Главная       Продать работу       Блог       Контакты       Оплата       О нас       Как мы работаем       Регистрация       Вход в кабинет
Тех. дипломные работы
   автомобили
   спец. техника
   станки
   тех. маш.
   строительство
   электроснабжение
   пищевая промышленность
   водоснабжение
   газоснабжение
   автоматизация
   теплоснабжение
   холодильники
   машиностроение
   др. тех. специальности

Тех. курсовые работы
   автомобили
   спец. техника
   станки
   тех. маш.
   строительство
   детали машин
   электроснабжение
   газоснабжение
   водоснабжение
   пищевая промышленность
   автоматизация
   теплоснабжение
   ТММ
   ВСТИ
   гидравлика и пневматика
   машиностроение
   др. тех. специальности

Тех. дополнения
   Отчеты
   Расчетно-графические работы
   Лекции
   Задачи
   Лабораторные работы
   Литература
   Контрольные работы
   Чертежи и 3D моделирование
   Тех. soft
   Рефераты
   Общий раздел
   Технологический раздел
   Конструкторский раздел
   Эксплуатационный раздел
   БЖД раздел
   Экономический раздел
   Экологический раздел
   Автоматизация раздел
   Расчетные работы

Гум. дипломные работы
   педагогика и психология
   астрономия и космонавтика
   банковское, биржевое дело
   БЖД и экология
   биология и естествознание
   бухгалтерский счет и аудит
   военное дело
   география
   геология
   государство и право
   журналистика и СМИ
   иностранные языки
   история
   коммуникации
   краеведение
   кулинария
   культура и искусство
   литература
   экономика и торговля
   математика
   медицина
   международное отношение
   менеджмент
   политология
   музыка
   религия
   социология
   спорт и туризм
   таможенная система
   физика
   химия
   философия
   финансы
   этика и эстетика
   правознавство

Гум. курсовые работы
   педагогика и психология
   астрономия и космонавтика
   банковское, биржевое дело
   БЖД и экология
   биология и естествознание
   бухгалтерский счет и аудит
   военное дело
   география
   геология
   государство и право
   журналистика и СМИ
   иностранные языки
   история
   коммуникации
   краеведение
   кулинария
   культура и искусство
   литература
   экономика и торговля
   математика
   медицина
   международное отношение
   менеджмент
   политология
   музыка
   религия
   социология
   спорт и туризм
   таможенная система
   физика
   химия
   философия
   финансы
   этика и эстетика
   правознавство

Гум. дополнения
   Отчеты
   Расчетные работы
   Лекции
   Задачи
   Лабораторные работы
   Литература
   Контрольные работы
   Сочинения
   Гум. soft
   Рефераты

Рефераты
   Авиация и космонавтика
   Административное право
   Арбитражный процесс
   Архитектура
   Астрология
   Астрономия
   Банковское дело
   Безопасность жизнедеятельнос
   Биографии
   Биология
   Биология и химия
   Биржевое дело
   Ботаника и сельское хоз-во
   Бухгалтерский учет и аудит
   Валютные отношения
   Ветеринария
   Военная кафедра
   ГДЗ
   География
   Геодезия
   Геология
   Геополитика
   Государство и право
   Гражданское право и процесс
   Делопроизводство
   Деньги и кредит
   ЕГЭ
   Естествознание
   Журналистика
   ЗНО
   Зоология
   Издательское дело и полиграф
   Инвестиции
   Иностранный язык
   Информатика
   Информатика, программировани
   Исторические личности
   История
   История техники
   Кибернетика
   Коммуникации и связь
   Компьютерные науки
   Косметология
   Краеведение и этнография
   Краткое содержание произведе
   Криминалистика
   Криминология
   Криптология
   Кулинария
   Культура и искусство
   Культурология
   Литература : зарубежная
   Литература и русский язык
   Логика
   Логистика
   Маркетинг
   Математика
   Медицина, здоровье
   Медицинские науки
   Международное публичное прав
   Международное частное право
   Международные отношения
   Менеджмент
   Металлургия
   Москвоведение
   Музыка
   Муниципальное право
   Налоги, налогообложение
   Наука и техника
   Начертательная геометрия
   Оккультизм и уфология
   Остальные рефераты
   Педагогика
   Политология
   Право
   Право, юриспруденция
   Предпринимательство
   Прикладные науки
   Промышленность, производство
   Психология
   психология, педагогика
   Радиоэлектроника
   Реклама
   Религия и мифология
   Риторика
   Сексология
   Социология
   Статистика
   Страхование
   Строительные науки
   Строительство
   Схемотехника
   Таможенная система
   Теория государства и права
   Теория организации
   Теплотехника
   Технология
   Товароведение
   Транспорт
   Трудовое право
   Туризм
   Уголовное право и процесс
   Управление
   Управленческие науки
   Физика
   Физкультура и спорт
   Философия
   Финансовые науки
   Финансы
   Фотография
   Химия
   Хозяйственное право
   Цифровые устройства
   Экологическое право
   Экология
   Экономика
   Экономико-математическое мод
   Экономическая география
   Экономическая теория
   Этика
   Юриспруденция
   Языковедение
   Языкознание, филология

