Пасові передачі

Є різновидом фрикційних передач, де рух передається за допомогою спеціального кільцевого замкнутого пасу.

Пасові передачі застосовуються для приводу агрегатів від електродвигунів малої і середньої потужності; для приводу від малопотужних двигунів внутрішнього згоряння.

СХЕМА ПАСОВОЇ ПЕРЕДАЧІ

ОСНОВНІ ПЕРЕТИНИ ПАСІВ

Паси мають різні перетини:

а) плоскі, прямокутного перетину;

б) трапецієподібні, клинові;

в) круглого перетину;

г) полі клинові.

Найбільше поширення мають плоскі і клинові паси. Плоскі паси застосовуються як найпростіші, з мінімальними напругами вигину, а клинові мають підвищену тягову здатність.

Клинові паси застосовують по декілька штук, щоб варіювати навантажувальну здатність і трохи підвищити надійність передачі. Крім того, один товстий пас, поставлений замість декількох тонких буде мати набагато більші напруги вигину при огинанні шківа.

У легких передачах завдяки закручуванню ременя є можливість передавати обертання між паралельними, пересічними, обертовими в протилежні сторони валами. Це можливо тому, що твердість на крутіння пасів внаслідок їхньої малої товщини і малого модуля пружності мала.

Переваги пасових передач:

- передача руху на середні відстані;

- плавність роботи й безшумність;

- можливість роботи при високих обертах;

- дешевина.

Недоліки пасових передач:

- більші габарити передачі;

- неминуче проковзування ременя;

- високі навантаження на вали й опори через натяг ременя;

- потреба в натяжних пристроях;

- небезпека влучення масла на ремінь;

- мала довговічність при більших швидкостях.

Основні критерії розрахунку пасових передач:

- тягова здатність або міцність зчеплення ременя зі шківом;

- довговічність ременя.

СИЛИ В ВІТКАХ ПАСУ

ХОЛОСТОЙ ХОД С НАГРУЗКОЙ

Якщо не буде витримана перша умова, пас почне буксувати, якщо не виконати другу - пас швидко розірветься. Тому основним розрахунком пасових передач є розрахунок по тяговій здатності. Розрахунок на довговічність виконується, як перевірочний [24,25,29].

Для створення тертя пас надягають із попереднім натягом F_o. У спокої або на холостому ході вітки пасу натягнуті однаково. При передачі обертаючого моменту Т₁ натяги в вітках перерозподіляються: привідна вітка натягається до сили F₁, а натяг веденої вітки зменшується до F₂. Створюючи рівняння рівноваги моментів щодо осі обертання маємо

–T₁ + F₁D_1/2– F₂D_2/2 = 0 або F₁ – F₂ = F_t,

де F_t – окружна сила на шківі .

Загальна довжина пасу не залежить від навантаження [16], отже, сумарний натяг віток залишається постійним: F₁ + F₂ = 2F_o. Таким чином, одержуємо систему двох рівнянь з трьома невідомими:

; .

Ці рівняння встановлюють зміна натягу галузей залежно від навантаження F_t, але не показують нам тягову здатність передачі, що пов'язана із силою тертя між ременем і шківом. Такий зв'язок установлений Л. Эйлером за допомогою диференціального аналізу.

ВИЗНАЧЕННЯ СИЛ В ПАСІ

Розглянемо елементарну ділянку пасу dφ. Для нього d – нормальна реакція шківа на елемент пасу, fd – елементарна сила тертя. За умовою рівноваги суми моментів r + rfd – r(F + d) = 0.

Сума горизонтальних проекцій сил:

.

Відкидаючи члени другого порядку малості і пам'ятаючи, що синус нескінченно малого кута дорівнює самому куту, Эйлер одержав найпростіше диференціальне рівняння: .

Інтегруючи ліву частину цього рівняння в межах від F₁ до F₂, а праву частину в межах кута обхвату пасу одержуємо: F₁ = F₂ e ^fα.

Тепер стало можливим знайти всі невідомі сили в вітках пасу:

; ; .

