Пасові передачі

ЛЕКЦІЯ №17

ТЕМА: МЕХАНІЧНІ ПЕРЕДАЧІ

План

1. Призначення механічних передач та їхня класифікація

2. Основні співвідношення для кінематичних параметрів і параметрів навантаження механічних передач

3.Пасові передачі

4. Ланцюгові передачі

5. Фрикційні передачі.

ВИКЛАД ТЕМИ

1. Призначення механічних передач та їхня класифікація.

Більшість сучасних машин і приладів створюється по схемі двигун – передача – робочий орган (виконавчий механізм) Необхідність введення передачі як проміжної ланки між двигуном і робочими органами машини пов'язана з рішенням ряду задач. Наприклад, в автомобілях і інших транспортних машинах вимагається змінювати величину швидкості і напрям руху, а на підйомах і при рушані з місця необхідно у декілька разів збільшити обертаючий момент на провідних колесах. Сам автомобільний двигун не може виконувати ці вимоги, оскільки він працює стійко тільки у вузькому діапазоні зміни величини обертаючого моменту і кутової швидкості. При виході за межі цього діапазону двигун зупиняється. Подібно автомобільному двигуну слабо регулюються багато інших двигунів, у тому числі більшість електричних.

В деяких випадках регулювання двигуна можливо, але недоцільно з економічних міркувань, оскільки за межами номінального режиму роботи ККД двигунів істотно знижується.

Maccа і вартість двигуна при однаковій потужності зменшуються із збільшенням кутової швидкості його валу.

Механічною передачею називають механізм, що передає енергію від двигуна до робочого органу машини з перетворюванням параметрів руху.

Обертовий рух найпоширеніший у машинах в порівнянні з іншими видами руху: існує можливість здійснення неперервного та рівномірного руху; невеликі втрати на тертя в спряженнях обертових деталей; порівняльна простота та компактність деталей, що забезпечують обертовий рух.

Безпосередній зв'язок двигуна з робочим органом машини використовується рідко, наприклад у відцентрових насосах, де вал електродвигуна безпосередньо з'єднується з валом насоса.

Потреба впровадження механічної передачі між двигуном та робочим органом машини як складової частини привода диктується такими міркуваннями: для вибору оптимальної швидкості руху; для регулювання швидкості руху (підвищення або пониження); для перетворення виду руху: обертального в поступальне (передачі рейкові і гвинт – гайка) і навпаки; для зміни напряму руху (реверсування); для зміни обертаючих моментів і сил руху; для передачі потужності на відстань.

Отже, основне призначення механічних передач – це узгодження параметрів руху робочих органів машини з параметрами руху вала двигуна.

Усі механічні передачі поділяють на дві основні групи:

а) передачі, що базуються на використанні сил тертя (пасові, фрикційні);

б) передачі, що базуються на зачепленні (зубчасті, черв'ячні, ланцюгові, гвинтові).

У свою чергу, передачі тертям та передачі зачепленням можуть здійснюватись безпосереднім дотиканням ведучого та веденого елементів передачі (фрикційні, зубчасті, черв'ячні) і за допомогою проміжної гнучкої ланки – так звані передачі гнучким зв'язком (пасові, ланцюгові).

2. Основні співвідношення для кінематичних параметрів і параметрів навантаження механічних передач

Розглянемо загальні співвідношення між деякими параметрами всіх механічних передач на прикладі зубчастої передачі (рис. 19.1)

Усі параметри механічної передачі, що належать до ведучої ланки будемо позначати індексом 1, а до веденої ланки – відповідно індексод 2. Під ведучою або веденою ланкою будемо розуміти вал, зубчасте колесо, шків, зірочку тощо.

Переважно ведучі ланки або елементи мають більшу швидкість, а ведені – меншу. Тому перші інколи називають швидкохідними, а другі – тихохідними ланками.

Основний кінематичний параметр механічної передачі – передаточне число

U = ω₁/ ω₂ (1)

яке є відношенням кутової швидкості ω₁ ведучої ланки до кутової швидкості

ω₂ веденої ланки передачі.

