Розрахунок пасових передач на тягову здатність і довговічність

Основними критеріями роботоздатності пасових передач є такі: тягова здатність або міцність зчеплення паса зі шківами; довговічність паса. Якщо не буде забезпечено перший критерій, пас почне буксувати, а якщо другий, – пас буде швидко руйнуватись.

Розрахунок пасової передачі на тягову здатність є основним. Паси існуючих типів, що розраховані на тягову здатність у заданих умовах експлуатації, мають мініма–льно потрібну довговічність.

Розрахунок пасової передачі на тягову здатність базується на експеримента–льних даних для існуючих типів пасів. Дослідним шляхом встановлюється взаємо–зв'язок відносного ковзання ε паса та ККД передачі ηіз коефіцієнтом тяги φ (рис. 21.19).

Коефіцієнт тяги φ – це відношення корисного навантаження паса до суми сил натягу віток передачі:

φ = F_t /(F_l + F₂) = F_t/(2F₀) = σ_t/2σ₀. (21.27)

За цим параметром можна визначити частину попереднього натягу F₀, яка використовується для передавання корисного навантаження F_t, тобто характеризує ступінь завантаженості передачі.

Графіки, що зображені на рис. 21.19, називаються кривими ковзання та ККД пасової передачі.

Із збільшенням корисного навантаження F_t, для деякого заданого попереднього натягу паса F₀, тобто із збільшенням коефіцієнта тяги φ від 0 до φ₀, спостерігається тільки пружне ковзання паса у передачі. Подальше збільшення навантаження F_t спричинює часткове буксування паса,

а при φ > φ_тах – повне буксування паса на шківах. У межах φ₀ – φ_тах спостерігаються пружне ковзання і буксування паса (пружне ковзання і буксування розділені продовженим штриховою лінією графіком).

Робоче навантаження в передачі рекомендують вибирати близьким до критичного значення коефіцієнта тяги φ₀. Такому значенню φ відповідає також і максимальне значення ККД η передачі. Для плоскопасових передач η_тах= 0,97...0,98, а для клинопасових передач η_тах = 0,94...0,96.

Роботу пасової передачі в зоні часткового буксування допускають тільки при короткочасних перевантаженнях, наприклад при пуску передачі. В цій зоні ККД різко спадає за рахунок збільшення втрат на ковзання паса, а сам пас швидко спрацьовується Часткове буксування характеризує здатність передачі сприймати короткочасні перевантаження. Відношення φ_тах /φ_о для різних пасів: плоских гумотканинних – 1,15...1,30; плоских бавовняних– 1,25...1,40; плоских шкіряних– 1,35...1,50; клинових– 1,50...1,60.

Середні значення критичного коефіцієнта тяги φ₀, які дістають експериментальним шляхом, для пасів: гумотканинних та шкіряних –0,6; бавовняних –0,5; клинових – 0,7.

За критичним коефіцієнтом тяги φ₀ можна визначити оптимальне корисне навантаження F_toпри певному попередньому натягу F₀віток (або інші оптимальні параметри, такі як корисне напруження σ_to або потужність Р₀, яку передає один пас):

F_to = 2 F₀ · φ_о. (21.28)

Вибір попереднього натягу F₀віток паса має суттєве значення для роботи пасової передачі. При малих значеннях F₀ для взятого типу паса будемо мати відповідно малу корисну силу F_to, зате достатньо високу довговічність паса і, навпаки, при високих значеннях F₀ – недостатню довговічність паса та значні навантаження на вали передачі і їхні опори. Для різних типів пасів розроблені відповідні рекомендації для вибору F₀ або σ₀, що забезпечують достатню тягову здатність паса та допустиму його довговічність.

Розрахунок пасових передач на довговічність.

Пас працює при змінних напруженнях, до того ж один цикл напружень відповідає повному пробігу паса (див. рис. 21.16). Посередня оцінка довговічності паса може бути зроблена за умовою обмеження числа пробігів паса ів одиницю часу, с^–1

і = ν / l ≤ [і] (21.29)

де v– швидкість паса, м/с; 1– довжина паса, м.

