Зірочки до ланцюгів

Колеса ланцюгових передач на відміну від зубчастих називаються зірочками. Довговічність і надійність ланцюгової передачі значно залежать від правильного вибору форми зуба, матеріалу, термообробки і точності виготовлення зірочок. Форма зуба визначається повздовжнім профілем, що є основним поперечним профілем і профілем перетину зуба в плані. Для нормальної взаємодії з ланцюгом форма зуба зірочок повинна забезпечити плавне зачеплення з ланками ланцюга, мінімальні контактні зусилля й усунути можливість зіскакування зношеного ланцюга з зірочки при збільшенні кроку ланцюга в межах установленої норми. Поряд із цим форма зуба повинна бути простою у виготовленні.

Найбільш повно зазначеним вимогам відповідає форма зуба з увігнуто-опуклим основним профілем (рис. 18.2), параметри якого регламентуються ДСТУ 591–69. Стандарт установлює два профілі зубів зірочок: без зміщення центрів дуг западин і зі зміщенням центрів дуг западин. Зірочки з профілем без зміщення центрів дуг западин рекомендується застосовувати в особливо точних передачах. У бурових установках застосовуються зірочки зі зміщеними центрами дуг западин, що відрізняються тим, що западина зуба окреслюється з двох центрів, зміщених на розмір e=0.03t

Розрахунок і побудова теоретичного (вихідного) профілю зубів виконуються відповідно до рис. 18.2 і таблиці 18.2. Діаметр окружності виступів варто обчислювати з точністю до 0,1 мм, інші лінійні розміри – до 0,01 мм, а кутові – до 1°. Розрахунок і побудова основних розмірів зубів і вінців однорядної, дворядної і багаторядної зірочок у поперечному перетині варто виконувати відповідно рис. 18.3 і табл. 18.3.

Найбільш поширені зірочки, у яких перетин зуба в плані являє собою прямокутник (рис.18.4, а). Для усунення перекосів при контакті роликів ланцюга з зубами зірочки необхідно забезпечити перпендикулярність утворюючого зуба до торця вінця і паралельність з віссю отвору ступиці. Опукла форма перетину зуба (рис. 18.4, в), яка забезпечує нормальну роботу передачі у випадку відносного зміщення зірочок, більш складна у виготовленні

а — без зміщення центрів дуг впадин; б — із зміщенням центрів дуг впадин

Рисунок 18.2 — Профіль зубців зірочок

Таблиця 18.2

Параметри	Розрахункова формула
Крок ланцюга t	За ДСТУ 21834 – 76
Діаметр ролика ланцюга d	То ж
Число зубів z	По конструктивних розуміннях
Діаметр ділильного кола dд
Діаметр заокруглень виступів D_e
Діаметр заокруглень западин D_i
Найбільша хорда (для контролю зірочок із непарним числом зубів) L_X
Радіус западини r
Радіус сполучення r₁
Радіус голівки зуба r₂
Половина кута западини a
Кут сполучення b
Половина кута зуба j
Пряма ділянка профілю FG
Відстань від центру дуги западини до центру дуги голівки зуба ОО₂
Зміщення центрів дуг западин e
Координати крапок:
x₁
y₁
x₂
y₂

Таблиця 18.3

Параметри	Розрахункова формула
Діаметр валика ланцюга d	За ДСТУ 21834 – 76
Ширина пластини b	То ж
Відстань між внутрішніми пластинами bвн	-//-
Відстань між осями ланцюга А	-//-
Радіус заокруглення зуба (найменший) r₃
Відстань від вершини зуба до лінії центрів дуг заокруглень h
Діаметр ободу (найбільший) D_c
Радіус заокруглення r₄ при кроку t
£35 мм
>35 мм
Ширина зуба зірочки:
Однорядної b₁
дво- і трирядної b₂
Багаторядної b_n
Ширина вінця багаторядної зірочки B_n

Спотворення профілю зубів зірочок погіршує роботу передач і приводить до передчасних руйнувань ланцюга. Тому матеріал і термообробка повинні забезпечити міцність і зносостійкість зубів. У ланцюгових передачах бурових установок зірочки виготовляють із сталей марок 40Х, 40Г2, 50Г2, 35ГС, 40ХНЛ9Ф із поверхневим загартуванням до твердості HRC42–52. Граничні відхилення і допуски на крок, діаметр заокруглень виступів, западин і інші конструктивні розміри зубів у залежності від кроку і числа зубів зірочки регламентується ДСТУ 591–69.

