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 і в 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.

ЛАНЦЮГОВІ ПЕРЕДАЧІ