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.

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 = 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.