18.4 Основні силові і кінематичні характеристики

Працюючий ланцюг випробовує навантаження від натягів у головних і відомих гілках. У відомій гілці діють натяги від відцентрових сил і провисання ланцюга:

18.1

де Р_ц – натяг, що викликається відцентровими силами; Рf – натяг від провисання ланцюга.

Натяг, що викликається відцентровими силами,

18.2

де q – маса 1 м ланцюга;

u - швидкість ланцюга, м/с.

Натяг від провисання відомої гілки

18.3

де А – міжосьове відстань, м; Кf =1+5cos²g - коефіцієнт, що враховує кут g нахилу лінії центрів зірочок до обрію.

У головній гілці навантаження Р₁ підсумовується з корисного зусилля Р, динамічного навантаження Р_Д і натяги Р₂ відомої гілки:

18.4

Динамічні навантаження викликаються нерівномірністю руху ланцюга і відомої зірочки, технологічними похибками, допущеними при виготовленні і монтажі ланцюга і зірочок. На динаміку ланцюгових передач погано впливає відносне подовження ланцюга в результаті зносу його шарнірних з’єднань. Довжина головної гілки ланцюгової передачі змінюється також внаслідок радіального биття валів, зубчастих вінців і наявності зазорів між ступицею зірочки і валом. Тому похибки виготовлення і монтажу ланцюгових передач повинні бути в межах значень, що допускаються. На практиці при розрахунку ланцюгових передач бурових установок динамічні навантаження враховуються коефіцієнтом перевантаження.

Деталі ланцюга витримують повторно-перемінні асиметричні навантаження. Для ланцюга середнє навантаження

18.5

а амплітуда

18.6

Однократна зміна навантажень, що відбувається за один оберт ланцюга, відповідає одному циклу навантаження. Період одного циклу Т_Ц залежить від довжини і швидкості ланцюга:

18.7

звідки

де L і L_t – довжина замкнутого контуру ланцюга, у мм і кроках; u=ztn/60 – середня швидкість ланцюга, мм/хв; t – крок ланцюга, мм; n – частота обертання зірочки, об/хв.

За час Т (в год) число циклів навантаження

18.8

З отриманої формули випливає, що протягом заданого часу число навантаження одночасно працюючих ланцюгів мо-же бути різним у зв'язку з їх різною довжиною і швидкістю.

Передатне число визначається з рівності середньої швидкості ланцюга на швидкохідній і тихохідній зірочках:

звідки

де n₁, z₁ – частота обертання і число зубів швидкохідної зірочки; n₂, z₂ – те ж, тихохідної зірочки.

У межах одного оберту дійсна швидкість ланцюга змінюється внаслідок того, що, власне кажучи, зірочка не є циліндром, а багатогранником. Із збільшенням числа зубів зірочки швидкість стає більш рівномірною, що сприяє зниженню рівня динамічних навантажень у ланцюзі й інших елементах приводу.

Співвідношення між моментом М (у кН×м) і переданої потужності N (у кВт) визначається по відомій формулі

18.9

Корисне зусилля або навантаження на ланцюг

18.10

де dд – діаметр ділильної кола зірочки.

З трикутника з вершинами в центрі зірочки й у центрах двох суміжних шарнірів ланцюга, що знаходяться в зачепленні з зірочкою на її ділильному колі

18.11

Приймаючи одержуємо

Момент на ведомому валі

18.12

ККД ланцюгової передачі залежить від втрат потужності на тертя в шарнірах ланцюга і підшипниках. Для точно виготовлених передач на підшипниках кочення зі струминною змазкою ланцюга ККД складає 0,96-0,98. У розрахунках ланцюгових передач бурових установок незалежно від кроку і числа рядів ланцюга приймається h=0.97. Розрахункове навантаження на вали ланцюгової передачі декілька більше корисного колового зусилля внаслідок натягу ланцюга від ваги і дорівнює для горизонтальної передачі ; для вертикальної передачі .

