Розрахунок пасових передач на тягову здатність і довговічність



Мы поможем в написании ваших работ!


Мы поможем в написании ваших работ!



Мы поможем в написании ваших работ!


ЗНАЕТЕ ЛИ ВЫ?

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 мініма–льно потрібну довговічність.

Розрахунок пасової передачі на тягову здатність базується на експеримента–льних даних для існуючих типів пасів. Дослідним шля­хом встановлюється взаємо–зв'язок відносного ковзання ε паса та ККД передачі ηіз 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 Ftoпри певному попередньому натягу F0віток (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 F0віток 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 ів 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.

 
 

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 / = 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.

ЛЕКЦІЯ 8

ЛАНЦЮГОВІ ПЕРЕДАЧІ



Последнее изменение этой страницы: 2016-04-19; Нарушение авторского права страницы; Мы поможем в написании вашей работы!

infopedia.su Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав. Обратная связь - 3.237.16.210 (0.014 с.)