pidruchnik

Під час розрахунку клинопасової передачі на тягову здатність визначають необхідне число пасів у передачі:

P C

z = 1 p ; (2.187)

Ci Po Cα Cl Cz

де Р1 – потужність на валу малого шківа; Ср – коефіцієнт, що враховує характер навантаження і режим роботи передачі; Сі – ко ефіцієнт підвищення потужності Р0 при передаточному відношенні більшому одиниці; Сα – коефіцієнт, що враховує вплив на тягову здатність передачі величини кута обхвату на малому шківі; Cl – ко ефіцієнт, що враховує вплив довжини паса; Cz – коефіцієнт, що враховує нерівномірне навантаження пасів.

Оскільки за збільшення числа пасів у комплекті передачі зро стає нерівномірність розподілу навантаження між ними, то вводять обмеження на число пасів. За консольного кріплення шківів на ва лах число пасів у комплекті не має перевищувати максимально до пустимого, яке для нормальних перерізів коливається від 3 до 8.

Згідно з ГОСТ 1284.3 96 попередній натяг вітки одного клиново го паса для передачі заданої потужності за числа пасів z з натягом за допомогою переміщення двигуна на полозках чи в пазах:

де q – маса 1 м паса.

Тут другий доданок є відцентрова сила, що діє на пас під час його проходження через шківи і яка ослаблює притискання паса до шківа.

Розрахований за (2.188) натяг в процесі експлуатації необхідно контролювати і регулювати, особливо в перші 48 годин роботи, ко ли нові паси обтягуються. Натяг паса контролюється за прогином вітки під дією розрахункової сили, яка визначається за емпірич ною формулою:

Q = (CпрF0 + Cж )/16 ,

де, Спр – коефіцієнт, що враховує припрацювання паса: для нового паса Спр = 1,3 , для припрацьованого Спр = 1; Сж – коефіцієнт,

211

що враховує жорсткість паса, рекомендується ГОСТ 1284 86 (на приклад для пасів типу А Сж = (5…10) Н, типу В(Б) Сж = (10…20) Н).

Величина прогину вітки паса під дією розрахункової сили Q, прикладеної посередині прольоту, має дорівнювати , де а – міжосьова відстань.

Навантаження на вали і опори. Натяги віток паса передають ся на вали і опори (рис. 2.58). Сила, що діє на вал, визначається як сума векторів F1 і F2

Рис. 2.58. Навантаження на вали пасової передачі

2.5.9. Розрахунок передачі на довговічність

Виконується як перевірний.

Сучасні методи розрахунку пасових передач на довговічність паса базуються на рівнянні похилої ділянки кривої витривалості

(див. рис. 1.5б):

212

де σmax – максимальне напруження циклу (2.182); m і C – пос тійні, що визначаються за експериментальними даними (напри клад, для клинових і поліклинових пасів m = 5…6; C = 21…30 МПа); NΣ – число циклів навантаження за весь строк служби передачі.

У зв’язку з тим, що для розрахунку за (2.190) у кожному конкре тному випадку необхідні експериментальні дані, то прийнято довго вічність враховувати непрямим шляхом за частотою пробігів паса.

Довговічність паса залежить головним чином від величини напружень згину і частоти циклу їх зміни. Обмеження величини напружень згину виконується під час вибору діаметра меншого шківа, а частота циклу зміни напружень враховується шляхом об меження частоти пробігів паса:

2.5.10. Зубчасто пасові передачі

Загальні відомості

На відміну від пасових передач, які працюють за рахунок тер тя між пасом і шківами, у зубчасто пасових передачах, як і в лан цюгових передачах, використовується принцип зачеплення зубчас того паса із зубчастими шківами (рис. 2.59), що забезпечує сталість передаточного відношення.

Зубчасто пасові передачі мають низку переваг: висока наван тажувальна здатність за відносно малих габаритів; компактність і велике передаточне число (до 12) в одному ступені; невеликий по чатковий натяг зубчастого паса, а, отже, менші навантаження на ва ли й підшипники; порівняно з іншими пасовими передачами дещо вищий к.к.д.

213

а

б

в

Рис. 2.59. Зубчасто пасова передача:

а – однобічний зубчастий пас; б – двобічний; в – схема зачеплення зубців шківа із зубчастим пасом

Хоча принцип роботи зубчасто пасових передач був запатен тований давно, але серійне виробництво зубчастих пасів та їх про мислове впровадження стало можливим з появою в середині ми нулого століття нових високоміцних композиційних матеріалів і пластмас. Нині зубчасто пасові передачі широко застосовують у верстатобудуванні (металообробні й деревообробні верстати), текс тильних і типографських машинах.

Зубчастий пас за формою є нескінченна стрічка каркас із зуб цями трапецієподібної форми на внутрішній поверхні (рис. 2.59а), що входять у зачеплення із зубцями на шківах. Існують паси із зуб цями з двох боків (рис. 2.59б), які застосовують в багатошківних пе редачах. Паси для силових передач виконують здебільшого з армо ваного металевим тросом неопрену або поліуретану. Спірально звитий уздовж паса й попередньо натягнутий трос служить несу чим елементом під час передачі колового зусилля й забезпечує не змінність кроку паса.