Енергетичними параметрами механічної передачі є передавані потужності на ведучій ланці P1 і на веденій ланці P2, а також коефіцієнт корисної дії (ККД)?, що визначається за співвідношенням

η = P₂/P₁. (2)

ККД характеризує ступінь досконалості механічної передачі і за ним можна оцінити втрати потужності ∆P у передачі:

∆P = P₁–P₂ = P₁(I–η). (3)

Параметри ω₁ і ω₂, а також P₁ і P₂ є мінімально потрібними для розрахунку будь–якої механічної передачі.

Передавані потужності, Вт, та кутові швидкості, рад/с, визначають обертові моменти, Hм, на валах передачі;

на ведучому валу

T₁ = P₁/ω₁; (4)

на веденому валу

T₂ = P₂/ω₂. (5)

Співвідношення між обертовими моментами на валах механічної передачі можна встановити за виразами (4) та (5) і записати у такому вигляді:

T₂/T₁ = U·η або T₂ = T₁·U·η (6)

Інколи швидкості обертання ланок механічної передачі задаються у вигляді частоти обертання n, хв–1. Зв'язок між кутовою швидкістю ω, рад/с, та частотою обертання n,хв–1, виражається співвідношенням

ω = π·n/30.

У розрахунках механічних передач зустрічаються такі параметри, як колова швидкість та колова сила. Колова швидкість v – це лінійна швидкість точок обертової ланки передачі, розміщених на відстані d₁/2 або d₂/2 від осі обертання (рис. 19.1):

v = v₁= v₂ = ω₁·d₁/2 = ω₂·d₂/2. (7)

Колова сила Ft – це сила, що діє на ланку передачі, спричинюючи її обертання або створюючи опір обертанню, і напрямлена по дотичній до траєкторії (кола) руху точки її прикладання (рис. 19.1):

F_t = F_t1 = F_t2 = 2T₁/ d₁ = 2T₂/d₂. (8)

Потужність, кВт, що затрачається на рух ланки передачі із швидкістю v, м/с, у напрямі, протилежному дії на ланку зовнішньої сили F, H, визначають за формулою

P = F·v/10³. (9)

У приводах машин можуть застосовуватись кілька послідовно розміщених механічних передач 1–4 (рис. 19.2). У цьому разі загальне передаточне число u привода та його ккд визначаються за наведеними нижче формулами:

ω₂ = ω₁/U₁; ω₃ = ω₂/U₂ = ω₁ /(U₁·U₂);

ω₄ = ω₃/U₃ = ω₁/(U₁·U₂·U₃).

Загальне передаточне число привода

U = ω₁/ ω₄ = U₁·U₂·U₃.

Отже, загальне передаточне число привода, що складається з кількох механічних передач, дорівнює добутку передаточних чисел його складових передач, тобто

u = U₁·U₂... U_n. (10)

Зв'язок між потужностями на окремих валах привода (рис. 19.2) запишемо у вигляді

P₂ = P₁·η₁; P₃ = P₂·η₂ = P₁·η₁·η₂; P₄ = P₃·η₃ = P₁·η₁·η₂·η₃ Відповідно ККД всього приводного механізму

η = P₄/P₁ = η₁·η₂·η₃

ККД привода, що складається з кількох механічних передач, дорівнює добутку ККД всіх його складових передач, тобто

η = η₁·η₂...η_n (11)

ПАСОВІ ПЕРЕДАЧІ

Останнім часом пасові передачі застосовують досить широко, їх використовують у приводах електрогенераторів та різних металооброб­них верстатів, у робочих механізмах текстильної та паперової промис­ловості, у приводах вентиляційних систем, сільськогосподарських машинах та різних приладах, наприклад магнітофонах.

У найбільш вживаному вигляді (рис. 21.1) пасова передача склада­ється з ведучого 1 і веденого 2 шківів та замкнутої форми приводного паса 3, що розміщується на шківах із деяким попереднім натягом. Вільна ділянка а паса, що набігає на ведучий шків, називається ведучою віткою паса, а вільна ділянка Ь, що набігає на ведений шків, називається ве­деною віткою. Під час роботи передачі пас передає енергію від ведучого шківа до веденого за рахунок сил тертя, які виникають між пасом та шківами, тобто сили тертя забезпечують зчеплення па­са зі шківами. У пасових передачах по­передній натяг пасів створюється за рахунок їхнього пружного розтягу при одяганні на шківи або засто­суванням спеціальних натяжних пристроїв. Пасові пере­дачі не забезпечують жорсткого зв'язку між шківами через можливість проковзування паса на шківах. Тому у кінематично точних приводних механізмах пасові передачі застосовують дуже рідко.