Главная > Тех. дополнения > Лекции
Название:
ПАСОВІ ПЕРЕДАЧІ

Тип: Лекции
Категория: Тех. дополнения
Подкатегория: Лекции

Цена:
0 руб



Подробное описание:

ПАСОВІ ПЕРЕДАЧІ

Загальні відомості та класифікація пасових передач

Останнім часом пасові передачі застосовують досить широко, їх використовують у приводах електрогенераторів та різних металообробних верстатів, у робочих механізмах текстильної та паперової промисловості, у приводах вентиляційних систем, сільськогосподарських машинах та різних приладах, наприклад магнітофонах.

У найбільш вживаному вигляді (рис. 21.1) пасова передача складається з ведучого 1 і веденого 2 шківів та замкнутої форми приводного паса 3, що розміщується на шківах із деяким попереднім натягом. Вільна ділянка а паса, що набігає на ведучий шків, називається ведучою віткою паса, а вільна ділянка b, що набігає на ведений шків, називається веденою віткою.

Під час роботи передачі пас передає енергію від ведучого шківа до веденого за рахунок сил тертя, які виникають між пасом та шківами, тобто сили тертя забезпечують зчеплення паса зі шківами. У пасових передачах попередній натяг пасів створюється за рахунок їхнього пружного розтягу при одяганні на шківи або застосуванням спеціальних натяжних пристроїв. Пасові передачі не забезпечують жорсткого зв'язку між шківами через можливість проковзування паса на шківах. Тому у кінематично точних приводних механізмах пасові передачі застосовують дуже рідко.

Пасові передачі переважно використовують для передавання потужностей у діапазоні 0,2-50 кВт. Зустрічаються також передачі для потужностей 500 і навіть 1500 кВт, проте застосування їх має унікальний характер.

Передаточні числа пасових передач допускаються до 5-6, рідко до 10. Найвигіднішими є пасові передачі з передаточними числами U ≤  4.

Швидкість руху пасів у передачах загального призначення не перевищує 30 м/с. Спеціальні швидкохідні паси допускають при пониженій довговічності швидкості до 50 і навіть до 100 м/с.

ККД пасових передач різних типів становить близько 0,90-0,97.

Для оцінки пасової передачі порівняємо її із зубчастою передачею як найрозповсюдженішою.

Основні переваги пасової передачі:

До недоліків пасової передачі належать:


Пасові передачі можна класифікувати за формою поперечного перерізу паса, розміщенням валів у просторі та призначенням (табл. 21.1).

 

Елементи пасових передач

Приводні паси. У пасовій передачі тяговий орган – приводний пас – є найважливішим елементом, що визначає роботоздатність та довговічність передачі. До приводних пасів ставляться такі вимоги: висока тягова здатність, тобто достатнє зчеплення зі шківами; достатня міцність, стійкість проти спрацьовування та довговічність; невеликий модуль пружності матеріалу паса; низька вартість.

За матеріалом та конструкцією розрізняють приводні паси кількох типів. Найрозповсюдженіші з них стандартизовані.

Плоскі паси бувають гумотканинні (ГОСТ 23831-79), бавовняні суцільноткані, шкіряні (ГОСТ 18679-73) та паси із спеціальних синтетичних матеріалів.

Гумотканинні паси є досить розповсюдженими. Вони виготовляються трьох типів (А, Б і В) із кількох шарів міцної тканини, прогумованої вулканізацією. Нарізні паси типу А (рис. 21.2, а) мають кілька шарів плетеної бавовняної тканини (бельтінга), між якими розміщені для підвищення гнучкості прошарки з гуми. Краї пасів типу А покривають водостійкими компонентами. У пошарове загорнутих пасах типу Б (рис. 21.2, б) прокладки з бельтінга розміщуються таким чином: центральна прокладка охоплюється окремими кільцевими прокладками із взаємно зміщеними стиками. Ці паси виготовляють із гумовими прошарками і без них. Спіральне загорнуті паси типу В (рис. 21.2, в) виготовляють із одного куска бельтінгової тканини без прошарків між прокладками.

 


Усі типи гумотканинних пасів виготовляють як із гумовими обкладками, так і без них.

Тканина прокладок забезпечує гумотканинним пасам достатню міцність та довговічність, а гума є єднаючою речовиною паса як одного цілого і призначена захищати тканину від пошкоджень, а також забезпечувати підвищений коефіцієнт тертя між пасом та шківами.