Для надійного зчеплення металокорду з гумою або неопре ном звиті тросики покривають латунню. Такі паси мають високу стійкість проти згину і довговічні.

Для слабонавантажених передач (контрольна й вимірювальна апаратура, побутова техніка) виготовляють зубчасті паси з карка сом зі скловолокна або поліамідних шнурів, а сам пас – із твердої гуми, покритої для підвищення зносостійкості нейлоновою ткани ною.

Основними конструктивними параметрами зубчастого паса є профільний кут 2β, модуль m = р/π, де р – крок зубців, ширина паса

214

b; діаметр ділильного кола шківа d1 ; діаметр кола вершин зубців шківа da

(рис. 2.59).

Найбільш вразливими елементами зубчастих пасів є зубці. За недостатньої точності виготовлення шківів (у тому числі й наявності ексцентриситету), монтажу валів і малого початкового натягу вини кає нерівномірність руху паса, неправильне зачеплення зубців, що призводить до їх руйнування.

Руйнування паса починається зі зношування робочої поверхні зубців і утворення втомних тріщин у основи зубців (рис. 2.60).

Рис. 2.60. Руйнування зубчастого паса

Розрахунки і проектування зубчасто пасових передач

Роботоздатність і довговічність зубчасто пасової передачі зна чно залежить від правильного вибору модуля m і ширини паса b, числа зубців z1 на меншому шківі й початкового натягу F0 паса.

Значення модуля вибирається залежно від потужності, що передається, і частоти обертання швидкохідного вала.

Під час вибору числа зубців z1 меншого шківа керуються та кими рекомендаціями.

1.За однакового модуля m зубчастого паса з підвищенням ча стоти обертання меншого шківа число зубців z1 меншого шківа слід збільшувати.

2.За однакової частоти обертання меншого шківа для зубчас тих пасів з більшим модулем це число треба збільшувати.

Ці рекомендації встановлені на підставі аналізу розподілу на вантаження між зубцями паса в зоні обхвату пасом меншого шківа. Після вибору числа зубців z1 визначається число зубців на більшо

215

му шківі z2 = z1∙i і діаметри ділильних кіл шківів (уздовж нейтраль ної осі тросиків):

Якщо не задана міжосьова відстань, то її беруть:

і попередньо визначається довжина l′ паса (2.166), а потім чис ло зубців паса z = l′/(π∙m), округлюючи його до найближчого зна чення із стандартного ряду: 32; 40; 50; 63; 80; 100; 125; 160.

За прийнятим числом зубців визначають довжину паса:

уточнюють міжосьову відстань, кут обхвату α1 на меншому шківі.

Розрахунок передачі зубчастим пасом на тягову здатність зво диться до визначення розрахункової допустимої питомої (на оди ницю ширини паса) колової сили [Ft] для конкретних умов роботи, режиму навантаження і геометрії передачі, які враховуються кори гувальними коефіцієнтами:

де [Ft0] – допустима питома колова сила, що визначається для кожного модуля паса на основі експериментів, виконаних за деяких типових умов; Cі – коефіцієнт, що враховує передаточне відношен ня, вводиться тільки для підвищувальних передач: Cz – коефіцієнт, що враховує число зубців паса, що перебувають у зачепленні з ма лим шківом; Cн – коефіцієнт, що враховує застосування натяжного або напрямного ролика; Св – коефіцієнт, що враховує нерівномір ний розподіл навантаження між витками канату; Cp – коефіцієнт, що враховує вплив режиму й тривалість роботи.

Ширина зубчастого паса визначається через колову силу Ft , що передається пасом:

216

Розрахована ширина паса заокруглюється до найближчого стандартного значення.

Довговічність зубчастого паса значно залежить від напружен ня зминання на зубцях паса в зачепленні з малим шківом, тому піс ля визначення ширини паса виконується перевірка за середнім ти ском:

де Ψ – коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження між зубцями паса і шківа на дузі обхвату, залежить від швидкості й потужності; [р] – допустимий тиск на зубці паса, залежить від час тоти обертання швидкохідного шківа

КОНТРОЛЬНІ ЗАПИТАННЯ

1.Назвіть переваги і недоліки пасових передач.

2.Де в приводі машини краще встановити пасову передачу?

3.Із яких матеріалів виготовляються плоскі паси?

4.У чому перевага вузьких клинових пасів?

5.Від чого залежать розміри канавок шківа клинопасової передачі?

6.На що впливає величина кута обхвату пасом меншого шківа?

7.Із яких міркувань вибирається діаметр меншого шківа?

8.Які сили виникають у вітках пасів під час роботи пасової переда чі? Які напруження виникають у вітках пасів і як вони розподіляються за довжиною паса?

9.Як впливає на роботу пасової передачі відцентрова сила?

10.Як зв’язані сили натягу виток паса з корисним навантаженням пасової передачі і факторами тертя?

