6 ПАСОВІ І ЛАНЦЮГОВІ ПЕРЕДАЧІ

6.1 Клинопасова передача

Паси. Клинові паси нормального перерізу стандартизовані (ГОСТ 1284.1-89) і виготовляються двох типів: кордтканинні (рис.12.4,а) і кордш-

Шківи. Форма робочої поверхні визначається формою поперечного перерізу паса. Діаметри шківів стандартизовані ГОСТ 17383-73.

57

Шківи пасових передач виготовляються із чавуну, сталі, легких сплавів, пластмас. Чавунні шківи найбільш розповсюджені і виготовляються з марок чавуну: СЧ15 при швидкості паса υ ≤15 м/с; СЧ18 при швидкості паса

υ = 15…30 м/с; СЧ20 при υ = 30…35 м/с.

Таблиця 6.2 - Стандартний ряд діаметрів шківів

Таблиця 6.3 – Розміри робочої поверхні шківа залежно від типорозміру паса (ГОСТ 20889-80)

Примітка: Ширина обода шківа В=(z-1)t+2s, де z – число пасів

Проектування клинопасової передачі. В основу розрахунку клино-

пасової передачі згідно з стандартом ГОСТ 1284.3 – 89, взято об’єднаний критерій – тягова здатність і довговічність пасів.

Повний розрахунок клинопасової передачі виконують у такій послідовності:

1. Визначити діаметри шківів і результати округлити до стандартних значень.

Діаметр меншого шківа d1 обмежується напруженнями згину у пасі.

58

де Т1 – крутний момент на ведучому шківу у Нм; d1 у мм.

Остаточно розмір d1 узгоджується з стандартом ГОСТ 20889 – 88 (табл.6.2). Діаметр більшого шківа визначають за передаточним числом d2' =u d1 і результат округлюють до стандартного значення.

Встановивши діаметри шківів, треба уточнити передаточне число u = d2 d1 . Фактичне значення u не повинно відрізнятись, від раніше визначеного у розд.2, більше ніж на ± 4% .

2. Визначити швидкість пробігу паса.

Швидкість паса дорівнює коловій швидкості шківа на дузі спокою

3. Вибрати тип паса в залежності від потужності і швидкості паса. Переріз паса вибирається за стандартом ГОСТ 1284.3 –89 (табл.6.4). Тип

перерізу Z необхідно використовувати для потужностей до 2 кВт, а тип ЕО – для потужностей понад 200 кВт.

4. Попередньо визначити міжцентрову відстань.

Для клинопасової передачі попередньо встановлюємо міжцентрову відстань за формулою:

59

6.Уточнити міжцентрову відстань.

Міжцентрова відстань пасової передачі за вибраними d1 , d2 , l

7. Обчислити кути обхвату.

Кути обхвату шківів пасом відповідно визначають за формулами:

60

8.Визначити оптимальну потужність, яка передається одним пасом. Залежно від діаметра ведучого шківа d1 і швидкості паса υ за допо-

могою табл.6.6 визначається оптимальна потужність Р0, яка передається одним клиновим пасом.

9. Визначити число пасів у передачі

Допустима потужність Padm , яку може передавати один клиновий пас в реальних умовах експлуатації визначається за формулою:

Padm =P0 Cα Cl C pCz . (6.8)

Тут P0 – оптимальна потужність, в кВт, яку може передавати один

клиновий пас, визначену у дослідних умовах ( d1 = d2 , α1 =α2 =1800 , базова довжина l0 паса). Вибирається за табл.6.6.

Cα – коефіцієнт, що враховує обхват пасом шківа:

Cα = 1−0,003(180°−α1 ).

За знайденою допустимою потужністю визначають число клинових

пасів

61

де Р1 – потужність на ведучому шківу, кВт; Визначене число пасів округлити до більшого цілого числа. Рекомен-

дують брати z ≤8 , через відхилення пасів у довжині.

10. Визначити силу попереднього натягу паса.

Тут υ - швидкість паса, у м/с; Р1 – потужність на ведучому шківу, у Вт; z – число пасів.

11. Визначити максимальні напруження у поперечному перерізі паса. На рис.6.4 зображена діаграма розподілу напружень по довжині паса.

Із діаграми видно, що максимальне напруження σmax виникає у перерізі паса, який набігає на ведучий шків.

σзг1 σ2

σзг2

συ

Тут A - площа перерізу паса (табл.6.1), у мм2, сили F0 і Ft у Н, а напруження σ0 і σt у МПа.