Пасові передачі переважно використовують для передавання по­тужностей у діапазоні 0,2–50 кВт. Зустрічаються також передачі для потужностей 500 і навіть 1500 кВт, проте застосування їх має унікальний характер.

Передаточні числа пасових передач допускаються до 5–6, рідко до 10. Найвигіднішими є пасові передачі з передаточними числами U ≤ 4.

Швидкість руху пасів у передачах загального призначення не пе­ревищує 30 м/с. Спеціальні швидкохідні паси допускають при пони­женій довговічності швидкості до 50 і навіть до 100 м/с.

ККД пасових передач різних типів становить близько 0,90–0,97.

Для оцінки пасової передачі порівняємо її із зубчастою передачею як найрозповсюдженішою.

Основ­ні переваги пасової передачі:

– можливість передавання руху між валами, що знаходяться на значній відстані;

– плавність та безшумність роботи, які обумовлені еластичністю паса;

– запобігання різкому перевантаженню елементів машини внаслідок пружності паса та можливості його проковзування на шківах;

– простота конструкції, обслуговування та догляду в експлуата­ції

До недоліків пасової передачі належать:

– неможливість виконання малогабаритних передач (для однако­вих умов наванта–ження діаметри шківів майже у 5 разів більші, ніж діаметри зубчастих коліс);

– несталість передаточного числа через можливе проковзування паса;

– підвищене навантаження валів та їхніх опор, що пов'язане із потребою достатньо високого попереднього натягу паса;

– низька довговічність приводних пасів (у межах 1000–5000 год).

Пасові передачі можна класифікувати за формою поперечного перерізу паса, розміщенням валів у просторі та призначенням.

Елементи пасових передач

Приводні паси. У пасовій передачі тяговий орган – приводний пас – є найважливішим елементом, що визначає роботоздатність та довговічність передачі. До приводних пасів ставляться такі вимоги: висока тягова здатність, тобто достатнє зчеплення зі шківами; достат­ня міцність, стійкість проти спрацьовування та довговічність; неве­ликий модуль пружності матеріалу паса; низька вартість.

За матеріалом та конструкцією розрізняють приводні паси кількох типів. Найрозповсюдженіші з них стандартизовані.

Плоскі паси бувають гумотканинні (ГОСТ 23831–79), бавовняні суцільноткані, шкіряні (ГОСТ 18679–73) та паси із спеці­альних синтетичних матеріалів.

Гумотканинні паси є досить розповсюдженими. Вони виготовля­ються трьох типів (А, Б і В) із кількох шарів міцної тканини, прогу­мованої вулканізацією.

Нарізні паси типу А (рис. 21.2, а) мають кілька шарів плетеної бавовняної тканини (бельтінга), між якими розміщені для підвищення гнучкості прошарки з гуми. Краї пасів типу А покривають водостій­кими компонентами.

У пошарове загорнутих пасах типу Б (рис. 21.2, б) прокладки з бельтінга розміщуються таким чином: центральна прокладка охоп­люється окремими кільцевими прокладками із взаємно зміщеними стиками. Ці паси виготовляють із гумовими прошарками і без них.

Спіральне загорнуті паси типу В (рис. 21.2, в) виготовляють із одного куска бельтінгової тканини без прошарків між прокладками.

Усі типи гумотканинних пасів виготовляють як із гумовими обклад­ками, так і без них.

Тканина прокладок забезпечує гумотканинним пасам достатню міцність та довговічність, а гума є єднаючою речовиною паса як одного цілого і призначена захищати тканину від пошкоджень, а також за­безпечувати підвищений коефіцієнт тертя між пасом та шківами.