Отримані формули встановлюють зв'язок натягу пасу з переданим навантаженням F_t , коефіцієнтом тертя f і кутом обхвату α. Вони дозволяють обчислити мінімальний попередній натяг пасу F_o, при якому вже стане можливим передача необхідного обертаючого зусилля F_t.

Неважко побачити, що збільшення f і α поліпшує роботу передачі. На цьому основані ідеї клинопасової передачі (підвищується f) і натяжних роликів (підвищується α).

При круговому русі пасу на нього діє відцентрова сила

F_v = ρSv², де S - площа перетину пасу. Відцентрова сила прагне відірвати пас від шківа і тим самим знижує навантажувальну здатність передачі.

У пасі діють наступні напруги:

- попередня напруга (від сили натягу F_o) ;

-"корисна" напруга (від корисного навантаження F_t) ;

- напруга вигину (δ – товщина пасу, Е – модуль пружності пасу,

D – діаметр шківа);

- напруги від відцентрових сил .

Найбільша сумарна напруга виникає в перетині пасу в місці його набігання на малий шків s_max = s_o + s_п + s _і + s_v.

При цьому напруги вигину не впливають на тягову здатність передачі, однак є головною причиною втомлюючого руйнування пасу.

Сили натягу віток пасу (крім відцентрових) сприймаються опорами вала. Рівнодіюче навантаження на опору . Звичайно це радіальне навантаження на опору в 2...3 рази більше переданої пасом обертаючої сили.

Порядок проектного розрахунку плоско пасової передачі

- вибирають тип пасу.

- визначають діаметр малого шківа , де N-потужність, кВт, n-частота обертання, об/хв, підбирають найближчий за ДСТ 17383-73.

- вибирають міжосьову відстань, що підходить для конструкції машини 2(D₁+D₂) ≤a≤15м.

- Перевіряють кут обхвату на малому шківі: , рекомендується [α₁]≥150^о, при необхідності на веденій вітці пасу застосовують натяжний ролик, що дозволяє навіть при малих міжосьових відстанях одержати кут обхвату більше 180^о. Кут обхвату можна виміряти по накресленій у масштабі схемі передачі.

- по переданій потужності N і швидкості v пасу визначаютьширину іплощапасу , де [p] припуск – навантаження, що допускається на 1мм ширини прокладки, [k] – навантаження, що допускається на одиницю площі перетину пасу.

- підбирають необхідний пас за ДСТ 101-54; 6982-54; 18679-73; 6982-75; 23831-79; ОСТ 17-969-84.

- перевіряють ресурс передачі N=3600vzш.

- обчислюють сили, що діють на вали передачі .

Порядок проектного розрахунку клинопасової передачі

- вибирають за ДСТ 1284-68;1284.1-80; 5813-76; РТМ 51015-70 профіль пасу, більші розміри в таблицях відповідають тихохідним, а менші - швидкохідним передачам.

- визначають діаметр малого шківа.

- вибирають міжосьову відстань, що підходить для конструкції машини 0,55(D_M+D_б)+h ≤ a ≤ 2(D₁+D₂), де h – висота перетину пасу.

- знаходять довжину пасу і округляють її до найближчого стандартного значення.

- перевіряють частоту пробігів пасу і якщо вона вище припустимої, то збільшують діаметри шківів або довжину пасу.

- остаточно уточнюють міжосьову відстань.

- визначають кут обхвату на малому шківі , рекомендується [α₁] ≥ 120^о.

- по тяговій здатності визначають число пасів.

- при необхідності перевіряють ресурс.

- обчислюють сили, що діють на вали передачі.

Шківи плоско пасових передач мають: обід, що несе пас, маточину, що насаджується на вал і спиці або диск, що з'єднує обід і маточину.

Шківи звичайно виготовляють чавунними литими, сталевими, звареними або зібраними, литими з легких сплавів і пластмас. Діаметри шківів визначають із розрахунку пасової передачі, а потім округляють до найближчого значення з ряду R40 (ДЕРЖСТАНДАРТ 17383-73*). Ширину шківа вибирають залежно від ширини пасу [32].

Щоб уникнути сповзання пасу їхні робочі поверхні роблять опуклими. Шорсткість R_Z £ 10 мкм.