Гумотканинні паси виготовляють завширшки 20-1200 мм із числом прокладок 2 – 9, завтовшки       1,25-2 мм кожна. Вони випускаються промисловістю у вигляді довгих стрічок. Тільки для підвищених швидкостей та для машин масового випуску гумотканинні паси можуть виготовлятись замкнутої форми завширшки 30; 40 і 50 мм, завтовшки 1,75; 2,5 і 3,3 мм  і завдовжки 500-2500 мм.

Із гумотканинних пасів переважне поширення набули паси типу А як найгнучкіші. Модуль пружності таких пасів E = 200...350 МПа. Допустима найбільша швидкість для пасів типу А – 30 м/с, типу Б – 20 м/с і типу В – 15 м/с.

Бавовняні суцільноткані паси виготовляють із бавовняної пряжі у кілька переплетених шарів певної ширини 30–250мм, завтовшки 4,5–8,5мм, їх застосовують переважно у передачах невеликої потужності при швидкостях до 25м/с. Для ро­боти в сирих приміщеннях або у хімічно активних середовищах, а також при температурах вище від 500 C бавовняні паси не використо­вують.

Шкіряні паси виготовляють із окремих нарізаних смуг шкіри скле­юванням їх спеціальним клеєм або зшиванням.

Стандартні шкіряні паси завширшки 20-300 мм і завтовшки 3-10 мм призначені для передавання малих та середніх потужностей.

Шкіряні паси мають високу тягову здатність, достатньо міцні і тому вони, особливо при роботі в умовах змінних навантажень. Вони можуть працювати при швидкостях до 45 м/с, однак через високу вартість шкіряні паси застосовують рідко.

Паси із синтетичних матеріалів є найперспективнішими. Вони мають високу статичну міцність та довговічність Армовані плівкові багатошарові паси на основі синтетичних поліамідних матеріалів мо­жуть працювати при швидкостях до 80 м/с і передавати потужність до 3000 кВт. Для підвищення тягової здатності синтетичних пасів використовують спеціальні фрикційні покриття їхніх робочих поверхонь.

Клинові паси нормального перерізу для приводів загального призначення стандартизовані           (ГОСТ 1284.1-89), їх виготовляють двох типів: кордтканинні та кордшнурові.

Кордтканинні клинові паси (рис. 21.3, а) складаються з кількох шарів прогумованої кордтканини 2, яка є основним елементом, що передає навантаження (вона розміщена приблизно симетрично до нейтрального шару перерізу паса), гумового або гумотканинного шару розтягу 1, який розміщується над кордом, гумового або рідше гумотканинного шару стиску 3 нижче корду, кількох шарів обгорткової прогумованої тканини 4.


Кордшнурові клинові паси (рис. 21.3, б) відрізняються від кордтканинних тим, що в них на місці шарів кордтканини передбачається один шар кордшнура 2 завтовшки 1,6-1,7 мм, шар розтягу 1 виконаний із гуми середньої твердості, а шар стиску 3 – з більш твердої гуми.

Згідно з ГОСТ 1284.1-89 клинові паси виготовляють семи різних за розмірами перерізів, які позначаються: O(Z), А(А), Б(В), В(C), Г(D), Д(E), E(EO). У дужках вказані позначення, що застосовуються у міжнародній практиці. Клинові паси виготовляють замкнутої форми з різними стандартними довжинами.

Кордшнурові паси як більш гнучкі га довговічні використовують у більш важких умовах роботи пасової передачі. Допускається максимальна швидкість для клинових пасів з перерізами O, А, Б і В – до 25 м/с, а для перерізів Г, Д і E – до 30 м/с.

У клинопасових передачах із шківами малих діаметрів використовують клинові паси з гофрами       (рис. 21.3, г).

Знаходять застосування також вузькі клинові паси з відношенням а/h ≈ 1,2 (для пасів нормального поперечного перерізу a/h ≈ 1,6) Вузькі паси передають у 1,5-2 рази більшу потужність, ніж звичайні, і допускають роботу при швидкостях 40-50 м/с. Такі паси умовно позначають: УО, УА, УБ і УВ. Вузькі клинові паси поступово витісняють паси нормальних перерізів. Перехід на вузькі клинові паси в автомобілях та сільськогосподарських машинах у зв'язку з більшою довговічністю цих пасів дозволив суттєво зменшити загальний випуск приводних пасів.


Поліклинові паси мають поздовжні клинові виступи на внутрішній стороні (рис. 21 4) і виконуються замкнутої форми.