Гумотканинні паси виготовляють завширшки 20–1200мм із числом прокладок 2 – 9, завтовш­ки 1,25–2мм кожна. Вони випускаються проми­словістю у вигляді довгих стрічок. Тільки для підвищених швидкостей та для машин масового випуску гумотканинні паси можуть виготовля­тись замкнутої форми зав­ширшки 30; 40 і 50мм, завтовшки 1,75; 2,5 і 3,3 мм і завдовжки 500–2500мм.

Із гумотканинних пасів переважне поширен­ня набули паси типу А як найгнучкіші. Модуль пружності таких пасів E=200...350 МПа. Допустима найбільша швидкість для пасів типу А–30м/с, типу Б–20м/с і типу В–15м/с.

Бавовняні суцільноткані паси виготовляють із бавовняної пряжі у кілька переплетених шарів певної ширини 30–250мм, завтовшки 4,5–8,5мм, їх застосовують переважно у передачах невеликої потужності при швидкостях до 25м/с. Для ро­боти в сирих приміщеннях або у хімічно активних середовищах, а також при температурах вище від 50⁰ C бавовняні паси не використо­вують.

Шкіряні паси виготовляють із окремих нарізаних смуг шкіри скле­юванням їх спеціальним клеєм або зшиванням.

Стандартні шкіряні паси завширшки 20–300мм і завтовшки 3–10мм призна–чені для передавання малих та середніх потужностей.

Шкіряні паси мають високу тягову здатність, достатньо міцні і тому вони, особливо при роботі в умовах змінних навантажень. Вони можуть працювати при швидкостях до 45 м/с, однак через високу вартість шкі­ряні паси застосовують рідко.

Паси із синтетичних матеріалів є найперспективнішими. Вони мають високу статичну міцність та довговічність Армовані плівкові багатошарові паси на основі синтетичних поліамідних матеріалів мо­жуть працювати при швидкостях до 80 м/с і передавати потужність до 3000 кВт. Для підвищення тягової здатності синтетичних пасів ви­користовують спеціальні фрикційні покриття їхніх робочих поверхонь.

Клинові паси нормального перерізу для приводів загаль­ного призначення стандартизовані (ГОСТ 1284.1–89). їх виготовля­ють двох типів: кордтканинні та кордшнурові.

Кордтканинні клинові паси (рис. 21.3, а) складаються з кількох шарів прогумованої кордтканини 2, яка є основним елементом, що передає навантаження (вона розміщена приблизно симетрично до ней­трального шару перерізу паса), гумового або гумотканинного шару розтягу 1, який розміщується над кордом, гумового або рідше гумо­тканинного шару стиску 3 нижче корду, кількох шарів обгорткової прогумованої тканини 4.

Кордшнурові клинові паси (рис. 21.3, б) відрізняються від кордтканинних тим, що в них на місці шарів кордтканини передбачається один шар кордшнура 2 завтовшки 1,6–1,7мм, шар розтягу 1 виконаний із гуми середньої твердості, а шар стиску 3 – з більш твердої гуми.

Згідно з ГОСТ 1284.1–89 клинові паси виготовляють семи різних за розмірами перерізів, які позначаються: O(Z), А(А), Б(В), В(C), Г(D), Д(E), E(EO). У дужках вказані позначення, що застосовуються у міжнародній практиці. Клинові паси виготовляють замкнутої форми з різ­ними стандартними довжинами.

Кордшнурові паси як більш гнучкі га довговічні використовують у більш важких умовах роботи пасової передачі. Допускається мак­симальна швидкість для клинових пасів з перерізами O, А, Б і В – до 25м/с, а для перерізів Г, Д і E – до 30 м/с.

У клинопасових передачах із шківами малих діаметрів використо­вують клинові паси з гофрами (рис. 21.3, г).

Знаходять застосування також вузькі клинові паси з відношен­ням

а/h ≈ 1,2 (для пасів нормального поперечного перерізу a/h ≈ 1,6) Вузькі паси передають у 1,5–2 рази більшу потужність, ніж звичайні, і допускають роботу при швидкостях 40–50 м/с. Такі паси умовно позначають: УО, УА, УБ і УВ. Вузькі клинові паси поступо­во витісняють паси нормальних перерізів. Перехід на вузькі клинові паси в автомобілях та сільськогосподарських машинах у зв'язку з більшою довговічністю цих пасів дозволив суттєво зменшити загаль­ний випуск приводних пасів.