Чавунні шківи застосовують при швидкостях до 30 ÷ 45 м/с. Шківи малих діаметрів до 350 мм мають суцільні диски, шківи більших діаметрів – маточини еліптичного змінного перетину. Сталеві зварені шківи застосовують при швидкостях 60 ÷ 80 м/с. Шківи з легких сплавів перспективні для швидкохідних передач до 100м/с.

Плоскі паси повинні забезпечувати:

- міцність при змінних напругах;

- зносостійкість;

- високе тертя зі шківами;

- малу згинаючу твердість.

ПЛОСКОПАСОВІ ШКІВИ

ЧАВУННІ ЛИТІ

СТАЛЕВІ І ЛЕГКОСПЛАВНІ ЛИТІ

Цим умовам задовольняють високоякісна шкіра і синтетичні матеріали (гума), армовані бельтингові тканеві (ДЕРЖСТАНДАРТ 6982-54), полімерні (капрон, поліамід З-6, каучук СКН-40, латекс) або з металевим кордом. Застосовуються прогумовані тканеві паси (ДЕРЖСТАНДАРТ 101-54), шаруваті нарізні ремені з гумовими прошарками, пошарово і спірально загорнені паси. У сирих приміщеннях і агресивних середовищах застосовують паси з гумовими прокладками [32].

Паси випускають кінцевими і поставляють у рулонах.

ЗЄДНАННЯ КІНЦІВ ПАСУ

З'єднання кінців пасів дуже впливає на роботу передачі, особливо при великих швидкостях. Вибираючи тип з'єднання варто враховувати рекомендації спеціальної літератури. Самий оптимальний спосіб з'єднання – склеювання, що роблять для однорідних пасів по косому зрізі (а), для листкових по східчастій поверхні (б). Надійним способом уважають зшивку в стик жильними струнами (в,г). З механічних з'єднань кращими є дротові спіралі, які просмикуються в отвори і після пресування обжимають кінці ременів (д).

КЛИНОПАСОВІ ШКІВИ

У шківів клино пасових передач робочою поверхнею є бічні сторони клинових канавок. Діаметр, по якому визначають розрахункову довжину пасу, називають розрахунковим діаметром, за ДСТ 20898-75 він позначається d_p. По цьому ж ДСТ для правильного контакту пасу зі шківом кут канавки призначають залежно від діаметра шківа.

Клинопасові шківи виконують з тих же матеріалів, що і плоско пасові. Відомі збірні шківи зі сталевих тарілок.

Швидкохідні шківи вимагають балансування.

Матеріали клинових пасів в основному ті ж, що й для плоских. Виконуються прогумовані паси з обгорткою для більшого тертя, кордтканеві (багатошаровий корд) і кордшнурові паси (шнур, намотаний по гвинтовій лінії), паси з несучим шаром із двох канатиків. Іноді для зменшення згинаючих напруг застосовують гофри на внутрішній і зовнішній поверхнях пасу. Клинові паси випускають нескінченними (кільця). Кут клина пасу 40^о.

Натяг пасу істотно впливає на довговічність, тягову здатність і ККД передачі. Чим вище попередній натяг пасу F_o , тим більше тягова здатність і ККД, але менше довговічність пасу. Натяг пасу в передачах здійснюється:

- пристроями періодичної дії, де пас натягається гвинтами. Пас періодично підтягується в міру витяжки. Потрібне систематичне спостереження за передачею, інакше можливі буксування і швидке зношування пасу.

- пристроями постійної дії, де натяг створюється вантажем, вагою двигуна або пружиною. Частий натяг відбувається за рахунок маси двигуна на хитній плиті. До таких пристроїв ставляться натяжні ролики. Натяг пасу автоматично підтримується постійним.

- пристроями, що автоматично регулюють натяг залежно від навантаження з використанням сил і моментів, що діють у передачі. Шків 1 установлений на хитному важелі, що також є віссю веденого колеса зубчастої передачі. Натяг пасу 2F_o дорівнює окружній силі на шестірні і пропорційно переданому моменту.

Контрольні питання.