Допустиме число пробігів паса рекомендують брати:

[і]= (5... 6) с^–1 для плоских гумотканинних пасів;

[і]= (12... 15) с^–1 для клинових пасів.

Якщо умова (21.29) виконується, то вважають довговічність паса задовільною. Підвищити довговічність паса можна збільшенням міжосьової відстані передачі, тобто довжини паса.

Руйнування пасів обумовлене явищами втоми і для матеріалів пасів справедливе відоме рівняння кривої втоми:

σ^m_max· N = σ^m_N · N₀ (21.30)

де σ_max – максимальне напруження у пасі при роботі передачі; N– загальне число циклів зміни напружень до руйнування паса; σ_N– обмежена границя витривалості паса при базі випробувань N₀=10⁷; т – показник степені кривої втоми паса.

Якщо позначити строк служби паса h, год, та припустити, що за один пробіг паса число циклів напружень п (п – число шківів у передачі), то загальне число циклів зміни напружень до руйнування паса

N = 3600 · і · n · h · v, (21.31)

де v – коефіцієнт, що враховує різний ступінь впливу напружень згину в пасі на малому та більшому шківах:

v = 1 при u = 1; v = 0,8 при u = 1,5; v = 0,6 при u = 2; v = 0,5 при u = 3.

Підставляючи вираз (21.31) у рівняння (21.30), знайдемо строк служби паса:

h = 10⁷ · (σ_N/σ_max)^m/(3600 · і · n · v). (21.32)

Максимальне напруження у пасі при роботі передачі визначається за формулою (21.18). Залежність (21.32) є наближеною, але вона дозволяє зробити порівняльну оцінку довговічності пасів різних варіантів пасових передач та проаналізувати вплив окремих складових максимального напруження на довговічність пасів.

Середній строк служби пасів при усереднених режимах навантаження згідно з ГОСТ 1284.2–89 становить 2000 год.

Зубчасто–пасові передачі

У зубчасто–пасовій передачі плоский пас на внутрішньому боці має зубці трапецієвидної форми, а шківи – відповідні їм зубці на ободі (рис. 21.21). Отже, передача працює за принципом зачеплення, а не тертя. До пасових передач вона належить умовно тільки за назвою та формою тягового органу.

Зубчасто–пасові передачі мають малі габаритні розміри, в них відсутнє ковзання паса на шківах, можна забезпечити великі передаточні числа (u ≤ 12), ККД досягає 0,92...0,98, на вали передаються значно менші навантаження.

Використання принципу передачі руху зубчастим пасом було запропоновано давно, але його практичне використання стало можливим тільки з появою нових матеріалів – високоякісних пластмас. Зубчасті паси виготовляють із еластичної маслостійкої гуми або пластмаси і армують сталевими тросиками або поліамідними нитками (рис. 21.21). Шківи можна виготовляти із сталі, чавуну, легких сплавів та пластмас.

Згідно з діючими галузевими стандартами основні параметри зубчасто–пасової передачі беруть такі: модуль зубців m = Р/π, де Р – крок зубців паса; висота зубців h = 0,6т; найменша товщина зубців s = m; кут профілю зубців 2β= 50 або 40°; товщина паса у впадинах Н = т + 1 мм; розрахункова довжина паса / = πmz_п, де z_п – число зубців паса. Рекомендують такі значення модулів т, мм: 2; 3; 4; 5; 7 і 10. Мінімальні числа зубців меншого шківа: z_t = 16...20 при т – (2...5) мм; г_г = 20...26 при т = (7...10) мм.

Діаметри ділильних кіл шківів d₁ = mz₁; d₂ = mz₂.(21.40)

Зовнішні діаметри шківів для зубчастих пасів d_a₁ = d₁–2∆;d_a₂, = d₂ –2∆, (21.41)

де при діаметрі тросика 0,3...0,4 мм ∆ = 0,6 мм, а при діаметрі тросика 0,65...0,80 мм

∆ = 1,3 мм. Між пасом та шківом рекомендуються зазори: бічний f = (0,25... 0,40)т і радіальний е = (0,25...0,35)т.

ЛЕКЦІЯ 5

ЛАНЦЮГОВІ ПЕРЕДАЧІ