У плоскій частині паса розміщуються кордшнур 1, який сприймає навантаження, і гумовий або гумотканинний шар розтягу 2. Ці паси поєднують переваги клинових пасів (підвищене зчеплення зі шківами) та гнучкість, характерну для плоских пасів, внаслідок чого мінімальний діаметр малого шківа можна назначити меншим і збільшувати передаточне число передачі до 12-15.

Згідно з ТУ 38-105763–84 застосовують поліклинові паси трьох поперечних перерізів: К, Л, M. Для перерізу К: t= 2,4 мм, H = 4,0мм, h = 2,35 мм, довжина – 400...2000 мм, число ребер – 2...36. Для перерізу M:       t = 9,5 мм, H = 16,7 мм, h = 10,35 мм, довжина – 1250...4000 мм, число ребер – 2...20.

Круглі паси виготовляють шкіряними, гумотканинними, бавовняними, капроновими. Найуживанішими є круглі паси діаметром 4-8 мм. Ці паси мають низьку несучу здатність і їх застосовують для передавання невеликих потужностей, найчастіше в різних передавальних пристроях приладів.


Ліпшими у роботі є паси із замкнутим контуром. Однак внаслідок особливостей технології виготовлення та дуже великого розсіювання можливих міжосьових відстаней передач плоскі паси, як указано вище, випускаються переважно у вигляді стрічки – у рулонах. При монтажі передачі кінці паса слід з'єднувати. Кінці паса з'єднують склеюванням та зшиванням або закріпляють металевими з'єднувачами (рис. 21.5).

Склеювання широко застосовують для гумотканинних та шкіряних пасів. Однорідні за матеріалом паси (шкіряні) склеюють по косому зрізу (рис. 21.5, а), а шаруваті паси – по ступеневому зрізу (рис. 21.5, б). Зшивання пасів виконують жильними струнами або шкіряними пасками (рис. 21.5, в).

Металеві з'єднувачі застосовують для всіх пасів, крім швидкохідних. З їхньою допомогою можна найшвидше виконати з'єднання кінців паса. На рис. 21.5, г показане з'єднання кінців паса за допомогою шарнірного з'єднувача, а на рис. 21.5, д – за допомогою болтів із закругленими планками.

Усі розглянуті з'єднання, особливо останні, так чи інакше підвищують жорсткість і масу паса у зоні з'єднання, що погіршує його роботу на шківах і не допустимо для передач, які працюють при значних швидкостях пасів (більш ніж 15 м/с).


Шківи пасових передач. Шків пасової передачі (рис. 21.6, а) у більшості випадків має обід 1, який безпосередньо несе пас, маточину 3, за допомогою якої шків розміщується на валу, та диск 2 (або спиці), що з'єднує обід із маточиною.

Форма робочої поверхні обода шківа визначається формою поперечного перерізу паса.

Для плоских пасів найбажанішою формою робочої поверхні шківа є гладка полірована поверхня Для зменшення спрацьовування паса, яке викликається пружним ковзанням, шорсткість робочої поверхні обода повинна мати  Rz < 10 мкм.

Щоб забезпечити центрування паса, робочу поверхню одного із шківів роблять випуклою (рис. 21.6, б), описаною в осьовому перерізі шківа дугою кола. Основні розміри шківів – діаметр d, ширина В (залежно від ширини паса Ь), а також стрілка випуклості обода у, регламентовані стандартами. Можна брати: В ≈ 1,1b + (5...8) мм; у ≈ B/200. Діаметри шківів вибирають із стандартного ряду.

Для клинових пасів робочою поверхнею є бокові сторони клинових жолобків на ободі шківа. Розміри та кількість жолобків визначаються профілем перерізу паса та кількістю клинових пасів, що одночасно працюють на шківі (рис. 21.6, в). Профіль перерізу клинового паса при згині на шківі спотворюється і тому кут клину паса (рис. 21.6, б) у порівнянні з початковим (φ0 = 40°) змінюється. Отже, кут φ профілю жолобків шківа беруть залежно від його діаметра. Для стандартних клинових пасів розміри жолобків шківів наведені у ГОСТ 20889-88.

Для круглих пасів мінімальний діаметр шківа  dmin ≥ 20d0, де d0 – діаметр паса. Профіль жолобків на шківі виконують напівкруглим або клиновим із кутом φ = 40° (рис. 21,6, г, д). Розміри жолобків обода шківа для поліклинових пасів вибирають згідно з ТУ 38-105763-84.

Шківи пасових передач виготовляють із чавуну, сталі, легких сплавів, пластмас.

Чавунні шківи найрозповсюдженіші. Використовують такі марки чавуну: СЧ 15 при швидкості паса      v ≤ 15 м/с; СЧ 18 при v = 15...30 м/с; СЧ 20 при v = 30...35 м/с. Заготовки шківів виготовляють литтям.