1. За рахунок яких сил передають рух фрикційні передачі?

2. Які переваги й недоліки фрикційних передач?

3. Які основні види поломок фрикційних передач?

4. Які матеріали застосовуються для фрикційних передач?

5. Якою деталлю виділяються пасові передачі серед фрикційних?

6. Які сили діють у ремені?

7. Які навантаження діють на опори валів коліс пасової передачі?

8. Як з'єднуються кінці пасу?

9. Які існують способи підтримки натягу пасів?

ВАЛИ І ОСІ

Колеса передач установлені на спеціальних довгастих деталях круглого перетину. Серед таких деталей розрізняють осі й вали [7,11,38].

Вісь – деталь, що служить для втримання коліс і центрування їхнього обертання.

Вал – вісь, що передає обертаючий момент.

Не слід плутати поняття "вісь колеса", це деталь і "вісь обертання", це геометрична лінія центрів обертання.

Форми валів й осей досить різноманітні від найпростіших циліндрів до складних колінчатих конструкцій. Відомі конструкції гнучких валів, які запропонував шведський інженер Карл де Лаваль ще в 1889 р.

КОЛИВАННЯ ЗГИНАЮЧИХ НАПРУЖЕНЬ ОСІ КОЛІСНОЇ ПАРИ ВРУСІ

σ_изг

1- НА МАЛІЙ ШВИДКОСТІ 2- НА ЭКСПЛУАТАЦІЙНІЙ ШВИДКОСТІ

Форма вала визначається розподілом згинаючих і крутних моментів по його довжині. Правильно спроектований вал являє собою балку рівного опору.

Вали і осі обертаються, а отже, випробовують знакозмінні навантаження, напруги і деформації. Тому поломки валів і осей мають втомлюючий характер.

ВАЛИ ПЕРЕДАЧ, ЩО НЕСУТЬ ДЕТАЛІ ПЕРЕДАЧ

КОЛІНЧАСТІ ВАЛЫ, ЩО НЕСУТЬ НА СОБІ ШАТУНИ

ОСІ ОБЕРТАЮЧІ І НЕРУХОМІ

КОРІННІ ВАЛИ, ЩО НЕСУТЬ ОКРІМ ДЕТАЛЕЙ ПЕРЕДАЧ РОБОЧІ ОРГАНИ МАШИН: КОЛЕСА, ДИСКИ И Т.П.

Причини поломок валів і осей простежуються на всіх етапах їх "життя".

- на стадії проектування - невірний вибір форми, невірна оцінка концентраторів напруг.

- на стадії виготовлення - надрізи, забоїни, вм'ятини від недбалого обігу.

- на стадії експлуатації - невірне регулювання підшипникових вузлів.

Для працездатності вала або осі необхідно забезпечити:

- об'ємну міцність (здатність пручатися M_зг і М_крут);

- поверхневу міцність (особливо в місцях з'єднання з іншими деталями);

- твердість на вигин;

- крутильну твердість (особливо для довгих валів).

Всі вали в обов'язковому порядку розраховують на об'ємну міцність.

Схеми навантаження валів і осей залежать від кількості і місця установки на них обертових деталей і напрямку дії сил. При складному навантаженні вибирають дві ортогональні площини (наприклад, фронтальну і горизонтальну) і розглядають схему в кожній площині. Розраховуються, звичайно, не реальні конструкції, а спрощені розрахункові моделі, що представляють собою балки на шарнірних опорах, балки із закладенням і навіть статично невизначені завдання [7].

При складанні розрахункової схеми вали розглядають як прямі бруси, що лежать на шарнірних опорах. При виборі типу опори думають, що деформації валів малі і, якщо підшипник допускає хоча б невеликий нахил або переміщення цапфи, його вважають шарнірно-нерухомою або рухомою-шарнірно-рухливою опорою. Підшипники ковзання або кочення, що сприймають одночасно радіальні і осьові зусилля, розглядають як шарнірно-нерухомі опори, а підшипники, що сприймають тільки радіальні зусилля, - як рухливий-рухливу-рухливе-рухлива-рухомі-шарнірно-рухливі. ???

