прессах «Кузнечно-штамповочное производство»,
1960, № 5.
23. М а т в е е в с к и й Р. С. Абразивный износ при возвратно-вращательном
движении. «Вестник машиностроения», 1958, № 5.
247
24. Н и ко л а ев Б. В. Анализ и расчет элементов шарнира качения зубчатой
цепи. «Известия вузов», «Машиностроение», № 8, 1960.
25. Н и к о л а е в Б. В. О некоторых вопросах долговечности работы зубча-
тых цепей с шарнирами качения. «Известия вузов», «Машиностроение», № 6,
1961.
26. П о п о в В. Л. Влияние центробежных сил инерции на натяжение ветвей
в работающей цепной передаче. О цепных передачах. М., Машгиз, 1955.
27. П р о н и н Б. А. Клиноременные и фрикционные передачи и вариаторы.
М., Машгиз, 1960.
28. С т о л б и н Г. Б. Исследование износа приводных втулочно-роликовых
цепей. О цепных передачах. М., Машгиз, 1955.
29. С т е ц е н к о А. К-, Л о б ж а н и д з е С. П. Повышение износоустойчиво-
сти втулочных и втулочно-роликовых цепей. «Вестник машиностроения»,
1958, № 1.
30. У б о р с к и й В. И. Испытание комбайновых втулочно-роликовых цепей
на износостойкость. М., Оборонгиз, 1952.
31. Ф и л и м о н о в Б. Н. К вопросу о влиянии удельного давления на износ
втулочно-роликовых цепей. «Известия вузов», «Машиностроение», № 5,
1964.
32. Ф и л и м о н о в Б. Н. Метод ускоренного экспериментального исследова-
ния износостойкости приводных цепей. Повышение надежности деталей и
устройств. Ижевск, «Удмуртия», 1964.
33. Филимонов Б. Н. Новые конструкции стендов для испытания цепных
передач. М , ЦИНТИАМ, ОМ—IV, 1964.
34. Филимонов Б. Н. Закономерности изнашивания втулочно-роликовых
цепей. Ижевск, «Удмуртия», 1965.
35. Ф и л и м о н о в Б. Н. Исследование прочности соединений втулочно-
роликовых цепей. «Известия вузов», «Машиностроение», № 5, 1965.
36. X л у н о в В. А. Способы зацепления шарниров втулочно-роликовых це-
пей с зубьями звездочек. О цепных передачах. М., Машгиз, 1955.
37. Цепные передачи. «Машиностроение». Энциклопедический справочник. Т. 2.
М., Машгиз, 1948.
38. Эстеркин М. А. Повышение точности и износостойкости втулочно-
роликовых цепей (ЦИТЭИН, ПНТПО), № Т-59-11/5, 1959.
39. Advances in mechanical power transmission. Plant Engng, 1963, N 11.
40. A 1 b г e c h t W. M. Chain drive system design. — «Mach, design», 1962,
N 29.
41. Chain drives. — «Design and compon. Engng», 1963, July.
42. E d g e r t о n W. Horsepower capacity self—Lubricating chain. — «Mach,
design», 1965, N 23.
43. G e r 1 a M. K. Improving fatigue life.—«Machine design», 1953, Janv.
44. Groth us H. Rollenketten mit wartungsfreien Kunststoff—Gleitlagern und
mit erhohter Dauerfestigkeit. — «Industrie—Anzeiger». 1958, N 7.
45. Grothus H. Kettenrader mit Kunstsoff—Zahnkranzen. — «Das Indu-
strieblatt», 1958, N 6.
46. H a s s k e H. Einsatzmoglichkeiten fur Zahnketten. — «Maschine», 1963,
N 7.
47. H о f m e i s t e r W. F„ К I a n ke H. Dynamic checks point way to longer
chain life. — «Iron Age», 1957, N 7.
48. H о f m e i s t e г W. F. How to select the most economical rollerchain drive.—
«Prod. Engng», 1962, N 5.
49. К e г г R. W. Plastic roller chains.—«Mach, design», 1963, N 17.