Поліклинові паси мають поздовжні клинові виступи на внутрішній стороні (рис. 21 4) і виконуються замкнутої форми.

У плос­кій частині паса розміщуються кордшнур 1, який сприймає наванта­ження, і гумовий або гумотканинний шар розтягу 2. Ці паси поєдну­ють переваги клинових пасів (підвищене зчеплення зі шківами) та гнучкість, ха­рактерну для плоских пасів, внаслідок чого мінімальний діаметр малого шківа можна назначити меншим і збільшувати передаточне число передачі до 12–15.

Згідно з ТУ 38–105763–84 застосо­вують поліклинові паси трьох поперечних перерізів: К, Л, M. Для перерізу К: t= 2,4 мм, H= 4,0мм, h = 2,35 мм, довжина – 400...2000мм, число ребер – 2...36. Для перерізу M: t = 9,5 мм, H = 16,7 мм, h= 10,35 мм, довжина–1250...4000 мм, число ребер – 2...20.

Круглі паси виготовляють шкіряними, гумотканинними, бавовняними, капроновими. Найуживанішими є круглі паси діамет­ром 4–8 mm Ці паси мають низьку несучу здатність і їх застосовують для передавання невеликих потужностей, найчастіше в різних пере­давальних пристроях приладів.

Ліпшими у роботі є паси із замкнутим контуром. Однак внаслідок особливостей технології виготовлення та дуже великого розсіювання можливих міжосьових відстаней передач плоскі паси, як указано ви­ще, випускаються переважно у вигляді стрічки – у рулонах. При монтажі передачі кінці паса слід з'єднувати.

Кінці паса з'єднують склеюванням та зшиванням або закріпляють металевими з'єднувачами (рис. 21.5).

Склеювання широко застосовують для гумотканинних та шкіряних пасів. Однорідні за матеріалом паси (шкіряні) склеюють по косо­му зрізу (рис. 21.5, а), а шаруваті паси – по ступеневому зрізу (рис. 21.5, б). Зшивання пасів виконують жильними струнами або шкіряними пас­ками (рис. 21.5, в).

Металеві з'єднувачі застосовують для всіх пасів, крім швидкохід­них. З їхньою допомогою можна найшвидше виконати з'єднання кін­ців паса. На рис. 21.5, г показане з'єднання кінців паса за допомогою шарнірного з'єднувача, а на рис. 21.5, д – за допомогою болтів із закругленими планками.

Усі розглянуті з'єднання, особливо останні, так чи інакше підви­щують жорсткість і масу паса у зоні з'єднання, що погіршує його роботу на шківах і не допустимо для передач, які працюють при значних швидкостях пасів (більш ніж 15 м/с).

Шківи пасових передач. Шків пасової передачі (рис. 21.6, а) у більшості випадків має обід 1, який безпосередньо несе пас, маточину 3, за допомогою якої шків розміщується на валу, та диск 2 (або спиці), що з'єднує обід із маточиною.

Форма робочої поверхні обода шківа визначається формою попе­речного перерізу паса.

Для плоских пасів найбажанішою формою робочої поверхні шківа є гладка полірована поверхня Для зменшення спрацьовування паса, яке викликається пружним ковзанням, шорсткість робочої поверхні обода повинна мати R_z < 10мкм.

Щоб забезпечити центрування паса, робочу поверхню одного із шківів роблять випуклою (рис. 21.6, б), описаною в осьовому перерізі шківа дугою кола. Основні розміри шківів – діаметр d, ширина В (залежно від ширини паса Ь), а також стрілка випуклості обода у, рег­ламентовані стандартами. Можна брати: В ≈ 1,1b + (5...8) мм; у ≈B /200. Діаметри шківів вибирають із стандартного ряду.