18.5 Вибір основних параметрів і розрахунок ланцюгових передач на міцність

Ланцюгові передачі бурових установок розраховують і проектують відповідно до галузевого РТМ 26-02-14-82. Число зубів зірочок вибирають з врахуванням кінематики бурової установки, переданого навантаження (потужності), габаритів і інших конструктивних вимог. Число зубів меншої зірочки, що у передачах бурових установок переважно є головної, обмежується значеннями, приведеними нижче.

Крок ланцюга, мм	25,4	31,75	38,1	44,45	50,8	63,5
Мінімально припустиме число зубів меншої зірочки

У приводі бурових насосів внаслідок підвищених вимог до плавності роботи число зубів меншої зірочки рекомендується приймати не менше 25. Число зубів зірочок впливає на довговічність і надійність ланцюгових передач. Зі збільшенням числа зубів зірочок підвищується лінійна швидкість ланцюга і при заданому обертовому моменті пропорційно знижується натяг ланцюга.

При цьому одночасно зменшуються кути повороту в шарнірах ланцюга і робота сил тертя, а також контактний тиск і сила удару при зачепленні роликів ланцюга з зубами зірочок. Усе це сприятливо позначається не тільки на довговічності і надійності ланцюгових передач, але і на рівномірності обертання і безшумності роботи передачі і повинно враховуватися при виборі числа зубів зірочок.

Число зубів великої зірочки обмежується зміщенням ланцюга по профілю зубів при зносі і витягуванні ланцюга. При більшому числі зубів навіть невелике витягування ланцюга приводить до значного зміщення ланцюга по профілю зубів зірочки. В результаті цього порушується нормальне зачеплення і скорочується термін служби ланцюгів. Відповідно до сталої практики в бурових установках, число зубів більшої зірочки приймається не більш 80-85. Передатне число не перевищує 4,5 і обмежується габаритами передачі, що допускаються, і кутом обхвату зірочок ланцюгом.

Рисунок 8.5. Графік для визначення граничної частоти обертання меншої зірки ненавантаженої ланцюгової передачі

Переважно непарне число зубів зірочок і особливо малої зірочки. Сполучення парного числа ланок ланцюга з непарним числом зубів зірочок сприяє рівномірному зносу ланцюга і зубів. Найбільш сприятливі у відношенні зносу числа зубів малої зірочки з ряду простих чисел. При відсутності конструктивних обмежень по габаритах число зубів меншої зірочки рекомендується вибирати в залежності від передатного числа:

i
Z₁

Крок ланцюга вибирають залежно від частоти обертання меншої зірочки. На рис. 18.5 приведена діаграма граничної частоти обертання меншої зірочки ненавантаженої ланцюгової передачі для нормальних і важких типів ланцюгів різного кроку. Перевищення встановленої для кожного кроку ланцюга граничної частоти обертання меншої зірочки не допускається, тому що це приводить до передчасного виходу з ладу ланцюга в результаті руйнувань і заїдання у її шарнірних парах. Знаючи число зубів і частоту обертання меншої зірочки, по діаграмі (рис. 18.5) можна вибрати необхідний крок ланцюга.

При роботі передачі під навантаженням крок ланцюга вибирають з умов:

- у приводі бурових насосів і ротора, що характеризується тривалим режимом роботи n_max³1.25n;

- у приводі піднімального механізму, що відрізняється повторно-короткочасним режимом роботи n_max³1.11n (n – максимальна частота обертання меншої зірочки; n_max – гранична частота обертання меншої зірочки з заданим числом зубів і обраного кроку ланцюга при навантаженій передачі), визначається по малюнку 18.5.

При виборі кроку ланцюга враховують міжцентровану відстань передачі і переданої потужності. Для дволанкових ланцюгових передач обраний крок повинен задовольняти умову [12]:

18.13

де А – міжцентрова відстань.

Якщо за умовами міцності може бути використаний ланцюг із меншим кроком, її варто приймати як більш кращу в порівнянні з ланцюгом більшого кроку, обраного по частоті обертання зірочки.