50. Kettentriebe. Vereinfacte Berechnung des Achsabstandes fur Ket-
tentriebe. — «Masch und Werkzeug—Europa Technik», 1963, N 23.
51. Kuntzmann P. Les transmissions parchaines a rouleux. Paris, Dundon,
1961, IX.
52. Kuntzmann P. Chaines a rouleux en acier. — «Courrier normalis, 1963,
N 170.
248
53. L a u г i n a t H. Das «Spannen» von Kettentrieben. — «Industrie—Anzeiger»,
1958, N 7.
54. M a n u e 1 1 J. B. Prime Mover Power Transmissin the versatlity of chain
drives for mining and industry. «The Mining ang Industrial Magazine», 1956,
N 9.
55. M e i t z n e г H. Zahnkettentriebe in Werkzeugmaschinen. «Europa Technic»,
1956, N 1 (Deutsch).
56. N e u h a u s e r E. Spann- und Leitvorrichtungen bei Kettentrieben.» —
«Technisches Zentralblatt fur praktische Metallbearbeitung», 1964, N 7.
57. P f r a n к S. E., S u n d b e г g С. O. New roller—chain horsepower
ratings. — «Mach, design», 1961, N 14.
58. Profilabmessungen N 8195, 1963, Hiilsenketten, Rollenketten. Berechnung
der Antriebe.
59. Profilabmessungen N 81961 (1963), Stahlgelenkketten, Kettenrader fur Hull-
sen- und Rollenketten.
60. Roller chains attain, higher hp’s and speeds. — «SAE Journal», 1963, N 12.
61. Roller chain transmission for industrial plant. — «Factory and Plant», 1965, N 1.
62. Rudolph R. О., I m s e P. S. Designing sprocket teeth. — «Mach, design»,
1962, N 3.
63. S с a I e s S. What do roller—chain ratings mean. «Paper. Amer. Soc. Meeh.
Engrs», N Pet 36, 1962.
64. S c h fl d e 1 G. Stahlgelenkketten, ihre Herstellung, Anwendung, Priifung
und Berechnung. — «Industrie—Anzeiger», 1959, N 6.
65. S i b a h a r a M. «Japan Soc. Mec. Engrs», N 532, 1962. Specification for
transmission roller chains, chain wheels and cutters, N 228, 1962.
66. S u z z a n i R. Perferionameti alle catene di transmissione, «Machine», N 1,
1965.
ОГЛАВЛЕНИЕ
Предисловие ......................................................... 3
Глава /. Основные данные о цепных передачах......... 5
Развитие цепных передач....................................... 5
Свойства цепных передач ....................................... 6
Виды цепных передач и некоторые примеры их применения............ 9
Элементы цепных передач...................................... 19
Цепи ..................................................... 19
Звездочки ................................................ 35
Натяжные устройства....................................... 39
Смазочное оборудование и смазка........................... 43
Ограждение................................................ 47
Передаточное число передачи и число зубьев звездочек ........... 48
Длина цепи передачи и расстояние между осями звездочек .... 49
Скоростные параметры цепной передачи............................ 52
Натяжение цепи и давление на опоры.............................. 52
Вес и удельные разрушающие нагрузки цепей....................... 54
Упругие свойства цепей ......................................... 57
Сопротивление жесткости цепей.................•................. 62
Коэффициент полезного действия цепных передач................... 65
Условия правильности монтажа.................................... 67
Приспособления для разборки звеньев цепи........................ 69
Глава II. Зацепление цепей с зубьями звездочек...................... 70
Различие между цевочным и цепным зацеплением.................... 70
Способы зацепления втулочных и втулочно-роликовых цепей с зубьями
звездочек ...................................................... 71
Нормальное зацепление втулочных и втулочно-роликовых цепей 72
Специальное зацепление втулочных цепей ....................... 88
Зацепление зубчатых цепей ...................................... 90
Предельно допустимое увеличение шага цепей.......... 93
Предельно допустимое увеличение шага втулочно-роликовых
цепей .................................................... 94
Предельно допустимое увеличение шага зубчатых цепей ... 98
Глава III. Кинематика и динамика цепной передачи................... 102
Вид движения цепи при зацеплении............................... 102
Неравномерность движения в цепных передачах................. 105
Динамические нагрузки........................................... ИЗ