Сталеві шківи у більшості випадків виготовляють збірної конструкції зварюванням відштампованих окремих деталей. Тому вони відрізняються легкістю і використовуються при високих швидкостях пасів            (v ≤ 40 м/с). Інколи заготовками для шківів може служити сталеве литво або круглий прокат.

Шківи із легких сплавів виготовляють переважно із алюмінієвого литва. За конструкцією вони такі самі, як і чавунні, але з більш тонкими стінками. Оскільки шківи з легких сплавів у порівнянні із чавунними та сталевими мають меншу масу, то їх раціонально використовувати в першу чергу у швидкохідних передачах.

Пластмасові шківи здебільшого використовують при невеликих діамерах (до 300 мм) і виготовляють із текстоліту або волокніту, їх виготовляють збірної конструкції, де маточина із сталі або чавуну У порівнянні із металевими пластмасові шківи мають малу масу, а коефіцієнт тертя між пасом та шківом більший. Ці шківи ши­роко застосовують у швидкохідних пасових передачах.

Натяжні пристрої у пасових передачах застосовують для створення попереднього натягу, компенсації витягування паса в процесі його експлуатації, а також збільшення кутів охоплення шківів, які впливають на тягову здатність.

За конструкцією та принципом роботи натяжні пристрої можна поділити на три групи: полозки та хитні плити; натяжні та відтяжні ролики; пристрої з автоматичним регулюванням натягу паса.


Полозки (рис. 21.7, а) та хитні плити (рис. 21.7, б) є найпростішими натяжними пристроями, що використовуються у пасових передачах із регульованою відстанню між шківами. Ці пристрої прості за конструкцією і забезпечують сталість протягом деякого періоду експлуатації попереднього натягу паса. Тому їх раціонально використовувати у передачах з постійним у часі робочим навантаженням.

Натяжні ролики застосовують для пасових передач із постійною відстанню між осями шківів. Натяжний ролик – шків з гладким ободом, який притиснутий до зовнішньої поверхні веденої вітки паса близько меншого шківа і вільно обертається (рис. 21.8, а). Притискання ролика до паса може здійснюватись встановленим на важелі тягарцем або натягом відповідної пружини. У передачах з натяжним роликом збільшується кут охоплення малого шківа, поліпшується робота передачі з великим передаточним числом при малій відстані між осями валів. Однак ролик спричинює додатковий (і до того ж в обернену сторону) згин паса, що значно прискорює його руйнування.


Відтяжні ролики застосовують у клинопасових передачах (рис. 21.8, б). Тут пас зазнає лише односторонній згин, що значно менше впливає на його довговічність, проте зменшуються кути обхвату пасом шківів.

Натяжні та відтяжні ролики також раціонально застосовувати при постійному робочому навантаженні передачі, бо вони забезпечують постійний попередній натяг паса.

Значно ліпшими від описаних вище є натяжні пристрої з автоматичним регулюванням натягу паса.

Пружне ковзання паса та кінематика пасової передачі

Під час передавання робочого навантаження зусилля у ведучій та веденій вітках пасової передачі не рівні між собою. Порівняно із зусиллям попереднього натягу зусилля у ведучій вітці збільшується, а у веденій зменшується. Тому робота передачі з пружним пасом неминуче супроводжується пружним ковзанням паса на шківах.

Явище пружного ковзання паса під час роботи передачі пов'язане з тим, що сили натягу і відповідно відносне видовження ведучої та веденої віток паса неоднакові. На рис. 21.10 показано розподілення зусиль у пасі при передаванні робочого навантаження. При цьому позначено зусилля у ведучій вітці F1, а у веденій F2 . У відрізку паса, що знаходиться на ведучому шківі, зусилля (у напрямі руху паса) зменшується і відповідно пас скорочується, проковзуючи на шківі. На веденому шківі зусилля у відрізку паса (у напрямі його руху) збільшується і при цьому пас видовжується, випереджуючи шків що також спричинює ковзання паса на шківі.


Ковзання паса на шківі відбувається не на всій дузі обхвату α1 і α2 відповідно ведучого і веденого шківів, а тільки на деякій частині цих дуг β1 та β2. Дуги β1 і β2 називаються дугами ковзання. На рис. 21.10 короткими стрілками вказано напрям ковзання точок робочих поверхонь шківів щодо паса.

Сила тертя між пасом та шківом передається в основному на дузі ковзання, але частково через тангенціальну податливість паса і на дузі спокою. При розрахунках пасової передачі силу тертя на дузі спокою не враховують. Дуга ковзання завжди розміщена з боку збігання паса зі шківа, а дуга спокою – з боку набігання паса на шківи. Оскільки на дузі спокою ковзання не відбувається, то колова швидкість шківа дорівнює швидкості набіжної вітки паса.