Напруження у перерізі паса від дії відцентрової сили інерції:

де συ - напруження, (МПа); ρ - густина матеріалу паса, (кг/м3), береться із табл.6.8; υ - швидкість паса, (м/с).

62

Максимальне напруження згину у поперечному перерізі паса визначаються за формулою:

де y0 – відстань зовнішньої точки перерізу паса до нейтрального шару; E –

модуль пружності матеріалу паса, (табл.6.8); ψ - коефіцієнт, який враховує

зменшення деформації при вулканізації паса у круглу форму

ψ =1− πdl 1 ,

де l – довжина паса.

12.Визначити число пробігів паса за одну секунду.

Попередня оцінка довговічності паса може-1бути виконана за умовою

обмеження числа пробігів паса за одиницю часу, с

де υ – швидкість паса, м/сl; l – довжина паса, м.

Допустиме число пробігів рекомендують брати для клинових пасів iadm = (12…15) с-1 .

13.Розрахувати довговічність паса.

Відомо, що руйнування пасів обумовлене явищами втоми і для матері-

алів пасів справедливе відоме рівняння кривої втоми

де σmax - максимальне напруження у пасі при роботі передачі; N - загальне число циклів зміни напружень до руйнування паса; σ N - обмежена границя

63

Припустивши, що за один пробіг паса число циклів напружень κ (κ - число шківів у передачі), то загальне число циклів зміни напружень до руйнування паса рівне

Підставляючи (6.18) у рівняння (6.17), знайдемо строк служби паса:

де λ - коефіцієнт, що враховує різний ступінь впливу напружень згину в пасі на малому та більшому шківах: λ = 1 при u =1; λ = 0,8 при u =1,5 ;

λ = 0,6 при u = 2 ; λ = 0,5 при u = 3 .

Робочий ресурс пасів має бути не менше 5000 годин при легкому режимі роботи, 2000 год. – при середньому і 1000 год. – при важкому режимі роботи.

6.2 Плоскопасова передача

Паси. Плоскі паси бувають гумотканинні (ГОСТ 23831-79), бавовняні суцільнотканинні, шкіряні (ГОСТ 18679-79) та паси із спеціальних синтетичних матеріалів. Гумотканинні паси виготовляють трьох типів А, Б, В із

кількох шарів тканини прогумованою вулканізацією.

Найбільша допустима швидкість для пасів типу А–30 м/с, Б – 20 м/с, В

– 15 м/с.

Бавовняні суцільнотканинні виготовляють із бавовняної пряжі. Використовуються у малопотужних приводах при швидкостях до 25 м/с.

Шкіряні паси виготовляють з окремих смуг шкіри склеюванням або зшиванням. Вони достатньо міцні, довговічні. Працюють при швидкостях до

45 м/с.

Найбільш широко використовуються гумотканинні паси. Технічна характеристика пасів виконаних із бельтінга наведена у таблиці 6.9.

Шківи. Один із шківів передачі (ведучий) виконують з гладким ободом, а другий (ведений) – опуклим (рис.6.6). Матеріал шківів: при коловій

64

швидкості до 30 м/с – чавун СЧ 15; при швидкості 30..50 м/с - сталь 25Л; для швидкохідних передач (>50м/с) – алюмінієві сплави.

Таблиця 6.9 - Гумотканинні паси з бельтінга БКНЛ-65

та Б-820 (ГОСТ 23831-79)

Таблиця 6.10 – Ширина В обода шківа залежно від ширини паса (ГОСТ 17383-73)

Таблиця 6.11 – Визначення стріли опуклості обода

65

розрахунок плоскопасової передачі виконують у такій послідовності:

d2' =u d1 і результат округлюють до стандартного значення.

Встановивши діаметри шківів треба уточнити передаточне число u = d2 d1 . Фактичне значення u не повинно відрізнятись, від раніше визначеного у розд.1, більше ніж на ± 4% .

2. Визначити швидкість пробігу паса.

Швидкість паса дорівнює коловій швидкості шківа на дузі спокою

5. Обчислити кути обхвату.

Кути обхвату пасом шківів відповідно визначають за формулами:

7. Попередньо вибираємо із табл.6.9, залежно від діаметра ведучого шківа

d1, пас з числом прокладок іп, для наперед вибраного f0. Перевіряємо виконання умови δ<0,025d1. Для вибраного паса із цієї ж таблиці виписати опти-

мальне питоме навантаження iп ft0 , яке може передаватись одиницею ширини паса з іп числом прокладок у типових умовах експлуатації.

8. Визначити допустиме питоме навантаження для реальних умов експлуатації.