Для клинових пасів робочою поверхнею є бокові сторони клинових жолобків на ободі шківа. Розміри та кількість жолобків визначаються профілем перерізу паса та кількістю клинових пасів, що одночасно працюють на шківі (рис. 21.6, в). Профіль перерізу клинового паса при згині на шківі спотворюється і тому кут клину паса (рис. 21.6, б) у порівнянні з початковим (φ₀ = 40°) змінюється. Отже, кут φ профі­лю жолобків шківа беруть залежно від його діаметра. Для стандартних клинових пасів розміри жолобків шківів наведені у ГОСТ 20889–88.

Для круглих пасів мінімальний діаметр шківа d_min ≥ 20d₀, де d₀– діаметр паса. Профіль жолобків на шківі виконують напівкруглим або клиновим із кутом φ = 40° (рис. 21,6, г, д). Розміри жолобків обода шківа для поліклинових пасів вибирають згідно з ТУ 38–105763–84.

Шківи пасових передач виготовляють із чавуну, сталі, легких сплавів, пластмас.

Чавунні шківи найрозповсюдженіші. Використовують та­кі марки чавуну: СЧ 15 при швидкості паса v ≤ 15 м/с; СЧ 18 при v = 15...30м/с; СЧ 20 при v = 30...35 м/с. Заготовки шківів виготов­ляють литтям.

Сталеві шківи у більшості випадків виготовляють збірної конструкції зварюванням відштампованих окремих деталей. Тому вони відрізняються легкістю і використовуються при високих швид­костях пасів (v ≤ 40 м/с). Інколи заготовками для шківів може служи­ти сталеве литво або круглий прокат.

Шківи із легких сплавів виготовляють переважно із алюмінієвого литва. За конструкцією вони такі самі, як і чавунні, але з більш тонкими стінками. Оскільки шківи з легких сплавів у по­рівнянні із чавунними та сталевими мають меншу масу, то їх раціо­нально використовувати в першу чергу у швидкохідних передачах.

Пластмасові шківи здебільшого використовують при невеликих діамерах (до 300мм) і виготовляють із текстоліту або во­локніту, їх виготовляють збірної конструкції, де маточина із сталі або чавуну У порівнянні із металевими пластмасові шківи мають малу масу, а коефіцієнт тертя між пасом та шківом більший. Ці шківи ши­роко застосовують у швидкохідних пасових передачах.

Натяжні пристрої у пасових передачах застосовують для створення попереднього натягу, компенсації витягування паса в процесі його експлуатації, а також збільшення кутів охоплення шківів, які впли­вають на тягову здатність.

За конструкцією та принципом роботи натяжні пристрої можна по­ділити на три групи: полозки та хитні плити; натяжні та відтяжні ро­лики; пристрої з автоматичним регулюванням натягу паса.

Полозки (рис. 21.7, а) та хитні плити (рис. 21.7, б) є найпростішими натяжними пристроями, що використовуються у пасових передачах із регульованою відстанню між шківами. Ці прист­рої прості за конструкцією і забезпечують сталість протягом деякого періоду експлуатації попереднього натягу паса. Тому їх раціонально використовувати у передачах з постійним у часі робочим навантажен­ням.

Натяжні ролики застосовують для пасових передач із постійною відстанню між осями шківів. Натяжний ролик – шків з гладким ободом, який притиснутий до зовнішньої поверхні веденої вітки паса близько меншого шківа і вільно обертається (рис. 21.8, а). Притискання ролика до паса може здійснюватись встановленим на ва­желі тягарцем або натягом відповідної пружини. У передачах з на­тяжним роликом збільшується кут охоплення малого шківа, поліпшу­ється робота передачі з великим передаточним числом при малій від­стані між осями валів. Однак ролик спричинює додатковий (і до того ж в обернену сторону) згин паса, що значно прискорює його руйнування.

Відтяжні ролики застосовують у клинопасових переда­чах (рис. 21.8, б). Тут пас зазнає лише односторонній згин, що знач­но менше впливає на його довговічність, проте зменшуються кути об­хвату пасом шківів.

Натяжні та відтяжні ролики також раціонально застосовувати при постійному робочому навантаженні передачі, бо вони забезпечують постійний попередній натяг паса.

Значно ліпшими від описаних вище є натяжні пристрої з автома­тичним регулюванням натягу паса.