Такі завдання добре відомі студентам з курсів теоретичної механіки (статики) і опору матеріалів.

Розрахунок вала на об'ємну міцність виконують у три етапи.

I. Попередній розрахунок валів

Виконується на стадії пророблення Технічного Завдання, коли відомі тільки обертаючі моменти на всіх валах машини. При цьому вважається, що вал випробовує тільки дотичні напруження крутіння

,

де W_p - полярний момент опору перетину.

Для круглого перетину: , .

Умова міцності по напругах крутіння зручно вирішувати щодо діаметра вала

.

Це мінімальний діаметр вала. На всіх інших ділянках вала він може бути тільки більше. Обчислений мінімальний діаметр вала округляється до найближчого більшого з нормального ряду. Цей діаметр є вихідним для подальшого проектування.

II. Уточнений розрахунок валів

На даному етапі враховуються не тільки обертаючий, але і згинальні моменти. Виконується на етапі ескізного компонування, коли попередньо обрані підшипники, відома довжина всіх ділянок вала, відоме положення всіх коліс на валу, розраховані сили, що діють на вал.

Викреслюються розрахункові схеми вала у двох площинах. По відомих силах у зубчастих передачах і відстаням до опор будуються епюри згинальних моментів у горизонтальній і фронтальній площинах. Потім обчислюється сумарний згинальний момент

Далі розраховується і будується епюра еквівалентного "моменту", згинаюче-обертального

де α = 0,75 або 1 залежно від прийнятої енергетичної теорії міцності [5], прийнятий більшістю авторів рівним 1.

Розраховується еквівалентна напруга від спільної дії вигину і крутіння

.

Рівняння також вирішується щодо мінімального діаметра вала

Або те ж саме для порівняння з нормальними напругами, що допускають:

Отриманий в уточненому розрахунку мінімальний діаметр вала приймається остаточно для подальшого проектування.

III. Розрахунок вала на витривалість

Виконується як перевірочний на стадії робочого проектування, коли практично готові робочі креслення вала, тобто відома його точна форма, розміри і всі концентратори напруг: шпонкові пази, кільцеві канавки, наскрізні і глухі отвори, посадки з натягом, жолобники (плавні, округлені переходи діаметрів).

При розрахунку покладаються, що напруги вигину змінюються по симетричному циклі, а дотичні напруги крутіння - по віднулевому пульсуючому циклі.

Перевірочний розрахунок вала на витривалість власне кажучи зводиться до визначення фактичного коефіцієнта запасу міцності n, що прирівняється з допустимим

Тут n_s і n_t - коефіцієнти запасу по нормальних і дотичних напруженнях

де s _-1 і τ_-1 – границі витривалості матеріалу вала при вигині і крутінні із симетричним циклом;

k_σ і k_τ – ефективні коефіцієнти концентрації напруг при вигині і крутінні, що враховують жолобники, шпонкові канавки, посадки з натягом і різьблення;

ε_α і ε_τ – масштабні коефіцієнти діаметра вала;

s _a і τ_a – амплітудні значення напруг;

s _m і τ_m – середні напруги циклу (s _m= 0, τ_m= τ_a);

ψ_σ і ψ_τ – коефіцієнти впливу середньої напруги циклу на втомлюючу міцність залежать від типу сталі.

Обчислення коефіцієнтів запасу міцності по напругах докладно викладалося в курсі "Опір матеріалів", у розділі "Циклічний напружений стан".

Якщо коефіцієнт запасу виявляється менше необхідного, то опір утоми можна істотно підвищити, застосувавши поверхневе зміцнення: азотування, поверхневе загартування струмами високої частоти, дрібеструйний наклеп, обкатування роликами і т.п. При цьому можна одержати збільшення межі витривалості до 50% і більше.

Контрольні питання

1. Чим розрізняються вали і осі?

2. Який динамічний характер мають напруги вигину у валах і осях?

3. Які причини поломок валів і осей?

4. У якому порядку виконуються етапи міцності розрахунку валів?

5. Який діаметр визначається в проектувальному розрахунку валів?

---

Дата добавления: 2015-12-07