66

Тут Cγ – коефіцієнт, що враховує нахил лінії центрів передачі до горизон-

ту:

Cγ =1, якщо γ = 0°…60°;

Cγ =0,9, якщо γ = 60°…80°;

Cγ =0,8, якщо γ = 80°…90°.

Cυ – коефіцієнт, що враховує вплив сил інерції:

Cυ = 1,04 −0,004υ2 .

Зміст і значення коефіцієнтів Cα і C p такі ж самі, що й для розрахунку

де συ - напруження, (МПа); ρ - густина матеріалу паса, (кг/м3), береться із

табл.6.7; υ - швидкість паса, (м/с).

Максимальне напруження згину у поперечному перерізі паса визнача-

67

12. Визначити число пробігів паса за одну секунду.

13.Розрахувати довговічність паса за формулою (6.19) Рекомендована довговічність h паса не менше 2000 годин.

14.Визначити навантаження, яке передається на вали передачі. Рівнодійна R сил натягу віток (рис.6.2)

6.3 Ланцюгова передача

Загальні відомості. Ланцюгова передача (рис.6.7) складається з ведучої 1 та веденої 2 зірок і ланцюга 3 у вигляді замкнутого контура, який знаходиться в зачепленні із зірочками. Вільний відрізок А ланцюга, що набігає

на зірочку 1, називається ведучою віткою, а другий вільний відрізок В лан-

68

ня механічної енергії від одного вала до другого. Нижче розглядатимуться тільки приводні ланцюги.

Найширше використання отримали наступні приводні ланцюги: втул-

кові ГОСТ 13568-75 (рис.6.8), роликові по ГОСТ 13568-75 (рис.6.9) і зубчасті ГОСТ 13552-81 (рис.6.10).

Основною геометричною характеристикою ланцюга є крок t, а основною міцністною характеристикою – розривне навантаження Fрн , яке визна-

чається дослідним шляхом на підприємствах, що їх виготовляють. У відповідності до міжнародних стандартів крок ланцюга t прийнято кратним дюй-

му: 8; 9,525; 12,7; 15,875; 19,05; 25,4 мм і т. д. або в дюймах 5/16; 3/8; 1/2; 5/8; 3/4; 1′ і т. д.

Втулкові ланцюги (рис.6.8) виготовляються з малим кроком t=9,525мм (додаток В )однорядними (ПВ) і дворядними (2ПВ). Область їх використання обмежена коловою швидкістю υ ≤ 10 м/с.

Роликові ланцюги (рис.6.9) на відміну від втулкових мають вільно посаджений на втулку ролик, у зв’язку з чим зносостійкість ланцюга і зірочки вища. ГОСТ 13568-75 передбачає наступні типи роликових ланцюгів (додаток В):

ПРЛ – однорядний легкий з діапазоном кроків t=15,875…50,8мм; ПР - однорядний нормальної серії з діапазоном кроків t=8,0…63,5мм;

2ПР - дворядний нормальної серії з діапазоном кроків t=12,70…50,8мм; 3ПР - трирядний нормальної серії з діапазоном кроків t=12,70…50,8мм; 4ПР - чотирирядний нормальної серії з діапазоном кроків t=19,50мм; ПРД - однорядний довголанковий з діапазоном кроків t=31,75…76,2мм; ПРИ - однорядний з криволінійними ланками і з діапазоном кроків

t=78,1…140мм;

Кінці ланцюга з’єднують за допомогою з’єднувальної ланки з шплінтами, якщо ланцюг має парне число ланок. Ланцюг з непарним числом ланок з’єднується через перехідну ланку. Перехідна ланка має меншу міцність ніж з’єднувальна, тому намагаються використовувати ланцюги з парним числом ланок.

Зубчастий ланцюг (рис.6.10) складається з набору пластин двох типів. Основні робочі пластини 1 мають зовнішні бічні плоскі поверхні, якими вони взаємодіють з двома зубцями зірочки Напрямні пластини 2 забезпечують центрування ланцюга відносно зірочок. Пластини з’єднуються двома призмами – видовженою 3 і внутрішньою 4. Кінці ланцюга з’єднані за допомо-

69

гою з’єднувальної призми 5, шайби 6 і шплінта 7.

Зубчасті ланцюги у порівнянні з роликовими допускають більш високі швидкості, вони більш плавні та безшумні, мають підвищену надійність через багатопластинчастість. Однак вони більш масивні, складніші у виготовленні і дорожчі. Стандартизовані тільки зубчасті ланцюги з шарнірами ко-

чення (ГОСТ 13552-81).