У ненавантаженій передачі, тобто при Т1 = Т2 = 0, пружне ковзання відсутнє і відповідно дуги ковзання дорівнюють нулю. З ростом навантаження передачі дуга ковзання збільшується. Коли дуга ковзання досягне всієї дуги обхвату, починається буксування паса на шківі, що недопустиме в роботі передачі. Буксування паса в передачі завжди починається на шківі з меншим кутом обхвату.

За умовою неперервності руху паса відносне пружне ковзання дорівнює різниці відносних видовжень ε1 і ε2 відповідно ведучої і веденої віток паса:   

ε = εІ – ε2.                        (1)

Згідно з законом Гука відносні видовження віток можуть бути виражені через зусилля у вітках F1 і F2, площу перерізу А та модуль пружності матеріалу паса Е:

εІ = F1/(Е · А);    ε2 = F2/(Е · А).     (2)

Тому відносне ковзання паса в передачі можна визначити за формулою

ε = (F1–F2)/(E · A).                           (3)

Швидкість точок паса дорівнює коловій швидкості шківів тільки на дугах спокою. Але протилежні кінці кожної вітки дотикаються шківів у точках із різними коловими швидкостями. Зв'язок між цими швидкостями виражається залежністю

v2 = v1 (1–ε).                        (4)

Оскільки v1 = ω1d1/2 і v2 = ω2d2/2, передаточне число пасової передачі

U = ω12 = d2 /[d1 ( 1–ε )]            (5)

Для пасів у правильно відрегульованих пасових передачах відносне ковзання здебільшого не перевищує 0,015-0,020. Тому у силових пасових передачах допускається передаточне число визначати формулою 

U = d2/d1 .                (6)

Сили та напруження у вітках пасової передачі

Зусилля та напруження в пасі від його попереднього натягу. Для створення умов виникнення сил тертя між пасом та шківами пас треба одягти на шківи із деяким попереднім натягом. На рис. 21.11, а показана пасова передача у передпусковому стані, тобто без навантаження (ТІ = Т2 = 0) і в стані спокою. В цьому разі вітки паса навантажені тільки зусиллям попереднього натягу F0 яке спричинює в довільному поперечному перерізі площею А паса напруження попереднього натягу

σ0 = F0/А.                                 (7)

                           

Зусилля та напруження в вітках при передаванні робочого навантаження. Після прикладення робочого навантаження (обертові моменти Т1 на ведучому шківі і Т2 на веденому шківі) зусилля у вітках паса змінюється (рис. 21.11, б): у ведучій вітці зусилля збільшується і стає F1 а у веденій зменшується і стає F2. За умовою рівноваги шківа маємо: 

Т1 = (F1 – F2) · d/2   або     F1– F2 = Ft,                  (8)

де Ft = 2Т1/d1 – колова сила на шківі, або корисне навантаження паса.

Зв'язок між F0, F1 та F2 можна встановити з таких міркувань. Довжина паса не залежить від навантаження і залишається незмінною як у ненавантаженій, так і у навантаженій передачі. Відповідно додаткове витягування ведучої вітки компенсується рівним скороченням веденої вітки. Тому збільшення зусилля у ведучій вітці на ∆F забезпечує зменшення зусилля у веденій вітці на ∆F (при лінійній залежності між силою та деформацією), тобто         

F1 = F0 + ∆F;

F2 = F0 – ∆F.

Записані два рівняння дозволяють дістати вираз

F1+ F2 = 2F0.                      (9)

Тепер із рівностей (8) та (9) випливає

F1 = F0 + 0,5Ft;        F2 = F0 – 0.5Ft.       (10)

Ці два рівняння виражають сили натягу ведучої та веденої віток залежно від сили попереднього натягу F0 та корисного навантаження Ft, але не розкривають тягової здатності передачі, яка пов'язана з силами тертя між пасом та шківами.

Співвідношення сил натягів Fi ведучої та F2 веденої віток при роботі передачі (без урахування дії відцентрових сил) визначають за відомим рівнянням Ейлера, добутим для гнучкої нерозтяжної нитки, що ковзає по циліндричній поверхні.

Розглянемо відрізок паса, який знаходиться на шківі і обмежений центральним кутом dφ (рис. 21.12).

                    

Рис. 21.12.

На цей відрізок паса діють такі сили: dN – нормальна реакція шківа; F – біжуче значення натягу паса в перерізі, положення якого визначає кут φ ; F + dF – натяг паса в перерізі з координатою φ + dφ;  fdN – сила тертя на даний відрізок паса (f – коефіцієнт тертя між пасом та шківом).

Нехтуючи товщиною паса, запишемо умову рівноваги даного відрізку паса;

[F + fdN – (F + dF)] d/2 = 0   або    fdN = dF;

dN – F sin (dφ/2) – (F + dF) sin(dφ/2) = 0.