11.Поясніть механізми пружного ковзання і буксування у пасовій

передачі.

12.Як будуються криві ковзання і для чого?

13.Назвіть критерії роботоздатності пасових передач.

14.Який параметр визначає тягову здатність плоскопасової пере

дачі?

15.Як виконують розрахунок пасової передачі на довговічність?

16.Що таке коефіцієнт тяги і що він характеризує?

16.Які переваги мають зубчасто пасові передачі?

17.Назвіть основні геометричні параметри зубчастого паса.

217

18.Із яких міркувань вибирають число зубців меншого шківа зуб часто пасової передачі?

19.Як розраховують зубчасто пасові передачі?

2.6. Фрикційні передачі та варіатори

2.6.1. Загальні відомості

Найпростіша фрикційна передача складається з двох циліндри чних котків, притиснутих один до одного. При цьому на поверхнях контакту котків утворюється сила тертя, за рахунок якої відбувається передача руху від ведучого котка до веденого.

За величиною передаваного навантаження, розмірами, надій ністю і к.к.д. фрикційні передачі значно поступаються іншим меха нічним передачам (зубчастим, черв’ячним, ланцюговим). Вони не забезпечують постійності передаточного відношення через проков зування котків і тому не можуть використовуватися у точних пере давальних механізмах. За великих потужностей необхідно забезпе чувати значну силу притискання, що призводить до перевантажен ня валів і опор, ускладнює конструкцію передачі. Тому фрикційні передачі використовують для передачі порівняно невеликих поту жностей (до 20 кВт) за передаточних відношень до 6.

Переваги фрикційних передач: простота конструкції; плавність та безшумність роботи за високих швидкостей (до 25 м/с); запобі гання за рахунок буксування котків руйнуванню деталей механізму у разі перевантажень; можливість плавного регулювання передато чного відношення.

Недоліки фрикційних передач: несталість передаточного від ношення через проковзування котків; високі навантаження на вали і опори передачі через необхідність притискання котків; необхідність застосування спеціальних притискних пристроїв; можливість пош кодження робочих поверхонь котків під час буксування.

Передаточне відношення фрикційної передачі може бути по стійним або змінним. Передачі з плавною і безперервною (безсту пінчастою) зміною передаточного відношення називаються варіато рами.

Класифікацію фрикційних передач наведено на рис. 2.61.

218

Фрикційні передачі

Рис. 2.61. Класифікація фрикційних передач

Залежно від умов роботи фрикційні передачі поділяють на:

відкриті (працюють без мастила);

закриті (працюють у корпусі з мастилом).

У відкритих передачах коефіцієнт тертя вищий, а необхідна сила притискання котків менша, але у закритих передачах наяв ність мастила забезпечує відведення тепла і підвищує довговічність передачі.

2.6.2. Ковзання у фрикційній передачі

Ковзання є причиною спрацювання котків, низького к.к.д. пе редачі та несталості її передаточного відношення. Ковзання приз водить до зменшення кутової швидкості веденого вала.

Розрізняють три види ковзання: буксування, пружне ковзання і геометричне ковзання.

Буксування виникає у разі перевантаження передачі. Під час буксування ведений коток зупиняється, а ведучий ковзає по ньому, спричинюючи його місцеве спрацьовування та вихід з ладу. Під час проектування фрикційних передач необхідно передбачати достат ній запас зчеплення котків і не допускати використання фрикційної передачі як запобіжного пристрою від перевантаження механізму.

219

Пружне ковзання пов’язане з пружними деформаціями котків

узоні їхнього контакту (рис. 2.62а). Під дією сили притиснення кот ків лінійний контакт перетворюється на контакт по деякій ділянці,

умежах якої відбувається пружне видовження поверхні ведучого котка і пружне стискання поверхні веденого котка. Це спричиняє пружне ковзання і відставання веденого котка від ведучого. Звʹязок між коловими швидкостями ведучого v1 та веденого v2 котків в цьому випадку:

де ε = (v1 v2)/ v1 – коефіцієнт пружного ковзання. Значення ко ефіцієнта пружного ковзання не перевищує 0,01…0,03. Для змен шення пружного ковзання слід застосовувати матеріали котків з ве ликими модулями пружності Е.

Геометричне ковзання пов’язане з нерівністю швидкостей ве дучого і веденого котків на ділянці контакту.

Явище геометричного ковзання найкраще розглянути на про стому лобовому варіаторі (рис. 2.62б). Колова швидкість v1 ведучо го котка постійна за його шириною, колова швидкість різних точок веденого котка змінна і пропорційна відстані точки від осі обертан ня. Для відсутності буксування необхідно, щоб швидкості v1 і v2 на лінії контакту були рівними між собою. Для наведеного на рисунку прикладу це можливе тільки для однієї точки Р, яка називається полюсом кочення. У всіх інших точках лінії контакту спостерігаєть ся ковзання зі швидкістю vS = v1 v2.

аб

Рис. 2.62. Пружне (а) та геометричне (б) ковзання у фрикційній передачі

220