Пластини ланцюгів виготовляють із середньовуглецевих і легованих сталей 45, 50, 40Х, 40ХН. Валики, втулки і призми переважно виготовляють із сталей 15,15Х, 20Х. Твердість деталей ланцюга доводять до (50…65)HRC.

b

Рисунок 6.10 – Зубчастий ланцюг

Зірочки. Роботоздатність ланцюгової передачі у великій степені залежить від точності виготовлення елементів зірочки, твердості і якості поверхні зубців. Для роликових і втулкових ланцюгів зубці зірочок виготовляються за ГОСТ 591-69, а для зубчастих ланцюгів – за ГОСТ13576-81

Рисунок 6.11 – Форма зубців зірочок для роликового і зубчастого ланцюга

Шарніри ланок ланцюга, що знаходяться у зачепленні з зірочкою, розміщуються на ділильному колі зірочки (рис.6.11).

Розрахункове навантаження ланцюга. На основі експериментальних досліджень і досвіду експлуатації допустимі тиски padm у шарнірах роли-

кових і втулкових ланцюгів рекомендують брати у розрахунках для типових

70

передач (табл.6.12). Ці значення відповідають передачі, яка працює в середніх умовах експлуатації: навантаження постійне і рівномірне, розміщення горизонтальне, натяг ланцюга підтримується у межах норми, змащування і захист від забруднення задовільний, значення z, a, u, t у межах рекомендованих норм, довговічність до спрацювання не менше 3000…5000 годин.

Вплив реальних умов роботи передачі у порівнянні з типовою передачею враховують за допомогою коефіцієнта експлуатації КЕ, який характеризує умови експлуатації проектованої передачі

Коефіцієнт експлуатації можна визначити через добуток ряду коефіці-

єнтів

де Кд – коефіцієнт динамічності навантаження (при спокійному навантаженні Кд=1, з поштовхами - Кд=1,2…1,5, з сильними ударами - Кд=1,8); Ка – коефіцієнт впливу довжини ланцюга (при а=(60...80)t - Ка=0,9, при

а=(30…50)t - Ка=1, при а<25t - Ка=1,25); Kγ - коефіцієнт нахилу міжцентрової лінії до горизонту (при γ < 700 - Kγ =1, при γ > 700 - Kγ =1,25); Кз –

коефіцієнт умови змащування (при розбризкувальній і струминній системі Кз=0,8, при крапельній системі Кз=1,5); Кр – коефіцієнт режиму роботи (при однозмінній - Кр=1, при двозмінній - Кр=1,25, при тризмінній -

Кр=1,45).

Розрахунок ланцюгової передачі. Проектний розрахунок ланцюгової передачі виконують на основі заданої потужності, кутової швидкості, передаточного числа і режиму роботи передачі.

Послідовність розрахунку передачі з роликовим або втулковим ланцю-

гом:

1. Визначити мінімальне число зубців ведучої зірочки. Для роликових ланцюгів рекомендують вибирати z1min за емпіричною формулою

до z1min ≥ 13...15 , а при швидкості υ > 2 м/с z1min ≥ 19 . У приводах з удар-

71

ними навантаженнями необхідно брати z1min ≥ 23 .

За значенням z1 визначають число зубців більшої зірочки z2 = z1 u . Розрахункове число зубців більшої зірочки не повинно перевищувати граничне значення z2 max ≤ 100...120 для передач з роликовими ланцюгами.

Розрахункове число зубців зірочок бажано округляти до найближчого непарного числа. При непарних числах z1 , z2 і парному числі ланок ланцюга w зношування зубців і шарнірів ланцюга відбувається більш рівномірно.

2. Уточнити передаточне число.

u = z2 z1 .

3. Визначити крок ланцюга.

Ланцюги з великим кроком мають більшу несучу здатність, але допускають менші кутові швидкості. Доцільно вибирати ланцюги з мінімальним допустимим кроком.

Результат округлити до стандартного числа (див. додаток Л).

4.Визначити швидкість ланцюга.

Всилу того, що ланки ланцюга розміщені навколо зірочки по сторонах многокутника (рис.6.11), швидкість ланцюга непостійна. Середня швидкість руху ланцюга

tz

υ = 2π1 ω1 . (6.41)

5. Визначити міжосьову відстань.

Міжосьову відстань ланцюгової передачі визначають за умови, що кут обхвату малої зірки має бути > 120°

6.Визначити число ланок ланцюга.

Число ланок ланцюга визначають за попереднім значенням a та кро-

ком t і числом z1 , z2

Значення w слід округлити до найближчого парного. Після цього визначають остаточно міжосьову відстань.

72