Відкидаючи у другій умові рівноваги члени другого порядку малості (dF sin (dφ/2) ≈ 0) та беручи        sin (dφ/2) ≈ dφ/2,  дістаємо  dN = Fdφ. Запишемо співвідношення  dF/F = fdφ. Інтегруючи ліву частину рівності від F2 до F1, а праву – від 0 до α, дістанемо:

;           ln (F1/F2) = fα;         F1/F2 = е f α.

Отже, маємо співвідношення між зусиллями у вітках паса з урахуванням сили тертя між пасом та шківом:             F1 = F2e f α,   (11)

де е – основа натурального логарифму; α – кут обхвату; f – приведений коефіцієнт тертя.

Співвідношення (11) називають формулою Ейлера.

Розв'язуючи сумісно рівняння (10) та (11), матимемо:

       ;       ;       .              (12)

Формули (12) визначають зв'язок сил натягу віток навантаженої силою Ft  пасової передачі з факторами тертя  f  і α.

Цей зв'язок справедливий за умови знаходження паса на грані буксування на шківі, тобто коли дуга ковзання β дорівнює дузі обхвату шківа α. Інакше кажучи, формули (12) визначають граничні співвідношення між зусиллями в пасі.

Якщо у формули (12) замість α підставити значення дуги ковзання β, то дістанемо не граничні, а біжучі, або робочі, значення натягу віток паса.

Напруження в поперечних перерізах ведучої та веденої віток можна знайти, поділивши праві та ліві частини рівнянь (10)1 на площу А перерізу паса:

σ1 = σ 0 + 0,5 · σt ,    σ 2 = σ 0 – 0,5 · σt ,                    (13)

де σt = Ft /A – напруження в пасі від робочого навантаження (корисне напруження в пасі).

Зусилля та напруження в пасі від дії відцентрових сил. Рух паса по криволінійних траєкторіях (на шківах) обумовлює появу відцентрових сил, які додатково навантажують пас Для визначення натягу паса Fv від дії відцентрових сил (рис. 21.13) виділимо елемент паса завдовжки dl = r · dφ i розглянемо рівновагу цього елемента.

Маса елемента паса dm = ρ·A·dl = ρ·A·r·dφде ρ – густина матеріалу паса.

На даний елемент паса діє відцентрова сила

Nν = (ν2/r) · dm = ρ·A·ν2 ·dφ

та спричинені цією силою зусилля додаткового натягу Fν (рис. 13). Проекціюючи всі діючі сили на напрям Nν, запишемо умову рівноваги

                                                                 Nν – 2Fν · sin · (dφ/2) = 0.

Якщо взяти sin (dφ/2) ≈ dφ/2 та підставити значення Nν, то дістанемо

ρ·A·ν2 · dφ – 2Fν · dφ/2 = 0.

Із цього рівняння матимемо формулу для визначення додаткового натягу паса від дії відцентрових силі   

Fν = ρ·A·ν2 .               (14)

Відповідно напруження у поперечних перерізах паса від дії на нього відцентрових сил

συ = 10–6 ρν2                 (15)

У формулах (14) та (15): ρ – у кілограмах на кубічний метр (кг/м3);  ν – у метрах на секунду (м/с);

A – у квадратних метрах (м2); σν – у мегапаскалях (МПа); Fν – у ньютонах (Н).

Із формул (14) та (15) видно, що зусилля Fν та напруження σν  від дії відцентрових сил не залежать від діаметрів шківів і однакові для всіх поперечних перерізів паса.

Відмітимо, що дія відцентрових сил негативно впливає на тягову здатність пасової передачі, оскільки ослаблюється притискання паса до шківів. Якщо Fν ≥ F0 або σν ≥ σ0 , то зникає взаємодія паса зі шківами. Критична швидкість паса визначається з умови συ = σ0   [10]:

               (16)

Для стандартних клинових пасів, які мають густину ρ = 1150 кг/м3 і мінімальне рекомендоване напруження попереднього натягу σ0 = 1,2 МПа, υкр = 32,3 м/с. Якщо швидкість клинового паса ν < 10 м/с, то    Fν ≤ 0,l F0 min. Шкідлива дія відцентрових сил на тягову здатність пасової передачі зменшується використанням відповідних натяжних пристроїв.

Напруження від згину паса на шківах. При обгинанні шківів у перерізах паса виникають напруження згину (рис. 21.14).

У плоскому пасі нейтральний шар у перерізі збігається з середнім шаром і найбільші напруження згину можна визначити за відомою з курсу опору матеріалів формулою    

σзг = Е (уmax/R).