Число рядів вибирають на основі розрахунку ланцюга на статичну міцність або витривалість і зносостійкість. Ланцюги розраховують на міцність по граничних навантаженнях, що викликає в небезпечних перетинах деталей граничні напруги, рівні межі міцності або межі утоми:

18.14

де Р_ПР – граничне навантаження;

s_ПР – гранична напруга;

F – площа небезпечного перетину деталей ланцюга, що залежить від типу і кроку ланцюга.

Площа небезпечних перетинів роликових ланцюгів визначається по формулах:

для внутрішніх пластин

; 18.15

для зовнішніх пластин

18.16

де m – число однойменних пластин в одному ряду;

b – ширина вушка внутрішньої пластини;

b₁ – ширина вушка зовнішньої пластини;

dвт – зовнішній діаметр втулки;

d – діаметр валика;

s – товщина пластини.

У розрахунках на статичну міцність граничне навантаження можна знайти по межі міцності матеріалу пластин, а в розрахунках на витривалість – по граничній амплітуді напруг проміжних пластин. Як вказувалося раніше, для ланцюгів бурових установок гранична амплітуда проміжних пластин приймається рівною 50 МПа.

Знаючи число зубів і крок зірочки, розрахунок ланцюга на міцність зручно виконувати по граничному моменті:

18.17

де dд – діаметр ділильного кола;

z₁ – число зубів меншої зірочки;

t – крок зірочки (ланцюга).

Гранична потужність, передана ланцюгом заданого типорозміру:

18.18

де w₁, n₁ – кутова швидкість і частота обертання меншої зірочки.

Ланцюги розраховують на статичну міцність незалежно від числа циклів їхнього навантаження. Умова статичної міцності ланцюга визначається виразом

18.19

де S – коефіцієнт запасу по руйнуючому навантаженню;

_Р – руйнуюче навантаження;

Р_max – максимальне навантаження;

[S]=3.5 – коефіцієнт запасу, що допускається, по руйнуючому навантаженню.

Максимальне навантаження на ланцюг визначається:

— у приводі піднімального механізму – по максимальному навантаженню на гаку для відповідної швидкості підйому;

— для тихохідної передачі на піднімальний вал – по навантаженню , що допускається, на гаку;

— у приводі бурових насосів і ротора

18.20

де Р – навантаження на ланцюг, розрахований виходячи з потужності або моменту, переданих насосу і столу ротора;

К_П – коефіцієнт перевантаження.

Навантаження на ланцюг або корисне колове зусилля визначається по радіусі ділильного кола зірочки і складають залежно:

— від обертального моменту

; 18.21

від потужності

18.22

де М – момент, що крутить переданою зірочкою;

N - потужність, передана ланцюгом;

Р - навантаження на ланцюг;

t - крок ланцюга;

z - число зубів зірочки;

n - частота обертання зірочки.

Значення коефіцієнта перевантаження К_П, що враховує вплив на статичну міцність і витривалість динамічних навантажень, для ланцюгових передач бурових установок із дизельно-гідравлічним приводом і електроприводом на постійному струмі приведені нижче.

Буровий насос	Двохпоршневий	Трьохпоршневий
Передача, що працює в приводі бурового насоса	1,80	1,55
Передачі, сумуючої трансмісії, що працюють у приводі бурових насосів, у випадку передач на насос
ланцюгова	1,8	1,55
клинопасова	1,4	1,25
Передачі, що працюють у приводі ротора	1,25
Передачі, що працюють у приводі піднімального механізму

При дизель механічному приводі й електроприводі на змінному струмі значення коефіцієнта перевантаження варто збільшити в 1,2 рази.

Досвід показує, що при достатньому мастилі працездатність ланцюгових передач лімітується опором пластин утоми. Відповідно до прийнятих рекомендацій, ланцюги розраховують на опір утоми, якщо число циклів їхніх навантажень N³10⁴. Формули, що визначають опір ланцюга втоми, приведені нижче.

Рисунок 8.6 Графік для визначення граничної потужності , яка передається одним рядом багаторядного ланцюга типу Н- 38,1

Коефіцієнт запасу

; 18.23

; 18.24

Рисунок 8.7. Графік для визначення граничного крутного моменту,якийпередається одним рядом багаторядного ланцюга типу Н- 38,1

⇐ Предыдущая 123 4 5 Следующая ⇒