Скорость удара шарниров цепи и зубьев звездочки................ 119
Скорость удара при зацеплении втулочных и втулочно-роли-
ковых цепей.............................................. 119
Скорость удара при зацеплении зубчатых цепей ............ 122
Живая сила удара и максимально допустимые скорости движения 123
Глава IV. Профилирование зубьев звездочек.......................... 127
Профили зубьев <вездочек для втулочных и втулочно-роликовых цепей 127
Профили зубьев звездочек для зубчатых цепей.................... 137
250
Глава V. Износ цепных передач..................................... 146
Существующие принципы подбора цепей........................... 146
Проблема изучения износа цепей ............................... 148
Виды и характер износа элементов цепной передачи ............. 152
Факторы, влияющие на работу цепной передачи................... 154
Целевая установка и методические предпосылки при изучении износа
приводных цепей............................................... 154
Зависимость между удельной работой трения и основными пара-
метрами передач............................................... 155
Глава VI. Конструкции испытательных стендов.................. 160
Стендовое оборудование и его классификация.................... 160
Стенды для комплексного испытания цепей в передачах........... 160
Стенды для форсированного испытания отдельных шарниров на износ 170
Приспособления для испытания цепей на прочность соединений ... 172
Стенды для исследования ударной прочности роликов и втулок ... 173
Пульсаторы для испытания образцов цепей на усталостную прочность 175
Глава VII. Экспериментальное исследование работоспособности цепей 180
Цель проведения исследований и основные методические установки 180
Метрологическое исследование цепей ........................... 180
Металлографическое исследование деталей цепей ................ 184
Испытание втулочно-роликовых цепей па износ................... 186
Испытание зубчатых цепей на износ............................. 198
Испытание втулочно-роликовых цепей на прочность соединений . . . 201
Испытание роликов на ударную прочность........................ 202
Испытание втулочно-роликовых цепей на усталостную прочность 204
Испытание зубчатых цепей на усталостную прочность............. 206
Глава VIII. Расчет на износ цепных передач........................ 209
Зависимости, определяющие допускаемую нагрузку для различных
цепей нормальных передач...................................... 209
Определение допускаемой нагрузки для цепей специальных передач 214
Передаваемое цепью усилие и допускаемая нагрузка............ 215
Критерий износа и опытные данные.............................. 216
Влияние параметров передачи па продолжительность работы цепи 218
Рекомендуемый метод подбора цепей и расчета па износ цепных передач 220
Примеры расчета............................................... 222
Глава IX. Основы расчета приводных цепей на статическую и уста-
лостную прочность................................................. 230
Статическая и усталостная прочность цепей .................... 230
Факторы, влияющие на усталостную прочность цепей.............. 230
Изменение натяжения цепи в процессе работы.................... 233
Определение времени и числа циклов нагрузки .................. 234
Расчет втулочно-роликовых цепей на прочность.................. 235
Расчет зубчатых цепей на прочность....................... . . 237
Определение допускаемых для цепей нагрузок.................... 241
Примеры расчета.............................................. 243
Приложение.................................................... 246
Литература ................................................... 247
Николай Васильевич Воробьев
«ЦЕПНЫЕ ПЕРЕДАЧИ»
Технический редактор Н. В. Тимофеева
Корректор П. А. Пирязев
Переплет художника 10. В. Соколова
Сдано в производство 25/IV 1967 г.
Подписано к печати 4/IV 1968 г.
Т-04994 Тир. 20000 экз. Печ. л. 15.75
Бум. л. 7,88 Уч.-изд. л. 15,75
Формат 60x9041® Цена 1 р. 09 к.
Зак. № 1605
Издательство «МАШИНОСТРОЕНИЕ»,
Москва, Б-66, 1-й Басманный пер., 3
Ленинградская типография № 6
Главполиграфпрома Комитета по печати
при Совете Министров СССР
Ленинград, ул. Моисеенко. 10