Враховуючи, що радіус кривини нейтрального шару паса R ≈ d/2, а відстань максимально віддалених точок перерізу паса від нейтрального шару уmах = δ/2, дістанемо формулу для визначення напружень згину в пасі:

σзг = Е · δ/2,                (17)

де Е – модуль пружності матеріалу паса.

Основним фактором, який визначає напруження згину, є відношення товщини паса δ до діаметра шківа d. Чим менше це відношення, тим менше напруження згину у пасі.

Сумарні напруження в перерізах паса. Вище було встановлено, що в усіх перерізах паса навантаженої передачі діє однакове напруження σv; у перерізах ведучої вітки мають місце напруження σ1 а у перерізах веденої вітки – напруження σ2, різниця між якими дорівнює напруженню σt від корисного навантаження; у перерізах відрізків паса, розміщених на шківах, діють відповідні напруження σЗГ1 та σЗГ2. За цими складовими напружень можна побудувати діаграму розподілу напружень по довжині паса (рис. 21.15). Із діаграми розподілу напружень видно, що максимальне напруження має місце у ведучій (нижній) вітці в тому перерізі паса, який набігає на менший ведучий шків:

σмах = σІ + σv + σзгl = σ0 + 0,5·σt + σv + σзгl .          (18)

 


Мінімальне напруження виникає у перерізах веденої (верхньої) вітки паса:  

σміn = σ2 + σv  = σ0 – 0,5·σt + σv                  (19)

Оскільки пас рухається відносно шківів, напруження в його окремому поперечному перерізі не залишається постійним у часі. Характер зміни в часі сумарного напруження у довільному перерізі паса наведено на рис. 21.16.

Рис. 21.16.

Навантаження на вали пасової передачі. Сили натягу віток паса передаються на вали передачі та їхні опори. Відповідно до рис. 21.17, а рівнодійну R сил натягу F1 та F2 віток можна визначити за формулою

        (21.20)

Рис. 21.17, а.

Дію відцентрової сили тут у розрахунках можна не враховувати, оскільки при середніх швидкостях паса вона незначна і спричинює лише розвантаження валів (відцентрова сила зрівноважується у пасі).

У пасових передачах із натяжним роликом або у багатошківних передачах навантаження на вали доцільно визначати графічним способом за допомогою побудови плану сил (рис. 21 17, б).

 

Рис. 21 17, б.

Для цього треба накреслити у певному масштабі схему пасової передачі і попередньо визначити у вітках зусилля Fl та F2. З довільної точки на плані сил зображають напрями дії сил F1 та F2 (паралельно напрямам віток передачі у бік їхнього руху) і відкладають у масштабі на цих напрямах сили. Якщо з'єднати кінці відрізків, що зображають сили Ft та F2, то дістанемо напрям і у вибраному масштабі значення сил, якими на­вантажуються вали пасової передачі.

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 мінімально потрібну довговічність.

               Розрахунок пасової передачі на тягову здатність базується на експериментальних даних для існуючих типів пасів. Дослідним шляхом встановлюється взаємозв'язок відносного ковзання ε паса та ККД передачі η із коефіцієнтом тяги φ (рис. 21.19).

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

φ = Ft /(Fl + F2) = Ft/(2F0) = σt /2σ0.     (21.27)

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


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

Із збільшенням корисного навантаження Ft, 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 Ft спричинює часткове буксування паса, а при φ > φтах – повне буксування паса на шківах. У межах φ0 – φтах 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 ηтах= 0,97...0,98, а для клинопасових передач ηтах = 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 φтахо 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 Fto при певному попередньому натягу F0 віток (або інші оптимальні параметри, такі як корисне напруження σto або потужність Р0, яку передає один пас):

Fto  = 2 F0 · φо.                                   (21.28)

Вибір попереднього натягу F0 віток паса має суттєве значення для роботи пасової передачі. При малих значеннях F0 для взятого типу паса будемо мати відповідно малу корисну силу Fto, 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:

σmmax· N = σmN · N0                                 (21.30)

де σmax – максимальне напруження у пасі при роботі передачі; N – загальне число циклів зміни напружень до руйнування паса; σN – 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 · (σNmax)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.

Рис. 21.21.

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  l = πmzп, де zп – число зубців паса. Рекомендують такі значення модулів т, мм: 2; 3; 4; 5; 7 і 10. Мінімальні числа зубців меншого шківа: zt = 16...20 при т – (2...5) мм; гг = 20...26 при т = (7...10) мм.

Діаметри ділильних кіл шківів

d1 = mz1;   d2 = mz2.         (21.40)

Зовнішні діаметри шківів для зубчастих пасів 

da1 = d1 –2∆;    da2, = 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.




Комментарий:

ПАСОВІ ПЕРЕДАЧІ


Рекомендовать другу
50/50         Партнёрка
Отзывы